CN107921993B - 商用车转向系统 - Google Patents

商用车转向系统 Download PDF

Info

Publication number
CN107921993B
CN107921993B CN201680050435.4A CN201680050435A CN107921993B CN 107921993 B CN107921993 B CN 107921993B CN 201680050435 A CN201680050435 A CN 201680050435A CN 107921993 B CN107921993 B CN 107921993B
Authority
CN
China
Prior art keywords
steering
gear
transmission
commercial vehicle
stage
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201680050435.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN107921993A (zh
Inventor
E.威尔斯克
J.罗加尔
S.布隆伯格
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Volkswagen AG
Original Assignee
Volkswagen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority to DE102015217045.4A priority Critical patent/DE102015217045A1/de
Priority to DE102015217045.4 priority
Application filed by Volkswagen AG filed Critical Volkswagen AG
Priority to PCT/EP2016/069763 priority patent/WO2017042020A1/de
Publication of CN107921993A publication Critical patent/CN107921993A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN107921993B publication Critical patent/CN107921993B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62DMOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0421Electric motor acting on or near steering gear
    • B62D5/0424Electric motor acting on or near steering gear the axes of motor and final driven element of steering gear, e.g. rack, being parallel
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62DMOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0403Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear characterised by constructional features, e.g. common housing for motor and gear box
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62DMOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0421Electric motor acting on or near steering gear
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62DMOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0421Electric motor acting on or near steering gear
    • B62D5/0424Electric motor acting on or near steering gear the axes of motor and final driven element of steering gear, e.g. rack, being parallel
    • B62D5/0427Electric motor acting on or near steering gear the axes of motor and final driven element of steering gear, e.g. rack, being parallel the axes being coaxial
    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62DMOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/04Power-assisted or power-driven steering electrical, e.g. using an electric servo-motor connected to, or forming part of, the steering gear
    • B62D5/0442Conversion of rotational into longitudinal movement
    • B62D5/0445Screw drives

Abstract

一种商用车转向系统,包括转向传动机构(11),用于将施加于方向盘(12)上的手动力矩传递到转向摆臂(13)上。所述转向传动机构(11)具有:用于为转向辅助提供辅助力矩的电动机(20),其中,在转向系统的整个运行范围内仅电气地提供转向辅助;输入轴(18)和输出轴(19),它们的旋转轴线(A,B)相对彼此偏斜;第一传动装置(21),其将输入轴(18)与输出轴(19)耦连;和第二传动装置(22),在所述第二传动装置的输入侧连接有所述电动机(20),并且所述第二传动装置具有至少一个高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级,其中,所述第二传动装置(22)在输出侧与所述输出轴(19)耦连,并且所述第二传动装置的高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级与所述输出轴(19)同轴地布置。

Description

商用车转向系统
本发明涉及一种商用车转向系统,包括转向传动机构,用于将施加于方向盘上的手动力矩传递到转向摆臂(Lenkstockhebel)上,所述转向传动机构具有用于为转向辅助提供辅助力矩的电动机,其中,在转向系统的整个运行范围内仅电气地提供转向辅助。
与乘用车的转向系统不同,商用车转向系统由于较高的前桥载荷而必须提供明显较高的转向力,因此惯常用于乘用车的转向方案不能转移到商用车上。另外,由于车内空间条件不同而导致明显变化的安装情况。
因此,商用车转向系统通常设计有模块式的转向传动机构,在模块式转向传动机构的输出侧上连接有转向摆臂。驾驶员在输入侧引入到转向传动机构中的手动力矩通过该转向传动机构转换为转向摆臂的旋转运动。
从DE 20 2004 021 588 U1已知一种商用车转向系统,其既具有电气助力辅助又具有液压助力辅助。驾驶员的手动力矩在此通过扭杆引入主轴中,该主轴通过连续的球链与轴向可移动的活塞啮合。设置在活塞外圆周上的齿部与从动轴段相啮合,该从动轴段与转向摆臂连接,以便将活塞的轴向运动转换成转向摆臂的旋转运动。布置在主轴内的扭杆通过旋转滑阀控制液压回路的阀组件。液压回路由泵产生液压并给活塞加载,该活塞除了手动力矩之外还提供辅助力。电气助力辅助由通过波变速箱(Wellgetriebe)与主轴耦连的电动机提供。电动机在此位于主轴前面的转向传动机构壳体的外侧。
这种电动机在考虑到商用车领域中惯用的车载电源电压为24V的情况下通常会产生2Nm的驱动力矩,因此在考虑到波变速箱的变速器传动比i=50的情况下能够实现约100Nm的扭矩。相反,助力辅助的液压部分对应于约7600Nm的明显更高的扭矩。
这种商用车转向系统由于滚珠螺杆和所需的液压系统而在构造上成本昂贵。另外,液压系统决定了相当大的结构空间需求。
如在DE 20 2004 021 588 U1中所述的那样,始终准备使用的液压助力辅助需要约1000W的效率,这反映在相应的燃料额外消耗中。DE 20 2004 021 588 U1中作为补救措施提出了在某些情况下关闭液压助力辅助,从而仅使用电气助力辅助。只有当需要更高的转向力时,液压助力辅助才会打开。
此外,从DE 100 39 574 A1已知一种具有纯电气助力辅助的前述类型的商用车转向系统。由此避免了额外的液压系统的成本。出于冗余的原因,根据DE 100 39 574 A1的商用车转向系统配备有两个电动机,这又意味着更高的结构空间需求和制造成本。
本发明所要解决的技术问题是在保持高转向力和紧凑结构的情况下,在减小构造成本方面进一步改进前述类型的商用车转向系统。在此应当在转向摆臂上提供与DE 202004 021 588 U1中大致相当的总扭矩。
所述技术问题通过根据权利要求1所述的商用车转向系统解决。根据本发明的商用车转向系统包括转向传动机构,用于将施加于方向盘上的手动力矩传递到转向摆臂上,所述转向传动机构还具有:
-用于为转向辅助提供辅助力矩的电动机,其中,在转向系统的整个运行范围内仅电气地提供转向辅助,
-输入轴和输出轴,它们的旋转轴线相对彼此偏斜,
-第一传动装置,其将输入轴与输出轴耦连,和
-第二传动装置,在所述第二传动装置的输入侧连接有所述电动机,并且所述第二传动装置具有至少一个高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级,其中,所述第二传动装置在输出侧与所述输出轴耦连,并且所述第二传动装置的高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级与所述输出轴同轴地布置。
在此表明,通过这样的布置能够形成特别紧凑的商用车转向系统,其允许在有限的空间中通过电动机驱动装置提供较大的扭矩。
根据本发明的商用车转向系统尤其适用于前桥载荷大于2.5t的无轨车辆。
助力辅助以纯电动方式实施,因此不需要液压组件。在当前车载电源电压为24V的情况下,可在转向摆臂上提供数量级约为8000Nm的扭矩。通过转向摆臂,将来自转向传动机构的转向指令例如通过转向横拉杆传递到所操纵的车轮的转盘轴承。
本发明的其它的实施方式在从属权利要求中给出。
优选地,第二传动装置的与输出轴同轴的传动级是具有齿部的偏心轮传动机构、具有渐开线齿部的渐开线齿轮传动机构或摆线齿轮传动机构。由此能够在紧凑尺寸的情况下实现非常大的传动比,从而在第二传动装置中能够通过少量的传动级实现大于1:320的总传动比。在此特别有利的是,使用凸轮盘传动器作为摆线齿轮传动机构。
当需要高达约1:100的单级高传动比时,摆线齿轮传动机构由于有限的滚子小型化能力而总是构造地相对较大。具有渐开线齿部的偏心轮传动机构在此提供了额外的优点。齿部在较少齿数差的情况下是面状承载的。另外,负荷被更多数量的齿部同时承载。
根据一个实施变型方案,所述第二传动装置具有两个传动级,这两个传动级分别被设计为高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级。由此能够通过非常紧凑的传动级实现大于1:320的总传动比。
在此优选地,所述第二传动装置的两个传动级被设计为单级的偏心轮传动机构或单级的摆线齿轮传动机构。此外,可以为这两个传动级设置共同的齿圈,这两个传动级的内齿轮分别与所述齿圈相啮合。由此进一步减小了第二传动装置的结构空间。
此外,所述第二传动装置的两个传动级可以具有分别在1:18至1:25范围内的相等或近似相等的传动比。这在空间的观察角度下,尤其在这两个传动级直接轴向串联的情况下以及对于噪声生成是有利的。
在另一个实施变型方案中,所述电动机与输出轴同轴地布置。因此可以非常有利地与第二传动装置或其至少一个传动级组合成一个结构单元。
根据另一实施变型方案,所述第二传动装置在电动机和高传动比的同轴变速器之间具有减速传动的皮带传动装置、行星齿轮传动机构、锥齿轮传动机构或双曲面齿轮传动机构形式的传动级。由此能够使电动机的位置匹配相应的安装情况。因此,电动机特别地还可以轴线平行于输出轴或者以其旋转轴线横向于输出轴的旋转轴线地布置。在此有利地也可以使用正齿轮传动机构。
此外,第二传动装置可以这样配置,使得电动机与高传动比的同轴变速器之间的一个或多个附加的传动级具有小于1:8的减速传动比,同时高传动比的同轴变速器具有大于1:60的减速传动比,使得总传动比可以大于1:320。在该情况下,高传动比的同轴变速器仍然可以单级地实施,以便实现沿轴向特别短的设计。另外,例如与皮带传动装置相结合,电动机可以任意地布置在输出轴的周围,并且可以灵活地装配到现有的结构空间中。
根据另一个实施变型方案,在所述输出轴上固定或构造有作为第一传动装置的组成部分的齿部结构,使得电动机的辅助力矩以较低的耗费与方向盘的手动力矩相结合。
根据另一实施变型方案,所述第一传动装置具有两个传动级,即第一传动级和第二传动级,所述第一传动级用于将输入轴的围绕其旋转轴线的旋转运动转换为中间件的平移运动,并且所述第二传动级用于将中间件的平移运动转换为输出轴的围绕其旋转轴线的旋转运动,其中,所述第一传动装置的减速传动比处于1:10至1:40的范围内。
在另一实施变型方案中,在掣子和偏心轮传动机构或摆线齿轮传动机构的内齿轮的开口之间布置有柱形钻套,该柱形钻套替代或补充在此常用的滚动轴承。
根据另一实施变型方案,第一传动装置反而设有恰好一个传动级,由此大大简化了该制造和装配技术。该一个传动级单级地将输入轴的围绕其旋转轴线的旋转运动转换为输出轴的围绕其旋转轴线的旋转运动。
特别适宜地是蜗轮传动机构、锥齿轮传动机构或双曲面齿轮传动机构,通过该传动机构可将在输入轴上的900°的旋转角度范围减小到在输出轴和转向摆臂上的约45°至90°,优选地45°至60°的旋转角度范围。然而有利地,在此也可以使用滚珠螺杆。
此外,在输入轴的输入侧上可以设置扭矩传感器,以便检测驾驶员施加的手动力矩并与此相应地控制电动机。
根据另一实施例,转向传动机构壳体容纳有输入轴、输出轴、第一传动装置和第二传动装置的至少高传动比的同轴变速器,由此获得预装配的结构单元,该预装配的结构单元可以安装在车辆上。
此外,电动机同样可以包括在这样的结构单元中并且为此优选地容纳在转向传动机构壳体中。
另外可行的是,电动机的部件、例如电动机的定子由转向传动机构壳体的部段构成,由此可以减小转向传动机构的总重量。
优选地,在转向系统的整个运行范围内仅由唯一的电动机提供转向辅助,从而与DE 100 39 574 A1相比获得了明显的结构空间的优势。
此外,所述电动机具有定子,所述定子具有至少两个电气分离的绕组,所述绕组分别由专门的电子控制装置控制。这能够在使用紧凑的高速运转的电动机的情况下增加来自车载电源的由电动机提供的扭矩。
根据另一实施变型方案,使第一传动装置与输出轴相啮合的传动级具有可变传动比,使得在处于靠近转向系统的中间位置的区域中,转向运动在方向盘上施加与远离该中间位置的区域中的转向运动相比更小的车轮转向角。因此可以当直行时通过较小的车轮转向角实现较大的转向运动,并且当泊车时通过较大的车轮转向角实现较小的转向运动,以便驾驶员操纵车辆。
以下参照附图中所示的实施例更详细地解释本发明。附图中:
图1示出根据本发明的商用车转向系统的第一实施例的立体图,
图2示出根据本发明的商用车转向系统在商用车中布置方式的示意图,
图3示出第一实施例的转向传动机构沿其输入轴的纵向剖面图,
图4示出第一实施例的转向传动机构的另一剖面图,
图5示出第一实施例的转向传动机构沿其输出轴的纵向剖面图,
图6示出横向于输出轴的第二传动装置的横向剖面图,
图7示出针对第二实施例的对应于图2的视图,
图8示出针对第三实施例的第二传动装置的另一实施方式的局部立体图,
图9示出根据图8的第二传动装置的纵向剖面图,
图10示出根据图8的第二传动装置的横向剖面图,
图11示出具有内摆线的替代实施方式,
图12示出用于在偏心轮传动机构或摆线齿轮传动机构中替代地支承掣子的柱形钻套,和
图13示出根据本发明的商用车转向系统的转向传动机构的第四实施例。
这些实施例分别涉及助力转向机构类型的商用车转向系统10,该商用车转向系统适用于2.5t以上的前桥载荷。图2示出该商用车转向系统在商用车中的布置方式的示意图。商用车转向系统10具有转向传动机构11,所述转向传动机构11设计用于将驾驶员施加于方向盘12上的手动力矩传递到转向摆臂13上。为此,方向盘12经由转向柱14与转向传动机构11的输入件耦连。与转向传动机构11的输出件耦连的转向摆臂13例如经由转向横拉杆15与机动车的待转向的车轮16连接,以便将转向摆臂13的摆动传递到车轮16上并且进而在这些车轮上造成转向回转。
第一实施例的转向传动机构11(其结构在图1和图3至图6中更详细地示出)包括转向传动机构壳体17,输入轴18和输出轴19在转向传动机构壳体17中围绕旋转轴线A和B可旋转地支承。通过输入轴18将驾驶员的手动力矩引入到转向传动机构11中,而与之相对地,输出轴19抗扭转地与转向摆臂13耦连,以便使转向摆臂13枢转并从而通过转向横拉杆15使车轮16转向。输出轴19的旋转轴线B在此相对于输入轴18的旋转轴线A偏斜地延伸。两个既不彼此相交也不彼此平行的轴线或直线称作“偏斜”。
转向传动机构11还包括用于为驾驶员的转向辅助提供辅助力矩的电动机20。在根据本发明的转向系统类型中,转向辅助在转向系统的整个工作范围内优选地仅以电气方式实现。尤其可以放弃液压转向辅助。
此外,转向传动机构11包括两个传动装置,即第一传动装置21和第二传动装置22,第一传动装置21将输入轴18与输出轴19耦连,并且在第二传动装置22的输入侧上连接有电动机20,并且在第二传动装置22的输出侧上与输出轴19耦连。由此,通过第一传动装置21的传动比,使手动力矩作用于输出轴19上并进而作用于转向摆臂13上,并且通过第二传动装置22的传动比使电动机20的驱动扭矩作用于输出轴19上并进而作用于转向摆臂13上。两个传动装置21和22在此都分别导致减速传动比。
如上所述地,在商用车转向系统中在转向摆臂上需要约8000Nm的扭矩,以便在所有行驶情况中的较高的前桥载荷下,尤其甚至在软地面上,都能够良好地操纵车辆。原则上可以设想,为此使用具有高输出扭矩的电动机。然而这会导致相对大的尺寸,从而使这种应用在车辆转向的情况下是不利的。使用多个电动机,如DE 100 39 574 A1中所提出的,也需要大的空间。因此,在实践中通常设置用于提供高转向力的液压驱动装置。
所述实施例提供了一种新的方式,这种新的方式能够实现以单个相对紧凑的电动机20提供助力,其中转向传动机构11的结构空间需求总体上仍然保持较低。但不排除使用两个紧凑的电动机。
随后,为此提出了各种转向传动机构的配置方式。所有这些配置方式的共同点在于,第二传动装置22在输出侧与输出轴19耦连并且具有至少一个以高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级221。这个以高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级221在此与输出轴19同轴地布置,以便将驱动力矩引入到输出轴19中。在此尽管非常紧凑的结构,通过第二传动装置22实现了总减速传动比大于1:320。通过使用合适的传动机构,在两个传动级的情况下能够实现总减速传动比高达约1:1600,而不会使第二传动装置22的尺寸增加太多。
在第一实施例中,第二传动装置22具有两个沿轴向直接相继布置的传动级221和222,这两个传动级被设计成以高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级。电动机20在此与第二传动装置22同轴地布置。其旋转轴线因此处于输出轴19的旋转轴线B上。由此获得了由电动机20和第二传动装置22组成的非常紧凑的单元。
为了形成较高的减速传动比,第二传动装置的传动级221和222被设计为具有齿部的偏心轮传动机构,优选地设计为具有渐开线齿部的偏心轮传动机构,正如在图5和6中清楚可见的。
发动机侧的第二传动级222的高传动比的同轴变速器具有至少一个内齿轮223,该内齿轮223在其外周上具有渐开线齿部,该渐开线齿部与齿圈224部分啮合并且可以在齿圈中环绕。内齿轮223通过相对于电动机20的从动轴201偏心的轴肩225驱动,从而使内齿轮223在齿圈224内环绕。所述内齿轮进一步地具有多个轴向开口226,第二传动级222的输出件228的较小直径的掣子227嵌入到所述轴向开口226中。如果电动机20运行以使其输出轴旋转,则该输出轴沿旋转方向带动内齿轮223。在此,内齿轮223在齿圈224上滚动。内齿轮223的开口226与输出件228的掣子227接触并相应地带动它们,从而使输出件228围绕旋转轴线B旋转。在第二传动装置22的单级实施方式中,该输出件228会直接驱动转向传动机构11的输出轴19。然而,在当前情况下还并入了另一个即第一传动级221,该第一传动级221在本实施例中也是具有渐开线齿部的偏心轮传动机构。在此,输出件228具有用于驱动第二内齿轮230的偏心的轴肩229。该第二内齿轮又与齿圈224啮合,以便通过开口使第一传动级221的输出件231上的掣子围绕旋转轴线B旋转并由此最终驱动输出轴19。输出件可以设计为盘形支座,掣子沿着开口方向轴向地突出于该盘形支座。另外如所示地,输出件231可以与输出轴19一体地设计,但是也固定在输出轴19上或以其它方式与输出轴19连接。
在图5和6所示的实施变型中,两个传动级221和222的内齿轮223和230被设计和布置为只需要一个共同的齿圈224。这两个传动级如此可以以相同或近似相同的传动比设计,该传动比针对商用车转向系统优选地可以分别在1:18至1:25的范围内选择。这尤其在紧凑结构方面是有利的。
然而,也可以为每个传动级221、222设置专门的齿圈。
此外,第二传动装置22可以具有两个彼此不同的高传动比的同轴变速器作为传动级。因此,高传动比的同轴变速器中的一个例如可以设计为摆线齿轮传动机构,而另一个是偏心轮传动机构。
第二传动装置22也可以是单级的,即,仅构造一个传动级。
然而,在所有情况下都存在至少一个高传动比的同轴变速器,其可以是具有渐开线齿部的偏心轮传动机构或者可以是摆线齿轮传动机构。在此,“高传动比的同轴变速器”被理解为具有在1:15至1:400范围内的单级高传动比的和同轴的输入和输出件的齿轮传动。
此外,高传动比的同轴变速器形式的传动级221可以与具有较低传动比的传动级结合。然而,在该情况下为了提供足够的扭矩则必须使用具有与第一示例性实施例相比明显升高的传动比的高传动比的同轴变速器。
如果想要用行星齿轮实现相应的总传动比,则需要更多数量的传动级。为此会明显增加沿轴向的总长度。谐波传动机构、即波变速箱在这个传动比范围内反而会导致非常大的径向尺寸,这同样是不希望的。
转向辅助装置在输出轴19上的支承能够进一步相对于DE 20 2004 021 588 U1简化在输入轴18和输出轴19之间的第一传动装置21,因为在当前情况下在转向装置中和转向装置上不再需要液压装置。由此减小了在旋转轴线A的方向上的尺寸。
在第一实施例中,在图3和图4中清晰可见的第一传动装置21具有两个传动级211和212。第一传动级211用于将输入轴18绕旋转轴线A的旋转运动转换为中间件213的平移运动。第二传动级212用于将中间件213的平移运动转换为输出轴19绕其旋转轴线A的旋转运动。第一传动装置21的减速传动比处于1:10至1:40的范围内,由此在方向盘12上的输入侧的旋转范围为900°的情况下实现了转向摆臂13上的足够大的用于操控转向横拉杆16的摆动角度。
第一传动级211在此由滚珠螺杆形成。为此,输入轴18具有主轴段214,该主轴段通过滚子215与中间件213的内螺纹啮合。中间件213在转向传动机构壳体17上线形地导引。为此,在中间件213和转向传动机构壳体17之间设置适合的导引装置216。例如,为此可在中间件213的外周上以及在转向传动机构壳体17的内周上设计纵向槽,这些纵向槽分别与共同的滚轮或滚子啮合。当输入轴18绕旋转轴线A旋转时,中间件213沿纵向移动。
中间件213在其外周上还具有用于第二传动级212的齿部217,齿部217与构造在或固定在输出轴19上的齿部结构218啮合。由此,再次将中间件213的平移运动转换成旋转运动,通过该旋转运动使手动力矩最终以第一传动装置21的传动比贴靠在输出轴19上。
第二传动级212能够以可变传动比实现,以便于驾驶员操纵车辆。齿部几何形状可以被如此改进,即在处于靠近当直线行驶时采取的转向系统的中间位置的区域中,转向运动在方向盘12上造成与远离该中间位置的区域中的转向运动相比更小的车轮转向角。
电动机20根据驾驶员的转向指令和可选的其他车辆参数被控制。电动机20的控制尤其可以根据由驾驶员施加在方向盘12上的手动力矩来实现。相应的控制装置26可以以符合结构空间的方式在输出轴19周围布置。手动力矩可以通过布置在输入轴18的输入侧上的扭矩测量装置23来检测。
在第一实施例中,第一传动装置21设计为两级的。然而,也可以将其设计成单级的,如在图7中在第二实施例的范围中所示的。在该情况下,第一传动装置恰好具有一个传动级21,该传动级21将输入轴绕其旋转轴线A的旋转运动转换为输出轴绕其旋转轴线B的旋转运动。这例如可以如图7中示例性示出的那样通过蜗杆传动实现。为此,在中间件213上构造有主轴段219,该主轴段219与构造在或固定在输出轴19上的齿部结构218相啮合。第一传动装置21由此没有可平移运动的中间件213也能运行,因此进一步减小了在旋转轴线A的纵向方向上的尺寸。
作为蜗杆传动的替代方案,还可以设有单级式锥齿轮传动机构或单级式双曲面齿轮传动机构。
输入轴18还可以构造有中空轴段181,扭杆182延伸到中空轴段181中。扭杆182在一端与中空轴段181抗扭转地连接,而扭杆182在另一端与输入侧的轴段183连接,通过该输入侧的轴段183将手动力矩引入到转向传动机构11中。传动级的主轴段219优选地构造或安装在空心轴段181上,空心轴段181沿轴向在主轴段219的两侧上借助滚动轴承24和25可旋转地支承在转向传动机构壳体17中。在此,扭矩测量装置23既包围空心轴段181的一部分,又包围输入侧的轴段183的一部分。在此,可以在空心轴段181上设置过载保护装置184。
上述部件、然而尤其至少输入轴18、输出轴19、第一传动装置21以及至少第二传动装置22的高传动比的同轴变速器,被容纳在转向传动机构壳体中。此外,电动机20也可以容纳在转向传动机构壳体17中。然而,也可以将该电动机20在外侧上通过法兰连接在转向传动机构壳体17上。此外,还可以通过转向传动机构壳体17的部段形成20的部件,例如电动机的定子。
此外,电动机20可以具有定子,该定子具有至少两个电气分离的绕组,所述绕组分别由它们自己的电子控制装置控制,以增加由电动机20输出的扭矩。
参照图8至11说明转向传动机构11的第三实施例。该第三实施例基本上根据第一或第二实施例设计并且与它们的区别仅在于第二传动装置22中使用另一个高传动比的同轴变速器。作为上述的偏心轮传动机构的替代方案,可以分别使用摆线齿轮传动机构,其中在图8中两个彼此相继的传动级221和222分别作为单级式摆线齿轮传动机构示出。
电动机侧的第二传动级222具有内齿轮223,该内齿轮在其外周上具有外摆线形式的波纹轮廓。该波纹轮廓与设置在齿圈224上的弧形段,在此例如滚子224a部分啮合,其中,内齿轮223可以在这些弧形段之间在齿圈224中环绕。内齿轮223通过相对于电动机20的从动轴201的旋转轴线偏心的轴肩225驱动,从而使内齿轮223在齿圈224中环绕运行。
内齿轮223还具有多个沿周向均匀分布地布置的轴向开口226。在开口226中嵌入第二传动级222的输出件228的掣子227。掣子227具有比开口226更小的直径。
为了减小摩擦,可以在掣子227上布置滚动轴承227a,掣子227经由所述滚动轴承227a与开口226啮合。作为掣子227上的滚动轴承227a的替代或者补充,可以将如图12所示的柱形钻套226a压入开口226中。
如果电动机20投入运转以使其从动轴201旋转,则该从动轴201沿旋转方向带动内齿轮223。内齿轮223由此在齿圈224的弧形段上滚动。开口226在此沿圆周方向带动掣子227,因此输出件228围绕旋转轴线B旋转。
第二传动级222将电动机20的驱动力矩传递到与此同轴布置的第一传动级221上。这在第三实施例中也构造为摆线齿轮传动机构,该摆线齿轮传动机构沿轴向直接连接在第二传动级222上。第二传动级222的输出件228为此具有用于驱动第二内齿轮230的偏心的轴肩229。第二内齿轮230又与齿圈224的弧形段啮合,以便通过开口使第一传动级221的输出件231上的掣子围绕旋转轴线B旋转并由此最终驱动输出轴19。第一传动级221的输出件可以构造为盘形支座,掣子沿第一传动级221的内齿轮230的开口的方向轴向地突出于该盘形支座。输出件231与输出轴19一体式地构造,在该输出轴19上还构造有第一传动装置21的齿部218。然而,输出件231还可以以其它方式与输出轴19连接。
作为替代方案,诸如滚子或圆柱销的弧形段还可以在内摆线形式的内轮廓上滚动。
另外,作为滚动轴承227a的替代或补充,还可以设置钻套226a。
这样的两级式第二传动装置22可以如同上文阐述的具有渐开线齿部的偏心轮传动机构那样以每个传动级在1:18至1:25范围内的传动比使用。另外,这样的第二传动装置22可以如结合第一实施例所描述的那样被改进。
图4示出第四实施例,其中,电动机20与输出轴19的旋转轴线B轴线平行地布置。电动机20的驱动力矩在此通过皮带传动装置27传递到高传动比的同轴变速器的输入件上,该输入件与输出轴19同轴地布置并与输出轴19以可驱动方式耦连。
在此,皮带传动装置27可以取代第二传动装置22的第二传动级222,从而在输出轴19上仅保留一个单级式高传动比的同轴变速器形式的传动级。通过电动机20的移位而缩短了转向传动机构11沿旋转轴线B的方向的长度。通过皮带传动装置27,电动机20可以根据需要并且围绕旋转轴线B定位,由此能够简单地匹配于不同的空间条件。
然而,作为皮带传动装置27的替代,还可将电动机20例如通过锥齿轮传动机构或双曲面齿轮传动机构连接在单级式高传动比的同轴变速器的输入件上。
输出轴上的单级式高传动比的同轴变速器例如可以是偏心轮传动机构或摆线齿轮传动机构,例如具有i=97的传动比,而不同类型的、连接在前面的第二传动级具有明显较小的传动比i=5。因此可达到总的减速传动比i=485,以达到例如约8100Nm的输出扭矩。
此外在输出轴19上的第一传动级221的前面连接着例如行星齿轮的传动级。通过连接在前面的传动级,单级式高传动比的同轴变速器可以以更高的传动比实施。这意味着,例如在摆线齿轮传动机构的情况下明显更多的弧形段如滚子、圆柱销、滚针或类似部件承受作用力,由此导致使用寿命增加。
因此,通常在第四实施例中,电动机20与高传动比的同轴变速器之间的第二传动装置22可具有附加的传动级27,其中,高传动比的同轴变速器2221具有大于1:80的减速传动比,并且连接在高传动比的同轴变速器2221前面的附加的传动级27具有小于1:10的减速传动比。
已经表明,通过这样的布置能够形成特别紧凑的商用车转向系统,该商用车转向系统允许在有限的结构空间中通过电动机驱动提供较大的扭矩。
本发明能够实现一种商用车转向系统,其中可以通过单个电动机20纯电力地实施助力辅助。由此可以采用24V的车载电源电压在转向摆臂13上提供数量级约为8000Nm的扭矩,由此能够使前桥载荷大于2.5t的商用车转向。
结合前述的实施例和另外的变型方案进一步阐述了本发明。前述的各个技术特征尤其可以互不相关地与另外的技术特征相结合地实现,并且只要技术上可行,则即便没有描述,尤其也是相结合的。因此在表述上,本发明不仅局限于所述的实施例,而是包括所有通过说明书确定的设计方案。
附图标记清单
10 转向系统
11 转向传动机构
12 方向盘
13 转向摆臂
14 转向柱
15 转向横拉杆
16 车轮
17 转向传动机构壳体
18 输入轴
181 空心轴段
182 扭杆
183 输入侧的轴段
184 过载保护装置
19 输出轴
20 电动机
201 从动轴
21 第一传动装置
211 第一传动装置的第一传动级
212 第一传动装置的第二传动级
213 中间件
214 主轴段
216 线形导引装置
217 齿部
218 齿部结构
219 主轴段
22 第二传动装置
221 第二传动装置的第一传动级
222 第二传动装置的第二传动级
223 内齿轮
224 齿圈
224a 滚子
225 偏心式轴肩
226 开口
226a 柱形钻套
227 掣子
227a 滚动轴承
228 第二传动级的输出件
229 偏心式轴肩
230 内齿轮
231 第一传动级的输出件
24 轴承
25 轴承
26 扭矩测量装置
A 输入轴的旋转轴线
B 输出轴的旋转轴线

Claims (20)

1.一种商用车转向系统,包括转向传动机构(11),用于将施加于方向盘(12)上的手动力矩传递到转向摆臂(13)上,所述转向传动机构具有用于为转向辅助提供辅助力矩的电动机(20),其中,在转向系统的整个运行范围内仅电气地提供转向辅助,
其特征在于,所述转向传动机构(11)还具有:
输入轴(18)和输出轴(19),它们的旋转轴线(A,B)相对彼此偏斜,
第一传动装置(21),其将输入轴(18)与输出轴(19)耦连,和
第二传动装置(22),在所述第二传动装置的输入侧连接有所述电动机(20),并且所述第二传动装置具有至少一个高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级(221),其中,所述第二传动装置(22)在输出侧与所述输出轴(19)耦连,并且所述第二传动装置的高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级(221)与所述输出轴(19)同轴地布置。
2.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,与所述输出轴(19)同轴的传动级(221)是具有齿部的偏心轮传动机构、具有渐开线齿部的渐开线齿轮传动机构或摆线齿轮传动机构。
3.根据权利要求1或2所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第二传动装置(22)具有两个传动级(221、222),这两个传动级分别被设计为高传动比的同轴变速器形式的减速的传动级。
4.根据权利要求3所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第二传动装置(22)的两个传动级(221、222)被设计为偏心轮传动机构或摆线齿轮传动机构,其中,为这两个传动级(221、222)设置共同的齿圈(224),这两个传动级(221、222)的内齿轮(223、230)与所述齿圈相啮合。
5.根据权利要求3所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第二传动装置(22)的两个传动级(221、222)具有分别在1∶18至1∶25范围内的相等或近似相等的传动比。
6.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,所述电动机(20)与输出轴(19)同轴地布置。
7.根据权利要求1或2所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第二传动装置(22)在电动机(20)和高传动比的同轴变速器(221)之间具有减速传动的皮带传动装置、行星齿轮传动机构、锥齿轮传动机构或双曲面齿轮传动机构形式的传动级(27)。
8.根据权利要求1或2所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第二传动装置(22)在电动机(20)和高传动比的同轴变速器(221)之间具有附加的传动级(27),其中,高传动比的同轴变速器(221)具有大于1∶60的减速传动比,并且连接在高传动比的同轴变速器前面的附加的传动级(27)具有小于1∶8的减速传动比。
9.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,在所述输出轴(19)上固定或构造有作为第一传动装置(21)的组成部分的齿部结构(218)。
10.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第一传动装置(21)具有两个传动级(211、212),即第一传动级(211)和第二传动级(212),所述第一传动级(211)用于将输入轴(18)的围绕其旋转轴线(A)的旋转运动转换为中间件(213)的平移运动,并且所述第二传动级(212)用于将中间件(213)的平移运动转换为输出轴(19)的围绕其旋转轴线(B)的旋转运动,其中,所述第一传动装置(21)的减速传动比处于1∶10至1∶40的范围内。
11.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第一传动装置(21)具有恰好一个传动级(211),该传动级将输入轴(18)的围绕其旋转轴线(A)的旋转运动转换为输出轴(19)的围绕其旋转轴线(B)的旋转运动。
12.根据权利要求11所述的商用车转向系统,其特征在于,所述第一传动装置(21)的唯一的传动级(211)是蜗轮传动机构、锥齿轮传动机构或双曲面齿轮传动机构。
13.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,在输入轴(18)的输入侧上布置有扭矩测量装置(23)。
14.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,转向传动机构壳体(17)容纳有输入轴(18)、输出轴(19)、第一传动装置(21)和第二传动装置(22)的至少高传动比的同轴变速器(221)。
15.根据权利要求14所述的商用车转向系统,其特征在于,在所述转向传动机构壳体(17)中容纳有电动机(20)。
16.根据权利要求14所述的商用车转向系统,其特征在于,所述电动机(20)的部件由转向传动机构壳体(17)的部段构成。
17.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,所述电动机(20)具有定子,所述定子具有至少两个电气分离的绕组,所述绕组分别由专门的电子控制装置(26)控制。
18.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,在整个运行范围内仅由唯一的电动机(20)提供转向辅助。
19.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,在整个运行范围内仅电气地提供转向辅助。
20.根据权利要求1所述的商用车转向系统,其特征在于,使第一传动装置(21)与输出轴(19)相啮合的传动级具有可变传动比,使得在处于靠近转向系统的中间位置的区域中,转向运动在方向盘(12)上施加与远离该中间位置的区域中的转向运动相比更小的车轮转向角。
CN201680050435.4A 2015-09-07 2016-08-22 商用车转向系统 Active CN107921993B (zh)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102015217045.4A DE102015217045A1 (de) 2015-09-07 2015-09-07 Nutzfahrzeuglenkung
DE102015217045.4 2015-09-07
PCT/EP2016/069763 WO2017042020A1 (de) 2015-09-07 2016-08-22 Nutzfahrzeuglenkung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN107921993A CN107921993A (zh) 2018-04-17
CN107921993B true CN107921993B (zh) 2020-04-17

Family

ID=56799458

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201680050435.4A Active CN107921993B (zh) 2015-09-07 2016-08-22 商用车转向系统

Country Status (5)

Country Link
US (1) US10421481B2 (zh)
EP (1) EP3347258B1 (zh)
CN (1) CN107921993B (zh)
DE (1) DE102015217045A1 (zh)
WO (1) WO2017042020A1 (zh)

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2017109599A (ja) * 2015-12-16 2017-06-22 ナブテスコ株式会社 操舵補助装置
DE102018006495A1 (de) 2018-08-16 2019-03-07 Daimler Ag Verfahren zur Demontage oder Montage eines Lenkstockhebels von einem beziehungsweise an einem Lenkgetriebe sowie Haltevorrichtung hierzu
US20200283064A1 (en) * 2019-03-07 2020-09-10 Trw Automotive U.S. Llc Apparatus for use in turning steerable vehicle wheels
KR102167914B1 (ko) * 2019-05-14 2020-10-20 주식회사 만도 자동차 조향장치

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1647984A (zh) * 2005-03-17 2005-08-03 北京理工大学 循环球式电动助力转向器
CN101006293A (zh) * 2005-02-24 2007-07-25 三菱重工业株式会社 转矩传动结构、牵引传动变速装置及车辆用操舵装置
JP2008030747A (ja) * 2007-09-11 2008-02-14 Ogino Kogyo Kk ステアリング装置
DE102007028529A1 (de) * 2007-06-18 2009-01-02 Tedrive Holding B.V. Schieberventil für eine hydraulische Servolenkung
CN103569195A (zh) * 2012-08-08 2014-02-12 株式会社捷太格特 传动比可变装置
JP2014109318A (ja) * 2012-12-03 2014-06-12 Jtekt Corp 伝達比可変装置

Family Cites Families (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2261860B (en) * 1991-10-30 1995-08-09 Honda Motor Co Ltd Steering apparatus with variable steering angle ratio for pitman arm steering mechanism
DE10039574A1 (de) 2000-08-07 2002-02-21 Mercedes Benz Lenkungen Gmbh Elektrisch angetriebene Lenkvorrichtung von der Bauart einer Blocklenkung
JP2002255046A (ja) * 2000-12-28 2002-09-11 Fuji Kiko Co Ltd 車両の操舵制御装置
US6655494B2 (en) 2002-04-19 2003-12-02 Delphi Technologies, Inc. Active front steering actuator and method for controlling a vehicle
DE10234596B3 (de) 2002-07-30 2004-01-22 Daimlerchrysler Ag Als Kugelumlauflenkung ausgebildete elektrische Servolenkung eines Kraftfahrzeuges
DE10351618B4 (de) 2003-11-05 2011-06-09 Man Nutzfahrzeuge Ag Nutzfahrzeuglenkung
CH701073B1 (de) 2004-07-22 2010-11-30 Siegfried A Dipl-Ing Eisenmann Hydrostatischer Kreiskolbenmotor.
DE102004048196A1 (de) 2004-09-30 2006-04-06 Robert Bosch Gmbh Exzentergetriebe, insbesondere mit Zykloiden-Triebstock-Verzahnung
DE102004048197A1 (de) 2004-09-30 2006-04-06 Robert Bosch Gmbh Exzentergetriebe
EA015293B1 (ru) 2007-07-09 2011-06-30 Закрытое Акционерное Общество "Технология Маркет" Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)
DE202010008467U1 (de) 2010-09-06 2011-12-07 Asturia Automotive Systems Ag Entkoppelbarer Aktuator, insbesondere mit elektromechanischem Antrieb
DE102010053581A1 (de) * 2010-12-06 2012-06-06 Zf Lenksysteme Gmbh EPS für NKW
US8360197B2 (en) * 2011-03-23 2013-01-29 GM Global Technology Operations LLC Recirculating ball power steering system
DE102011051531A1 (de) * 2011-07-04 2013-01-10 Zf Lenksysteme Gmbh Elektronische servolenkung mit variierender lenkgetriebeübersetzung für nutzkraftwagen
US20130032430A1 (en) * 2011-08-04 2013-02-07 GM Global Technology Operations LLC Electrically-assisted parallelogram power steering system
DE102012210169A1 (de) 2012-06-18 2013-12-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Exzentergetriebe
US20140157922A1 (en) * 2012-12-11 2014-06-12 Dean Schneider Electric assist steering system
EP2784347A1 (de) 2013-03-25 2014-10-01 Spinea s.r.o. Getriebe
JP6118611B2 (ja) * 2013-03-28 2017-04-19 株式会社ショーワ アームストッパ機構、及び、当該アームストッパ機構を用いる電動パワーステアリング装置
US20140311263A1 (en) 2013-04-17 2014-10-23 Ford Global Technologies, Llc Worm and wheel power steering gearbox
CN203363012U (zh) 2013-07-04 2013-12-25 齐中才 筛摆差速减速器
CN203703037U (zh) 2013-09-11 2014-07-09 成都三泉科技有限公司 齿轮变速结构与偏心摆动滚针变速结构相结合的减速装置
KR20180064676A (ko) * 2016-12-06 2018-06-15 현대자동차주식회사 자동차의 비상 조향 시스템

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101006293A (zh) * 2005-02-24 2007-07-25 三菱重工业株式会社 转矩传动结构、牵引传动变速装置及车辆用操舵装置
CN1647984A (zh) * 2005-03-17 2005-08-03 北京理工大学 循环球式电动助力转向器
DE102007028529A1 (de) * 2007-06-18 2009-01-02 Tedrive Holding B.V. Schieberventil für eine hydraulische Servolenkung
JP2008030747A (ja) * 2007-09-11 2008-02-14 Ogino Kogyo Kk ステアリング装置
CN103569195A (zh) * 2012-08-08 2014-02-12 株式会社捷太格特 传动比可变装置
JP2014109318A (ja) * 2012-12-03 2014-06-12 Jtekt Corp 伝達比可変装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE102015217045A1 (de) 2017-03-09
US20180244303A1 (en) 2018-08-30
EP3347258A1 (de) 2018-07-18
EP3347258B1 (de) 2019-11-27
CN107921993A (zh) 2018-04-17
US10421481B2 (en) 2019-09-24
WO2017042020A1 (de) 2017-03-16

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN107921993B (zh) 商用车转向系统
US7306535B2 (en) Vehicle steering device and method
US7766777B2 (en) Device for superimposing rotational speeds, comprising a servodrive
US8235165B2 (en) Electromechanical power steering system with a ball screw drive
US7566282B2 (en) Vehicle steering system comprising a device for altering the transmission ratio
US20100167862A1 (en) Power-dividing gear train assembly for motor vehicles
US20110152027A1 (en) Electronic booster and operating force transmission device
JP2009156415A (ja) 電動リニアアクチュエータ
CN103402906A (zh) 用于作业车辆的支撑装置
WO2007026801A1 (ja) ステアリング装置及びこれに用いる運動変換装置
US20070209862A1 (en) Steering system with hollow shaft electric motor and intermediate transmission
JP2013516358A (ja) 車両のアクティブステアリング装置及びそのような装置を用いたステアリング機構
US11008036B2 (en) Steering system with an actuating device, and use of the steering system with actuating device
US20190300048A1 (en) Steering system for a vehicle
US20180244302A1 (en) Utility vehicle steering system
JP4055001B2 (ja) 減速比可変式動力舵取り装置
JP2005178519A (ja) 可変ギヤ比機構、及び可変ギヤ比機構を備えた操舵制御装置
CN203032752U (zh) 一种微卡的转向装置
JP2001219856A (ja) 直線的に駆動されるアクチュエーター・シャフトを有する自動車用操舵システム
KR20190141723A (ko) 롤 스태빌라이저 및 자동차에 사용하기 위한 롤 스태빌라이저의 용도
CN112664637A (zh) 车辆驱动装置
JP2005180553A (ja) 可変ギヤ比機構、及び可変ギヤ比機構を備えた操舵制御装置
JPH11182637A (ja) ウォームギヤ伝動装置及び電動パワーステアリング装置
US20210009190A1 (en) Dual-mode active rear-wheel steering device
WO2020009075A1 (ja) ステアリングシステム

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant