WO2016166472A1 - Mécanisme de serrage à cames et colonne de direction associée - Google Patents

Mécanisme de serrage à cames et colonne de direction associée Download PDF

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WO2016166472A1
WO2016166472A1 PCT/FR2016/050850 FR2016050850W WO2016166472A1 WO 2016166472 A1 WO2016166472 A1 WO 2016166472A1 FR 2016050850 W FR2016050850 W FR 2016050850W WO 2016166472 A1 WO2016166472 A1 WO 2016166472A1
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cam
clamping
movable
clamping mechanism
fixed
Prior art date
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PCT/FR2016/050850
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English (en)
Inventor
Eddy Dupont
Alexandre Sarandao
Original Assignee
Robert Bosch Automotive Steering Vendome
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Publication date
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D1/00—Steering controls, i.e. means for initiating a change of direction of the vehicle
    • B62D1/02—Steering controls, i.e. means for initiating a change of direction of the vehicle vehicle-mounted
    • B62D1/16—Steering columns
    • B62D1/18—Steering columns yieldable or adjustable, e.g. tiltable
    • B62D1/184—Mechanisms for locking columns at selected positions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16B—DEVICES FOR FASTENING OR SECURING CONSTRUCTIONAL ELEMENTS OR MACHINE PARTS TOGETHER, e.g. NAILS, BOLTS, CIRCLIPS, CLAMPS, CLIPS OR WEDGES; JOINTS OR JOINTING
    • F16B21/00—Means for preventing relative axial movement of a pin, spigot, shaft or the like and a member surrounding it; Stud-and-socket releasable fastenings
    • F16B21/10—Means for preventing relative axial movement of a pin, spigot, shaft or the like and a member surrounding it; Stud-and-socket releasable fastenings by separate parts
    • F16B21/16—Means for preventing relative axial movement of a pin, spigot, shaft or the like and a member surrounding it; Stud-and-socket releasable fastenings by separate parts with grooves or notches in the pin or shaft
    • F16B21/165—Means for preventing relative axial movement of a pin, spigot, shaft or the like and a member surrounding it; Stud-and-socket releasable fastenings by separate parts with grooves or notches in the pin or shaft with balls or rollers

Definitions

  • the invention relates to a clamping mechanism of an adjustable steering column, realizing the maintenance of the steering column in a position chosen by the driver.
  • the steering column of a vehicle can be adjustable in depth and / or height depending on the driver. Once the adjustments are made, the steering column must be kept locked in the chosen position to prevent any change of position of the steering column while driving the vehicle.
  • a locking mechanism manual or motorized, performs this locking and can however quickly and easily release the steering column to allow a new setting.
  • FR2917362 is described an electric clamping device of a steering column adjustable in depth and / or height of the motor vehicle.
  • the steering column includes a steering shaft rotatably mounted about a steering axis in a tube-body and is mounted in a support assembly having a fixed support member and a movable support member.
  • the fixed support member is constituted by two uprights parallel to a vertical plane of direction passing through the direction axis, and a connection base of the two uprights.
  • the tube-body is disposed in the movable support member itself disposed between the uprights of the fixed support member, and is locked on the fixed support member in the locked position by a clamping system along a substantially perpendicular clamping axis in the vertical plane of direction passing through the direction axis.
  • the clamping system comprises a clamping rod extending in the clamping axis, which passes through the two uprights of the fixed support member.
  • the electrical clamping device comprises a locking assembly, belonging to the clamping system and mounted on the clamping rod, which consists of a fixed cam in rotation with respect to the clamping axis, a rotating cam, and at least one a rolling body disposed between the fixed cam and the movable cam.
  • the rolling body, or each rolling body moves on a fixed raceway arranged on the fixed cam, and on a movable raceway arranged on the movable cam.
  • Each raceway has a slope of clearance of the rolling body relative to the corresponding cam, so that by turning the cam movable relative to the fixed cam, the two cams deviate or approach one of the another in the direction of rotation to obtain the locked or unlocked position of the steering column.
  • the clearance slope of the raceways has a value lower than the value related to the coefficient of friction with the rolling body.
  • Each raceway forms a curve which has a variable radius with respect to the clamping axis, so that by turning the movable cam relative to the fixed cam, one or more raceways never interfere with it. same or with other raceways; the axial displacement of the movable cam relative to the fixed cam is a function of the rotation of the movable cam, and depends at each instant on the position of the rolling body or the rolling bodies with respect to the clamping axis and the slope clearance of the raceways for said position.
  • the invention aims to overcome the drawbacks of the state of the art and to reduce engine torque variations, or more generally the variations in the power required for tightening a clamping mechanism of the above type, for as much as possible to constant power operation for the duration of the tightening phase.
  • a cam clamping mechanism comprising a fixed cam defining a geometric reference plane of the mechanism a clamping member, a tensioning member movable at least in translation relative to the fixed cam parallel to a clamping axis perpendicular to the reference plane in a tensioning direction, and a movable cam adapted to move relative to the fixed cam along a path of travel in a tightening direction.
  • the movable cam interacts with the fixed cam in such a way that a displacement of the movable cam along the path of movement in the tightening direction causes a translation of the tensioning member parallel to the clamping axis in the direction tensioning.
  • the movable cam and the fixed cam are shaped such that there is a continuous function connecting the displacement of the movable cam in the clamping direction to the translation of the tensioning member parallel to the clamping axis in the tensioning direction, having a derivative which is a decreasing non-constant function.
  • the derivative of the continuous function connecting the displacement of the movable cam in the clamping direction to the translation of the tensioning member parallel to the clamping axis in the tensioning direction corresponds to a ratio transmission of the transmission stage constituted by the two cams.
  • the displacement trajectory comprises a first part in which the derivative takes values greater than a first value. given threshold, and a second part in which the derivative takes values lower than a given second threshold value, the first threshold value being greater than the second threshold value in a ratio greater than 2, and preferably greater than 4.
  • the first part the displacement trajectory can for example correspond to a catch-up phase of the games of the mechanism, and the second part of the displacement trajectory can for example correspond to a phase of deformation of one or more constituent elements of the steering column system wherein the clamping mechanism is implanted.
  • part of the displacement trajectory corresponds to a derivative of zero value.
  • This part of the path is preferably located, in the clamping direction, after the first and second parts mentioned above, and may correspond to a tightening end phase, to reach a stable position.
  • the displacement trajectory may include a so-called locking portion as the end position in the tightening direction. This part of the trajectory can, if necessary, succeed a part of trajectory with zero derivative.
  • the tensioning member comprises a tensioning rod, extending parallel to the reference geometric axis.
  • the clamping mechanism comprises one or more rolling bodies which roll on raceways formed on the movable cam and the fixed cam.
  • Each cam may comprise one, or preferably, several raceways.
  • Each rolling path of the movable cam and the fixed cam preferably corresponds to a single rolling body.
  • the rolling bodies may consist of balls, cylindrical or conical rollers, needles or barrels.
  • the rolling bodies offer the advantage of multiplying the angular travel of the cams relative to each other, for a given displacement of the setting member. in tension.
  • one or more of the raceways of at least one of the cams consist of depth grooves varying with a non-constant slope.
  • the clamping mechanism further comprises an actuator driving directly or indirectly the movable cam along the path of movement.
  • the actuator is an electric motor, preferably a DC electric motor powered for example constant voltage pulse width modulation, without varying the duty cycle.
  • the actuator may be a hydraulic cylinder.
  • the actuator drives the movable cam in rotation around the clamping axis.
  • the drive may be direct or, preferably, via a transmission stage with or without a bevel gear, for example a worm gear.
  • the actuator drives the movable cam in translation, preferably perpendicularly to the clamping axis.
  • a motion transformation stage will be provided between the motor shaft and the movable cam, for example a rack and pinion system.
  • this clamping mechanism is integrated in a steering column system comprising a fixed support and a movable steering column body tube relative to the fixed support, the end of the tensioning member being secured to the fixed support in the tensioning direction.
  • the movable cam and the fixed cam of the clamping mechanism are shaped in such a way that when the actuator drives the moving cam at a constant speed in the clamping direction, the actuator supplies the moving cam with a power constant mechanics, or varying by less than 10% in the path of travel.
  • the movable cam and the fixed cam are shaped in such a way that the path of displacement of the moving cam in the tightening direction does not generate a significant increase in the motor torque of the actuator.
  • This operating mode power and constant torque reduces the power of the engine required for final tightening of the steering column and thus reduce its weight, size, and cost.
  • the optimization of the engine torque also allows the optimization of the operating speed of the clamping mechanism.
  • Figure 1 a cross section of a steering column comprising a clamping mechanism according to a first embodiment of the invention
  • Figures 2 and 3 are isometric views of the steering column clamping mechanism of Figure 1
  • FIG. 4 representation of the continuous function connecting the displacement of the tensioning member to the clamping tension
  • FIG. 5 representation of the continuous function connecting the displacement of the moving cam to the translation of the tensioning member
  • FIG. 6 representation of the derivative of the continuous function of FIG. 5
  • FIG. 7 representation of the motor torque curve as a function of the tightening tension
  • Figure 8 a schematic of a variant of the invention having a linear displacement cam clamping mechanism.
  • FIG. 1 to 3 is illustrated a steering column system comprising: a fixed support 10, a steering column body tube 12 inserted into a movable support 14 relative to the fixed support, a tensioning member 16, a camming mechanism 50 and an actuator 90, here represented by an electric motor.
  • the fixed support 10 comprises a base 18 and two vertical flanges 20, resp. 22, each pierced by an oblong slot 24, resp. 26, whose major axis is oriented in a direction of said height adjustment of the steering column, in this case a vertical direction or close to the vertical.
  • the movable support member 14 is slid between the two flanges 20 and 22 of the fixed support 10.
  • This movable support member 14 is integral with the body tube 12 and has two walls 32, 34 parallel to the flanges 20, 22.
  • Each of the walls 32, resp. 34 is pierced by a light 28, resp. 30 which may optionally be oblong slots whose major axis is oriented in a direction of said depth adjustment of the steering column, perpendicular or substantially perpendicular to the direction of height adjustment defined by the oblong slots 24, 26 of the fixed support.
  • the tensioning member 16 is constituted by a rod equipped with a stop ring 35 crimped at one of its ends 36, the other end 38 being threaded and equipped with a nut 40.
  • the clamping rod 16 defines a reference geometric axis 100, hereinafter referred to as the clamping axis, and passes through the oblong slots 24, 26, 28, 30 of the fixed support 10 and of the mobile support 14.
  • the nut 40 screwed to the threaded end 38 of the clamping rod 16 abuts on an outer wall of the flange 20 of the fixed support 10 of the steering column, possibly by means of a washer 42 and a movable rack 44 in bearing against a fixed rack 46 secured to the flange 20.
  • the clamping rod 16 is guided in the oblong slots 24, 26 of the fixed support 10 by sliders 47, 48, which can slide on the side walls of the oblong slots 24, 26 in the height adjustment direction, and form spans cylindrical in the clamping axis 100 for the positioning of the rod.
  • Figures 2 and 3 show the clamping mechanism 50. It comprises: a first cam, defining a reference 101 of the clamping mechanism and which will be said in the following fixed cam 52, a second cam, said in the following mobile cam 54, and rolling bodies 56, here balls, which roll on raceways 58, 60 formed on inner faces 64, 68 vis-à-vis the fixed cam 52 and the movable cam 54 .
  • the fixed cam 52 is slidably mounted on the clamping rod 16 and is provided with a relief 53 embedded in a conjugate cavity 61 of the slider 47 so as to be integral with the slider 47.
  • the fixed cam 52 is supported on the flange 22 of the fixed support of the steering column, by an outer face 62 opposite to the inner face 64.
  • the outer face 62 is flat and defines the reference geometric plane 101 of the clamping mechanism, perpendicular to the clamping axis 100.
  • the movable cam 54 is slidably mounted and free to rotate on the clamping rod and has an outer face 66, opposite to the inner face 68 and which comes directly or indirectly bearing on the stop ring 35 to the end 36 of the clamping rod 16.
  • the movable cam 54 also forms a gear 88 which is housed in a housing 70 of the actuator 90.
  • This housing 70 is fixed to the fixed cam 52 by fixing screws 72 and accommodates, in addition to the electric motor 90 constituting the actuator itself, a worm 92 producing with the gearwheel 68 an intermediate gearbox transmission stage 93.
  • rolling bodies 74 Between the movable cam 54 and the stop ring 35 are arranged rolling bodies 74 to facilitate the rotation of the movable cam 54 around the clamping axis 100.
  • the raceways 56, 58 are shaped such that the rotation of the movable cam relative to the fixed cam about the clamping axis in the clamping direction causes a translation of the outer surface 66 of the movable cam 54 relative to the outer surface 62 of the fixed cam 52, from an initial reference position corresponding to a minimum spacing between the outer surfaces 62 and 66.
  • the clamping mechanism is maintained by the stop ring 35 and by a disengagement spring 96, interposed between the slide 48 or the flange 20 and the movable rack 44.
  • the mechanism operates as follows. When the movable cam 54 is positioned in the reference position corresponding to a minimum spacing between the outer surfaces 62 and 66, the return spring 96, bearing against the ring 42, recalls the mobile assembly constituted by the stop ring 35, the clamping rod 16 and the nut 40 to the left in FIG. 1, in a position which tends to bring the moving cam 54 closer to the fixed cam 52, so as to ensure contact between the rolling bodies 56 and the
  • the disengagement spring 96 tends to move the movable rack 44 away from the slider 48, so that the movable rack 44 is disengaged from the fixed rack 46. It is then possible to move freely and in a block.
  • the movable rack 44, the sliders 47, 48, the clamping rod 16, the fixed and movable cams 52 and the actuator 90 in the direction of height adjustment of the steering column, parallel to the vertical plane defined by the
  • the movable support is also provided with oblong slots oriented in the direction of depth adjustment, it is also possible to move the same elements in the direction of depth adjustment, always parallel to the plane. vertical defined by the flanges 20, 22.
  • the clamping mechanism is activated.
  • the actuator 90 drives the movable cam 54 in rotation about the clamping axis 100 in the tightening direction.
  • the rolling bodies 56 then move on the raceways 58 of the fixed cam and the raceways 60 of the movable cam 54.
  • the outer surfaces 62, 66 of the fixed 52 and movable cams 54 deviate one from the other. the other parallel to the reference direction.
  • the clamping rod 16 follows the movement of the movable cam 54, to the right in FIG. 1, while the disengaging spring 96 is banded and the movable rack is moving closer to the fixed rack. Continuing this movement, the two movable and fixed racks engage one into the other, and the flanges undergo a stress in flexion and are very slightly closer one on the other, the mechanism is locked when the flanges abut against the mobile support.
  • the curve of Figure 4 expresses the tension in the clamping member 16 (ordinate, expressed in Newtons) as a function of the displacement of the clamping member 16 parallel to the clamping axis (in abscissa, expressed in millimeters).
  • the catch-up phase of the clearance (A) and deformation of the low stiffness parts followed by a phase of elastic deformation (B) of the parts with greater stiffness.
  • the catch-up phase of the games is characterized on the curve by a very low slope, because the displacement of the rod generates little or no effort.
  • the phase of elastic deformation begins when all the components of the clamping mechanism and the column are in contact, and is characterized by a variable and increasing slope. Indeed, the elements of the device have different stiffnesses and are arranged in series, so that the displacement of the clamping rod 16 causes at first mainly the deformation of the element whose stiffness is the lowest, then, when the maximum possible deformation of this element is reached, that of the next element and so on in increasing order of stiffness.
  • C locking phase
  • the first so-called catch-up portion (A) has a fairly low tension of the clamping rod, and therefore requires a relatively low power of the actuator; it is therefore possible to envisage, for a given rotational speed of the movable cam 54, a fast and important axial translation of the tensioning member, ie a slope of the raceways 58, 60 allowing rapid movement and important of the outer end 66 of the movable cam 54.
  • FIG. 5 illustrates, for a depth profile of the raceways according to the invention, the continuous function connecting the displacement of the end 66 of the mobile cam 54 in translation parallel to the clamping axis 100 (in FIG. ordered, in millimeters), at the angle of rotation of the movable cam 54 about the clamping axis 100 (in abscissa, degrees).
  • this displacement corresponds to the displacement of the clamping rod 16 by compared to the fixed cam 52, parallel to the clamping axis 100.
  • the displacement of the clamping rod is of the order of 0.05 mm.
  • the slopes of the rolling paths become weaker and weaker.
  • the depth of the raceways is directly related to the curve of FIG. 5. Indeed, the ordinate axis of FIG. 5 can also be interpreted as the variation in distance between the outer face 66 of the moving cam. 54 and the outer face 62 of the fixed cam 52, for a given angle of rotation.
  • the variation in distance between the outer face 66 of the movable cam 54 and the outer face 62 of the fixed cam 52 corresponds to twice the variation in depth of the raceways 58, resp. 60 of each cam relative to the outer face 62, resp. 66 corresponding. If, on the other hand, it is desired that one of the cams, for example the fixed cam 52, has a raceway 58 whose depth does not vary with respect to the outer face 62 of the fixed cam 52, then the variation of The distance of FIG.
  • FIG. 6 corresponds to the variation of the depth of the raceway 60 of the movable cam 54 with respect to the outer face 66 of the movable cam 54.
  • the resulting effect on the engine torque is illustrated in FIG. 7, which shows the variation of the engine torque (ordinate, in Nm) as a function of the clamping tension (in abscissa, in Newtons) for a cam clamping mechanism whose raceways are configured according to the invention.
  • the curve has a fairly flat appearance, and the various phases of the clamping stroke previously identified are difficult to identify, which indicates that the torque motor remains substantially constant over the entire clamping stroke of the steering column with the clamping mechanism according to the invention.
  • the actuator 90 drives the movable cam 54 in translation perpendicular to the clamping axis 100, via a rack-and-pinion motion transformation stage. 93 and a needle stop 193.
  • the movable cam 54 bears against a stop ring 35 secured to the clamping rod 16, and kept pressed against the fixed cam 52 by a return spring 96.
  • the displacement of the movable cam 54 has a translation component perpendicular to the clamping axis 100 and a translation component parallel to the clamping axis 100, and is accompanied by a displacement of the clamping rod 16 by an equivalent value the variation in distance between the outer surfaces 66, 62 of the movable cams 54 and fixed 52.
  • a single cam may have a profile equivalent to the desired displacement; or again, the two cams 52, 54 can have very different profiles but always complementary as to the resulting displacement.
  • the displacement in translation along the clamping axis 100 in the tightening direction of the tensioning member 16 may be entirely supported by the characteristics of the raceways of only one of the two fixed cams 52 or movable 54.
  • the slopes of the races 58, 60 of the fixed cam 52 or the movable cam 54 may not necessarily be symmetrical or equivalent, provided that they are complementary in order to obtain the displacement of the clamping member corresponding to the desired clamping stroke.
  • the raceways on which the rolling bodies move may have as many portions with different slopes as necessary to tighten the steering column in a chosen position.
  • the raceways can take any form: circular or elliptical, they can move in the direction of tightening, clockwise or counterclockwise; they can move from the center of the cam to the outside or vice versa.
  • the number of raceways carried on the cams is not limited. Ideally, three raceways guarantee a flat surface, but their number may be greater than three to reduce contact pressures or less than three to limit friction between the various elements.
  • the rolling bodies, held in cages may be balls, or any other form, rollers, needles ... It is also possible to provide a sliding contact rather than rolling between movable cam 54 and fixed cam 52, for example with the interposition of skids sliding on sliding tracks whose height varies so as to achieve the desired clamping function.
  • the transmission stage 93 between actuator and movable cam 54 is not necessarily angular gear. It may be a parallel gear transmission intended to provide a desired gear ratio between actuator 90 and movable cam 54. This stage can be totally omitted.
  • the actuator may be purely linear, and be constituted for example by a jack. If this cylinder is intended to drive a rotating mobile cam 54 as in the embodiment of Figures 1 to 3, a transmission stage is interposed to transform the linear movement of the actuator into rotational movement of the movable cam, for example a rack and pinion transmission stage.

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Abstract

Un mécanisme de serrage à cames utilisé pour le blocage dans une position d'une colonne de direction ajustable, comprend une came fixe (52) définissant un plan géométrique de référence (101) du mécanisme de serrage, un organe de mise en tension (16), l'organe de mise en tension étant mobile au moins en translation par rapport à la came fixe parallèlement un axe de serrage (100) perpendiculaire au plan de référence, dans un sens de mise en tension; et une came mobile (54) apte à se déplacer par rapport à la came fixe suivant une trajectoire de déplacement dans un sens de serrage, et interagissant avec la came fixe de manière telle qu'un déplacement de la came mobile suivant la trajectoire de déplacement dans le sens de serrage entraîne une translation de l'organe de mise en tension (16) parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension. La came mobile (54) et la came fixe (52) sont conformées de telle manière qu'il existe une fonction continue reliant le déplacement de la came mobile dans le sens de serrage à la translation de l'organe de mise en tension parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension, cette fonction continue ayant une dérivée qui est une fonction non constante décroissante.

Description

MÉCANISME DE SERRAGE À CAMES ET COLONNE DE DIRECTION ASSOCIÉE
DOMAINE TECHNIQUE DE L'INVENTION
[0001] L'invention se rapporte à un mécanisme de serrage d'une colonne de direction ajustable, réalisant le maintien de la colonne de direction dans une position choisie par le conducteur.
ÉTAT DE LA TECHNIQUE ANTÉRIEURE
[0002] La colonne de direction d'un véhicule peut être réglable en profondeur et/ou en hauteur en fonction du conducteur. Une fois les réglages effectués, la colonne de direction doit être maintenue verrouillées dans la position choisie pour prévenir tout changement de position de la colonne de direction pendant la conduite du véhicule. Un mécanisme de verrouillage, manuel ou motorisé, réalise ce verrouillage et peut cependant facilement et rapidement libérer la colonne de direction pour permettre un nouveau réglage. [0003] Dans le document FR2917362 est décrit un dispositif de serrage électrique d'une colonne de direction réglable en profondeur et/ou en hauteur de véhicule automobile. La colonne de direction comporte un arbre de direction monté tournant autour d'un axe de direction dans un tube-corps et est montée dans un ensemble support comportant un élément support fixe et un élément support mobile. L'élément de support fixe est constitué par deux montants parallèles à un plan vertical de direction passant par l'axe de direction, et une base de raccordement des deux montants. Le tube-corps est disposé dans l'élément support mobile lui même disposé entre les montants de l'élément de support fixe, et est bloqué sur l'élément support fixe en position verrouillée par un système de serrage selon un axe de serrage sensiblement perpendiculaire au plan vertical de direction passant par l'axe de direction. Le système de serrage comporte une tige de serrage s'étendant dans l'axe de serrage, et qui traverse les deux montants de l'élément support fixe. Le dispositif de serrage électrique comporte un ensemble de blocage, appartenant au système de serrage et monté sur la tige de serrage, qui consiste en une came fixe en rotation par rapport à l'axe de serrage, une came mobile en rotation, et au moins un corps roulant disposé entre la came fixe et la came mobile. Le corps roulant, ou chaque corps roulant, se déplace sur un chemin de roulement fixe aménagé sur la came fixe, et sur un chemin de roulement mobile aménagé sur la came mobile. Chaque chemin de roulement présente une pente de dégagement du corps roulant par rapport à la came correspondante, de manière qu'en tournant la came mobile par rapport à la came fixe, les deux cames s'écartent ou se rapprochent l'une de l'autre suivant le sens de rotation, afin d'obtenir la position verrouillée ou déverrouillée de la colonne de direction. La pente de dégagement des chemins de roulement a une valeur inférieure à la valeur liée au coefficient de frottement avec le corps roulant. Chaque chemin de roulement forme une courbe qui possède un rayon variable par rapport à l'axe de serrage, de manière qu'en tournant la came mobile par rapport à la came fixe, un ou plusieurs chemins de roulement n'interfèrent jamais avec lui-même ou avec les autres chemins de roulement ; le déplacement axial de la came mobile par rapport à la came fixe est fonction de la rotation de la came mobile, et dépend à chaque instant de la position du corps roulant ou des corps roulants par rapport à l'axe de serrage et de la pente de dégagement des chemins de roulement pour ladite position.
[0004] On constate qu'avec un dispositif de ce type, la course entre la position déverrouillée et la position verrouillée débute par un rattrapage des jeux existant entre les pièces constitutives du système. Lorsque tous les jeux ont été rattrapés, débute une phase de déformations progressives et successives des différents éléments intervenant dans le système de serrage, jusqu'à atteindre le serrage souhaité. Le couple moteur nécessaire à l'entraînement de la came mobile augmente fortement durant ces différentes phases, ce qui se traduit par une augmentation de la puissance demandée au moteur. Ces variations de couple et de puissance induisent des variations du niveau de bruit du système et nécessitent également un surdimensionnement du moteur électrique afin d'assurer le serrage effectif du mécanisme de serrage. Il serait naturellement possible de piloter le moteur à couple constant avec une alimentation variable pilotée par un circuit de commande en boucle fermée en fonction d'une consigne de couple, mais ceci induit un surcoût et des contraintes techniques dans la commande du moteur. EXPOSÉ DE L'INVENTION
[0005] L'invention vise à remédier aux inconvénients de l'état de la technique et à diminuer les variations de couple moteur, ou plus généralement les variations de la puissance nécessaire pour le serrage d'un mécanisme de serrage du type précédent, pour tendre autant que possible vers un fonctionnement à puissance constante pendant toute la durée de la phase de serrage.
[0006] Pour ce faire et réaliser le serrage dans une position d'une colonne de direction ajustable est proposé, selon un premier aspect de l'invention, un mécanisme de serrage à cames comprenant une came fixe définissant un plan géométrique de référence du mécanisme de serrage, un organe de mise en tension mobile au moins en translation par rapport à la came fixe parallèlement à un axe de serrage perpendiculaire au plan de référence dans un sens de mise en tension, et une came mobile apte à se déplacer par rapport à la came fixe suivant une trajectoire de déplacement dans un sens de serrage. La came mobile interagit avec la came fixe de manière telle qu'un déplacement de la came mobile suivant la trajectoire de déplacement dans le sens de serrage entraîne une translation de l'organe de mise en tension parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension. De manière remarquable, la came mobile et la came fixe sont conformées de telle manière qu'il existe une fonction continue reliant le déplacement de la came mobile dans le sens de serrage à la translation de l'organe de mise en tension parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension, ayant une dérivée qui est une fonction non constante décroissante.
[0007] La dérivée de la fonction continue reliant le déplacement de la came mobile dans le sens de serrage à la translation de l'organe de mise en tension parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension correspond à un rapport de transmission de l'étage de transmission constitué par les deux cames. En imposant à ce rapport de décroître à mesure que l'on progresse dans le serrage, on permet, pour une puissance disponible donnée, une augmentation de l'effort transmis à l'organe de mise en tension. [0008] De préférence, la trajectoire de déplacement comporte une première partie dans laquelle la dérivée prend des valeurs supérieures à une première valeur seuil donnée, et une deuxième partie dans laquelle la dérivée prend des valeurs inférieures à une deuxième valeur seuil donnée, la première valeur seuil étant supérieure à la deuxième valeur seuil dans un rapport supérieur à 2, et de préférence supérieur à 4. La première partie de la trajectoire de déplacement peut par exemple correspondre à une phase de rattrapage des jeux du mécanisme, et la deuxième partie de la trajectoire de déplacement peut par exemple correspondre à une phase de déformation d'un ou plusieurs éléments constitutifs du système de colonne de direction dans lequel le mécanisme de serrage est implanté.
[0009] Suivant un mode de réalisation, une partie de la trajectoire de déplacement correspond à une dérivée de valeur nulle. Cette partie de la trajectoire est de préférence située, dans le sens de serrage, après la première et la deuxième partie mentionnées ci-dessus, et peut correspondre à une phase de fin de serrage, permettant d'atteindre une position stable.
[0010] Le cas échéant, on peut prévoir une partie dite de verrouillage de la trajectoire de déplacement pour laquelle la dérivée prend des valeurs négatives. De préférence la trajectoire de déplacement peut inclure une partie dite de verrouillage comme position de fin de course dans le sens de serrage. Cette partie de la trajectoire peut le cas échéant succéder à une partie de trajectoire à dérivée nulle.
[0011] Suivant un mode de réalisation, l'organe de mise en tension comporte une tige de mise en tension, s'étendant parallèlement à l'axe géométrique de référence.
[0012] De préférence, le mécanisme de serrage comporte un ou plusieurs corps roulants qui roulent sur des chemins de roulement formés sur la came mobile et la came fixe. Chaque came peut comporter un, ou de préférence plusieurs chemins de roulement. A chaque chemin de roulement de la came mobile et de la came fixe correspond de préférence un seul corps roulant. Les corps roulants peuvent être constitués par des billes, des rouleaux cylindriques ou coniques, des aiguilles ou des tonneaux. Outre leur fonction première de limitation des frottements entre les cames, les corps roulants offrent l'avantage de démultiplier la course angulaire des cames l'une par rapport à l'autre, pour un déplacement donné de l'organe de mise en tension. Suivant un mode de réalisation, un ou plusieurs des chemins de roulement d'au moins une des cames, sont constitués par des gorges de profondeur variant avec une pente non constante.
[0013] Suivant un mode de réalisation, le mécanisme de serrage comporte en outre un actionneur entraînant directement ou indirectement la came mobile suivant la trajectoire de déplacement. De préférence, l'actionneur est un moteur électrique, de préférence un moteur électrique à courant continu alimenté par exemple à tension constante en modulation de largeur d'impulsion, sans faire varier le rapport cyclique. Alternativement, l'actionneur peut être un vérin hydraulique. [0014] Suivant un mode de réalisation, l'actionneur entraîne la came mobile en rotation autour de l'axe de serrage. L'entraînement pourra être direct ou, de préférence, par l'intermédiaire d'un étage de transmission avec ou sans renvoi d'angle, par exemple un système à vis sans fin.
[0015] Suivant un autre mode de réalisation, l'actionneur entraîne la came mobile en translation, de préférence perpendiculairement à l'axe de serrage. Dans le cas d'un moteur rotatif, un étage de transformation de mouvement sera prévu entre l'arbre moteur et la came mobile, par exemple un système à pignon et crémaillère.
[0016] Suivant un autre aspect de l'invention, ce mécanisme de serrage est intégré à un système de colonne de direction comportant un support fixe et un tube corps de colonne de direction mobile par rapport au support fixe, l'extrémité de l'organe de mise en tension étant solidaire du support fixe dans le sens de mise en tension.
[0017] De préférence, la came mobile et la came fixe du mécanisme de serrage sont conformées de telle manière que lorsque l'actionneur entraîne la came mobile à vitesse constante dans le sens de serrage, l'actionneur fournit à la came mobile une puissance mécanique constante, ou variant de moins de 10% sur la trajectoire de déplacement. De préférence, la came mobile et la came fixe sont conformées de telle manière que la trajectoire de déplacement de la came mobile dans le sens de serrage n'engendre pas d'augmentation significative du couple moteur de l'actionneur. [0018] Ce mode de fonctionnement à puissance et couple constant permet de réduire la puissance du moteur nécessaire au serrage final de la colonne de direction et donc de réduire son poids, l'encombrement, et le coût. De plus, en optimisant le couple de fonctionnement du moteur, on réduit également les nuisances sonores. L'optimisation du couple moteur permet aussi l'optimisation de la vitesse de fonctionnement du mécanisme de serrage.
BRÈVE DESCRIPTION DES FIGURES
[0019] D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront à la lecture de la description qui suit, en référence aux figures annexées, qui illustrent : la figure 1, une coupe transversale d'une colonne de direction comportant un mécanisme de serrage suivant un premier mode de réalisation de l'invention ; les figures 2 et 3, des vues isométriques du mécanisme de serrage de colonne de direction de la figure 1 ; la figure 4, représentation de la fonction continue reliant le déplacement de l'organe de mise en tension à la tension de serrage ; la figure 5, représentation de la fonction continue reliant le déplacement de la came mobile à la translation de l'organe de mise en tension ; la figure 6, représentation de la dérivée de la fonction continue de la figure 5 ; la figure 7, représentation de la courbe couple moteur en fonction de la tension de serrage ; la figure 8, schéma d'une variante de l'invention présentant un mécanisme de serrage à cames à déplacement linéaire.
[0020] Pour plus de clarté, les éléments identiques ou similaires sont repérés par des signes de référence identiques sur l'ensemble des figures. DESCRIPTION DÉTAILLÉE DE MODES DE RÉALISATION
[0021] Sur les figures 1 à 3 est illustré un système de colonne de direction comportant: un support fixe 10, un tube corps de colonne de direction 12 inséré dans un support mobile 14 par rapport au support fixe, un organe de mise en tension 16, un mécanisme de serrage à cames 50 et un actionneur 90, ici représenté par un moteur électrique.
[0022] Le support fixe 10 comporte une base 18 et deux flasques verticaux 20, resp. 22, percés chacun par une lumière oblongue 24, resp. 26, dont le grand axe est orienté dans une direction dite de réglage en hauteur de la colonne de direction, en l'occurrence une direction verticale ou proche de la verticale.
[0023] L'élément de support mobile 14 est glissé entre les deux flasques 20 et 22 du support fixe 10. Cet élément de support mobile 14 est solidaire du tube corps 12 et présente deux parois 32, 34 parallèles aux flasques 20, 22. Chacune des parois 32, resp. 34 est percée par une lumière 28, resp. 30 qui peuvent le cas échéant être des lumières oblongue dont le grand axe est orienté suivant une direction dite de réglage en profondeur de la colonne de direction, perpendiculaire ou sensiblement perpendiculaire à la direction de réglage en hauteur définie par les lumières oblongues 24, 26 du support fixe.
[0024] L'organe de mise en tension 16 est constitué par une tige équipée d'une bague d'arrêt 35 sertie à l'une de ses extrémités 36, l'autre extrémité 38 étant filetée et équipée d'un écrou 40. La tige de serrage 16 définit un axe géométrique de référence 100, dit dans la suite axe de serrage, et traverse les lumières oblongues 24, 26, 28, 30 du support fixe 10 et du support mobile 14. L'écrou 40 vissé à l'extrémité filetée 38 de la tige de serrage 16 vient en appui sur une paroi extérieure du flasque 20 du support fixe 10 de la colonne de direction, le cas échéant par l'intermédiaire d'une rondelle 42 et d'une crémaillère mobile 44 en appui contre une crémaillère fixe 46 solidaire du flasque 20. La tige de serrage 16 est guidée dans les lumières oblongues 24, 26 du support fixe 10 par des coulisseaux 47, 48, qui peuvent glisser sur les parois latérales des lumières oblongues 24, 26 dans la direction de réglage en hauteur, et forment des portées cylindriques dans l'axe de serrage 100 pour le positionnement de la tige. [0025] Les figures 2 et 3 représentent le mécanisme de serrage 50. Celui-ci comprend : une première came, définissant un référentiel 101 du mécanisme de serrage et qui sera dite dans la suite came fixe 52, une deuxième came, dite dans la suite came mobile 54, et des corps roulants 56, ici des billes, qui roulent sur des chemins de roulement 58, 60 formés sur des faces intérieures 64, 68 en vis-à-vis de la came fixe 52 et de la came mobile 54.
[0026] La came fixe 52 est montée coulissante sur la tige de serrage 16 et est pourvue d'un relief 53 encastré dans une cavité conjuguée 61 du coulisseau 47 de manière à être solidaire du coulisseau 47. La came fixe 52 est en appui sur le flasque 22 du support fixe de la colonne de direction, par une face extérieure 62 opposée à la face intérieure 64. La face extérieure 62 est plane et définit le plan géométrique 101 de référence du mécanisme de serrage, perpendiculaire à l'axe de serrage 100.
[0027] La came mobile 54 est montée coulissante et libre en rotation sur la tige de serrage et comporte une face extérieure 66, opposée à la face intérieure 68 et qui vient directement ou indirectement en appui sur la bague d'arrêt 35 à l'extrémité 36 de la tige de serrage 16. La came mobile 54 forme également une roue dentée 88 qui vient se loger dans un carter 70 de l'actionneur 90. Ce carter 70 est fixé à la came fixe 52 par des vis de fixation 72 et permet de loger, outre le moteur électrique 90 constituant l'actionneur proprement dit, une vis sans fin 92 réalisant avec la roue dentée 68 un étage de transmission intermédiaire à renvoi d'angle 93. Entre la came mobile 54 et la bague d'arrêt 35 sont disposés des corps roulants 74 pour faciliter la rotation de la came mobile 54 autour de l'axe de serrage 100.
[0028] Les chemins de roulement 56, 58 sont conformés de telle manière que la rotation de la came mobile par rapport à la came fixe autour de l'axe de serrage dans le sens de serrage provoque une translation de la surface extérieure 66 de la came mobile 54 par rapport à la surface extérieure 62 de la came fixe 52, à partir d'une position initiale de référence correspondant à un écartement minimal entre les surfaces extérieures 62 et 66. [0029] Le mécanisme de serrage est maintenu par la bague d'arrêt 35 et par un ressort de désengagement 96, interposé entre le coulisseau 48 ou le flasque 20 et la crémaillère mobile 44.
[0030] Le mécanisme fonctionne de la manière suivante. Lorsque la came mobile 54 est positionnée dans la position de référence correspondant à un écartement minimal entre les surfaces extérieures 62 et 66, le ressort de rappel 96, en appui contre la bague 42, rappelle l'équipage mobile constitué par la bague d'arrêt 35, la tige de serrage 16 et l'écrou 40 vers la gauche sur la figure 1, dans une position qui tend à rapprocher la came mobile 54 de la came fixe 52, de manière à assurer un contact entre les corps roulants 56 et les chemins de roulement 58, 60. Le ressort de désengagement 96 tend à écarter la crémaillère mobile 44 du coulisseau 48, de sorte que la crémaillère mobile 44 est désengagée de la crémaillère fixe 46. Il est alors possible de déplacer librement et d'un bloc la crémaillère mobile 44, les coulisseaux 47, 48, la tige de serrage 16, les cames fixe 52 et mobile 54 et l'actionneur 90 dans la direction de réglage en hauteur de la colonne de direction, parallèlement au plan vertical défini par les flasques 20, 22. Dans l'hypothèse où le support mobile est également pourvu de lumières oblongues orientées dans la direction de réglage en profondeur, il est également possible de déplacer les mêmes éléments dans la direction de réglage en profondeur, toujours parallèlement au plan vertical défini par les flasques 20, 22.
[0031] Une fois le réglage de la position de la colonne de direction effectué, le mécanisme de serrage est activé. L'actionneur 90 entraîne la came mobile 54 en rotation autour de l'axe de serrage 100 dans le sens de serrage. Les corps roulants 56, se déplacent alors sur les chemins de roulement 58 de la came fixe et les chemins de roulement 60 de la came mobile 54. Les surfaces extérieures 62, 66 des cames fixe 52 et mobile 54 s'écartent l'une de l'autre parallèlement à la direction de référence. La tige de serrage 16 suit le mouvement de la came mobile 54, vers la droite sur la figure 1, alors que le ressort de désengagement 96 se bande et que la crémaillère mobile se rapproche de la crémaillère fixe. En poursuivant ce mouvement, les deux crémaillères mobile et fixe s'engagent l'une dans l'autre, et les flasques subissent une sollicitation en flexion et se rapprochent très légèrement l'un de l'autre, Le mécanisme se verrouille lorsque les flasques viennent en appui contre le support mobile.
[0032] Tel que décrit jusqu'ici, ce fonctionnement est commun à l'invention et à l'état de la technique. L'apport de l'invention se situe dans l'optimisation de la dynamique du mouvement de serrage, comme il va être discuté ci-après.
[0033] La courbe de la figure 4 exprime la tension dans l'organe de serrage 16 (en ordonnées, exprimée en Newtons) en fonction du déplacement de l'organe de serrage 16 parallèlement à l'axe de serrage (en abscisse, exprimé en millimètres). Sur cette courbe, on peut identifier différentes phases de serrage de la colonne de direction dans une position, à savoir au moins une phase de rapprochement et de mise en contact des différents éléments constitutifs du dispositif de réglage de la colonne, dite phase de rattrapage des jeux (A) et de déformation des pièces à raideur faible, suivie d'une phase de déformation élastique (B) des pièces à raideur plus importante. La phase de rattrapage des jeux se caractérise sur la courbe par une pente très faible, car le déplacement de la tige n'engendre que peu ou pas d'effort. La phase de déformation élastique débute lorsque tous les éléments constitutifs du mécanisme de serrage et de la colonne sont en contact, et se caractérise par une pente variable et croissante. En effet, les éléments du dispositif présentent des raideurs différentes et sont disposés en série, de sorte que le déplacement de la tige de serrage 16 provoque dans un premier temps principalement la déformation de l'élément dont la raideur est la moins élevée, puis, lorsque la déformation maximale possible de cet élément est atteinte, celle de l'élément suivant et ainsi de suite par ordre de raideur croissant. On peut également distinguer une phase dite de verrouillage (C), dans laquelle un effort supplémentaire ne se traduit que par un déplacement infinitésimal.
[0034] Selon l'invention, on conforme les chemins de roulement 58, 60 des cames 52, 54 ou de l'une d'entre elles en fonction des phases ainsi identifiées, de manière à limiter autant que possible les variations du couple moteur sur l'ensemble de la course de serrage. [0035] La première partie dite de rattrapage des jeux (A) présente une tension assez faible de la tige de serrage, et donc demande une puissance assez faible de l'actionneur ; on peut donc envisager, pour une vitesse de rotation donnée de la came mobile 54, une translation axiale rapide et importante de l'organe de mise en tension, c'est à dire une pente des chemins de roulement 58, 60 permettant un déplacement rapide et important de l'extrémité extérieure 66 de la came mobile 54.
[0036] Dans la seconde partie (B) dite de déformation des flasques 20, 22 du support fixe 10, la vitesse de rotation de la came mobile reste constante, mais la translation résultante de la tige est significativement plus lente que dans la première partie, et même de plus en plus faible dans la troisième partie dite de verrouillage (C), à mesure que l'on atteint le serrage souhaité.
[0037] La figure 5 illustre, pour un profil de profondeur des chemins de roulement selon l'invention, la fonction continue reliant le déplacement de l'extrémité 66 de la came mobile 54 en translation parallèlement à l'axe de serrage 100 (en ordonnées, en millimètres), à l'angle de rotation de la came mobile 54 autour de l'axe de serrage 100 (en abscisses, en degrés). Dans la mesure où la came mobile 54 est en appui contre la bague d'arrêt 35 solidaire de la tige de serrage 16, et où la déformation de la tige de serrage est négligeable, ce déplacement correspond au déplacement de la tige de serrage 16 par rapport à la came fixe 52, parallèlement à l'axe de serrage 100. Il correspond également aux variations de profondeur du ou des chemins de roulements 60, 58 des cames mobile 54 et fixe 52 sur lesquelles se déplacent les corps roulants 56 en fonction de l'angle de rotation de la came mobile 54 par rapport à la came fixe 52 autour de l'axe de serrage 100. Comme illustré sur la figure 5, cette fonction continue est croissante, et sa pente est décroissante. Ceci est également particulièrement visible sur la figure 6 qui représente la dérivée de la fonction précédente, c'est-à-dire la pente des chemins de roulement 58, 60 en fonction de l'angle de rotation de la came mobile 54. Cette dérivée est bien une fonction non constante décroissante.
[0038] On a également porté sur les figures 5 et 6 les différentes phases de la course de serrage identifiées précédemment. Comme on le voit, on a choisi dans la phase de rattrapage des jeux (A) de conformer les chemins de roulement 58, 60 de façon à ce que la courbe de la figure 6 ait une très forte pente. A titre purement indicatif, on note par exemple qu'une rotation de 50° de la came mobile 54 induit un déplacement de la tige de serrage de 1 mm. Au cours des phases de déformations élastiques (B) le déplacement de la tige de serrage progresse de plus en plus lentement : une rotation supplémentaire de 50° de la came mobile induit un déplacement de à peine 0,7 mm et ce déplacement décroit au fur et à mesure de la rotation de la came mobile. En fin de course de rotation de la came, entre 350° et 400°, le déplacement de la tige de serrage est de l'ordre de 0,05 mm. Les pentes des chemins de roulement deviennent de plus en plus faible. [0039] La profondeur des chemins de roulement est directement liée à la courbe de la figure 5. En effet, l'axe des ordonnées de la figure 5 peut également être interprété comme la variation de distance entre la face extérieure 66 de la came mobile 54 et la face extérieure 62 de la came fixe 52, pour un angle de rotation donné. Si, par exemple, on souhaite avoir les profondeurs des chemins de roulement 58, 60 évoluant de manière identique sur la came fixe 52 et la came mobile 54, la variation de distance entre la face extérieure 66 de la came mobile 54 et la face extérieure 62 de la came fixe 52 correspond au double de la variation de profondeur des chemins de roulement 58, resp. 60 de chaque came par rapport à la face extérieure 62, resp. 66 correspondante. Si l'on souhaite par contre que l'une des cames, par exemple la came fixe 52, ait un chemin de roulement 58 dont la profondeur ne varie pas par rapport à la face extérieure 62 de la came fixe 52, alors la variation de distance de la figure 6 correspond à la variation de profondeur du chemin de roulement 60 de la came mobile 54 par rapport à la face extérieure 66 de la came mobile 54. [0040] L'effet résultant sur le couple moteur est illustré sur la figure 7, qui montre la variation du couple moteur (en ordonnées, en Nm) en fonction de la tension de serrage (en abscisses, en Newtons) pour un mécanisme de serrage à cames dont les chemins de roulement sont configurés selon l'invention. La courbe présente un aspect assez plat, et les différentes phases de la course de serrage précédemment identifiées sont difficilement repérables, ce qui indique que le couple moteur reste pratiquement constant sur toute la course de serrage de la colonne de direction avec le mécanisme de serrage selon l'invention.
[0041] Dans une variante de l'invention, représentée schématiquement figure 8, l'actionneur 90 entraîne la came mobile 54 en translation perpendiculairement à l'axe de serrage 100, par l'intermédiaire d'un étage de transformation de mouvement à crémaillère 93 et d'une butée à aiguilles 193. La came mobile 54 est en appui contre une bague d'arrêt 35 solidaire de la tige de serrage 16, et maintenue plaquée contre la came fixe 52 par un ressort de rappel 96. Le déplacement de la came mobile 54 a une composante de translation perpendiculairement à l'axe de serrage 100 et une composante de translation parallèlement à l'axe de serrage 100, et s'accompagne d'un déplacement de la tige de serrage 16 d'une valeur équivalente à la variation de distance entre les surfaces extérieures 66, 62 des cames mobile 54 et fixe 52. De même que précédemment, une came seule peut avoir un profil équivalent au déplacement voulu ; ou encore, les deux cames 52, 54 peuvent avoir des profils très différents mais toujours complémentaires quant au déplacement résultant.
[0042] D'autres variantes sont possibles. En particulier, le déplacement en translation selon l'axe de serrage 100 dans le sens de serrage de l'organe de mise en tension 16 peut être entièrement porté par les caractéristiques des chemins de roulement d'une seule des deux came fixe 52 ou mobile 54. Mais aussi, les pentes des chemins de roulement 58, 60 de la came fixe 52 ou de la came mobile 54 peuvent ne pas nécessairement être symétriques ou équivalentes, pour autant qu'elles soient complémentaires afin d'obtenir le déplacement de l'organe de serrage correspondant à la course de serrage souhaitée. [0043] Les chemins de roulement sur lesquels se déplacent les corps roulants peuvent avoir autant de portions avec des pentes différentes que nécessaire au serrage de la colonne de direction dans une position choisie. On peut également envisager des portions planes, sans modifications de la profondeur des chemins de roulement, qui indiquerait une phase de la course serrage dite de stabilisation, ou encore des portions où la profondeur des chemins de roulement s'accroit, phase de la course de serrage dite d'inversion. [0044] Les chemins de roulement peuvent prendre toutes les formes : circulaire ou elliptique, ils peuvent évoluer dans le sens de serrage, dans le sens horaire ou antihoraire ; ils peuvent évoluer du centre de la came vers l'extérieur ou vice versa. Le nombre de chemins de roulement portés sur les cames n'est pas limité. Idéalement, trois chemins de roulement garantissent une surface plane, mais leur nombre peut être supérieur à trois pour réduire les pressions de contact ou inférieur à trois pour limiter les frottements entre les différents éléments. Les corps roulants, maintenus dans des cages, peuvent être des billes, ou de toutes autres formes, rouleaux, aiguilles... [0045] Il est également possible de prévoir un contact glissant plutôt que roulant entre came mobile 54 et came fixe 52, par exemple avec interposition de patins glissant sur des pistes de glissement dont la hauteur varie de manière à réaliser la fonction de serrage souhaitée.
[0046] L'étage de transmission 93 entre actionneur et came mobile 54 n'est pas nécessairement à renvoi d'angle. Il peut s'agir d'une transmission à engrenages parallèles destinée à offrir un rapport de démultiplication souhaité entre actionneur 90 et came mobile 54. Cet étage peut être totalement omis. L'actionneur peut être purement linéaire, et être constitué par exemple par un vérin. Si ce vérin est destiné à entraîner une came mobile tournante 54 comme dans le mode de réalisation des figures 1 à 3, un étage de transmission est interposé pour transformer le mouvement linéaire de l'actionneur en mouvement de rotation de la came mobile, par exemple un étage de transmission à crémaillère.
[0047] Naturellement, les exemples représentés sur les figures et discutés ci- dessus ne sont donnés qu'à titre illustratif et non limitatif. Il est explicitement prévu que l'on puisse combiner entre eux les différents modes de réalisation illustrés pour en proposer d'autres.

Claims

REVENDICATIONS
Mécanisme de serrage à cames pour le blocage dans une position d'une colonne de direction ajustable, comprenant
une came fixe (52) définissant un plan géométrique de référence (101) du mécanisme de serrage,
un organe de mise en tension (16), l'organe de mise en tension étant mobile au moins en translation par rapport à la came fixe parallèlement un axe de serrage (100) perpendiculaire au plan de référence, dans un sens de mise en tension;
une came mobile (54) apte à se déplacer par rapport à la came fixe suivant une trajectoire de déplacement dans un sens de serrage, et interagissant avec la came fixe de manière telle qu'un déplacement de la came mobile suivant la trajectoire de déplacement dans le sens de serrage entraîne une translation de l'organe de mise en tension (16) parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension, caractérisé en ce que la came mobile (54) et la came fixe (52) sont conformées de telle manière qu'il existe une fonction continue reliant le déplacement de la came mobile dans le sens de serrage à la translation de l'organe de mise en tension parallèlement à l'axe de serrage dans le sens de mise en tension, ayant une dérivée qui est une fonction non constante décroissante.
Mécanisme de serrage selon la revendication 1 caractérisé en ce que la trajectoire de déplacement comporte une première partie dans laquelle la dérivée prend des valeurs supérieures à une première valeur seuil donnée, et une deuxième partie dans laquelle la dérivée prend des valeurs inférieures à une deuxième valeur seuil donnée, la première valeur seuil étant supérieure à la deuxième valeur seuil dans un rapport supérieur à 2, et de préférence supérieur à 4. Mécanisme de serrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que dans une partie de la trajectoire de déplacement la dérivée a une valeur nulle.
Mécanisme de serrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que dans une partie dite de verrouillage de la trajectoire de déplacement la dérivée a des valeurs négatives.
Mécanisme de serrage selon la revendication 4, caractérisé en ce que la partie dite de verrouillage peut être une position de fin de course dans le sens de serrage.
Mécanisme de serrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce que l'organe de mise en tension comporte une tige de mise en tension (16), s'étendant parallèlement à l'axe de serrage.
Mécanisme de serrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte un ou plusieurs corps roulants (56) qui roulent sur des chemins de roulement (60), (58) formés sur la came mobile (54) et la came fixe (52).
Mécanisme de serrage selon la revendication 7, caractérisé en ce que le ou les chemins de roulement (58) ou (60) d'au moins une des deux cames (52) ou (54), ont une ou des profondeur variant avec une ou des pente non constante.
Mécanisme de serrage selon l'une quelconque des revendications précédentes, caractérisé en ce qu'il comporte en outre un actionneur (90) entraînant directement ou indirectement la came mobile (54) suivant la trajectoire de déplacement.
10. Mécanisme de serrage selon la revendication 9, caractérisé en ce que l'actionneur est un moteur électrique, de préférence un moteur électrique alimenté à tension constante.
1 1 . Mécanisme de serrage selon la revendication 9 ou la revendication 10, caractérisé en ce que l'actionneur entraîne la came mobile en rotation autour de l'axe de serrage.
12. Mécanisme de serrage selon la revendication 9 ou la revendication 10, caractérisé en ce que l'actionneur entraîne la came mobile en translation, de préférence perpendiculairement à l'axe de serrage.
13. Système de colonne de direction comportant:
un support fixe (10) ;
un tube corps de colonne de direction (12) mobile par rapport au support fixe ;
caractérisé en ce qu'il comporte en outre un mécanisme de serrage (50) selon l'une quelconque des revendication précédentes, une extrémité de l'organe de mise en tension (16) étant solidaire du support fixe (10) dans le sens de mise en tension.
14. Système de colonne de direction selon la revendication 13 et l'une quelconque des revendications 9 à 12, caractérisé en ce que la came mobile et la came fixe sont conformées de telle manière que lorsque l'actionneur entraîne la came mobile à vitesse constante dans le sens de serrage, l'actionneur fournit à la came mobile une puissance mécanique constante, ou variant de moins de 10% sur la trajectoire de déplacement.
15. Système de colonne de direction selon l'une quelconque des revendications 13 ou 14 et l'une quelconque des revendications 9 à 12, caractérisé en ce que la came mobile et la came fixe sont conformées de telle manière que la trajectoire de déplacement de la came mobile dans le sens de serrage n'engendre pas d'augmentation significative du couple moteur de l'actionneur.
PCT/FR2016/050850 2015-04-15 2016-04-13 Mécanisme de serrage à cames et colonne de direction associée WO2016166472A1 (fr)

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