蜗杆减速机以及转向装置的制作方法

技术领域

本发明涉及蜗杆减速机以及具有该蜗杆减速机的转向装置。

背景技术：

在日本特开2003-334724号公报所公开的电动动力转向装置中，转向操纵辅助力产生用马达的旋转经由蜗杆以及与该蜗杆啮合的蜗轮以使舵角变化的方式向车轮传递。蜗轮通过滚刀加工而成型。

若使蜗轮的滚刀加工中所使用的滚刀的外径接近蜗杆的外径，则滚刀加工后的蜗轮的齿槽的形状与蜗杆的齿的形状近似，所以理论上能够将蜗杆与蜗轮之间的扭矩的传递误差(所谓的扭矩变动)抑制得小。然而，此时没有允许蜗轮的组装误差、加工误差的余量。因此，若产生上述误差，则存在蜗杆的齿与蜗轮的齿相互接触的位置从适当位置变化的情况。

技术实现要素：

本发明的目的之一在于，提供能够允许组装误差、加工误差并且能够减少扭矩变动的蜗杆减速机和具有该蜗杆减速机的转向装置。

作为本发明的一实施方式的蜗杆减速机的结构上的特征是，包含：蜗杆、和具有与上述蜗杆啮合的齿槽的蜗轮，上述蜗杆的外径D1、与用于切削上述蜗轮而形成上述齿槽的滚刀的外径D2的关系满足下式(1)，上述蜗杆和上述蜗轮的啮合节圆处的上述蜗轮的压力角α、与上述蜗杆的压力角β的关系满足下式(2)，

3≥D2/D1≥1.7…式(1)，

0.1度≤α-β≤0.5度…式(2)。

通过以下参照附图对本发明的实施方式示例进行的详细描述，本发明的上述及其他特征和优点会变得更加清楚，其中，相同的附图标记表示相同的要素。

附图说明

图1是本发明的一实施方式的转向装置的简图。

图2是转向装置所具备的蜗杆减速机的主要部位的侧视图。

图3是表示通过滚刀加工使蜗杆减速机的蜗轮成形的情形的示意图。

图4是表示蜗杆减速机的蜗杆与蜗轮的啮合部分的示意图。

图5是蜗轮的立体图。

图6是表示蜗杆的旋转角度、和作用于蜗轮的齿面的负载载荷的关系的图表。

图7是表示蜗杆的压力角与蜗轮的压力角之差、和啮合变动的关系的图表。

图8是表示蜗杆的旋转角度与扭矩的关系的图表。

具体实施方式

以下，参照附图详细说明本发明的实施方式。图1是本发明的一实施方式的转向装置1的简图。参照图1，转向装置1是电动式动力转向装置，包含转向操纵机构2和转向机构3。转向装置1根据驾驶员的方向盘4(转向操纵部件)的转向操纵(转向操作)，使转向轮5转向。转向操纵机构2具备辅助驾驶员的转向操作的辅助机构6。

转向操纵机构2具有输入轴7、输出轴8、中间轴9以及小齿轮轴10。输入轴7与方向盘4连结。输出轴8的一端经由扭杆11连结于输入轴7，另一端经由自由接头12连结于中间轴9。中间轴9经由自由接头13，连结于具有小齿轮10A的小齿轮轴10。

转向机构3具有齿条轴14和拉杆15。齿条轴14具有与小齿轮10A啮合的齿条14A。拉杆15的一端与齿条轴14连结，另一端与转向轮5连结。根据驾驶员的方向盘4的操作，若方向盘4旋转，则经由输入轴7、输出轴8以及中间轴9，小齿轮轴10旋转。小齿轮轴10的旋转通过转向机构3，转换为齿条轴14的轴向的往复运动。通过齿条轴14的轴向的往复运动，转向轮5的转向角变化。

辅助机构6包含扭矩传感器16、ECU(电子控制单元：Electronic Control Unit)17、辅助转向操纵用的电动马达18以及蜗杆减速机19。蜗杆减速机19包含蜗杆20、蜗轮21以及外壳22。蜗轮21是与蜗杆20啮合的减速齿轮。外壳22收纳蜗杆20和蜗轮21。蜗杆20与电动马达18的旋转轴(未图示)连结。蜗轮21与输出轴8以能够一体旋转的方式连结。

伴随着驾驶员的转向操纵，若方向盘4旋转，则扭矩传感器16检测输入轴7与输出轴8之间的扭转量。ECU17根据转向操纵扭矩T、车速V等决定辅助扭矩。根据由扭矩传感器16检测出的扭转量得到转向操纵扭矩T。车速V由车速传感器23检测。电动马达18由ECU17驱动控制。这样，根据方向盘4的转向操纵而被驱动的电动马达18向蜗杆20传递输出旋转从而使蜗杆20旋转。与蜗杆20啮合的蜗轮21以比蜗杆20低的速度旋转，蜗轮21以及输出轴8一体旋转。这样，蜗杆减速机19利用蜗轮21将电动马达18的输出旋转减速，并将其作为辅助扭矩传递至转向操纵机构2的输出轴8。由此，辅助驾驶员对方向盘4的转向操作。

接下来，详细说明蜗杆减速机19。图2是蜗杆减速机19的主要部位的侧视图。在图2中，省略了上述外壳22的图示。参照图2，蜗杆20包含圆柱状的轴部30、和与轴部30的外周面30A一体形成的齿31。将轴部30的中心轴J的延伸方向称为轴向X。齿31以描绘出以中心轴J为中心的螺旋的方式，在外周面30A形成于比轴向X的两端部更靠内侧的区域。从轴向X观察时的齿31具有以中心轴J为圆中心的圆形状的轮廓。该轮廓的直径是蜗杆20的外径D1。

被通过中心轴J并沿轴向X延伸的假想的平面剖切时的齿31的剖面，形成为宽度朝离开中心轴J的方向变窄的近似等腰梯形(参照后述 的图4)。将齿31的轴向X的两侧的侧面称为齿面32。轴部30的在轴向X上的两端部各安装有一个轴承33。蜗杆20经由上述轴承33被外壳22被支承为能够旋转。在轴部30的轴向X上的一端部(图2中的右端部)且从轴承33突出的部分安装有接头34。接头34与电动马达18的旋转轴(未图示)连结。因此，如上所述，若电动马达18被驱动，则蜗杆20绕中心轴J旋转。

蜗轮21为圆盘形状。蜗轮21的中心轴K沿与蜗轮21的厚度方向一致的轴向Y延伸。以下，将蜗轮21的周向称为周向S，将蜗轮21的径向称为径向R。径向R中，将接近中心轴K的一侧称为径向内侧R1，将离开中心轴K的一侧称为径向外侧R2。周向S是蜗轮21的旋转方向。

蜗轮21包含圆盘状的套筒40和环状的齿部41。套筒40位于中心轴K侧。齿部41在从中心轴K朝径向外侧R2离开的外周侧包围套筒40。套筒40和齿部41可以由相同的材料(例如金属)一体形成。或者也可以通过嵌入成型，使树脂制的齿部41与金属制的套筒40一体化。在套筒40的圆心位置形成有供输出轴8嵌入的插通孔40A。

在齿部41的外周面上沿周向S等间隔地形成有多个与蜗杆20啮合的齿槽42。各齿槽42是沿轴向Y将齿部41的外周部切去并且朝径向内侧R1凹陷而成。从轴向Y观察，各齿槽42形成为宽度朝径向内侧R1变窄的近似等腰梯形。在齿部41，被周向S相邻的齿槽42夹着的凸状的部分是蜗轮21的一个齿43。被与中心轴K正交的假想的平面剖切时的齿43的剖面，形成为宽度朝径向外侧R2变窄的近似等腰梯形(参照图4)。将一个齿43的周向S的两侧的侧面称为齿面44。齿面44在图2中以俯视的方式图示，但严格来说是弯曲的。在周向S相邻的齿43中隔着齿槽42而对置的一对齿面44的间隔，随着朝向径向内侧R1而变窄。利用这一对齿面44划分出一个齿槽42。齿槽42的槽底42A作为齿底架设于这一对齿面44的径向内侧R1的端部彼此之间。

使图3所示的滚刀50旋转而对蜗轮21施加切削加工(滚刀加工)，从而形成齿槽42。滚刀50是用于切削蜗轮21的多个切刀51在外周面排列成螺旋状而形成的圆筒体。从滚刀50的轴向L观察，切刀51的刀尖配置于假想的圆上。该圆的直径是滚刀50的外径D2。该圆也是在滚刀50旋转时的切刀51的刀尖的旋转轨迹。蜗杆20的外径D1(参照图 2)与滚刀50的外径D2的关系设定为满足下式(1)。

3≥D2/D1≥1.7…式(1)

将滚刀50的外径D2设定为比蜗杆20的外径D1大以满足式(1)。由此，滚刀加工后的蜗轮21的齿槽42能够以具有一定程度的余量的方式接纳蜗杆20的齿31，所以成为能够允许组装误差、加工误差的形状。即，能够使蜗轮21具有对组装误差、加工误差迟钝的特性。

另外，若使用D2/D1的值超过3那样的外径D2大的滚刀50，则滚刀加工后的蜗轮21的齿43的齿面44成为平面。由此，蜗轮21的齿槽42成为与蜗杆20的齿31的形状相差显著的形状。因此，蜗杆20与蜗轮21的啮合恶化，存在扭矩变动变大的情况。

图4是表示蜗杆20与蜗轮21的啮合部分的示意图。在图4中，用单点划线示出了蜗杆20的齿31的齿面32与蜗轮21的齿43的齿面44接触从而使蜗杆20与蜗轮21啮合的状态的蜗杆20与蜗轮21的啮合节圆P的轨迹的一部分。在图4中，示出了啮合节圆P处的蜗轮21的压力角α和蜗杆20的压力角β。压力角α是在沿径向R的基准线Q与啮合节圆P的交点U处基准线Q与齿面44(严格来说从轴向Y看到的相对于齿面44的轮廓的切线)所成的锐角。压力角β是在交点U处基准线Q与齿面32(严格来说从轴向Y看到的相对于齿面32的轮廓的切线)所成的锐角。压力角α与压力角β的关系设定为满足下式(2)。

0.1度≤α-β≤0.5度…式(2)

将啮合节圆P处的蜗轮21的压力角α设定为比蜗杆20的压力角β大以满足式(2)。由此，能够减少蜗杆20与蜗轮21之间的扭矩变动。以下详细说明。图5是蜗轮21的立体图。参照图5，着眼于在蜗轮21中沿周向S连续排列的任意3个齿43。从周向S的一侧S1按顺序将上述3个齿43按照齿43A、齿43B、齿43C那样加以区别。在蜗轮21从动于蜗杆20的旋转而朝与周向S的一侧S1相反的另一侧S2旋转的情况下，在齿43A、齿43B以及齿43C的每一个中，一侧S1的齿面44与蜗杆20的齿面32接触。将齿面44中与齿面32接触的区域称为接触区域。着眼于蜗轮21的旋转中的规定的时刻，在与蜗杆20的齿31处 于开始啮合的状态的齿43A中接触区域A存在于齿顶侧时，与其它齿31处于啮合途中的状态的齿43B中，接触区域B存在于齿顶与齿根之间。在与另一齿31处于啮合结束的状态的齿43C中接触区域C存在于齿根侧。

图6是表示蜗杆20的旋转角度、与通过蜗杆20的旋转而作用于蜗轮21的齿面44的负载载荷的关系的图表。这里的负载载荷相当于蜗杆20的齿面32对蜗轮21的齿面44的按压力。参照图6，在开始啮合的齿43A、和啮合途中的齿43B的每一个中，蜗杆20的旋转角度增加的同时负载载荷增加。相反，在啮合结束的齿43C中，蜗杆20的旋转角度增加的同时负载载荷减少。图6中，用实线曲线示出了以满足式(2)的方式设定压力角α和压力角β的本实施方式的负载载荷的变化，用虚线、单点划线或者双点划线曲线示出了压力角α与压力角β相等的比较例的负载载荷的变化。

在本实施方式中，通过减小压力角β，使蜗轮21的齿43的齿根与蜗杆20的啮合(换言之，上述接触区域)增加。由此，负载载荷的变化的斜度变得缓慢。特别是在啮合结束的齿43C中，负载载荷的变化的斜度与比较例(参照虚线曲线)相比变得格外缓慢。本实施方式的负载载荷与比较例相比，在开始啮合的齿43A和啮合途中的齿43B中减小，但在啮合结束的齿43C中大幅度增加。因此，在蜗轮21整体中，平均的负载载荷增加。由此，可以提高从蜗杆20向蜗轮21的扭矩的传递效率。

图7是表示蜗杆20的压力角β与蜗轮21的压力角α之差、和啮合变动的关系的图表。啮合变动是表示从蜗杆20向蜗轮21的各齿43传递的扭矩的实际值与目标值之差的指标。参照图7，若如上所述那样减小压力角β，则α-β的值变大。若α-β的值超过0度则啮合变动变小。特别是在α-β的值以满足式(2)的方式落在0.1度到0.5度的范围内的情况下，啮合变动显著变小，在0.3度时啮合变动变为最小。然而，若α-β的值超出该范围，则啮合变动会变大。特别是在压力角β过小而α-β的值超过0.5度时，蜗轮21的开始啮合的齿43A的齿顶与蜗杆20的齿接触(换言之，上述接触区域A)减少，蜗杆20与蜗轮21的啮合率降低。这样的话，存在一个齿43分担的扭矩的啮合变动变大的情况。因 此，在本实施方式中，将α-β的值设定为基于式(2)的0.1度以上且0.5度以下这样的最佳范围(0.3度±0.2度的范围)内。

图8是表示蜗杆20的旋转角度、与从蜗杆20向蜗轮21传递的扭矩的关系的图表。这里的扭矩不是蜗轮21的各个齿43分担的扭矩，而是向蜗轮21整体传递的扭矩。在图8中，用实线曲线示出了以满足式(2)的方式设定压力角α以及压力角β的本实施方式的扭矩的变化，用虚线曲线示出了压力角α与压力角β相等的比较例的扭矩的变化。

以使α-β的值落在上述最佳范围内的方式设定压力角α和压力角β，从而啮合变动变小(参照图7)。并且，在蜗轮21的啮合结束的齿43C的齿根与蜗杆20的齿31的齿顶啮合时传递的扭矩的降低被抑制。以上的结果是，参照图8，在本实施方式中，扭矩变动与比较例相比减少。由此，扭矩向基准值(图8中，例如40.4N·m的附近)靠拢。

若α-β的值优选为0.2度以上且0.4度以下，则实现扭矩变动的进一步减少。本发明不限定于以上说明的实施方式，在权利要求记载的范围内可以进行各种改变。例如，在蜗杆20与蜗轮21啮合的状态下，从径向外侧R2观察，蜗杆20的中心轴J与蜗轮21的中心轴K可以是如本实施方式那样的正交(参照图2)，也可以是斜交。

图6所示的负载载荷的具体的数值、图7所示的啮合变动的具体的数值、图8所示的扭矩的具体的数值仅是一个例子，可根据蜗杆20以及蜗轮21的尺寸而变动。