专利名称：向横拉杆连杆周围的转动部件施加辅助动力的车辆用电动转向装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及车辆用动力转向装置，更具体地涉及车辆用电动转向装置。
背景技术：
关于车辆(诸如汽车)用电动转向装置，已知如日本专利公报No.2690230(日本专利特开平5-124524)中所说明的，在可直线地和可转动地运动的(转向系)横拉杆连杆(该横拉杆连杆在其相对端部处与横拉杆可枢转地连接)的一部分处设置有螺纹，以及通过驱动接合在螺纹周围的螺帽使得横拉杆连杆随着转向轴的转向操作向左或向右运动，同时在横拉杆连杆的一部分处设置有花键以及通过电动机选择性地驱动与该花键接合的花键螺帽，以便当通过电动机的驱动力经由花键螺帽转动横拉杆连杆时在螺纹部分处沿轴向驱动横拉杆连杆。
发明内容
在如上述现有技术中适于经由螺纹部分将电动机的转向辅助力变换为用于驱动横拉杆连杆的力的动力转向构造中，转向辅助力的大小与转向角的大小之间的关系是固定的。
本发明的主要目的是提供一种动力转向装置，其中，辅助动力仅减小转动转向盘所需的转矩，除了当转向轮的转向角是通过车辆举动(行为)控制装置的发动(起动)而改变的情况以外，转向轮的转向角的控制基本上取决于驾驶员对转向盘的转动，所述车辆举动控制装置是横拉杆连杆周围的构造紧凑型电控装置。
本发明的另一个目的是将用于车辆举动控制的转向角补正(修正，变更)机构结合入这种构造紧凑型电动转向装置中。
为了实现上述主要目的，本发明提出了一种车辆用电动转向装置，它包括被支承以做直线运动的横拉杆连杆；可围绕所述横拉杆连杆转动的转动部件；用于将转向轴的转动变换为所述转动部件的转动的转动变换装置；用于将所述转动部件的转动变换为所述横拉杆连杆的直线运动的转动/直线运动变换装置；以及用于将转动力施加给所述转动部件的动力辅助用电动机。
当横拉杆连杆被支承以做直线运动时，提供可在横拉杆连杆周围转动的转动部件；转动变换装置将转向轴的转动变换为转动部件的转动；设置转动/直线运动变换装置以将转动部件的转动变换为横拉杆连杆的直线运动；以及设置动力辅助用电动机将转动力施加给转动部件，如上所述。通过由转动变换装置将转向轴的转向角变换为转动部件的这样一种转动角，变换为横拉杆连杆的直线运动，仅根据转向轴的转向角确定转向轮的转向角，而由动力辅助用电动机施加给转动部件的转动力仅辅助驾驶员的转向力，该转向力是独立于转动部件的转动角控制的力。
所述转动/直线运动变换装置可为包括齿圈、太阳齿轮、行星齿轮，以及支承该行星齿轮的行星架的行星齿轮装置，在所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的有效直径(指螺纹的中径，或齿轮的节圆直径)与螺纹条数之间的对应性中，所述齿圈或所述太阳齿轮的螺纹条数被增大或减小，以便由此当所述齿圈随着所述行星齿轮的行星(齿轮)运动而围绕所述太阳齿轮转动时，在所述齿圈与所述太阳齿轮之间产生轴向位移。
在这种情况下，可对所述齿圈作出螺纹条数的上述相对增大或减小，所述齿圈比所述太阳齿轮和所述行星齿轮长，所述太阳齿轮和所述行星齿轮随着所述齿圈的转动而相对于所述齿圈沿轴向移动，或者可对所述太阳齿轮作出螺纹条数的上述相对增大或减小，所述太阳齿轮比所述齿圈和所述行星齿轮长，所述齿圈和所述行星齿轮随着所述太阳齿轮的转动而相对于所述太阳齿轮沿轴向移动。
当所述太阳齿轮的螺纹条数相对于所述齿圈和所述行星齿轮的螺纹条数增大1条时，从包含所述齿圈、所述太阳齿轮以及所述行星齿轮的中央轴线的截面看时，所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的螺纹可呈对称山形，所述齿圈的螺纹角(螺纹断面角，螺纹牙形角度)可等于所述行星齿轮的齿顶的螺纹角和所述太阳齿轮的齿根的螺纹角，所述行星齿轮可呈渐开线形状(involute shape)，所述行星齿轮的齿根的螺纹角小于所述行星齿轮的齿顶的螺纹角，所述太阳齿轮呈渐开线形状，所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角大于所述太阳齿轮的齿根的螺纹角。通过这种布置，通过使得太阳齿轮的螺纹条数相对于齿圈和行星齿轮的螺纹条数增大1条，齿圈、太阳齿轮和行星齿轮中的啮合最优。
当所述太阳齿轮的螺纹条数相对于所述齿圈和所述行星齿轮的螺纹条数减小1条时，从包含所述齿圈、所述太阳齿轮以及所述行星齿轮的中央轴线的截面看时，所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的螺纹可呈对称山形，所述齿圈的螺纹角可等于所述行星齿轮的齿顶和齿根的螺纹角以及所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角，所述太阳齿轮可呈渐开线形状，所述太阳齿轮的齿根的螺纹角小于所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角。通过这种布置，通过使得太阳齿轮的螺纹条数相对于齿圈和行星齿轮的螺纹条数减小1条，齿圈、太阳齿轮和行星齿轮中的啮合最优。
而且，当对齿圈作出螺纹条数的上述相对增大或减小时，在所述太阳齿轮和所述行星齿轮的相对端部处可设置有一组啮合的外部齿轮。当对太阳齿轮作出螺纹条数的上述相对增大或减小时，在所述齿圈和所述行星齿轮的相对端部处可设置有一组啮合的外部齿轮。通过这样由外部齿轮进行的啮合，可确实地确保齿圈、太阳齿轮和行星齿轮之间的行星运动。
在任一种情况中，设置在所述行星齿轮的端部处的所述外部齿轮可与所述行星齿轮的螺纹的一部分形成为一体。通过这种布置，可简化行星齿轮的外部齿轮的设置。
而且，所述转动部件可包括供所述横拉杆连杆穿过的套筒部，所述动力辅助用电动机构造成使得沿所述套筒部设置的电枢由呈圆筒形设置在所述电枢周围的电磁线圈驱动。通过这种布置，动力辅助用电动机紧凑地结合在车辆用电动转向装置。
此外，为了实现上述另一个目的，本发明提出，在如上所述的车辆用电动转向装置中，所述转动部件结合有差动机构，该差动机构包括由所述转动变换装置驱动的输入转动部件；用以驱动所述转动/直线运动变换装置的输出转动部件；以及用以可变地调节所述输入转动部件与所述输出转动部件之间的相对转动的中间转动部件，通过根据所述中间转动部件的转动位移可变地调节所述转向轴的转动相对于所述横拉杆连杆的直线运动的变换率而进行主动转向。
通过结合有如上所述的这种差动机构的转动部件，上述主动转向成为可能，以便在车辆转弯行驶时出现过度转向或转向不足趋势时或者在左右轮具有不同摩擦阻力的分裂路面上时，用于车辆自动举动控制的微电脑自动地补正转向轮的转向角。
所述差动装置可为行星齿轮装置，该行星齿轮装置包括用作与所述转动变换装置相连接的所述输入转动部件的行星架；用作与所述转动/直线运动变换装置相连接的所述输出转动部件的太阳齿轮；以及用作由主动转向用电动机驱动以进行主动转向的所述中间转动部件的齿圈，所述主动转向用电动机包括安装在其周围的电枢和围绕该电枢的电磁线圈。
或者，所述差动装置可包括一对同轴伞齿轮；定位在这对同轴伞齿轮之间并与这对同轴伞齿轮啮合的小伞齿轮；以及支承该小伞齿轮以绕这对伞齿轮的轴线回转的行星架，这对伞齿轮中的一个用作与所述转动变换装置相连接的所述输入转动部件，所述行星架用作与所述转动/直线运动变换装置相连接的所述输出转动部件，而这对伞齿轮中的另一个用作由主动转向用电动机驱动以进行主动转向的所述中间转动部件。通过这种布置，上述行星齿轮装置可由轴向多层结构代替以抑制横拉杆连杆周围的结构沿直径上尺寸的增大。
在这种情况中，所述中间转动部件可由所述主动转向用电动机借助蜗杆和蜗轮驱动。通过这种布置，主动转向用电动机可沿横拉杆连杆离开差动装置定位，从而抑制横拉杆连杆周围的构造的直径的增大，并且还可防止未通电的主动转向用电动机被转向轮反向驱动。
图1是示出根据本发明的车辆用电动转向装置的实施例1全体的截面图；图2是示出实施例1的主要部分的放大截面图；图3是示出图2所示的行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的放大截面图；图4是示出垂直于行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的轴线的截面的放大截面图；图5是在包含横拉杆连杆的轴线的截面中示出横拉杆连杆的阳螺纹的放大局部截面图；图6是示出实施例1的转动/直线运动变换装置的操作原理的示意图，其中(A)表示从图3中转动/直线运动变换装置的右侧看时的横拉杆连杆、内部(内侧)转动套筒、行星螺旋辊和行星架的转动方向，(B)表示从图3右上方看时转动/直线运动变换装置的横拉杆连杆与行星螺旋辊的相对轴向位移的方向；图7是根据本发明的车辆用电动转向装置的实施例2的放大截面图；图8是示出图7所示行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的放大截面图，其中(A)是由包含轴线的截面所截的截面图，(B)是沿(A)中线B-B的截面所截的截面图，其中横拉杆连杆已被去除；图9是图7所示行星螺旋辊的放大主视图(A)、左侧图(B)和右侧图(C)；图10是图7所示行星架的主视图(A)、左侧图(B)和右侧图(C)；图11是图7所示各螺纹的局部放大截面图，其中(A)示出外部(外侧)转动部件的阴螺纹、(B)示出行星螺旋辊的阳螺纹，以及(C)示出横拉杆连杆的阳螺纹；图12是在横拉杆连杆的(螺纹)差动条数Ns为+1的情况下，外部转动部件的阴螺纹和行星螺旋辊的阳螺纹的啮合状态(A)以及行星螺旋辊的阳螺纹和横拉杆连杆的阳螺纹的啮合状态的截面图；图13是示出垂直于实施例2的转动/直线运动变换装置中央部分的轴线的截面的放大截面图；图14是在横拉杆连杆的差动条数Ns为-1的情况下沿轴线的各螺纹的放大局部截面图，其中(A)示出外部转动部件的阴螺纹、(B)示出行星螺旋辊的阳螺纹，以及(C)示出横拉杆连杆的阳螺纹；图15是在横拉杆连杆的差动条数Ns为-1的情况下，外部转动部件的阴螺纹和行星螺旋辊的阳螺纹的啮合状态(A)以及行星螺旋辊的阳螺纹和横拉杆连杆的阳螺纹的啮合状态的截面图；图16是示出根据本发明的车辆用电动转向装置的实施例3的主要部分的截面图；图17是示出图16所示行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的放大截面图；以及图18是示出图16所示主动转向用电动机的放大截面图。
具体实施例方式
在下文中，将参照附图针对一些优选实施例详细说明本发明。
图1是示出根据本发明的车辆用电动转向装置全体的截面图，图2是以放大比例示出图1所示结构的主要部分的放大截面图。
在这些图中，总体上用10表示的转向装置包括沿轴线12在车辆的横向方向上延伸的横拉杆连杆14。横拉杆连杆14在其相对端处具有基本上为矩形的横截面，并且被支承得能够沿轴线12往复运动但是不能围绕轴线12转动。横拉杆连杆14在其相对端处分别借助球形接头18L和18R与左右横拉杆20L和20R可枢转地连接。防尘套22L和22R在壳体16与横拉杆20L和20R之间展开。
横拉杆连杆14与可围绕其转动的管状蜗轮24相接合。蜗轮24与连接在蜗杆轴26下端处的蜗杆28相接合。蜗轮24以与转动套筒30的一端成为一体的方式而形成，所述转动套筒30可转动地接合在横拉杆连杆14的周围。这样，蜗杆28和蜗轮24构成用于将蜗杆轴26的转动变换为转动套筒30围绕轴线12的转动的转动变换机构。
在壳体16的可转动地容纳蜗杆轴26的部分中，设有用于检测作用在蜗杆轴26处的转矩的转矩传感器32和用于通过使得转速增大而将蜗杆轴26的转动传输到蜗杆28的增速(传动)装置33。在所示的实施例中，增速装置33由行星齿轮装置构成。
在壳体16中设有布置在转动套筒30周围用于向其施加转向辅助转矩的电动机34。在所示的实施例中，电动机34具有电枢，该电枢包括固定在转动套筒30周围的多个永磁体，以及由壳体16支承的设置在转动套筒30周围的多个电磁线圈，从而与横拉杆连杆14形成同轴结构。
行星齿轮装置36设置在转动套筒30的另一端处。行星齿轮装置36包括内部齿轮40，在由壳体16支承以围绕轴线12转动的外部转动套筒38的一端处形成为一体；太阳齿轮44，与被支承得可在外部转动套筒38的内侧处以及在横拉杆连杆14的外侧处围绕轴线12转动的内部转动套筒42的一端形成为一体；以及多个行星齿轮46，由用作行星架的转动套筒30的另一端可转动地支承。在通常转向操作中，行星齿轮装置36通过使转速增大而将转动套筒30的转动传输到内部转动套筒42。
在壳体16的内部还设有电动机48，其设置在外部转动套筒38的周围，用于控制转向齿轮比或转向轮的转向角的主动转向。在文中所示的实施例1中，电动机48还具有电枢，该电枢包括固定在外部转动套筒38周围的多个永磁体，以及设置在外部转动套筒38周围由壳体16支承的多个电磁线圈，适于围绕与横拉杆连杆14相同的轴线操作。在通常转向状态中，电动机48将外部转动套筒38保持在不转动的静止状态，而当转向轮将被主动转向时，电动机48使得外部转动套筒38转动。
在内部转动套筒42的内侧处，设有行星差动式转动/直线运动变换装置50。如下文中详细说明的，转动/直线运动变换装置50将内部转动套筒42的转动变换为横拉杆连杆14沿轴线12的直线运动，但是不会将横拉杆连杆14的直线运动变换为内部转动套筒42的转动。
如图3和图4中详细示出的，转动/直线运动变换装置50包括形成在横拉杆连杆14一部分处以沿轴线12延伸的阳螺纹52、形成在内部转动套筒42的一部分处以沿轴线12延伸的阴螺纹56以及设置在阳螺纹52与阴螺纹56之间以与之啮合的多个行星螺旋辊60。各个行星螺旋辊60平行于轴线12延伸，具有与阳螺纹52相同或短于阳螺纹52的长度。在所示的实施例中，围绕轴线12等距隔开设置有九个行星螺旋辊60。各个行星螺旋辊60在其相对端部处均具有各自的柱形轴部分60A和60B，分别由围绕横拉杆连杆14的环形行星架64和66支承，以便于可围绕其自身轴线62转动以及围绕轴线12回转，但是不会相对于横拉杆连杆14沿轴向移动。
行星架64和66均具有大于阳螺纹52的内径和小于阴螺纹56的外径，并可相对于横拉杆连杆14及内部转动套筒42围绕轴线12转动。行星架64和66是用低摩擦系数的材料(诸如油可渗透金属)制造的，并且通过止动环72和74被控制得不能相对于横拉杆连杆14轴向移动，所述止动环72和74分别通过C-形环68和70固定于横拉杆连杆14。
行星架64和66分别具有由沿其周向延伸的环形槽76和78形成的套筒部分，并且由具有橡胶状弹性的材料(诸如树脂或橡胶)制成的包装部件80和82被安装在套筒部分周围，用于防止异物随其环形凸起部侵入，所述环形凸起部以可移除的方式(以便于更换)接合于环形槽76和78中。包装部件80和82分别具有阳螺纹84和86，在弹性压制于其上的状态下与阴螺纹56相接合。
内部转动套筒42的阴螺纹56和行星螺旋辊60的阳螺纹58沿相同方向呈螺旋形，而横拉杆连杆14的阳螺纹52以与它们相反的方向呈螺旋形。当内部转动套筒42(阴螺纹56)相对于横拉杆连杆14围绕轴线12转动时，在行星螺旋辊60(阳螺纹58)没有相对于转动套筒42(阴螺纹56)及横拉杆连杆14(阳螺纹52)滑动的情况下在它们的螺纹啮合的同时，行星螺旋辊60相对于转动套筒42和横拉杆连杆14转动。
通过适当地设定各螺纹之间的啮合状态中螺距角与摩擦系数之间的关系，可实现在行星螺旋辊60没有相对于转动套筒42及横拉杆连杆14滑动的情况下在它们的螺纹啮合的同时行星螺旋辊60相对于转动套筒42和横拉杆连杆14的转动。
图5是示出包含轴线12的截面中横拉杆连杆14的阳螺纹52的局部放大截面图。在图5中，双点划线52A表示阳螺纹52的有效直径的位置。如图5所示，阳螺纹52具有顶角为90°的基本为等腰三角形的山形螺纹形状，其顶点被弄圆，该阳螺纹52沿围绕轴线12盘旋的方式延伸。阳螺纹52的螺纹被如此形成，即，当沿垂直于其延伸方向的截面看时其不是对称的，而当沿包含轴线12的截面看时，其为对称的。此外，阳螺纹52的螺纹形状的斜面均以半径为Rs的弧形形成，以使得当沿包含轴线12的截面看时，有效直径的位置52A相对于轴线12处的倾斜角为45°。
内部转动套筒42的阴螺纹56和行星螺旋辊60的阳螺纹58以与横拉杆连杆14的阳螺纹52相同的方式形成，因此通过在沿轴向方向彼此隔开螺纹节距那么大距离的多个位置处保持彼此间的基本点接触，使得阳螺纹52与阳螺纹58以及阳螺纹58与阴螺纹56相互啮合。包装部件80和82的阳螺纹84和86均具有基本上与内部转动套筒42的阴螺纹56紧密接触的横截面。
横拉杆连杆14的阳螺纹52、内部转动套筒42的阴螺纹56和行星螺旋辊60的阳螺纹58是具有相同节距的多条螺纹，但是据阳螺纹52、阳螺纹58、阴螺纹56之间在有效直径与螺纹条数之间的这种关系(即在不管内部转动套筒42的转动情况下不会产生横拉杆连杆14与行星螺旋辊60相对于内部转动套筒42的轴向移位)，阴螺纹56的螺纹条数增大或减小1条。换句话说，阴螺纹56的差动条数为+1或-1。
更详细地的说，分别将横拉杆连杆14的阳螺纹52、行星螺旋辊60的阳螺纹58和内部转动套筒42的阴螺纹56的有效直径表示为Ds、Dp和Dn，分别将阳螺纹52、阳螺纹58、阴螺纹56的螺纹条数表示为Ns、Np和Nn，在横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和内部转动套筒42之间不产生轴向移位的阳螺纹52、阳螺纹58、阴螺纹56的有效直径与螺纹条数之间的关系将满足Ns∶Np∶Nn＝Ds∶Dp∶Dn，而使得阴螺纹56的螺纹条数比满足上述条件的数值大于或小于1。在所示的实施例中，差动条数被设定为-1。
因此，横拉杆连杆14的阳螺纹52、行星螺旋辊60的阳螺纹58和内部转动套筒42的阴螺纹56与行星架64和66不仅共同构成与行星齿轮减速机构相同的减速机构，而且还构成差动螺旋机构，以通过内部转动套筒42的转动产生横拉杆连杆14沿轴线12的轴向移位。
图6是示出实施例1的转动/直线运动变换装置50的操作原理的示意图，其中图6(A)示出从图3中转动/直线运动变换装置50的右侧看时的横拉杆连杆14(阳螺纹52)、内部转动套筒42(阴螺纹56)、行星螺旋辊60(阳螺纹58)和行星架64和66的转动方向，而图6(B)是从图3右上方看时转动/直线运动变换装置50的横拉杆连杆14(阳螺纹52)与行星螺旋辊60(阳螺纹58)的透视图，其中行星架64和66被固定。
参照图6(A)，由于横拉杆连杆14(阳螺纹52)不转动，当内部转动套筒42(阴螺纹56)沿顺时针方向围绕轴线12转动时，每个行星螺旋辊60(阳螺纹58)都沿顺时针方向围绕横拉杆连杆14(阳螺纹52)回转，同时沿顺时针方向围绕其自己的轴线62转动，并且行星架64和66沿顺时针方向围绕轴线12转动。
参照图6(B)，如果假定行星架64和66被固定，当具有右旋螺纹的行星螺旋辊60(阳螺纹58)围绕其自己的轴线62转动同时沿内部转动套筒42(阴螺纹56)的内部滚动时，行星螺旋辊60(阳螺纹58)对应于-1的差动条数沿图中箭头所示进行向后的轴向位移。随着行星螺旋辊60的顺时针方向转动，其螺纹56沿图中向前的方向推动横拉杆连杆14的阳螺纹52，但是当行星螺旋辊60(阳螺纹58)围绕其自己的轴线62顺时针转动时，横拉杆连杆14(阳螺纹52)围绕轴线12逆时针转动，从而相对于行星螺旋辊60(阳螺纹58)沿图中向后的方向移位，以抵消行星螺旋辊60(阳螺纹58)的向前推动。因此，横拉杆连杆14(阳螺纹52)与行星螺旋辊60(阳螺纹58)一起相对于内部转动套筒42(阴螺纹56)沿图中向后的方向移位。因此，横拉杆连杆14(阳螺纹52)相对于内部转动套筒42(阴螺纹56)以及行星螺旋辊60(阳螺纹58)沿图中向后的方向移位。
当内部转动套筒42(阴螺纹56)的差动条数为+1时，随着内部转动套筒42(阴螺纹56)沿与如上所述相同方向的转动，行星螺旋辊60(阳螺纹58)和横拉杆连杆14(阳螺纹52)沿图中向前的方向移位。
行星螺旋辊60(阳螺纹58)和横拉杆连杆14(阳螺纹52)相对于内部转动套筒42(阴螺纹56)的轴向位移的量是对于行星螺旋辊60(阳螺纹58)相对于内部转动套筒42(阴螺纹56)的每一次回转，位移一个螺纹节距。分别将内部转动套筒42(阴螺纹56)和横拉杆连杆14(阳螺纹52)的有效直径表示为Dn和Ds，对于内部转动套筒42(阴螺纹56)的每一次回转，行星螺旋辊60(阳螺纹58)相对于内部转动套筒42(阴螺纹56)的转数为Dn/(Ds+Dn)。因此，当螺纹的节距为P时，对于内部转动套筒42(阴螺纹56)的每一次回转，横拉杆连杆14(阳螺纹52)的轴向位移Ls为Ls＝P·Dn/(Ds+Dn)。
作为示例，如果假定，在所示的实施例中节距P为1mm，行星螺旋辊60的阳螺纹58是有效直径为7mm的右旋4条螺纹(Np＝4)，横拉杆连杆14的左旋阳螺纹52的有效直径Ds是行星螺旋辊60的2.5倍，诸如Ds＝17.5mm，具有满足在横拉杆连杆14(阳螺纹52)与行星螺旋辊60(阳螺纹58)之间不产生相对轴向位移的螺纹条数，诸如2.5×4＝10，内部转动套筒42的阴螺纹56的有效直径Dn是行星螺旋辊60的阳螺纹58的有效直径的4.5倍，诸如31.5mm，并且如果内部转动套筒42的右旋阴螺纹56的螺纹条数比满足在行星螺旋辊60与内部转动套筒42之间不产生相对轴向位移的螺纹条数小1，Nn是4.5×4-1＝17，从而对于内部转动套筒42的每一次回转，横拉杆连杆14的轴向位移Ls为31.5/(31.5+17.5)＝0.643mm。
在所示的实施例1中，行星螺旋辊60的数量为9个，其为横拉杆连杆14(阳螺纹52)与内部转动套筒42(阴螺纹56)的螺纹条数的合计(例如27)除以整数3的商。当行星螺旋辊60的数量为用整数除横拉杆连杆14(阳螺纹52)与内部转动套筒42(阴螺纹56)的螺纹条数的合计的整数商(正整数)时，行星螺旋辊60被均匀隔开地设置在轴线12周围。
这样，在所示的实施例1中，在其中未执行转向齿轮比的主动转向或控制的通常转向操作中，通过驾驶员的转向操作进行的蜗杆轴26的转动通过蜗杆28和蜗轮24被变换成转动套筒30围绕轴线12的转动，之后转动套筒30的转动被行星齿轮装置36传输到内部转动套筒42作为其转动的增量，之后内部转动套筒42的转动被转动/直线运动变换装置50变换为横拉杆连杆14沿轴线12的直线运动，接着横拉杆连杆14的直线运动借助球形接头18L和18R被传输到左右横拉杆20L和20R，因此左右转向轮(图中未示出)被转向。
在这种情况下，由转矩传感器32检测转向转矩，之后由电子控制装置(图中未示出)至少基于转向转矩计算转向辅助转矩的目标值，之后基于转向辅助转矩的目标值计算用于电动机34的电流的目标值，之后将目标电流提供给电动机34，从而由电动机34向转动套筒30施加转动力，从而通过降低转向负荷而辅助驾驶员。
当执行转向轮的主动转向的控制时，与左右转向轮的目标转向角相对应的目标电流通过电子控制装置(图中未示出)被提供给电动机48，从而外部转动套筒38转动，以使得借助行星齿轮装置36从转动套筒30传输至内部转动套筒42的转动的量和/或方向被改变，因而通过转动/直线运动变换装置50从内部转动套筒42变换为横拉杆连杆14的直线运动的量和/或方向被改变，因此转向轮的转向角的通常转向操作时的数值增大或减小。
因此，根据所示的实施例1，在动力辅助用电动机34的辅助下，在将借助行星齿轮装置36从转动套筒30向内部转动套筒42传输的转动由转动/直线运动变换装置50变换为横拉杆连杆14的直线运动的过程中，通过电动机48使其适当地转动的外部转动套筒38实现转向轮的主动转向。
在这种情况下，根据所示的实施例1，由于从行星齿轮装置36处看时，动力辅助用电动机34设置在蜗杆轴26一侧上，因此抑制由于主动转向导致的转向转矩的变化被传输到转向轮。
根据所示的实施例1，转动/直线运动变换装置50沿正方向的变换效率可为较高数值(诸如80％)，而沿相反方向的变换效率为0，以使得内部转动套筒42的转动可在高效率下被变换为横拉杆连杆14的直线运动，同时有效地避免了横拉杆连杆14的直线运动被变换为内部转动套筒42的转动，从而甚至当横拉杆连杆14沿直线方向被来自于路面的作用在转向轮上的外力推动时，内部转动套筒42也不会转动，从而严格地避免转向轮的转向角被来自于路面的外力而改变。
根据所示的实施例1，转动套筒30的转动是由转动增速装置33从蜗杆轴26的转动增大的较高速度的，因此，用于将转动力施加给转动套筒30的动力辅助用电动机34可为高转动/低输出力的。
如上所述，内部转动套筒42的阴螺纹56与行星螺旋辊60的阳螺纹58之间的接合不是“螺纹式接合”而是“齿轮啮合式接合”，两个斜齿轮在导程角和螺纹条数上相互不同。当导程角相互不同的两个斜齿轮在啮合接合状态下转动时，推力作用在它们之间。行星螺旋辊60可相对于内部转动套筒42进行推力(推动)位移。可在高于80％的数值下获得这样的推力位移的效率。
根据所示的实施例1，由于行星螺旋辊60的阳螺纹58沿内部转动套筒42的阴螺纹56和横拉杆连杆14的阳螺纹52的滚动中的摩擦力小于行星螺旋辊60的阳螺纹58相对于内部转动套筒42的阴螺纹56和横拉杆连杆14的阳螺纹52滑动的摩擦力，因此内部转动套筒42围绕横拉杆连杆14的转动被合适地变换为横拉杆连杆14相对于内部转动套筒42的轴向移动。
根据所示的实施例1，由于内部转动套筒42、行星螺旋辊60和横拉杆连杆14通过螺纹啮合而被抑制轴向方向的相对位移，因此严格地防止它们之间沿轴向方向发生相对滑动。
根据所示的实施例1，由于沿包括其轴线的截面看时横拉杆连杆14的阳螺纹52、行星螺旋辊60的阳螺纹58和内部转动套筒42的阴螺纹56每个都是对称的，因此它们均匀地相互接合。
根据所示的实施例1，由于包装部件80和82与内部转动套筒42的阴螺纹56通过紧密接合在它们之间的螺纹而处于紧密接合状态，因此严格地防止异物侵入到内部转动套筒42的阴螺纹56与行星螺旋辊60的阳螺纹58之间的啮合部分中。由于包装部件80和82是用低摩擦系数的材料(诸如容纳油的金属)制成的，因此行星螺旋辊60被支承得围绕其轴线62平滑地转动，从而确保良好的耐久性和操作中的静音效果。
图7是示出根据本发明的车辆用电动转向装置的实施例2的主要部分的纵向截面图，图8(A)是以放大比例示出图7所示的行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的纵向截面图，而图8(B)是沿图8(A)中的线B-B所截的截面图，在图8(B)中横拉杆连杆14已被去除。在这些图中，与图1-4所示的那些相对应的部分用图1-4中相同的附图标记表示。
实施例2的转向装置10用于车辆中，其中不执行主动转向而仅执行动力辅助。因此，在该实施例2中，未提供与实施例1中主动转向用电动机48相对应的电动机，并且转动/直线运动变换装置50的外部转动部件42A是作为与实施例1中的内部转动套筒42和转动套筒30的组合相对应的一体件的转动部件的端部分。
图9以放大比例示出图7所示的行星螺旋辊，其中(A)是主视图、(B)是左侧图，(C)是右侧图。图10示出图7所示的行星架，其中(A)是主视图、(B)是左侧图、(C)是右侧图。图11示出在包括其轴线的截面中的螺纹，其中(A)示出外部转动部件42A的阴螺纹、(B)示出行星螺旋辊的阳螺纹，以及(C)示出横拉杆连杆14的阳螺纹。
除横拉杆连杆14的阳螺纹52比外部转动部件42A和行星螺旋辊60更长以及阳螺纹52沿轴线12相对于外部转动部件42A和行星螺旋辊60往复运动以外，该实施例2的转动/直线运动变换装置50基本上以与上述实施例1的运动变换装置50相同的方式构成。
具体地，在该实施例2中，如图9中详细示出的，每个行星螺旋辊60都具有阳螺纹58、在阳螺纹58相对端处形成为一体的正外部齿轮90和92以及在外部齿轮90和92外侧处形成为一体的轴部60A和60B。为了下文中更详细地说明，轴部60A和60B是其直径彼此不同的柱形的。在所示的实施例中，轴部60A具有小于轴部60B的直径。直径差异方面的这种关系也可为相反的。
外部齿轮90和92是由形成在阳螺纹58相对端处的齿轮齿构成的，因此，外部齿轮90和92具有这样的形状，即，阳螺纹58的螺纹围绕轴线62延伸，其中齿与围绕轴线62的槽均匀地相隔。外部齿轮90和92降低得略小于阳螺纹58的高度，因此由外部齿轮90和92的顶点限定的外径略小于由阳螺纹58的顶点限定的外径。
外部齿轮90和92的齿形状相对于彼此移位大于0°且小于360°的相差。外部齿轮90和92与正内部齿轮94和96啮合，因此，内部齿轮94和96的齿形状也相对于彼此移位与外部齿轮90和92相同的相差。内部齿轮94和96设置在外部转动部件42A的阴螺纹56的外侧处并压入到形成于外部转动部件42A中的孔中。优选地，外部齿轮和内部齿轮中的相差大于90°且小于260°，在所示的实施例中具体为180°，因此当外部齿轮和内部齿轮在一端处的齿顶和齿根处接合时，外部齿轮和内部齿轮在另一端处的齿根和齿顶处也接合。
外部齿轮90和92的轴线与行星螺旋辊60的轴线62对齐，并且外部齿轮90和92的节圆的直径等于行星螺旋辊60的阳螺纹58的节圆的直径。外部齿轮90、92与内部齿轮94、96之间的齿数的比率等于阳螺纹58与阴螺纹56的节圆之间的比率，并且因此等于阳螺纹58与阴螺纹56的齿数之间的比率。例如，考虑到装配的便利，外部齿轮90、92与内部齿轮94、96不必为正齿轮，而是也可为其螺旋角小于30°的斜齿轮。
用于通过设置在行星螺旋辊60的相对端处的外部齿轮90、92与设置在外部转动部件42A的阴螺纹56的相对端处的内部齿轮94、96之间的啮合防止行星螺旋辊60与外部转动部件42A之间的周向滑动的上述结构，可提供给横拉杆连杆14的阳螺纹52和行星螺旋辊60的阳螺纹58以防止实施例1的结构中横拉杆连杆14与行星螺旋辊60之间的周向滑动，其中在横拉杆连杆14的阳螺纹52与行星螺旋辊60的阳螺纹58之间不发生轴向位移，同时横拉杆连杆14与行星螺旋辊60一起相对于内部转动套筒42的阴螺纹56移位。
每个行星螺旋辊60都由行星架98支承以可围绕轴向62转动。如图10所示，行星架98具有用于在轴部60A处支承行星螺旋辊60以使其可围绕轴线62转动的支承环100、用于在轴部60B处支承行星螺旋辊60以使其可围绕轴线62转动的支承环102，以及将支承环100和102一体相互连接的多个连接部104。
支承环100和102都具有略大于横拉杆连杆14的阳螺纹52的外径的内径和略小于外部转动部件42A的阴螺纹56的内径的外径。支承环100和102都具有用于接纳行星螺旋辊60的轴部60A和60B的多个孔106和108。与轴部60A和60B在直径上的差异相对应，孔106的直径小于孔108的直径。孔106和108设置为围绕行星架98的轴线110均匀地隔开，每个都形成为在其径向外侧具有基本为U形开口的形状。连接部104被径向布置在轴线110周围并形成为平行于轴线110延伸的板状。行星架98可由任何材料制成，诸如可由具有形状保持特性和所需强度的金属制成。考虑到上述结构，树脂是合乎需要的材料。
在外部转动部件42A的内部和支承环100和102的轴向外部，设有其外径大于支承环100和102外径的止动环112和114，它们以压入到外部转动部件42A的孔中的方式被固定。止动环112和114均具有沿轴向延伸到行星架98的支承环100和102的外部的L形截面形状，从而防止行星架98相对于外部转动部件42A轴向移位到外部。
如图8所示，在实施例2中，未提供与包装部件80和82相对应的包装部件，而是支承环100和102还用作包装部件。然而，也可提供与上述实施例1中相似的包装部件以更严格地防止异物侵入。
接下来，将说明本实施例中的外部转动部件42A的阴螺纹56、行星螺旋辊60的阳螺纹58和横拉杆连杆14的阳螺纹52的螺纹形状。
转动/直线运动变换装置50的各螺纹必须不能仅用作螺纹而且还需用作齿轮。为了使各螺纹用作螺纹，必须使得匹配的螺纹在有效直径的位置处适当地相互啮合。另一方面，为了使各螺纹用作齿轮，匹配的螺纹(齿轮)的模数必须彼此相同并且匹配的螺纹(齿轮)的压力角必须彼此相同。然而，在转动/直线运动变换装置50中，相互匹配的阳螺纹52和阳螺纹58的模数和压力角都不能制成为彼此相同的，因此，齿(螺纹)易于相互干涉，从而使其不易于装配。
通常，为了使两个螺纹相互啮合，这两个螺纹的节距和螺纹角必须彼此相同。然而，在转动/直线运动变换装置50中，由于阳螺纹52的螺纹条数相对于与有效直径的比率相对应的螺纹条数增大或减小，如果螺纹角彼此相同，作为沿周向啮合的角度的压力角在阳螺纹52和阳螺纹58中变得不同。
用λ表示螺纹角(沿包含轴线的截面看时的压力角)，分别用γ和L表示导程角和导程，分别用P和N表示节距和螺纹条数，以及用φ表示有效直径(基准节圆的直径)，导程L、导程角γ、螺旋角β，以及前啮合压力角α由以下公式表示L＝P·N......(1)γ＝Tan-1{P/(φ·π)}......(2)β＝0.5π-γ......(3)α＝Tan-1{Tan(λ)·Tan(β)}......(4)因此，当节距P、螺纹条数N和有效直径φ是确定的，通过计算而获得压力角α。当假定行星螺旋辊60的节距Pp、螺纹条数Np和有效直径φp分别是1mm、1和4mm时，横拉杆连杆14的阳螺纹52与行星螺旋辊60的阳螺纹58之间的有效直径的比率为3∶1，并且横拉杆连杆14的阳螺纹52的差动条数为+1，阳螺纹52的导程L和有效直径φs分别成为4mm和12mm。
因此，当行星螺旋辊60的阳螺纹58的螺旋角βp为85.45°时，横拉杆连杆14的阳螺纹52的螺旋角βs为83.94°，并且行星螺旋辊60的阳螺纹58的螺纹角λp为27.5°，行星螺旋辊60的阳螺纹58的压力角αp通过通常齿轮变为81.31°。满足上述压力角的横拉杆连杆14的阳螺纹52的螺纹角λs为34.76°。在这种啮合中，压力角不会变为彼此相同的，在螺纹角中留下7.26°的差异，这由于干涉而阻碍啮合。
因此需要一些措施防止啮合中的干涉以及通过克服横拉杆连杆14的阳螺纹52和行星螺旋辊60的阳螺纹58的模数和压力角互不相同的问题而避免反冲。模数和压力角中的上述差异是由于横拉杆连杆14的阳螺纹52的螺纹条数从对应于有效直径的比率的螺纹条数增大或减小而造成的，从而由于螺纹条数的增大或减小而导致的导程角中的差异在螺纹之间出现干涉。为了适当地接合不同导程角的螺纹，重要的是如何设计螺纹形状。
由于转动/直线运动变换装置50的螺纹还用作齿轮，如果将其看作齿轮，行星螺旋辊60与横拉杆连杆14的螺纹在有效直径的位置处彼此啮合，其中随着行星螺旋辊60与横拉杆连杆14的转动，行星螺旋辊60的螺纹齿顶与横拉杆连杆14的螺纹齿根啮合，而行星螺旋辊60的螺纹齿根与横拉杆连杆14的螺纹齿顶啮合。公认的是，将螺纹的形状制定得使得这种接合为紧密的。
首先，将假想螺纹角确定为行星螺旋辊60的螺纹角与横拉杆连杆14的螺纹角的平均值，之后，通过将假想螺纹角变换为压力角，该数值为这两个部件啮合的压力角的平均值。通过并入导程角的差而从该压力角中逆向计算出这两个部件中每个的螺纹角。
计算的流程如下所述。首先，在行星螺旋辊60与横拉杆连杆14的螺纹条件下获得平均螺旋角βα，之后确定平均螺纹角λa，之后计算平均压力角αa。接着，基于平均压力角αa和各个螺旋角βp和βs，计算行星螺旋辊60的螺纹角λa和横拉杆连杆14的螺纹角λb。
以上述螺纹条件为例，根据螺纹条件如下计算平均螺旋角βαβα＝(βp+βs)/2＝(85.31+83.94)/2＝84.70当平均螺纹角λa被确定为27.5°时，平均压力角αa为79.89°。满足该压力角的行星螺旋辊60的螺纹角λp为30.75°，横拉杆连杆14的螺纹角为24.05°。当差动条数为正的时，λs＜λp，而当差动条数为负的时，λs＞λp。因此，当差动条数为-1时，行星螺旋辊60的螺纹角λp为24.05°，横拉杆连杆14的螺纹角λs为30.75°。
当完成了螺纹角的计算时，获得了各螺纹的螺纹形状。确定螺纹形状的方法如下所述。
转动/直线运动变换装置50是用于使横拉杆连杆14或外部转动部件42A沿轴向方向相对于彼此移位的装置。为了使转动/直线运动变换装置50承受大负荷并且没有反冲，要求从包含轴线12的截面看时横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A的螺纹角尽可能地小，螺纹的强度较高，螺纹在有效直径的位置处彼此啮合，并且啮合接合为紧密的。
转动/直线运动变换装置不同于正齿轮的常规啮合之处在于，虽然在垂直于轴线的截面的方向上正齿轮以它们之间没有间隙的方式啮合以便于平稳地传输转动力，但是在转动/直线运动变换装置50中，要求不仅螺纹在垂直于轴线的截面的方向上紧密啮合而且还要求在轴向方向上紧密啮合。换句话说，在转动/直线运动变换装置50中，螺纹必须在垂直于轴线且包含轴线的截面中紧密接合。
此外，尽管在常规转动/直线运动变换装置中接触部分是通过滑动螺纹或球形螺杆在轴线处定中心的螺旋形状的，但是在本发明的装置中要求横拉杆连杆14和行星螺旋辊60的螺纹的接触部分不是螺旋形式的以使得反向效率严格为0。在根据本发明的装置中，从包含轴线12的截面看时，螺纹以没有间隙的方式接合，并且螺纹的接触部分处于以轴线12为中心呈放射状。
在确定螺纹的形状时，从外部转动部件42A的阴螺纹56的干涉和可加工性的观点来看，外部转动部件42A的螺纹槽的角度不能设定为小于45°。通常，除非螺纹角大于27.5°，否则就不可能以从包含轴线的截面看时为直线的形状连续加工或形成外部转动部件42A的螺纹。
此外，确定螺纹形状的方法根据横拉杆连杆14的差动条数是正还是负而不同。
(1)当横拉杆连杆的阳螺纹的差动条数是正的时。
首先，确定外部转动部件42A的螺纹槽的角度。外部转动部件42A的螺纹角λn是螺纹槽角度的一半。
当假定外部转动部件42A的螺纹槽的角度为55°时，螺纹角λn是27.5。当横拉杆连杆14的差动条数是正的，并且横拉杆连杆14和行星螺旋辊60的模数彼此不同时，由于这种差异导致出现的干涉集中在行星螺旋辊60的齿根和横拉杆连杆14的齿顶处。为了计算行星螺旋辊60和横拉杆连杆14的螺纹的平均压力角，使得螺纹角(包含轴线的截面中的平均压力角λa)为27.5°。在这种情况中，行星螺旋辊60的齿根的螺纹角λpi为24.05°，并且横拉杆连杆14的齿顶的螺纹角λso为30.75°。
因此，当在齿顶处具有27.5°的螺纹角λpo并且在齿根处具有24.05°的螺纹角λpi时，沿包含轴线12的截面看时，行星螺旋辊60的螺纹与外部转动部件42A的螺纹紧密接合。
当在齿顶处具有30.75°的螺纹角λso并且在齿根处具有与外部转动部件42A的齿顶的螺纹角相同的27.5°的螺纹角λsi时，横拉杆连杆14的螺纹与行星螺旋辊60的螺纹在轴向和转动方向上都紧密接合。
当沿垂直于轴线12的截面(其为转动的传输方向)看时，行星螺旋辊60的齿根和横拉杆连杆14的齿顶必须具有相同的压力角。而且，横拉杆连杆14和行星螺旋辊60在有效直径处的位置中心内部和外部区域中必须处于连续地相互啮合的状态中。因此，在包含轴向12的截面中的平均压力角为27.5°，其与外部转动部件42A的螺纹角λn、行星螺旋辊60的齿顶的螺纹角λso，以及横拉杆连杆14的齿根的螺纹角相同。
如从前面说明中可理解的，当外部转动部件42A的螺纹角是加工条件容许范围内尽可能小的锐角时各螺纹的螺纹形状是最理想的，在其平均值中，行星螺旋辊60的齿顶的螺纹角和横拉杆连杆14的齿根的螺纹角与外部转动部件42A的螺纹角相同，并且行星螺旋辊60的齿根的螺纹角和横拉杆连杆14的齿顶的螺纹角与外部转动部件42A的螺纹角相同。
因此，在上述示例的情况中，各螺纹的理想螺纹角如下所述。
外部转动部件42A的螺纹角λn＝行星螺旋辊60的齿顶的螺纹角λpo
＝横拉杆连杆14的齿根的螺纹角λsi＝27.5°行星螺旋辊60的齿根的螺纹角λpi＝24.05°横拉杆连杆14的齿顶的螺纹角λso＝30.75°各螺纹的螺纹形状由渐开线函数补正以便于在转动时不会相互干涉。
(2)当横拉杆连杆的差动条数是负的时。
在这种情况中，外部转动部件42A的螺纹角λn也由螺纹槽的角度限制。当横拉杆连杆14的差动条数是负的，并且横拉杆连杆14和行星螺旋辊60的模数彼此不同时，由于这种差异导致出现的干涉集中在行星螺旋辊60的齿顶和横拉杆连杆14的齿根处。
因此，以与横拉杆连杆的差动条数是正的时情况中相同的方式，当假定外部转动部件42A的螺纹槽的角度为55°时，螺纹角λn成为27.5°。因此，行星螺旋辊60的齿顶的螺纹角λpo也成为27.5°，并且由于要求沿包含轴线12的截面看时齿根紧密地接合，因此齿根的螺纹角λpi也成为27.5°。而且，由于横拉杆连杆14的齿顶与行星螺旋辊60的齿根相啮合，因此横拉杆连杆14的齿顶的螺纹角λso也成为27.5°。
因此，由于横拉杆连杆14的齿根的螺纹角λsi仅受模数差异的影响，因此可根据上述公式4计算，其数值为19.14°。
如从前面说明中将明白的，当外部转动部件42A的螺纹角是加工条件容许范围内尽可能小的锐角时各螺纹的螺纹形状变为最理想的，行星螺旋辊60的齿顶和齿根的螺纹角和横拉杆连杆14的齿顶的螺纹角与外部转动部件42A的螺纹角相同，并且横拉杆连杆14的齿根的螺纹角是基于平均压力角和螺旋角所计算的这两个螺纹角中较小的一个。
当横拉杆连杆14的差动条数是负的时，各螺纹的螺纹形状由渐开线函数补正以便于在转动时不会相互干涉。
图11是沿各螺纹的轴线的放大截面图，其中(A)示出外部转动部件42A的阴螺纹56、(B)示出行星螺旋辊60的阳螺纹58，以及(C)示出横拉杆连杆14的阳螺纹52。在图11中，当阴螺纹56、阳螺纹58和阳螺纹52用作齿轮时附图标记120、122和124表示基准节圆。
如图11所示，外部转动部件42A的阴螺纹56具有梯形形状，并且行星螺旋辊60和横拉杆连杆14具有渐开线形螺纹形状。外部转动部件42A的阴螺纹56的螺纹槽具有开角θn(螺纹角λn＝θn/2)，并且行星螺旋辊60的阳螺纹58在齿顶处具有螺纹角λpo且在齿根处具有小于λpo的螺纹角λpi。横拉杆连杆14的阳螺纹52在齿顶处具有螺纹角λso且在齿根处具有小于λpo的螺纹角λsi。
横拉杆连杆14的差动条数Ns是+1，即，横拉杆连杆14的螺纹条数比满足关于横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A的有效直径与螺纹条数之间关系的螺纹条数大1，根据该关系，当外部转动部件42A或横拉杆连杆14中任一个转动时在横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A之间不会发生轴向位移，因此，如图11所示，行星螺旋辊60的阳螺纹58的齿顶的螺纹角λpo被设定得与外部转动部件42A的阴螺纹56的螺纹角λn相同，并且横拉杆连杆14的阳螺纹52的齿根的螺纹角λsi也被设定得与λn相同。
图12示出关于其中横拉杆连杆14的差动条数Ns为+1的所示实施例2中，外部转动部件42A的阴螺纹56和行星螺旋辊60的阳螺纹58的啮合状态(A)以及行星螺旋辊60的阳螺纹58和横拉杆连杆14的阳螺纹52的啮合状态。如从图12中可理解的，当沿包含轴线12的截面看时，行星螺旋辊60在良好状态下与横拉杆连杆14以及外部转动部件42A啮合。
图13是根据垂直于实施例2中转动/直线运动变换装置50的纵向中央部分处的轴线12的截面的放大截面图。在图13中，细线示出各螺纹的有效直径(齿轮的节圆直径)，粗线示出截面中的螺纹形状。而且，在垂直于轴线12的截面中，行星螺旋辊60作为齿轮保持与横拉杆连杆14以及外部转动部件42A的良好啮合状态，因此，行星螺旋辊60、横拉杆连杆14和外部转动部件42A作为啮合的齿轮在它们之间传输转动力。
当横拉杆连杆14的差动条数Ns是-1，即，横拉杆连杆14的螺纹条数比满足关于横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A的有效直径与螺纹条数之间关系的螺纹条数小1，根据该关系，当外部转动部件42A或横拉杆连杆14中任一个转动时在横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A之间不会发生轴向位移，因此，如图14所示，外部转动部件42A的阴螺纹56的螺纹角λn、行星螺旋辊60的阳螺纹58的齿根角λpi与横拉杆连杆14的阳螺纹52的齿顶角λso被制定为彼此相同。横拉杆连杆14的阳螺纹52的齿根角λsi被制定为这样一个数值，即，基于平均压力角和螺旋角所计算的这两个螺纹角中较小的一个。
图15示出当在横拉杆连杆14的差动条数Ns为-1的情况下，外部转动部件42的阴螺纹56和行星螺旋辊60的阳螺纹58之间的啮合状态(A)，以及行星螺旋辊60的阳螺纹58和横拉杆连杆14的阳螺纹56之间的啮合状态(B)。如从图15中理解的，在差动条数Ns为-1的情况下，从包含轴线12的截面看时，行星螺旋辊60在良好状态下与横拉杆连杆14以及外部转动部件42啮合。此外，尽管图中未示出，但以与图13的情况相同的方式，也沿垂直于轴线12的截面看时，行星螺旋辊60也作为齿轮保持与横拉杆连杆14以及外部转动部件42的良好啮合状态，因此，行星螺旋辊60、横拉杆连杆14和外部转动部件42作为齿轮啮合在它们之间传输转动力。
因此，根据所示的实施例2，如同上述实施例1的情况一样，横拉杆连杆14、行星螺旋辊60和外部转动部件42A合作以用作像行星齿轮减速机构一样的减速装置，而行星螺旋辊60和外部转动部件42合作以用作差动螺旋装置，同时横拉杆连杆14被支承得不转动而是沿轴向方向移位。因此，通过保持外部转动部件42A与横拉杆连杆14之间的精确对应性而实现外部转动部件42A的转动向横拉杆连杆14的相应直线运动的精确变换。
尤其是，根据所示的实施例2，当外部转动部件42A转动时，行星螺旋辊60不沿轴向位移，并且横拉杆连杆14仅沿轴向位移，因此，与其中如上述实施例1的情况中行星螺旋辊60沿轴向位移的结构相比较，可通过外部转动部件42的长度的减小，而减少进行轴向位移所需的部件的总质量，从而可减小动力转向装置的长度。
尽管上述实施例1的转动/直线运动变换装置50将令人满意地运行，但是如果某种异物(诸如灰尘)附着于横拉杆连杆14，横拉杆连杆14和行星螺旋辊60将粘在一起，因而在外部转动部件42A与行星螺旋辊60之间产生滑动，从而仅导致外部转动部件42A相对于横拉杆连杆14和行星螺旋辊60的轴向位移。当润滑油被供给到外部转动部件42A与行星螺旋辊60之间时这样一种现象将变得显著。而且，横拉杆连杆14相对于行星螺旋辊60滑动使得在行星螺旋辊60与横拉杆连杆14之间可发生螺旋螺纹位移，而不是遵循上述差动原理。
在这一点上，在实施例2的转动/直线运动变换装置50中，每个行星螺旋辊60都具有与固定在外部转动部件42的阴螺纹56的相对端处的内部齿轮94和96啮合的外部齿轮90和92，以使得外部转动部件42或行星螺旋辊60的转动通过外部齿轮90、92与内部齿轮94、96之间的啮合从一个中传输到另一个中，从而严格地防止由于外部转动部件42A与行星螺旋辊60之间产生的滑动而导致外部转动部件42A仅相对于横拉杆连杆14和行星螺旋辊60轴向移位。
此外，当外部转动部件42A围绕轴线12转动时，行星螺旋辊60肯定也围绕其自己的轴线转动，从而行星螺旋辊60肯定围绕横拉杆连杆14旋转，从而基于差动原理横拉杆连杆14严格地沿轴向方向位移，同时防止横拉杆连杆14滑动。
尤其是，根据实施例2的转动/直线运动变换装置50，外部齿轮90和92与行星螺旋辊60的轴线对齐，并且外部齿轮90和92的基准节圆直径与行星螺旋辊60的阳螺纹58的基准节圆直径相同。外部齿轮90、92与内部齿轮94、96之间的齿数比率等于行星螺旋辊60的阳螺纹58与外部转动部件42的阴螺纹56的有效直径之间的比率，因此等于阳螺纹58与阴螺纹56螺纹条数之间的比率。
因此，通过外部齿轮90、92与内部齿轮94、96之间的齿数比率精确地确定外部转动部件42与行星螺旋辊60在转速上的关系，并且该关系精确地与阳螺纹58与阴螺纹56的有效直径之间的比率一致。因此，甚至当由于阳螺纹5或阴螺纹56的制造容差或由于时间的逝去而在实际有效直径的比率方面出现变化时，也严格地保持外部转动部件42与行星螺旋辊60之间转速上的关系，该关系用于确保基于差动原理的操作，从而与上述实施例1相比较可长时间确保转动/直线运动变换装置50的更严格和精确的操作。
在所示的实施例2的转动/直线运动变换装置50中，横拉杆连杆14的阳螺纹52与行星螺旋辊60的阳螺纹58彼此相反，并且这些螺纹本身构成正齿式啮合齿轮。因此，对于转动的传输和基本操作来说，外部齿轮90、92和内部齿轮94、96不是必需的。因此，在实施例2的转动/直线运动变换装置50中，辅助地增大外部齿轮90、92和内部齿轮94、96以严格地排除诸如没有基于差动原理的上述滑动的操作，作为用于确保基于预期差动原理的操作的最便利的装置。
此外，在所示的实施例2的转动/直线运动变换装置50的结构中，外部齿轮90、92与内部齿轮94、96也如上所述那样规定横拉杆连杆14的操作。换句话说，在所示的实施例2的转动/直线运动变换装置50的结构中，它们排除了横拉杆连杆14与行星螺旋辊60之间的滑动。
甚至当所有行星螺旋辊60都以相同形状形成时，也可发生外部齿轮90相对于行星螺旋辊60一端处的阳螺纹58的相位关系不同于外部齿轮相对于行星螺旋辊60另一端处的阳螺纹58的相位关系的情况。因此，所有行星螺旋辊60必须都装配于外部转动部件42A中以使得对于所有行星螺旋辊60来说其相对于外部转动部件42A的方向都是相同的。
在这一点上，根据实施例2的转动/直线运动变换装置50，行星螺旋辊60一端处的轴部60A的直径被设计成小于行星螺旋辊60另一端处的轴部60B的直径，与此相对应，行星架98的支承环100的孔106的直径被设计成小于支承环102的孔108的直径。因此，可容易且严格地使得所有行星螺旋辊60的方向都相同，从而使所有行星螺旋辊60被适当地装配于外部转动部件42A中，并且外部齿轮90、92与内部齿轮94、96适当地啮合。
为了通过行星螺旋辊60的外部齿轮90、92与内部齿轮94、96之间的啮合实现转动的平稳传输，这些外部和内部齿轮的齿数优选较大，但是当齿数增大时，行星螺旋辊60的直径不能减小，并且齿的尺寸变得更小，从而难于或不可能通过压轧等加工齿轮。
根据实施例2的转动/直线运动变换装置50，行星螺旋辊60的外部齿轮90、92的齿形状相对于彼此在相位上移位大于0°且小于360°的角度，并且内部齿轮94、96相对于彼此在相位上也移位。因此，在没有减小齿的尺寸的情况下实现了增大两倍齿数的相同效果，从而避免转动/直线运动变换装置50的尺寸由于行星螺旋辊60直径的增大而增大，并且行星螺旋辊60的阳螺纹58和外部齿轮90、92可通过较低成本的压轧而形成，而不用通过切割而形成，正如横拉杆连杆14的阳螺纹52与外部转动部件42A的阴螺纹56的加工那样。
而且，根据实施例2的转动/直线运动变换装置50，外部齿轮90、92是通过在阳螺纹58的相对端部处形成正齿轮而形成的，因此阳螺纹58的螺纹沿轴线62延伸，其中阳螺纹58的螺纹由围绕轴线62等距隔开的正齿轮的齿槽隔离。因此，与外部齿轮90、92形成为独立于行星螺旋辊60本体并固定于其上的部件的情况相比较，可在高效率且低成本下容易地制造行星螺旋辊60。而且，在将行星螺旋辊60装配于外部转动部件42A中时，外部齿轮90、92可用作阳螺纹58的一部分。
图16是示出根据本发明的车辆用电动转向装置的实施例3的主要部分的截面图，图17是示出图16所示行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置的放大截面图。图18是示出图16所示主动转向控制用电动机的放大截面图。在图16-18中，与图1-4所示的那些相对应的部分用图1-4中相同的附图标记表示。
在该实施例3中，除转动套筒30和42以外，还提供了中间转动套筒42B、转动支承套筒110和主动转向转动套筒112。中间转动套筒42B布置在转动套筒42的一端与主动转向转动套筒112的另一端之间，转动支承套筒110布置在中间转动套筒42B的径向外侧处。转动支承套筒110由壳体16借助轴承114支承以便于可围绕轴线12转动。
差动齿轮装置116设置为复杂的转动传输机构，用于在转动套筒42的一端、主动转向转动套筒112的另一端以及中间转动套筒42B之间传输转动。如图17中详细示出的，差动齿轮装置116包括伞齿轮118，设置在转动套筒42的另一端处，并且与轴线12对齐以围绕横拉杆连杆14延伸；伞齿轮120，设置在主动转向转动套筒112的另一端处，并且与轴线12对齐以围绕横拉杆连杆14延伸并与伞齿轮118相对；以及多个伞齿轮124，被支承得可围绕垂直于轴线12的轴线122转动并可与伞齿轮118及120啮合。
各个伞齿轮124的径向外部轴部由转动支承套筒110借助轴承126支承以便于围绕轴线122转动，并且伞齿轮124的径向内部轴部由中间转动套筒42B借助轴承128支承以便于围绕轴线122转动。因此，中间转动套筒42B与转动支承套筒110一起围绕轴线12转动。轴承130设置在中间转动套筒42B与转动套筒42的一端之间，而轴承132设置在中间转动套筒42B与主动转向转动套筒112的另一端之间，从而中间转动套筒42B由转动套筒42的一端和主动转向转动套筒112的另一端借助轴承130和132支承以便于可围绕轴线12转动。
在转动套筒42与主动转向转动套筒112之间以及差动齿轮装置116的径向内部，设有行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置50，其为在中间转动套筒42B转动时中间转动套筒42B与行星螺旋辊60不进行轴向位移的类型的。
如图18中详细示出的，蜗轮134设置在主动转向转动套筒112的一端处，并且蜗杆136与蜗轮134啮合。蜗杆136与主动转向用电动机138的转动轴140相连接，因此蜗轮134和蜗杆136构成转动传输机构，用于随着围绕轴线12的转动将电动机138的转动传输到主动转向转动套筒112。
因此，实施例3具有如实施例1和2所具有的动力辅助功能，以及具有如实施例1所具有的主动转向功能。
因此，根据所示的实施例3，动力辅助用电动机34的转动力驱动转动套筒42以便于被传输到行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置50的中间转动套筒42，而主动转向用电动机138的转动通过由蜗轮134和蜗杆136构成的转动传输机构和差动齿轮装置116被传输到转动/直线运动变换装置50的中间转动套筒42B。由于动力辅助用电动机34的转动力在用作增速装置的行星齿轮装置36的出口处被传输到转动套筒42，因此可获得比实施例1的情况中更强的动力辅助。
另一方面，由于主动转向用电动机138借助蜗杆136和蜗轮134使得主动转向转动套筒112转动，因此其可为重量轻的。本实施例中的主动转向用电动机可由以与上述实施例1中相同的方式与横拉杆连杆14同轴的电动机取代。
尽管已结合多个实施例详细说明了本发明，但是本领域中普通技术人员应该明白的是，在本发明的范围内各种其他实施例也是可行的。
例如，尽管在上述实施例中，由行星齿轮装置构成的增速装置33设置得将蜗轮轴26的转动增速地传输到蜗轮28，但是增速装置33可为除行星齿轮类型以外的任何其他类型的，或者可以省却。
此外，尽管在上述实施例中左右横拉杆20L和20R可枢转地连接在横拉杆连杆14的相对端处，以使得左右转向轮同时转向为相同的转向角，但是也可提供在一端处可枢转地连接于左横拉杆的左侧横拉杆连杆和在一端处可枢转地连接于右横拉杆的右侧横拉杆连杆作为横拉杆连杆，以及提供左侧传输机构和右侧传输机构作为传输机构，从而可独立地控制通过主动转向进行的左右转向轮的转向量。
此外，尽管在上述实施例中转动/直线运动变换装置是行星差动螺旋式转动/直线运动变换装置，但是在这些实施例的任一个中，转动/直线运动变换装置可为任何已知类型的转动/直线运动组合装置，诸如，滚珠丝杠机构。
此外，尽管在上述实施例1中，行星齿轮装置36设置在转动套筒30、内部转动套筒42与外部转动套筒38之间作为传输机构，但是传输机构也可由与上述实施例3中相同的差动齿轮装置替代。
此外，尽管在上述实施例1中，外部转动套筒38是由与横拉杆连杆14同轴的主动转向用电动机48直接使之转动，但是外部转动套筒38也可由主动转向用电动机48借助与上述实施例3中相同的方式由蜗杆和蜗轮构成的转动传输装置使之转动。
此外，尽管在上述实施例中，转动/直线运动变换装置50的差动条数为+1或-1，但是差动条数也可设计为任意数字。
此外，尽管在上述实施例1中，包装部件80和82具有与内部转动套筒42的阴螺纹56相接合的阳螺纹84和86，但是可省却这些螺纹。而且，这些包装部件可由圆筒形集尘室取代，所述集尘室由弹性材料(诸如橡胶)制成，在一端处由轴向可移动件支承并在另一端处被连接以便于可相对于转动部件转动。
此外，尽管在上述实施例1中，行星架64和66是环形块形状的，但是行星架64和66均可构成为垂直于轴线12的环形板元件。在这种情况中，板元件优选是由抑制振动的钢板制成的，以使得行星螺旋辊60的转动振动被有效地抑制。
此外，在上述实施例2中，可在行星螺旋辊60的一端侧提供外部齿轮90、92和内部齿轮94、96，或者可由除齿轮以外的转动传输装置替代外部齿轮和内部齿轮。此外，在实施例2中，由于外部转动部件42、行星螺旋辊60以及横拉杆连杆14的螺纹的齿形状被设计为用于在它们之间适当地传输转动的齿形状，因此可省却外部齿轮90、92和内部齿轮94、96。
此外，实施例2中的螺纹角和齿形状可适用于实施例1，并且外部齿轮90、92和内部齿轮94、96或行星架98的结构可适用于实施例1。
权利要求
1.一种车辆用电动转向装置，它包括被支承以做直线运动的横拉杆连杆；可围绕所述横拉杆连杆转动的转动部件；用于将转向轴的转动变换为所述转动部件的转动的转动变换装置；用于将所述转动部件的转动变换为所述横拉杆连杆的直线运动的转动/直线运动变换装置；以及用于将转动力施加给所述转动部件的动力辅助用电动机。
2.根据权利要求1所述的车辆用电动转向装置，其中，所述转动/直线运动变换装置为包括齿圈、太阳齿轮、行星齿轮，以及支承该行星齿轮的行星架的行星齿轮装置，在所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的有效直径与螺纹条数之间的对应性中，所述齿圈或所述太阳齿轮的螺纹条数被增大或减小，以便由此当所述齿圈随着所述行星齿轮的行星运动而围绕所述太阳齿轮转动时，在所述齿圈与所述太阳齿轮之间产生轴向位移。
3.根据权利要求2所述的车辆用电动转向装置，其中，对所述齿圈作出螺纹条数的上述相对增大或减小，所述齿圈比所述太阳齿轮和所述行星齿轮长，所述太阳齿轮和所述行星齿轮随着所述齿圈的转动而相对于所述齿圈沿轴向移动。
4.根据权利要求2所述的车辆用电动转向装置，其中，对所述太阳齿轮作出螺纹条数的上述相对增大或减小，所述太阳齿轮比所述齿圈和所述行星齿轮长，所述齿圈和所述行星齿轮随着所述太阳齿轮的转动而相对于所述太阳齿轮沿轴向移动。
5.根据权利要求4所述的车辆用电动转向装置，其中，所述太阳齿轮的螺纹条数相对于所述齿圈和所述行星齿轮的螺纹条数增大1条，从包含所述齿圈、所述太阳齿轮以及所述行星齿轮的中央轴线的截面看时，所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的螺纹呈对称山形，所述齿圈的螺纹角等于所述行星齿轮的齿顶的螺纹角和所述太阳齿轮的齿根的螺纹角，所述行星齿轮呈渐开线形状，所述行星齿轮的齿根的螺纹角小于所述行星齿轮的齿顶的螺纹角，所述太阳齿轮呈渐开线形状，所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角大于所述太阳齿轮的齿根的螺纹角。
6.根据权利要求4所述的车辆用电动转向装置，其中，所述太阳齿轮的螺纹条数相对于所述齿圈和所述行星齿轮的螺纹条数减小1条，从包含所述齿圈、所述太阳齿轮以及所述行星齿轮的中央轴线的截面看时，所述齿圈、所述太阳齿轮，以及所述行星齿轮的螺纹呈对称山形，所述齿圈的螺纹角等于所述行星齿轮的齿顶和齿根的螺纹角以及所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角，所述太阳齿轮呈渐开线形状，所述太阳齿轮的齿根的螺纹角小于所述太阳齿轮的齿顶的螺纹角。
7.根据权利要求3所述的车辆用电动转向装置，其中，在所述太阳齿轮和所述行星齿轮的相对端部处设置有一组啮合的外部齿轮。
8.根据权利要求4所述的车辆用电动转向装置，其中，在所述齿圈和所述行星齿轮的相对端部处设置有一组啮合的外部齿轮。
9.根据权利要求7或8所述的车辆用电动转向装置，其中，设置在所述行星齿轮的端部处的所述外部齿轮与所述行星齿轮的螺纹的一部分形成为一体。
10.根据权利要求1至9中任一项所述的车辆用电动转向装置，其中，所述转动部件包括供所述横拉杆连杆穿过的套筒部，所述动力辅助用电动机构造成使得沿所述套筒部设置的电枢由呈圆筒形设置在所述电枢周围的电磁线圈驱动。
11.根据权利要求1至10中任一项所述的车辆用电动转向装置，其中，所述转动部件结合有差动机构，该差动机构包括由所述转动变换装置驱动的输入转动部件；用以驱动所述转动/直线运动变换装置的输出转动部件；以及用以可变地调节所述输入转动部件与所述输出转动部件之间的相对转动的中间转动部件，通过根据所述中间转动部件的转动位移可变地调节所述转向轴的转动变换为所述横拉杆连杆的直线运动的变换率而进行主动转向。
12.根据权利要求11所述的车辆用电动转向装置，其中，所述差动装置是行星齿轮装置，该行星齿轮装置包括用作与所述转动变换装置相连接的所述输入转动部件的行星架；用作与所述转动/直线运动变换装置相连接的所述输出转动部件的太阳齿轮；以及用作由主动转向用电动机驱动以进行主动转向的所述中间转动部件的齿圈，所述主动转向用电动机包括安装在其周围的电枢和围绕该电枢的电磁线圈。
13.根据权利要求12所述的车辆用电动转向装置，其中，所述中间转动部件的支承所述电枢的一部分是所述中间转动部件的套筒部，该套筒部在所述中间转动部件的从所述太阳齿轮延伸到所述转动/直线运动变换装置的一部分周围延伸。
14.根据权利要求11所述的车辆用电动转向装置，其中，所述差动装置包括一对同轴伞齿轮；定位在这对同轴伞齿轮之间并与这对同轴伞齿轮啮合的小伞齿轮；以及支承该小伞齿轮以绕这对伞齿轮的轴线回转的行星架，这对伞齿轮中的一个用作与所述转动变换装置相连接的所述输入转动部件，所述行星架用作与所述转动/直线运动变换装置相连接的所述输出转动部件，而这对伞齿轮中的另一个用作由主动转向用电动机驱动以进行主动转向的所述中间转动部件。
15.根据权利要求14所述的车辆用电动转向装置，其中，所述中间转动部件由所述主动转向用电动机借助蜗杆和蜗轮驱动。
全文摘要
一种车辆用电动转向装置，其中，除了在转向轮的转向角是通过车辆举动控制装置的发动而改变的情况以外，转向轮的转向角的控制基本上取决于驾驶员对转向盘的转动。其中辅助动力仅减小转动转向盘所需的转矩的电动转向装置包括被支承以便直线运动的横拉杆连杆，安装在该横拉杆连杆周围的转动部件，通过转向轴的转动使转动部件转动的转动变换装置，将转动部件的转动变换为横拉杆连杆的直线运动的转动/直线运动变换装置，以及将转动力施加给转动部件的动力辅助用电动机。
文档编号B62D5/24GK101044051SQ200580035938
公开日2007年9月26日 申请日期2005年10月21日 优先权日2004年10月25日
发明者杉谷伸芳 申请人:丰田自动车株式会社