铰接式车辆的转向系统及车辆转向系统的控制器

铰接式车辆的转向系统及车辆转向系统的控制器

本发明涉及车辆转向系统，具体来说，涉及用于例如建筑领域中使用的那些铰接式车辆的静液力转向系统。

在用于具有相互可摆动连接的前、后转向架部分的铰接式车辆的普通静液力转向系统中，有一对布置在前转向架部分的两相对侧上的转向缸。转向缸一般具有连接于后转向架部分上的活塞杆，因此，一缸伸展另一缸收缩就导致两转向架部分的铰接及车辆的转向。

为了尽量减轻操作者的疲劳。本专业技术人员已经认识到需要将各种控制功能集中到方向盘上以简化对车辆的控制。例如，将换挡杆和装卸控制阀杆装在方向盘上，效果很好。但是，为了将这样的功能与转向功能相结合，方向盘从锁定至锁定的转动量必须减小至例如中心位置两侧的90°。在研究本发明中，曾力图在使方向盘在中心位置两侧转动大约55°时能够实现完全的转向功能，以便于车辆操纵者在转向角的整个范围内可以在任意时刻使用其它控制功能。

在转让给本发明的受让人的美国专利第4,620,416号中描述了一种典型的现有技术的静液力转向系统，它包括流体控制器及其阀门装置，该专利在本申请中引作参考文件。在这种用于本发明所涉及的转向系统中的普通流体控制器中，设有一个限定各流体通道的壳体，设在壳体内的可转动的阀装置和一个流体仪表，通过流体仪表计量向着转向缸的流体流量，以及一种用于根据通过流体仪表的流量将随动运动赋予转动的阀装置的布置。

本专业技术人员懂得，将上述那种使用流体仪表向阀装置反馈的普通流体控制器用在设计得具有向方向盘较低的操纵者输入(即±90°或更低)的转向系统中，是不可行的。为了正常操纵，流体仪表的所需连续转动以及一般伴随流体仪表发生的“滑动(slip)”都要求较大的转向输入。

在普通的流体控制器中，流体仪表(一般是齿轮转子齿轮组(gerotorgear set))的一个功能是用作手泵，响应于方向盘的转向而产生加压流体，从而在控制器液压损失的情况下提供“手动转向”。但是，在大多数铰接式车辆中，车辆的尺寸和质量使上述那种手动转向在体力上不可能，这样就打消了需要流体仪表的特殊理由。

因此，本发明的一个目的是提供一种铰接式车辆使用的静液力转向系统及其流体控制器，其中，该系统可在转向输入较低的情况下满意地工作。

本发明的一个较为具体的目的是提供一种改进的转向系统及流体控制器，其不需要向控制器的阀装置的普通的流体仪表反馈，但是，仍具有向阀装置的一种反馈形式，以便使转向系统工作平稳，具有良好的道路通行性。

本发明的一个有关的目的是提供上述一种改进的铰接式车辆的静液力转向系统，它可以消除当车辆转向趋近车架止块时一般会出现的侧向冲击。

本发明的上述和其它目的是通过下述铰接式车辆的转向系统实现的，其包括一个限定第一轴线的后转向架部分和一个限定第二轴线的前转向架部分。一个流体压力工作装置具有连接于后转向架部分的一个部分和连接于前转向架部分的另一个部分，该流体压力工作装置可响应于加压流体的存在工作，以改变铰接角。这种转向系统包括一个加压流体源和一个转向控制阀组件，该组件包括一个壳体，该壳体限定一个与加压流体源流体连通的流体入口和一个与流体压力工作装置流体连通的第一控制流体口。转向控制阀组件还包括一个适于接受转向输入的主阀件和一个设置在主阀件和壳体之间的随动阀件。主阀件和随动阀件共同限定一个从一中间位置相对位移的工作位置，在该工作位置上，上述两阀件限定一主流道，在流体入口和第一控制流体口之间形成流体连通。

这种改进的转向系统的特征在于：转向控制阀的壳体相对于前、后转向架部分之一固定，反馈装置用于将代表铰接角的变化的运动作为随动运动传至随动阀件。

附图简要说明如下：

图1是包括本发明的静液力转向系统的铰接式车辆的示意图。

图2是静液力转向系统的液压示意图，其中包括按照本发明第一方面的流体控制器。

图3是图2所示本发明的流体控制器的轴向剖视图。

图4是图3所示流体控制器主阀件的放大平面布置图。

图5是与图4同一比例的图3所示随动阀件的平面布置图。

图6和7分别是主阀件和随动阀件在其中性位置和位移位置上的放大局部重叠视图。

图8是穿过负载传感回路的放大局部横剖图，表示本发明的一个方面。

图9是穿过图2所示转向柱的剖视图，表示本发明的另一个方面。

现在参阅附图，附图并不是对本发明的限定，图1表示一个铰接式车辆11，它包括一个前转向架部分13和一个后转向架部分15。前、后转向架部分13和15通过一个垂向铰销17相互可摆动地连接。后转向架部分15限定一轴线X1，后转向架部分限定一轴线X2，车辆正常运行方向(向前)由图1中的箭头表示。

本发明的静液力转向系统包括一对转向缸19和21，它们分别具有(例如)可摆动地安装在前转向架部分13上的头端和可摆动地安装在后转向架部分15上的杆端，其方式是本专业技术人员熟知的，示于图2中。前转向架部分13包括一对车轮23，后转向架部分15包括一对车轮25。另外，前转向架部分13包括一对构件13S，后转向架部分15包括一对构件15S，位于车辆相同侧的每对构件13S和15S由“车架止块(frame stop)”构成，其作用是以公知的方式限制车辆铰接的范围。

现在主要参阅图2一般性描述本发明的静液力转向系统。车辆发动机E一般安装在铰接式车辆的后转向架部分15上，它向泵27提供驱动转矩，图中泵27示意地画成负载传感泵。泵27是本发明的静液力转向系统的流体压力源。来自泵27的加压流体借助管道29连至流体控制器31，流体控制器31的功能是响应于转向输入来控制向转向缸19和21的加压流体的流动，这一般是借助车辆方向盘W和转向柱SC实现的。

现参阅图3及图2，流体控制器31包括一个壳体33，它限定一个连接于管道29的入口35和一个出口37，该出口与系统的容器R连通。壳体33也限定一个负载传感口39，它与流体泵27的工作容量控制装置41连通，从而使泵27得到压力和流量补偿。壳体33还限定一个流体控制口43，它与转向缸19的头端和转向缸21的杆端连通，壳体33还限定一个流体控制口45，它与缸19的杆端和缸21的头端连通。据信，上述那种布置的理由是铰接式车辆技术人员所熟知的。

现仍参阅图3详细描述流体控制器31。壳体33限定了一个阀孔47，其中可转动地设有一种阀门装置，包括一个可转动的主阀件49(以下称为“阀芯”)和一个相配合的可相对转动的随动阀件51(以下称为“阀套”)。

流体控制器31包括若干部分，除壳体33外，还有磨损板53和轴支承壳55。上述部分借助多个螺栓57(图3中只画出一个)，以密封接合方式固定在一起，螺栓57与壳体33螺纹啮合。轴件63设在轴支承壳55中，借助轴承组59和61可转动地设置，轴件63的功能将在下文中描述。

在阀芯49的前端是一个减径部分，形成一组内花键65，使阀芯和车辆方向盘W之间直接连接。阀芯49和阀套51在下文中将详述，但应指出的是，按照本发明的一个方面，壳体33、阀套51和阀芯49是三个分开的流体计量构件。

轴件63的左端(图3)限定一组内花键，与其啮合的是驱动轴69后端上形成的一组外花键67。驱动轴69具有双叉前端71，从而在轴69和阀套51之间可形成传动连接。销73的端部穿过由阀芯49限定的一对尺寸有余量的销孔75(见图4)，并装在阀套51中较紧配合的孔103中。

现仍参阅图3，壳体33的阀孔47限定多个围绕阀套51的环形流体腔，从而在各个口和阀套51的外表面之间形成流体连通。一对环形腔35C从入口35接纳加压流体，而一对环形腔37C将返回流体通至出口37。环形腔43C提供向着或来自流体控制口43的连通，而环形腔45C提供向着或来自流体控制口45的流体连通。另外，壳体33限定一个负载传感器77，其包括一个在阀孔47和外部负载传感口39(见图2)之间连通的钻孔。

现主要参阅图4描述主阀件49。以流体控制技术中公知的方式，由阀芯49和阀套51限定的各元件绕一假想中央平面基本对称，在本发明的情形中，该假想中央平面垂直于驱动轴69的轴线且设置在两环形腔35C之间。设置在上述假想平面左侧(图4和5)的元件，其标号后带“L”，而该假想平面右侧的元件，使用相同标号，后加“R”。

阀芯49包括一对环形槽81L和81R，它们由三条轴向槽83相互连接，环形槽81L和81R的主要功能是保证在所有轴向槽83中压力相等，并使阀芯和阀套之间径向平衡，这是公知技术。箱孔85L和85R在相邻两个轴向槽83之间的圆周上设置。每个箱孔85L和85R在阀芯49的表面上具有一种称为“倒圆方形(rounded square)”的形状，但是也包括一个圆形部分，其通向阀芯49的内部。

与一个箱孔85L相邻设有一个径向孔和座，其中设有一个防空穴的止回球(check ball)87L，同样，与一个箱孔85R相邻设有一个径向孔和座，其中设有一个防空穴止回球87R。止回球的作用将在下文中描述。周向延伸的槽89和91与两相邻轴向槽83连通，一轴向槽93设在两槽89和91之间且与相邻的箱孔85L连通。其它的箱孔85L中的每一个与周向槽95或97连通。上述槽的作用将在下文描述。应注意的是，在图8中，轴向槽93和将槽95和97连接于箱孔85L的通道(全部为在阀芯49表面上形成的轴向槽)在图中示意地画出，连通于阀芯49的内部，它们间接借助于箱孔85L而不是如图8中示意地表示的那样直接地借助。

现主要参阅图5描述阀套51。除另有说明外，阀套51中的所有特征包括径向孔，它们在阀芯49和由壳体33限定的环形腔之一之间形成连通。在本实施例中，有两个环形腔35C，这两个环形腔与流体入口35无限制地连通，因而两个腔35C可以变为一个环形腔而对控制器31无影响。

阀套51限定若干组压力孔99，下面将参阅图6和7对其进行描述。阀套51包括若干对工作孔101L和若干对工作孔101R。阀套51还限定一系列箱孔103，它们轴向与销孔75对准，因而在阀芯49中的返回流体(或放泄流体)通过孔75外流，然后流过箱孔103(除去接纳驱动销73的相对端的那两个)，并从那里流向环形腔37C，然后通过出口37流向系统的容器R。

周向槽105，107，109在阀套51的表面上且与槽89，91，95和97轴向对准。孔111设在槽105内，同样，孔113设在槽107内，孔115设在槽109内。每个孔111，113，115径向穿过阀套51，在阀芯49的外表面和有关的槽105，107和109之间形成连通。

如图6所示，当阀芯49和阀套51相互处于其中性位置时，压力口99被堵住与轴向槽83的流体连通，工作孔101L和101R也是这样。但是负载传感器77与孔111对准，孔111又与轴向槽93连通，通回至工作容量控制装置41的负载信号被排向箱，在泵27的出口形成最小的备用压力。同时，孔113使槽107连通于槽95，因而连通于箱，而孔115使槽109连通于槽97，因而也连通于箱。最后，防空穴止回球87L和87R分别与工作口101L和101R流体连通，因此，如果有一外部负载作用在转向缸19和21上，那么，流体将从阀芯49内放出，经过止回球87L或87R，连接于膨胀的缸室。这种布置必须保持缸充满流体并防止空穴，否则以后会产生转向能力的损失。

现在主要参阅图7针对向右转情况来描述通过阀芯49和阀套51的流动路径，其中，加压流体与控制口43连通，因而使缸19伸展，而使缸21收缩。一旦阀芯顺时针转动(按车辆操纵者看去)以便向右转，孔111就移出与轴向槽93的流体连通，因而负载传感口39不再排向箱。现在孔111与周向槽89连通。应注意的是，只在图7中，压力口99标有各自的标号，表示与轴向槽83流体连通的次序。因此，当阀芯相对于阀套转过若干度之后，压力孔99a开始与轴向槽83连通，因而将入口压力通入槽83和槽89，从而使入口压力通过孔111和周向槽105，然后通过负载传感口77以增加泵的备用压力，下面将对其进一步描述。压力口99与轴向槽83重叠的区域限定一个可变流量控制主孔A1(见图2)。在口99a开始与槽83连通的同时，工作口101R也开始与槽83连通，其间重叠的区域构成一个可变流量控制孔A4(见图2)。

在孔A1和A4开始打开的大约同时，工作口101L开始与箱85L连通，其间重叠的渐增区域限定一个可变流量控制孔A5(见图2)。虽然图中未画出，而且对本发明来说并非关键，本发明的流体控制器最好包括一条阻尼流道，从恰在孔A4上游位置的主流道连通至在孔A5下游位置的主流道。这种阻尼流道在转让给本发明的受让人的美国专利第4,781,219号中作了图示和说明，该专利在本申请中引作参考文件。

按照本发明的一个推荐实施例，阀芯49和阀套51构成美国专利第5,080,135号“大偏转角旋转调制转向阀”中图示和说明的“广角阀”，上述专利转让给本发明的受让人，并在本申请中引作参考文件。因此，除了压力口99a以外，还有压力口99b，在阀芯和阀套相对再转动若干度之后，压力口99b开始与槽83连通。再位移若干度之后，压力口C将开始与轴向槽83连通(但是尚不象图7所示位移那样)。最后，当阀芯和阀套趋向最大相对位移时，压力口99d将与轴向槽83连通。在本实施例中(仅为举例说明)，在最大位移时阀芯49和阀套51的相对转动至少为大约30°，最好在大约45°至大约60°的范围内。下面结合图8的说明和本发明的“防止停车冲击”特点描述阀芯和阀套相对位移的具体据信，在本发明所涉及的那种低旋转输入流体控制器的情形中，上述广角阀的应用将大大增加转向功能的平衡性，另外还可改善车辆的通行性，即，使转向避免太急速，当车辆行驶速度较高(例如在“远输”方式中在公路上)时，这一点有特殊的意义。

在本发明所涉及的那种典型流体控制器中，响应于通过的流体流量，存在一种随动运动从流体仪表(fluid meter)传至阀套51。但是如前所述，为了在具有很低转向输入(例如在车辆中心位置两侧方向盘转动不足90°)的流体控制器上实现随动运动，使用流体仪表是不可行的。因此，本发明的一个重要方面在于，向阀套51的随动运动是借助机械反馈运动完成的，机械反馈运动传至轴件63，再借助驱动轴69和驱动销73传至阀套51。按照本发明的另一个方面，传至轴件63的反馈运动代表铰接式车辆11的铰接角，即，轴线X1和X2从共线状态的偏离。

现在主要参阅图1至3，图中表示用于向轴件63且最终向阀套51提供机械反馈的装置的一个推荐实施例。如图1所示，流体控制器31，更精确地说，其壳体33相对于后转向架部分15固定。在图1中，控制器31画成与轴线X1横向偏置，这只是为了说明一般情形，其中，在轴线上的位置不是要求的。当装在车辆上时，流体控制器31将基本垂直地定向，使花键65向上伸向方向盘W，使轴件63向下伸向后转向架部分15。

如图3所示，一曲柄件117(图1中也示意地画出)安装在轴件63的“下”端。在曲柄件117的远端有一杆件119，在其下端装有一球形杆端121(在图1中也示意地画出)。杆端121可装在一连杆123(只在图1中画出)的凹部中。连杆123与杆端121相对的端部包括另一凹部，其中接纳另一个球形杆端125，其在图1中示意地画出，与前转向架部分13脱离接触，但实际上是相对于前转向架部分13固定的。取决于所选择的具体几何形状，球形杆端125可位于前转向架部分13上，也可位于一个从前转向架部分13侧向伸出的构件上(因而使其位于图1示意画出的位置上)。

铰销17、流体控制器31、曲柄件117、连杆123和球形杆端121和125的图1所示布置构成一种一般称为“四联杆”的布置。四联杆技术领域的人员阅读本说明书可理解本发明联杆机构的功能是向轴件63提供反馈运动，其相应于前、后铰接之间的铰接角，即从轴线X1和X2的非线性的偏离。但是，本发明显然并不局限于将四联杆用作反馈装置。本发明的关键在于，设置某种反馈装置，从而将车辆的一定的铰接量转化成相应量的阀套51的随动运动。例如，流体控制器可具体地位于铰销17上方，锚固在后转向架部分15上，但是借助公知的且市售的那种软轴或缆索将前转向架部分13的铰接传至阀套51。

为了完成上述目标，实现从前转向架部分13“完全反馈”至阀套51，图1所示的联杆机构有一定的几何要求。代表铰销17轴线至轴件63轴线的固定距离的“杆”必须与连杆123长度相同。同样，代表从铰销17轴线至杆端125轴线的固定距离的“杆”必须与曲柄件117长度相同(即，从轴件63轴线至杆端121轴线)。换言之，该联杆机构包括四根构成平行四边形的“杆”。因此，如果出现转向操作，使前转向架部分绕铰销17摆动并形成等于25°的铰接角AA，那么，所引起的连杆123和曲柄件117的运动将向轴件63提供一个25°的反馈转动。

流体控制器技术领域的技术人员懂得，来自前转向架部分13的反馈运动可减小阀芯49和阀套51之间的转动位移，从而减小可变流量控制孔A1，A4和A5的面积。因此，对于操纵者对方向盘W的任意既定转动输入来说，反馈机构将减小转向系统的增益(即，对于既定转向输入总流量减小)，从而使转向系统不太急剧并提供较好的通行性。如前所述，在限定可变流量控制主孔A1中广角阀的应用也用于完成上述相同的目的。

虽然上面描述的本发明使用了装在后转向架部分15上并接受来自前转向架部分13的反馈的流体控制器，但是本专业技术人员懂得上述布置也可倒置而得到相同的效果，本发明的关键在于向流体控制器31提供代表铰接量的反馈。如前所述，图1所示的机构是平行四边形的，因而提供了在铰接量和反馈之间的1比1的关系。但是，在某些车辆应用中需要向流体控制器提供小于或大于铰接量的反馈，这也在本发明范围以内，四联杆领域的技术人员懂得，反馈量的这种改变只要调整在图1所示联杆机构中“杆”的长度就可以容易地实现。例如，如果铰销17和杆端125之间的“杆”长于曲柄件117，那么，前转向架部分13的一个具体摆动就会导致向轴件63反馈的较小转动度数。

如前所述，构件13S和15S构成“车架止块”，用于限制车辆的铰接范围。但是，并不需要向车架止块提供动力，即，系统压力仍与转向缸19和21连通，即使当相邻的一对构件13S和15S就要接合时，全部流量也通过孔A1，A4和A5。因此，按照本发明的一个方面，在达到最大铰接角度之前大约5°，开始出现某种形式的阻尼，即，功率(流量和/或压力)开始减小。

现在主要参阅图4，5和7，当阀芯49进一步转动(使其在图7中向下移动)时，压力口99C开始与槽83连通，最后压力口99d也将开始与槽83连通。当出现这种情形时，阀芯和阀套之间的位移大约为40°，在本实施例中，仅仅是举例说明，前转向架部分13和后转向架部分15之间的最大铰接角大约为40°。因此，鉴于前述由前转向架部分13向阀套51的反馈布置，阀套的最大转动(假定为1比1的反馈率)也是40°。因此，可以将方向盘W和阀芯49转至一个80°的最大位移(即，40°的最大阀套位移加上40°的最大阀芯-阀套位移)。

将方向盘W转至其最大的80°位移的一个结果是，当前、后转向架部分趋近最大的铰接角且一对车架止块构件13S和15S趋近接合时，孔A1，A4和A5都将处于其最大的孔面积。换言之，最大系统流量和压力将与转向缸19和21连通，直至车架止块构件13S和15S实际接合为止，因此导致在接合时的显著的和不合需要的侧向冲击。

但是，按照本发明的一个重要方面，“防止止块转向(against the stopsteering)”的问题得到缓解。在普通的现有技术的阀芯阀套式转向装置中，由于阀芯和阀套在壳体中的连续转动，响应于阀芯和阀套的相对转动，在阀芯和阀套之间可出现流体的全计量(控制)。本发明的一个重要方面在于，这种铰接角和阀套51的转位之间的公知关系被用于防止上述将动力加在止块上的问题。现在主要参阅图8及图4至7，应注意的是，从阀芯和阀套处于图6所示中性位置之时，在向右转的整个范围上，周向槽107借助孔113和槽95及阀芯上的箱口85L排向箱。然后，当前、后转向架部分趋近最大铰接角时(在最大角前也许5°开始)，周向槽105借助孔111拾取负载信号并将其通过负载传感口77向回连通至泵，周向槽105移出与负载传感口77的连通。

现仍主要参阅图8，当阀套51正好转过槽105不再与负载传感口77连通的那一点时，负载传感口77开始与槽107连通，如前所述，槽107处于箱压之下。因此，仅通过举例的方式，泵的备用压力将从大约150psi降至大约25psi。象液压技术人员公知的那样，泵的备用压力与横过可变流量控制主孔A1的压降相关联，而且因为流量与横过孔A1的压降的平方根成正比，所以通过控制器31的流量(因而向着缸的流量)将降至当负载传感  77停止与槽105连通且开始与槽107连通时的“正常”值的三分之一。因此，在车架止块接合前的最后若干铰接角度的过程中，向着转向缸的流量将显著减小，从而有效地缓冲了车架止块的接合而不是在系统全流量下使动力加在车架止块上。

虽然已经结合推荐实施例描述本发明，通过计量负载传感信号来解决“碰撞止块转向”问题，但是本专业技术人员懂得本发明并不局限于此，作为一种在止块接合前减小系统压力和/或流量的方法，主流道的其它部分也可以被控制或计量或泄向箱。图8所示实施例的重要性在于“级联”(串列)计量，从而在阀芯和阀套之间完成正常的转向控制，但是其后在阀套和壳体之间的一个或多个计量点使系统压力或流量(或两者)得到缓冲或减小，因此计量是根据阀套的位置发生的，在本实施例中，阀套位置代表铰接角。

在本发明的范围内，也可以按照另一种方法防止碰撞止块转向问题。再次假定车辆最大的铰接角为40°。但是，如前所述，在许多车辆应用中也许需要将各种控制(例如对传动装置)加在方向盘上并限制方向盘的转动。因此，在现在所述的实施例中设有机械止动器如销P，将方向盘W或阀芯49的转动限制得不超过相对于壳体33的60°位移。如图9所示，当销P在柱壳H内转动时，它穿过转向柱SC。柱壳限定了一对内部弧形槽S，每条弧形槽延伸大约120°。方向盘W定心(相应于图9所示位置)时，销P的端部在槽S中处于中心。因此，在本实施例中，当方向盘W从中间位置转动，且阀芯-阀套位移向着最大值(仍假定为40°)增加时，向着转向缸的流量将逐渐增加至最大流量。但是，一旦方向盘W的转动达到60°，它(或转向柱SC或阀芯49)将接合一个止块，其后，向着转向缸的流量将导致转向架部分的进一步铰接，但是，所形成的阀套51的随动运动开始将阀芯-阀套位移从其40°的最大值减小。在本实施例中，只通过举例方式，当铰接趋近于40°的最大值时，由于阀芯已被限制于60°的转动，因而阀芯-阀套位移就处于减小至大约20°的过程中。在典型的阀芯-阀套结构中，当阀芯和阀套间的位移大约为最大值的一半时，通过主流道的流量一般只为最大流量的大约一半，或许甚至更小。因此，按照本发明的另一个方面，通过限制阀芯49的位移，然后使用阀套51的随动运动，当其趋近于其最大值时减小向着转向缸的系统流量和/或压力，从而可以解决碰撞止块转向的问题。

上面已详细描述了本发明，据信，本专业技术人员阅读和理解说明书后显然可以对本发明作出各种修改和变化而并不超出由权利要求限定的本发明的范围。