JP5443235B2

JP5443235B2 - Hydraulic power transmission coupling

Info

Publication number: JP5443235B2
Application number: JP2010074303A
Authority: JP
Inventors: 和寿嶌田; 芳明田嶋; 義介筒井
Original assignee: Univance Corp
Current assignee: Univance Corp
Priority date: 2010-03-29
Filing date: 2010-03-29
Publication date: 2014-03-19
Anticipated expiration: 2030-03-29
Also published as: JP2011208661A

Description

本発明は、車両の駆動力配分に使用され、特にトルク発生部材の耐久性を向上させることができる油圧式動力伝達継手に関する。
The present invention relates to a hydraulic power transmission joint that is used for distributing driving force of a vehicle and that can particularly improve the durability of a torque generating member.

従来の油圧式動力伝達継手には、入出力軸の回転速度差に応じた流量のオイルを流動させる複数のピストンポンプと、流動するオイルの流動抵抗を発生するオリフィスとによってトルク伝達機構（差動制限機構）を構成しているものがある。 A conventional hydraulic power transmission joint has a torque transmission mechanism (differential) by a plurality of piston pumps that flow oil at a flow rate corresponding to the rotational speed difference between the input and output shafts and an orifice that generates a flow resistance of the flowing oil. Some of them constitute a limiting mechanism.

このような油圧式動力伝達継手としては、例えば、特開２００２−３１０１９６号公報に示されているような、カムリングに形成されたボールの転動軌道面となるカム溝と、ピストンの頭部に形成された凹球面形状のボール受け部との間にボールを設けたものが知られている。 As such a hydraulic power transmission joint, for example, as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-310196, a cam groove that forms a rolling raceway surface of a ball formed on a cam ring, and a piston head There is known one in which a ball is provided between the formed concave spherical ball receiving portion.

特開２００２−３１０１９６号公報JP 2002-310196 A

しかしながら、このような従来の油圧式動力伝達継手にあっては、ボールの中心点がピストンの中心線上にあり、且つピストンの中心線がカム溝の中心線と交差することを前提とした構造であるため、ピストンを収納するシリンダのピッチやカム溝の形状等の加工誤差、ロータの回転軸線とカムリングの回転軸線との偏心等の組立誤差が累積すると、ピストンの中心線とカム溝の中心線とのずれ量が大きくなって、ボールがカム溝の円弧面やボール受け部の球面に沿ってずり上がる状態となってしまい、最悪の場合、カム溝の端部やボール受け部の端部へのボールの乗り上げを生じる。 However, in such a conventional hydraulic power transmission joint, the structure is based on the assumption that the center point of the ball is on the center line of the piston and the center line of the piston intersects the center line of the cam groove. Therefore, if machining errors such as the pitch of the cylinder that houses the piston and the shape of the cam groove, and assembly errors such as the eccentricity between the rotation axis of the rotor and the rotation axis of the cam ring accumulate, the center line of the piston and the center line of the cam groove And the ball slides along the arc surface of the cam groove and the spherical surface of the ball receiving portion. In the worst case, the end of the cam groove and the ball receiving portion end. The ball rides up.

この様な状態では、ボール受け部とボール、カム溝とボールの各々の接触面積が減少することによる接触面応力の増大や、接触面に作用する接線方向の摩擦力の増大による耐久性の低下を招いてしまうという問題点がある。 In such a state, the contact surface stress increases due to a decrease in the contact area between the ball receiving portion and the ball, the cam groove and the ball, and the durability decreases due to an increase in the tangential friction force acting on the contact surface. There is a problem of inviting.

図７は、このような従来の油圧式動力伝達継手の問題点の説明図で、カム溝、ボール、ピストンの位置関係を模式的に示している。図７（Ａ）は、加工誤差や組立誤差のない理想的な状態を、図７（Ｂ）は、加工誤差や組立誤差のある実際の状態を、断面図（右図）と側面図（左図）とで示している。なお側面図では、説明を解り易くするために、実際には円環状のカム溝を直線状に表している。 FIG. 7 is an explanatory view of the problem of such a conventional hydraulic power transmission joint, and schematically shows the positional relationship between the cam groove, the ball, and the piston. FIG. 7A shows an ideal state without processing errors and assembly errors, and FIG. 7B shows an actual state with processing errors and assembly errors, a sectional view (right view) and a side view (left). Figure). In the side view, in order to make the explanation easy to understand, the annular cam groove is actually shown in a straight line.

図７（Ａ）において、従来の油圧式動力伝達継手のピストンポンプ１００は、ロータ１０２に形成されたシリンダ１０４にピストン１０６を収納し、ピストン１０６の頭部に形成された凹球面状のボール受け部１０８とカムリング１１０に形成された断面が円弧状のカム溝１１２との間にボール１１４を設けている。ボール受け部１０８の球面半径とカム溝１１２の断面の円弧半径は、ボール１１４を回転自在にするために、ボール１１４の球面半径より僅かに大きくなっている。 7A, a conventional piston pump 100 of a hydraulic power transmission joint has a piston 106 housed in a cylinder 104 formed in a rotor 102, and a concave spherical ball receiver formed on the head of the piston 106. A ball 114 is provided between a cam groove 112 having a circular cross section formed in the portion 108 and the cam ring 110. The spherical radius of the ball receiving portion 108 and the arc radius of the cross section of the cam groove 112 are slightly larger than the spherical radius of the ball 114 in order to make the ball 114 rotatable.

ロータ１０２とカムリング１１０は、入出力軸の中心線を回転軸Ａとして相対回転し、ボール１１４は、オイルの流動抵抗とリターンスプリング（不図示）によるピストン１０６へ作用する押圧力によってカム溝１１２に押圧され、ボール受け部１０８内で摺動回転しながらカム溝１１２を転動する。 The rotor 102 and the cam ring 110 rotate relative to each other with the center line of the input / output shaft as the rotation axis A, and the ball 114 enters the cam groove 112 due to the oil flow resistance and the pressing force acting on the piston 106 by a return spring (not shown). The cam groove 112 is rolled while being slid and rotated in the ball receiving portion 108.

ピストン１０６の中心線Ｌ１は、カム溝１１２の中心線Ｌ２（カム溝１１２の幅Ｗの中央の谷線）と交差し、中心線Ｌ１、Ｌ２のずれ量Ｄ１はゼロである。また、ボール１１４の中心点Ｐは、カム溝１１２の中心線Ｌ２上に位置しているので、ボール受け部１０８とボール１１４との接触点Ｔ１、カム溝１１２とボール１１４との接触点Ｔ２もカム溝１１２の中心線Ｌ２上に位置する。 The center line L1 of the piston 106 intersects the center line L2 of the cam groove 112 (the central valley line of the width W of the cam groove 112), and the shift amount D1 between the center lines L1 and L2 is zero. Further, since the center point P of the ball 114 is located on the center line L2 of the cam groove 112, the contact point T1 between the ball receiving portion 108 and the ball 114 and the contact point T2 between the cam groove 112 and the ball 114 are also included. It is located on the center line L2 of the cam groove 112.

しかし実際には、複数のピストンポンプ１００が、全てこのような理想的な状態であることはなく、多くは加工誤差や組立誤差によって中心線Ｌ１、Ｌ２にずれが生じる。すなわち、ピストン１０６の中心線Ｌ１が、カム溝１１２の中心線Ｌ２と同一にならない状態となる。 However, in reality, the plurality of piston pumps 100 are not all in such an ideal state, and in many cases, the center lines L1 and L2 are displaced due to processing errors and assembly errors. That is, the center line L1 of the piston 106 is not the same as the center line L2 of the cam groove 112.

図７（Ｂ）は、この中心線Ｌ１、Ｌ２にずれによって、ボール１１４がカム溝の端部やボール受け部の端部へ乗り上げた状態を示しており、ピストン１０６の中心線Ｌ１は、カム溝１１２の中心線Ｌ２からずれ量Ｄ２だけ回転軸Ａの方向に変位している。そのため、ボール１１４はずり上がり、中心点Ｐが回転軸Ａの方向、すなわち、中心線Ｌ１、Ｌ２の中間に移動する。 FIG. 7B shows a state in which the ball 114 has run over the end of the cam groove or the end of the ball receiving portion due to the shift to the center lines L1 and L2, and the center line L1 of the piston 106 It is displaced from the center line L2 of the groove 112 in the direction of the rotation axis A by a deviation amount D2. Therefore, the ball 114 rolls up, and the center point P moves in the direction of the rotation axis A, that is, between the center lines L1 and L2.

この状態において、接触点Ｔ１、Ｔ２は、ボール受け部１０８の球面とカム溝１１２の円弧面ではなく、ボール受け部１０８とカム溝１１２の端部に位置している。そのため、接触点Ｔ１、Ｔ２がボール受け部１０８の球面とカム溝１１２の円弧面に位置している図７（Ａ）の状態に比べて接触面積が著しく減少し接触面応力が増大する。 In this state, the contact points T <b> 1 and T <b> 2 are located not on the spherical surface of the ball receiving portion 108 and the arc surface of the cam groove 112 but on the end portions of the ball receiving portion 108 and the cam groove 112. Therefore, compared with the state of FIG. 7A where the contact points T1 and T2 are located on the spherical surface of the ball receiving portion 108 and the arc surface of the cam groove 112, the contact area is significantly reduced and the contact surface stress is increased.

図７に示すような従来例では、耐久性の低下に対し、ピストン１０６の中心線Ｌ１とカム溝１１２の中心線Ｌ２のずれによるボールのずり上がりや乗り上げの影響を少なくするために、カム溝１１２とボール受け部１０８のボール１１４に対する曲率差を大きく、すなわち、カム溝１１２の断面の円弧半径及びボール受け部１０８の凹球面半径と、ボール１１４の球面半径との差をより大きくしている。 In the conventional example as shown in FIG. 7, in order to reduce the influence of the ball rising and running due to the deviation of the center line L1 of the piston 106 and the center line L2 of the cam groove 112 against the decrease in durability, 112 and the ball receiving portion 108 with respect to the ball 114 have a large difference in curvature, that is, the difference between the arc radius of the cross section of the cam groove 112 and the concave spherical radius of the ball receiving portion 108 and the spherical radius of the ball 114 is increased. .

しかし、曲率差を大きくすることは、図７（Ａ）に示す中心線Ｌ１、Ｌ２のずれがない状態においても、接触点Ｔ１、Ｔ２の各々の接触面積が減少することによる接触面応力の増大につながり、中心線Ｌ１、Ｌ２のずれとともに耐久性低下の要因となる。 However, increasing the difference in curvature increases the contact surface stress due to the decrease in the contact area of each of the contact points T1 and T2 even in the state where the center lines L1 and L2 shown in FIG. Leads to a decrease in durability along with the shift of the center lines L1 and L2.

本発明は、上記の問題点を解決するためになされたものであり、ピストンにボールの自動調心機能を備えることで、カムリング、ピストン及びボールの耐久性を向上させることができる油圧式動力伝達継手を提供することを目的とする。
The present invention has been made to solve the above-described problems, and a hydraulic power transmission capable of improving the durability of the cam ring, the piston and the ball by providing the piston with a self-aligning function of the ball. The object is to provide a joint.

この目的を達成するため本発明は次のように構成する。本発明は、相対回転可能な入出力軸間に設けられ、一方の軸に連結されるとともに、内側面にカム溝を形成したカムリングと一体で回転するハウジングと、ハウジング内に回転自在に収納され、他方の軸に連結されるとともに、複数のシリンダを軸方向に形成したロータと、複数のシリンダの各々にリターンスプリングの押圧を受けて往復移動自在に収納されるとともに、両軸の相対回転時にカムリングによって駆動される複数のピストンと、ピストンの頭部に形成したボール受け部と、カム溝とボール受け部との間に設けたボールとを備え、両軸の回転速度差に応じたトルクを伝達する油圧式動力伝達継手を対象とする。 In order to achieve this object, the present invention is configured as follows. The present invention is provided between a relatively rotatable input / output shaft, connected to one shaft, and rotated integrally with a cam ring having an inner surface formed with a cam groove, and is rotatably housed in the housing. The rotor is connected to the other shaft, and a plurality of cylinders are formed in the axial direction, and each of the plurality of cylinders is received by the return spring to be reciprocally moved, and at the time of relative rotation of both shafts. A plurality of pistons driven by a cam ring, a ball receiving portion formed on the head of the piston, and a ball provided between the cam groove and the ball receiving portion, and a torque corresponding to the rotational speed difference between both shafts. Targeting hydraulic power transmission joints for transmission.

このような油圧式動力伝達継手において、ピストンは、円筒形状の中心線回りに回転可能であるとともに、ボール受け部の凹球面の中心点がピストンの中心線に対して偏心している。 In such a hydraulic power transmission joint, the piston can rotate around the center line of the cylindrical shape, and the center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion is eccentric with respect to the center line of the piston.

また、ピストンは、ボール受け部の凹球面の中心点とピストンの中心線との偏心量が、カム溝の中心線とピストンの中心線との最大ずれ量と同じかより大きい。 In the piston, the amount of eccentricity between the center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion and the center line of the piston is equal to or greater than the maximum deviation amount between the center line of the cam groove and the center line of the piston.

更に、このような油圧式動力伝達継手において、カムリングは、カム溝がボールと２点接触する形状としてもよい。
Further, in such a hydraulic power transmission joint, the cam ring may have a shape in which the cam groove contacts the ball at two points.

本発明によれば、ピストンに設けたボール受け部の凹球面の中心点をピストンの中心線に対して偏心させ、ピストンにボールの自動調心機能を付加したことで、ピストンとカム溝の中心線にずれがある状態でもカム溝とボールの中心ずれが生じないため、ボール受け部とボール及びカム溝とボールの接触面応力の増大を防止でき、カムリング、ピストン及びボールの耐久性を向上させることができる。 According to the present invention, the center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion provided in the piston is decentered with respect to the center line of the piston, and the center of the piston and the cam groove is added to the piston by adding a self-aligning function of the ball. Since the cam groove and the ball are not misaligned even when there is a deviation in the wire, it is possible to prevent an increase in contact stress between the ball receiving portion and the ball and the cam groove and the ball, and to improve the durability of the cam ring, piston and ball. be able to.

また、本発明によれば、カム溝とボールの中心ずれが生じないことで、ボール半径に対するカム溝の円弧半径とボール受け部の凹球面半径の曲率差を小さくすることが可能であるため、ボール受け部とボール及びカム溝とボールの接触面応力が従来のものに対して小さくでき、カムリング、ピストン及びボールの耐久性を向上させることができる。 Further, according to the present invention, since the center deviation between the cam groove and the ball does not occur, it is possible to reduce the curvature difference between the arc radius of the cam groove and the concave spherical radius of the ball receiving portion with respect to the ball radius. The contact surface stress between the ball receiving portion, the ball, the cam groove, and the ball can be made smaller than the conventional one, and the durability of the cam ring, piston, and ball can be improved.

更に、本発明によれば、カム溝とボールの中心ずれが生じないことで、カム溝とボールを２点接触させて接触面応力を分散するカム溝形状を採用することが可能となり、従来の１点接触のカム溝形状のものに対して、カムリングとボールの耐久性を向上させることができる。 Furthermore, according to the present invention, since the cam groove and the ball are not displaced from each other, it is possible to adopt a cam groove shape that disperses the contact surface stress by bringing the cam groove and the ball into contact at two points. The durability of the cam ring and the ball can be improved with respect to the one-contact cam groove shape.

また、本発明によれば、カム溝とボールの中心ずれが生じないことで、カム溝とシリンダのピッチ精度を大幅に緩和できるため、部品の寸法許容差を広げて製品の歩留まりを高め、生産性を向上させることができる。 In addition, according to the present invention, since the cam groove and the ball are not misaligned, the pitch accuracy of the cam groove and the cylinder can be greatly relaxed, so that the dimensional tolerance of the parts is widened to increase the product yield and the production. Can be improved.

更に、本発明によれば、ボール受け部とボール及びカム溝とボールの接触面応力の増大を防止できることで、耐力向上のために従来施していた、ボール受け部とカム溝への特殊な熱処理が不要になり、コスト低減が可能となる。
Furthermore, according to the present invention, it is possible to prevent an increase in contact surface stress between the ball receiving portion, the ball and the cam groove and the ball, and thus special heat treatment to the ball receiving portion and the cam groove, which has been conventionally performed for improving the proof stress. Can be eliminated, and the cost can be reduced.

本発明による油圧式動力伝達継手の一実施形態を示した断面図Sectional drawing which showed one Embodiment of the hydraulic power transmission coupling by this invention 図１のカムリングを示す説明図Explanatory drawing which shows the cam ring of FIG. 図１のロータと油圧回路ブロックの接合面を示す説明図Explanatory drawing which shows the joint surface of the rotor of FIG. 1, and a hydraulic circuit block カム溝、ボール、ピストンの位置関係を示す説明図Explanatory drawing showing the positional relationship of cam groove, ball and piston カム溝とピストンに心ずれがある状態でのカム溝とボールの調心動作の一例を示す説明図Explanatory drawing which shows an example of the cam groove and ball aligning operation in a state where the cam groove and piston are misaligned カム溝とボールが２点接触する状態を示す説明図Explanatory drawing which shows the state which a cam groove and a ball | bowl contact 2 points | pieces 従来の油圧式動力伝達継手の問題点を示す説明図Explanatory drawing showing the problems of conventional hydraulic power transmission joints

図１は、本発明による油圧式動力伝達継手の一実施形態を示した断面図である。図１において、油圧式動力伝達継手１０は、ハウジング１２に固定されたカムリング１４と、ハウジング１２内に回転自在に収納されたロータ１６を設けている。 FIG. 1 is a sectional view showing an embodiment of a hydraulic power transmission joint according to the present invention. In FIG. 1, the hydraulic power transmission joint 10 is provided with a cam ring 14 fixed to a housing 12 and a rotor 16 rotatably accommodated in the housing 12.

カムリング１４は、シャフト（一方の軸）１８と複数の凸部と凹部を有するカム溝２０を形成し、このカム溝２０によりカムとしての機能を持つ。ロータ１６は、メインシャフト（他方の軸）２２にスプライン係合され、メインシャフト２２と一体で回転する。メインシャフト２２内にはドライブピニオンギア（不図示）が挿入、固定され、メインシャフト２２はドライブピニオンギアと一体で回転する。 The cam ring 14 has a shaft (one shaft) 18 and a cam groove 20 having a plurality of convex portions and concave portions, and the cam groove 20 has a function as a cam. The rotor 16 is spline-engaged with the main shaft (the other shaft) 22 and rotates integrally with the main shaft 22. A drive pinion gear (not shown) is inserted and fixed in the main shaft 22, and the main shaft 22 rotates integrally with the drive pinion gear.

ロータ１６には軸方向に複数のシリンダ２４が形成され、各シリンダ２４内にはピストン２６がリターンスプリング２８を介して摺動自在に収納されている。ピストン２６の先端には凹球面状のボール受け部３０が形成され、カム溝２０との間にボール３２を挿入している。 A plurality of cylinders 24 are formed in the rotor 16 in the axial direction, and a piston 26 is slidably accommodated in each cylinder 24 via a return spring 28. A concave spherical ball receiver 30 is formed at the tip of the piston 26, and a ball 32 is inserted between the cam groove 20.

後で詳細に説明するように、ピストン２６はシリンダ２４内で中心線回りに回転可能であり、且つ、ボール受け部３０の凹球面の中心点はピストン２６の中心線に対して偏心している。これにより、カム溝２０に対してボール３２を自動調心する機能が付加され、ピストン２６とカム溝２０の中心線にずれがある状態でも、カム溝２０とボール３２の中心ずれが生じない。 As will be described in detail later, the piston 26 can rotate around the center line in the cylinder 24, and the center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion 30 is eccentric with respect to the center line of the piston 26. As a result, the function of automatically aligning the ball 32 with respect to the cam groove 20 is added, and even if the piston 26 and the center line of the cam groove 20 are misaligned, the cam groove 20 and the ball 32 are not misaligned.

ロータ１６にはシリンダ２４の底部に弁座が形成され、チェックボール３４とバルブスプリング３６で構成される吸入側チェックバルブ３８により開閉される。また、シリンダ２４の底部にはリテーナ４０が備わり、リターンスプリング２８とバルブスプリング３６を保持している。 The rotor 16 has a valve seat formed at the bottom of the cylinder 24 and is opened and closed by a suction side check valve 38 including a check ball 34 and a valve spring 36. A retainer 40 is provided at the bottom of the cylinder 24 and holds the return spring 28 and the valve spring 36.

吸入側チェックバルブ３８は、ロータ１６の底部に形成された吸入孔４２、油圧回路ブロック４４に形成された吸入路４６を介してハウジング１２内の低圧室４８に連通し、ピストン２６の吸入行程で低圧室４８からオイルをシリンダ２４内に吸入する。油圧回路ブロック４４は、ロータ１６にノックピン５０で固定され、ロータ１６に一体で回転する。 The suction side check valve 38 communicates with the low pressure chamber 48 in the housing 12 through a suction hole 42 formed in the bottom of the rotor 16 and a suction path 46 formed in the hydraulic circuit block 44, and in the suction stroke of the piston 26. Oil is sucked into the cylinder 24 from the low pressure chamber 48. The hydraulic circuit block 44 is fixed to the rotor 16 with a knock pin 50 and rotates integrally with the rotor 16.

更に、ロータ１６の底部には吐出孔５２が形成され、弁座とチェックボール５４で構成される吐出側チェックバルブ５６により開閉される。吐出側チェックバルブ５６は、油圧回路ブロック４４に形成された吐出路５８を介してシリンダ２４と高圧室６０を連通し、ピストン２６の吐出行程でシリンダ２４内からオイルを高圧室６０に供給する。高圧室６０に供給されたオイルは、トルク発生手段であるオリフィス６２を介して低圧室４８に吐出される。 Further, a discharge hole 52 is formed at the bottom of the rotor 16 and is opened and closed by a discharge side check valve 56 including a valve seat and a check ball 54. The discharge side check valve 56 communicates the cylinder 24 and the high pressure chamber 60 through a discharge path 58 formed in the hydraulic circuit block 44, and supplies oil from the cylinder 24 to the high pressure chamber 60 during the discharge stroke of the piston 26. The oil supplied to the high pressure chamber 60 is discharged to the low pressure chamber 48 through an orifice 62 that is a torque generating means.

ピストン２６が吸入工程にあるときは、シリンダ２４の底部に設けた吸入側チェックバルブ３８が開くが、このとき、吐出側チェックバルブ５６は閉じ、高圧室６０からのオイルの逆流を阻止する。また、ピストン２６が吐出工程にあるときは、吐出側チェックバルブ５６が開くが、このとき、吸入側チェックバルブ３８は閉じ、吸入路４６から低圧室４８にオイルがリークするのを防止する。 When the piston 26 is in the suction process, the suction-side check valve 38 provided at the bottom of the cylinder 24 is opened. At this time, the discharge-side check valve 56 is closed and the backflow of oil from the high-pressure chamber 60 is prevented. Further, when the piston 26 is in the discharge process, the discharge side check valve 56 is opened. At this time, the suction side check valve 38 is closed to prevent oil from leaking from the suction path 46 to the low pressure chamber 48.

本実施形態の油圧回路ブロック４４においては、吐出路５８側の油圧回路として、高圧室６０とオリフィス６２を備えているが、これ以外に、高圧室６０の圧力が所定値を超えた場合にオリフィス６２を閉止するシャットオフバルブや、高圧室６０の圧力が更に上昇した場合に、高圧室６０と低圧室４８とを連通して異常な高トルクの発生を抑えるリリーフバルブ等を備えることも可能である。 In the hydraulic circuit block 44 of the present embodiment, the high pressure chamber 60 and the orifice 62 are provided as the hydraulic circuit on the discharge path 58 side, but in addition to this, when the pressure in the high pressure chamber 60 exceeds a predetermined value, the orifice It is also possible to provide a shut-off valve that closes 62, a relief valve that communicates the high pressure chamber 60 and the low pressure chamber 48 when the pressure in the high pressure chamber 60 further increases, and suppresses the generation of abnormal high torque. is there.

メインシャフト２２とカムリング１４の間、及び、メインシャフト２２とハウジング１２の隔壁部６４の間には、各々ニードルベアリング６６、６８が介装され、油圧回路ブロック４４と隔壁部６４の間には、スラストベアリング７０が介装されている。また、メインシャフト２２とハウジング１２の内筒部７２の間にはオイルシール７４が設けられ、オイルの流出を防止している。 Needle bearings 66 and 68 are interposed between the main shaft 22 and the cam ring 14, and between the main shaft 22 and the partition wall 64 of the housing 12, respectively, and between the hydraulic circuit block 44 and the partition wall 64. A thrust bearing 70 is interposed. An oil seal 74 is provided between the main shaft 22 and the inner cylinder portion 72 of the housing 12 to prevent oil from flowing out.

隔壁部６４の外側にはオイルの熱膨張、収縮を吸収するためのアキュムレータピストン７６が摺動自在に設けられ、アキュムレータピストン７６によりアキュムレータ室７８が画成されている。アキュムレータ室７８は、隔壁部６４の連通孔８０を介して低圧室４８に連通している。 An accumulator piston 76 for absorbing the thermal expansion and contraction of oil is slidably provided outside the partition wall 64, and an accumulator chamber 78 is defined by the accumulator piston 76. The accumulator chamber 78 communicates with the low pressure chamber 48 through the communication hole 80 of the partition wall portion 64.

アキュムレータピストン７６とハウジング１２の外筒部８２の間、及び、アキュムレータピストン７６と内筒部７２の間には、オイル漏れを防止するＯリング８４、８６が各々介装されている。外筒部８２の端部に固定されたアキュムレータリテーナ８８とアキュムレータピストン７６の間には複数のアキュムレータスプリング９０が介装されている。 O-rings 84 and 86 for preventing oil leakage are interposed between the accumulator piston 76 and the outer cylinder portion 82 of the housing 12 and between the accumulator piston 76 and the inner cylinder portion 72, respectively. A plurality of accumulator springs 90 are interposed between an accumulator retainer 88 and an accumulator piston 76 fixed to the end of the outer cylinder portion 82.

図２は、図１のカムリング１４を示す説明図であり、図２（Ａ）は斜視図、図２（Ｂ）は正面図である。図２（Ａ）（Ｂ）において、カムリング１４の正面側には４箇所の凸部９２と４箇所の凹部９４を有する円環状のカム溝２０が形成されている。カム溝２０の径方向断面は円弧状であり、円弧の頂点はカム溝２０の半径Ｒの中心線Ｌ２上にある。 2A and 2B are explanatory views showing the cam ring 14 of FIG. 1, FIG. 2A is a perspective view, and FIG. 2B is a front view. 2A and 2B, an annular cam groove 20 having four convex portions 92 and four concave portions 94 is formed on the front side of the cam ring 14. The radial cross section of the cam groove 20 has an arc shape, and the apex of the arc is on the center line L2 of the radius R of the cam groove 20.

図３は、図１のロータ１６と油圧回路ブロック４４の各接合面を示す説明図であり、図３（Ａ）はロータ１６側、図３（Ｂ）は油圧回路ブロック４４側である。図３（Ａ）において、ロータ１６には９個のシリンダ２４が形成され、各シリンダ２４の底部には吸入孔４２及び吐出孔５２が形成されている。 3A and 3B are explanatory views showing respective joint surfaces of the rotor 16 and the hydraulic circuit block 44 shown in FIG. 1. FIG. 3A shows the rotor 16 side, and FIG. 3B shows the hydraulic circuit block 44 side. In FIG. 3A, nine cylinders 24 are formed in the rotor 16, and suction holes 42 and discharge holes 52 are formed at the bottom of each cylinder 24.

図３（Ｂ）において、油圧回路ブロック４４には、ロータ１６の吸入孔４２に対応する９箇所の吸入路４６、及び、ロータ１６の吐出孔５２に対応する円環状の吐出路５８が形成され、吐出路５８は、高圧室６０及びオリフィス６２を介して低圧室４８に連通している。ロータ１６と油圧回路ブロック４４とは、２個のノックピン５０によって位置決めし固定される。 In FIG. 3B, the hydraulic circuit block 44 is formed with nine suction passages 46 corresponding to the suction holes 42 of the rotor 16 and an annular discharge passage 58 corresponding to the discharge holes 52 of the rotor 16. The discharge path 58 communicates with the low pressure chamber 48 through the high pressure chamber 60 and the orifice 62. The rotor 16 and the hydraulic circuit block 44 are positioned and fixed by two knock pins 50.

図４は、本発明による油圧式動力伝達継手のカム溝、ボール、ピストンの位置関係を模式的に示した説明図であり、図４（Ａ）は、ピストンの中心線がカム溝の中心線に一致する状態を、図４（Ｂ）は、ピストンの中心線がカム溝の中心線に一致しない状態を、各々断面図（右図）と側面図（左図）とで示している。側面図では、説明を解り易くするために、実際には半径Ｒの円環状のカム溝を直線状に表している。 FIG. 4 is an explanatory view schematically showing the positional relationship among the cam groove, ball, and piston of the hydraulic power transmission joint according to the present invention. FIG. 4A shows the center line of the piston as the center line of the cam groove. FIG. 4B shows a state where the center line of the piston does not coincide with the center line of the cam groove, in a cross-sectional view (right view) and a side view (left view). In the side view, an annular cam groove having a radius R is actually shown in a straight line for easy understanding.

図４（Ａ）において、ロータ１６に形成したシリンダ２４にピストン２６を収納し、ピストン２６の頭部に形成した凹球面状のボール受け部３０とカムリング１４に形成した断面が円弧状のカム溝２０の間にボール３２を設けている。ボール受け部３０の球面半径とカム溝２０の断面の円弧半径は、ボール３２を回転自在にするために、ボール３２の球面半径より僅かに大きくなっているが、その曲率差は、図７に示す従来例より小さくなっている。 4A, a piston 26 is housed in a cylinder 24 formed on the rotor 16, and a concave spherical ball receiving portion 30 formed on the head of the piston 26 and a cam groove having a circular arc cross section formed on the cam ring 14. Balls 32 are provided between 20. The spherical radius of the ball receiving portion 30 and the arc radius of the cross section of the cam groove 20 are slightly larger than the spherical radius of the ball 32 in order to make the ball 32 freely rotatable. It is smaller than the conventional example shown.

本実施形態においては、説明を分かりやすくするために、ボール受け部３０の球面半径をボール３２の球面半径と同一であるとして、ボール受け部３０の中心点とボール３２の中心点をともに符号Ｐで示している。 In this embodiment, in order to make the explanation easy to understand, it is assumed that the spherical radius of the ball receiving portion 30 is the same as the spherical radius of the ball 32, and the center point of the ball receiving portion 30 and the center point of the ball 32 are both denoted by P Is shown.

ロータ１６とカムリング１４は、入出力軸の中心線を回転軸Ａとして相対回転し、ボール３２は、オイルの流動抵抗とリターンスプリング（不図示）によるピストン２６へ作用する力によってカム溝２０に押圧され、ボール受け部３０内で回転（摺動）しながらカム溝２０を転動する。 The rotor 16 and the cam ring 14 rotate relative to each other with the center line of the input / output shaft as the rotation axis A, and the ball 32 is pressed against the cam groove 20 by the oil flow resistance and the force acting on the piston 26 by a return spring (not shown). Then, the cam groove 20 rolls while rotating (sliding) in the ball receiving portion 30.

ピストン２６の中心線Ｌ１は、カム溝２０の中心線Ｌ２（カム溝２０の幅Ｗの中央の谷線）と一致し、中心線Ｌ１、Ｌ２のずれ量Ｄ１はゼロである。ボール受け部３０の凹球面の中心点Ｐは、ピストン２６の中心線Ｌ１と偏心量Ｅ変位しているが、偏心量Ｅは、ピストン２６に対するボール３２のキャスターオフセットとして作用するため、ボール３２の中心点Ｐは中心線Ｌ１に対し差動方向の中心線Ｌ２上に位置する。 The center line L1 of the piston 26 coincides with the center line L2 of the cam groove 20 (the valley line at the center of the width W of the cam groove 20), and the shift amount D1 between the center lines L1 and L2 is zero. The center point P of the concave spherical surface of the ball receiving portion 30 is displaced from the center line L1 of the piston 26 and the eccentric amount E, but the eccentric amount E acts as a caster offset of the ball 32 with respect to the piston 26. The center point P is located on the center line L2 in the differential direction with respect to the center line L1.

また、ボール３２の中心点Ｐは、カム溝２０の中心線Ｌ２上に位置しているので、ボール受け部３０とボール３２との接触点Ｔ１、カム溝２０とボール３２との接触点Ｔ２もカム溝２０の中心線Ｌ２上に位置する。 Further, since the center point P of the ball 32 is located on the center line L2 of the cam groove 20, the contact point T1 between the ball receiving portion 30 and the ball 32 and the contact point T2 between the cam groove 20 and the ball 32 are also included. It is located on the center line L2 of the cam groove 20.

図４（Ｂ）においては、ピストン２６の中心線Ｌ１は、カム溝２０の中心線Ｌ２からずれ量Ｄ２だけ回転軸Ａの方向に変位しているが、ピストン２６が中心線Ｌ１回りに角度θ１だけ回転しているため、図４（Ａ）と同様に、ボールの中心Ｐは、カム溝２０の中心線Ｌ２上に位置しており、ボール受け部３０とボール３２との接触点Ｔ１、カム溝２０とボール３２との接触点Ｔ２もカム溝２０の中心線Ｌ２上に位置する。 In FIG. 4B, the center line L1 of the piston 26 is displaced from the center line L2 of the cam groove 20 in the direction of the rotation axis A by a deviation amount D2, but the piston 26 has an angle θ1 around the center line L1. 4A, as in FIG. 4A, the center P of the ball is located on the center line L2 of the cam groove 20, and the contact point T1 between the ball receiving portion 30 and the ball 32, the cam The contact point T2 between the groove 20 and the ball 32 is also located on the center line L2 of the cam groove 20.

図４（Ｂ）では、ピストン２６の中心線Ｌ１とボール受け部３０の中心点Ｐとの偏心量Ｅは、ピストン２６の中心線Ｌ１とカム溝２０の中心線Ｌ２とのずれ量Ｄ２と同じであるため、回転角度θ１＝９０°となっている。 In FIG. 4B, the eccentric amount E between the center line L1 of the piston 26 and the center point P of the ball receiving portion 30 is the same as the deviation amount D2 between the center line L1 of the piston 26 and the center line L2 of the cam groove 20. Therefore, the rotation angle θ1 = 90 °.

従って、本発明においては、偏心量Ｅを、ずれ量Ｄ２の想定される最大値と同じかより大きく設定することで、ピストン２６の中心線Ｌ１とカム溝２０の中心線Ｌ２とに心ずれがある場合でも、ボール３２の中心点Ｐを常にカム溝２０の中心線Ｌ２上に置くこと（自動調心）が可能となる。 Therefore, in the present invention, the eccentricity E is set equal to or larger than the assumed maximum value of the deviation D2, so that the center deviation L1 between the piston 26 and the center line L2 of the cam groove 20 is shifted. Even in some cases, the center point P of the ball 32 can always be placed on the center line L2 of the cam groove 20 (automatic alignment).

図５は、図４のカム溝２０とピストン２６に心ずれがある状態でのカム溝２０とボール３２の調心動作の一例を示す説明図であり、図５（Ａ）は調心前の状態を、図５（Ｂ）は調心後の状態を、各々断面図（右図）と側面図（左図）とで示している。 FIG. 5 is an explanatory view showing an example of the aligning operation of the cam groove 20 and the ball 32 in a state where the cam groove 20 and the piston 26 of FIG. 4 are misaligned, and FIG. FIG. 5B shows the state after alignment with a cross-sectional view (right diagram) and a side view (left diagram).

図５（Ａ）において、ピストン２６の中心線Ｌ１が、カム溝２０の中心線Ｌ２からずれ量Ｄ３で回転軸Ａの方向に変位している場合に、ボール３２もボール受け部３０とともにずれ量Ｄ３で変位したとすると、ボール受け部３０とボール３２との接触点Ｔ１に作用する摩擦力Ｆ１及びカム溝２０とボール３２の接触点Ｔ２作用するピストン２６の押圧力の接線方向分力Ｆ２によって、中心線Ｌ１回りに回転可能なピストン２６にモーメントＭが発生する。 5A, when the center line L1 of the piston 26 is displaced from the center line L2 of the cam groove 20 in the direction of the rotation axis A by a deviation amount D3, the ball 32 is also displaced along with the ball receiving portion 30. If it is displaced at D3, the frictional force F1 acting on the contact point T1 between the ball receiving portion 30 and the ball 32 and the contact point T2 between the cam groove 20 and the ball 32 acting on the tangential component force F2 of the pressing force of the piston 26 acting on the ball. A moment M is generated in the piston 26 that can rotate around the center line L1.

図５（Ｂ）に示すように、ピストン２６は中心線Ｌ１回りのモーメントＭによって、ボール３２の中心点Ｐがカム溝２０の中心線Ｌ２と一致する角度θ２だけ回転する。この状態になると、ボール３２の中心点Ｐと接触点Ｔ１はカム溝２０の中心線Ｌ２上にあるため、ピストン２６を回転させるモーメントは発生しない。従って、ボール３２の中心点Ｐは、カム溝２０の中心線Ｌ２上に安定して位置することで、ボール３２は自動調心される。 As shown in FIG. 5B, the piston 26 rotates by an angle θ2 at which the center point P of the ball 32 coincides with the center line L2 of the cam groove 20 by the moment M around the center line L1. In this state, since the center point P of the ball 32 and the contact point T1 are on the center line L2 of the cam groove 20, a moment for rotating the piston 26 is not generated. Accordingly, the center point P of the ball 32 is stably positioned on the center line L2 of the cam groove 20, so that the ball 32 is automatically aligned.

図５において、ピストン２６の中心線Ｌ１とカム溝２０の中心線Ｌ２とのずれ量Ｄ３は、ピストン２６の中心線Ｌ１とボール受け部３０の中心点点Ｐとの偏心量Ｅより小さいため、回転角度θ２＜９０°となっている。 In FIG. 5, the amount of deviation D3 between the center line L1 of the piston 26 and the center line L2 of the cam groove 20 is smaller than the amount of eccentricity E between the center line L1 of the piston 26 and the center point P of the ball receiving portion 30. The angle θ2 <90 °.

ピストンの中心線Ｌ１とボール受け部の中心点Ｐとの偏心量Ｅは、生産性や製造コストに影響する加工公差や組立公差をどのように設定するかによって異なるが、典型的には、Ｅ≦０．５ｍｍである。 The amount of eccentricity E between the center line L1 of the piston and the center point P of the ball receiving portion varies depending on how processing tolerances and assembly tolerances that affect productivity and manufacturing cost are set, but typically, E ≦ 0.5 mm.

図６は、カム溝とボールが２点接触する状態を示す説明図である。図６（Ａ）においては、カム溝９６の断面は２円弧９６ａと９６ｂからなるゴシックアーチ形状であり、図６（Ｂ）においては、カム溝９８の断面は２平面９８ａと９８ｂからなるＶ字形状となっている。 FIG. 6 is an explanatory diagram showing a state where the cam groove and the ball are in contact at two points. 6A, the cross section of the cam groove 96 has a Gothic arch shape composed of two arcs 96a and 96b. In FIG. 6B, the cross section of the cam groove 98 has a V-shape composed of two planes 98a and 98b. It has a shape.

図４に示すような、１円弧からなるサーキュラーアーク形状のカム溝２０では、ボール３２との接触点Ｔ２が１点であるのに対し、図６（Ａ）のゴシックアーチ形状のカム溝９６や、図６（Ｂ）のＶ字形状のカム溝９８では、ボール３２との接触点Ｔ３が接触角θ３の２点となり、接触面応力が分散される。ボールが２点接触するカム溝の断面形状は、ゴシックアーチ形状やＶ字形状に限らず、楕円形状等の他の形状でも構わない。 In the circular arc-shaped cam groove 20 having one circular arc as shown in FIG. 4, the contact point T2 with the ball 32 is one point, whereas the Gothic arch-shaped cam groove 96 in FIG. In the V-shaped cam groove 98 of FIG. 6B, the contact point T3 with the ball 32 becomes two points of the contact angle θ3, and the contact surface stress is dispersed. The cross-sectional shape of the cam groove where the ball contacts two points is not limited to the Gothic arch shape or the V shape, and may be another shape such as an elliptical shape.

本発明は、その目的と利点を損なわない適宜の変形を含み、更に上記の実施形態に示した数値による限定は受けない。
The present invention includes appropriate modifications that do not impair the object and advantages thereof, and is not limited by the numerical values shown in the above embodiments.

１０：油圧式動力伝達継手
１２：ハウジング
１４、１１０：カムリング
１６、１０２：ロータ
１８：シャフト
２０、１１２：カム溝
２２：メインシャフト
２４、１０４：シリンダ
２６、１０６：ピストン
２８：リターンスプリング
３０、１０８：ボール受け部
３２、１１４：ボール
３４、５４：チェックボール
３６：バルブスプリング
３８：吸入側チェックバルブ
４０：リテーナ
４２：吸入孔
４４：油圧回路ブロック
４６：吸入路
４８：低圧室
５０：ノックピン
５２：吐出孔
５６：吐出側チェックバルブ
５８：吐出路
６０：高圧室
６２：オリフィス
６４：隔壁部
６６、６８：ニードルベアリング
７０：スラストベアリング
７２：内筒部
７４：オイルシール
７６：アキュムレータピストン
７８：アキュムレータ室
８０：連通孔
８２：外筒部
８４、８６：Ｏリング
８８：アキュムレータリテーナ
９０：アキュムレータスプリング
９２：凸部
９４：凹部
９６：カム溝
９８：カム溝
Ａ：回転軸
Ｄ１、Ｄ２、Ｄ３：ピストンの中心線とカム溝の中心線のずれ量
Ｅ：ピストンの中心線とボール受け部の中心点との偏心量
Ｆ１、Ｆ２：力
Ｌ１：ピストンの中心線
Ｌ２：カム溝の中心線
Ｍ：ピストンに作用するモーメント
Ｐ：ボールの中心点
Ｔ１：ボールとボール受け部の接触点
Ｔ２：ボールとカム溝の接触点
Ｗ：カム溝の幅
θ１、θ２：ピストンの回転角度
θ３：カム溝とボールの接触角 10: Hydraulic power transmission joint 12: Housing 14, 110: Cam ring 16, 102: Rotor 18: Shaft 20, 112: Cam groove 22: Main shaft 24, 104: Cylinder 26, 106: Piston 28: Return springs 30, 108 : Ball receiving portion 32, 114: Ball 34, 54: Check ball 36: Valve spring 38: Suction side check valve 40: Retainer 42: Suction hole 44: Hydraulic circuit block 46: Suction path 48: Low pressure chamber 50: Knock pin 52: Discharge hole 56: Discharge side check valve 58: Discharge path 60: High pressure chamber 62: Orifice 64: Partition wall 66, 68: Needle bearing 70: Thrust bearing 72: Inner cylinder 74: Oil seal 76: Accumulator piston 78: Accumulator chamber 80: Communication hole 82: Outer cylinder part 84 86: O-ring 88: Accumulator retainer 90: Accumulator spring 92: Convex part 94: Concave part 96: Cam groove 98: Cam groove A: Rotating shaft D1, D2, D3: Deviation amount between the piston center line and the cam groove center line E: Eccentric amounts F1, F2 between the center line of the piston and the center point of the ball receiving portion: Force L1: Center line of the piston L2: Center line of the cam groove M: Moment acting on the piston P: Center point of the ball T1: Contact point T2 between ball and ball receiving portion: Contact point between ball and cam groove W: Cam groove width θ1, θ2: Piston rotation angle θ3: Cam groove and ball contact angle

Claims

相対回転可能な入出力軸間に設けられ、前記一方の軸に連結されるとともに、内側面にカム溝を形成したカムリングと一体で回転するハウジングと、
前記ハウジング内に回転自在に収納され、前記他方の軸に連結されるとともに、複数のシリンダを軸方向に形成したロータと、
前記複数のシリンダの各々にリターンスプリングの押圧を受けて往復移動自在に収納されるとともに、前記両軸の相対回転時に前記カムリングによって駆動される複数のピストンと、
前記ピストンの頭部に形成したボール受け部と、
前記カム溝と前記ボール受け部との間に設けたボールと、
を備え、前記両軸の回転速度差に応じたトルクを伝達する油圧式動力伝達継手に於いて、
前記ピストンは、円筒形状の中心線回りに回転可能であるとともに、前記ボール受け部の凹球面の中心点が前記ピストンの中心線に対して偏心していることを特徴とする油圧式動力伝達継手。
A housing that is provided between a relatively rotatable input / output shaft, is connected to the one shaft, and rotates integrally with a cam ring having an inner surface formed with a cam groove;
A rotor housed rotatably in the housing, connected to the other shaft, and having a plurality of cylinders formed in the axial direction;
Each of the plurality of cylinders receives a press of a return spring and is housed in a freely reciprocating manner, and a plurality of pistons driven by the cam ring during relative rotation of the two shafts;
A ball receiver formed on the head of the piston;
A ball provided between the cam groove and the ball receiving portion;
In a hydraulic power transmission joint that transmits torque according to a difference in rotational speed between the two shafts,
The hydraulic power transmission joint, wherein the piston is rotatable about a cylindrical center line, and a center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion is eccentric with respect to the center line of the piston.

請求項１記載の油圧式動力伝達継手に於いて、前記ピストンは、前記ボール受け部の凹球面の中心点と前記ピストンの中心線との偏心量が、前記カム溝の中心線と前記ピストンの中心線との最大心ずれ量と同じかより大きいことを特徴とする油圧式動力伝達継手。
2. The hydraulic power transmission joint according to claim 1, wherein the piston has an eccentric amount between the center point of the concave spherical surface of the ball receiving portion and the center line of the piston, and the center line of the cam groove and the piston are A hydraulic power transmission joint characterized by being equal to or greater than the maximum misalignment with the center line.

請求項１記載の油圧式動力伝達継手に於いて、前記カムリングは、前記カム溝が前記ボールと２点接触することを特徴とする油圧式動力伝達継手。 2. The hydraulic power transmission joint according to claim 1, wherein the cam ring has the cam groove in contact with the ball at two points.