JP5443235B2 - Hydraulic power transmission coupling - Google Patents
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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.
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
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
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
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
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
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
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
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.
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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。
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
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-
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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
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 (3)
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.
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.
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