JPH0623782Y2 - Rotation sensitive joint - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本考案は、四輪駆動車等の駆動力配分装置として用いら
れる回転差感応型継手に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Industrial application field) The present invention relates to a rotation difference sensitive joint used as a driving force distribution device for a four-wheel drive vehicle or the like.

（従来の技術） 従来、特開昭６０−２２７０２２号公報に記載のベーン
ポンプタイプの継手（従来例１）、特許第８７２０３号
明細書及び図面に記載の内接プランジャポンプタイプの
継手（従来例２）、特公昭５４−４１３４号公報に記載
の外接プランジャポンプタイプの継手（従来例３）が知
られている。(Prior Art) Conventionally, a vane pump type joint described in JP-A-60-227022 (conventional example 1) and an inscribed plunger pump type joint described in Japanese Patent No. 87203 and drawings (conventional example 2). ), And a circumscribed plunger pump type joint (conventional example 3) described in Japanese Examined Patent Publication No. 54-4134.

（考案が解決しようとする問題点） しかしながら、上記従来例はそれぞれ下記に述べる問題
点を有する。(Problems to be Solved by the Invention) However, each of the above conventional examples has the following problems.

従来例１は、いわゆるベーンポンプタイプの継手であ
り、ハウジングに相当する装置本体１３の外部にオイル
溜３０を設けると共に全ての油路を本体１３及びその外
部に配置した構成であるため、コンパクトで遠心油圧の
影響を抑えた安定した性能による高トルク伝達機能を達
成することができない。The conventional example 1 is a so-called vane pump type joint, which is compact and centrifugal because it has a structure in which an oil reservoir 30 is provided outside the device main body 13 corresponding to the housing and all oil passages are arranged in the main body 13 and outside thereof. It is not possible to achieve a high torque transmission function with stable performance that suppresses the influence of hydraulic pressure.

つまり、油路を流通する油は遠心油圧の影響を受ける
し、アキュムレータ室に相当するオイル溜３０が装置本
体１３の外部に設けられていることで構造的に大型化し
複雑なものとなる。In other words, the oil flowing through the oil passage is affected by the centrifugal oil pressure, and the oil reservoir 30 corresponding to the accumulator chamber is provided outside the apparatus main body 13, which makes the structure structurally large and complicated.

従来例２は、いわゆる内接プランジャポンプタイプの
継手であり、ローターの軸心位置に軸を設け、その外周
位置に油室を設けているが、駆動系の破壊強度より小さ
な圧力でシリンダー室の吐出油をリリーフするリリーフ
手段を設けていないため、安定したトルク伝達性能を発
揮できないと共に、駆動系の設計強度を低下させるトル
クリミッター機能を達成することができない。The conventional example 2 is a so-called inscribed plunger pump type joint, in which the shaft is provided at the axial center position of the rotor and the oil chamber is provided at the outer peripheral position thereof, but the pressure of the cylinder chamber is smaller than the breaking strength of the drive system. Since the relief means for relieving the discharged oil is not provided, stable torque transmission performance cannot be exhibited, and the torque limiter function that reduces the design strength of the drive system cannot be achieved.

つまり、従来例２は内接プランジャポンプタイプの継手
で高トルク伝達可能であるが、アキュムレータ室を設け
ていないため、安定したトルク伝達を行なえず、さら
に、リリーフ手段を設けていないことから高相対回転時
には高伝達トルクに耐え得る破壊強度の駆動系に設計す
る必要がある。That is, in Conventional Example 2, a high torque can be transmitted by an inscribed plunger pump type joint, but stable accumulator chamber cannot be provided and stable torque transmission cannot be performed. Further, since relief means is not provided, a high relative torque can be obtained. It is necessary to design a drive system with a breaking strength that can withstand high transmission torque during rotation.

従来例３は、ローターの外周にカム面を設け、ハウジ
ングにピストンを設けた、いわゆる外接プランジャポン
プタイプの継手であり、シリンダー室，オリフィス，ア
キュムレータ室及びこれらの連通油路をハウジング側に
設けた構成としているため、コンパクトで安定した性能
による高トルク伝達機能を達成できない。The conventional example 3 is a so-called external plunger pump type joint in which a cam surface is provided on the outer circumference of the rotor and a piston is provided on the housing, and a cylinder chamber, an orifice, an accumulator chamber, and a communication oil passage for these are provided on the housing side. Since it is configured, it cannot achieve a high torque transmission function due to its compact and stable performance.

つまり、従来例３では軸心からピストン圧接位置までの
距離を十分に確保できず、伝達トルクを大きくできな
い。高速走行時にはカム体が遠心力でカム面から離れ伝
達トルクが低下する。また、シリンダー室や油路がハウ
ジング側に設けられていることで遠心油圧の影響が大で
ある。さらに、アキュムレータ室を別に設けているた
め、装置が大型化していた。That is, in Conventional Example 3, it is not possible to secure a sufficient distance from the shaft center to the piston pressure contact position, and the transmission torque cannot be increased. When traveling at high speed, the cam body is separated from the cam surface by centrifugal force and the transmission torque is reduced. In addition, the influence of centrifugal oil pressure is great because the cylinder chamber and the oil passage are provided on the housing side. Further, since the accumulator chamber is separately provided, the device becomes large.

（問題点を解決するための手段） 本考案は、上述のような問題点を解決することを目的と
し、この目的達成のために本考案では、第１の回転軸
と、第１の回転軸と同軸上に配置された第２の回転軸
と、前記第１の回転軸と第２の回転軸のそれぞれに連結
されたハウジング及びローターと、前記ハウジングの内
面に形成されたカム面と、前記ローターに放射状に形成
されるシリンダー穴に設けられ、その頭部が前記カム面
に接触するドライビングピストンと、前記ドライビング
ピストンとシリンダー穴との間に形成されたシリンダー
室と、前記ローターの端面と、前記ローターの回転軸方
向に移動自在なアキュムレータピストンとで形成したア
キュムレータ室と、該アキュムレータピストンを前記ロ
ーター側に付勢する付勢手段と、前記シリンダー室から
前記アキュムレータ室への吐出口に連通する油路に設け
られたオリフィスと、前記シリンダー室と前記アキュム
レータ室とを連通する油路に設けられ、前記シリンダー
室内の圧力が所定圧以上になるとシリンダー室からアキ
ュムレータ室へ吐出油をリリーフするリリーフ手段とを
備えている。(Means for Solving Problems) The present invention aims to solve the above problems, and in order to achieve this object, the present invention provides a first rotating shaft and a first rotating shaft. A second rotation shaft arranged coaxially with the housing, a housing and a rotor connected to each of the first rotation shaft and the second rotation shaft, a cam surface formed on an inner surface of the housing, and Provided in a cylinder hole radially formed in the rotor, a driving piston whose head contacts the cam surface, a cylinder chamber formed between the driving piston and the cylinder hole, and an end surface of the rotor, An accumulator chamber formed by an accumulator piston that is movable in the rotation axis direction of the rotor, a biasing means that biases the accumulator piston toward the rotor, and the cylinder. An orifice provided in an oil passage communicating with the discharge port from the der chamber to the accumulator chamber, and an oil passage communicating with the cylinder chamber and the accumulator chamber, and when the pressure in the cylinder chamber becomes a predetermined pressure or more. Relief means for relieving discharge oil from the cylinder chamber to the accumulator chamber.

（作用） 従って、本考案の回転差感応型継手では、上述のような
手段としたため、第１の回転軸と第２の回転軸との間に
相対回転が生じると、この相対回転によりローターに設
けられたドライビングピストンがハウジングの内面に形
成されたカム面に摺接しながら径方向に往復動し、シリ
ンダー穴及びピストン底面にて形成されシリンダー室の
体積がピストンの往復動に伴い変化する。(Operation) Therefore, in the rotation difference sensitive joint of the present invention, since the means as described above is adopted, when relative rotation occurs between the first rotating shaft and the second rotating shaft, this relative rotation causes the rotor to rotate. The provided driving piston reciprocates in the radial direction while slidingly contacting the cam surface formed on the inner surface of the housing, and the volume of the cylinder chamber formed by the cylinder hole and the piston bottom surface changes as the piston reciprocates.

この体積変化のうちシリンダー室の体積が縮小するシリ
ンダー室では、排出される室内の油がオリフィスにより
流動抵抗を受けて油圧が上昇し、この油圧とピストン受
圧面積とを掛け合わせた押し付け力がピストンとカム面
との摺接部に作用し、両回転軸の一方の軸から他方の軸
へとトルクが伝達される。In the cylinder chamber where the volume of the cylinder chamber is reduced due to this volume change, the oil in the discharged chamber receives flow resistance due to the orifice and the hydraulic pressure rises, and the pressing force obtained by multiplying this hydraulic pressure and the piston pressure receiving area is the piston. Acting on a sliding contact portion between the rotary shaft and the cam surface, and torque is transmitted from one shaft of both rotary shafts to the other shaft.

このトルク伝達において、ハウジングの内面にカム面を
設け、ローターにピストンを設けた、いわゆる内接プラ
ンジャポンプタイプの継手構成としていることで、外接
プランジャポンプタイプの継手と比べた場合、装置を大
型化することなく、軸心からピストン圧接位置までの距
離を十分確保でき、伝達トルクを大きくすることができ
るし、高速走行時などではピストンに作用する遠心力が
ピストンをカム面に圧接する力として加わることで、高
回転時にこの遠心力作用分だけ伝達トルクを高めること
ができる。In this torque transmission, a cam surface is provided on the inner surface of the housing, and a piston is provided on the rotor, so that the so-called inward plunger pump type joint configuration is adopted, which makes the device larger when compared to the external plunger pump type joint. The distance from the shaft center to the piston pressure contact position can be sufficiently secured, the transmission torque can be increased, and the centrifugal force acting on the piston is applied as the force to press the piston against the cam surface when traveling at high speed. As a result, the transmission torque can be increased by the amount of the centrifugal force acting at the time of high rotation.

さらに、ローターの端面と、ローターの回転軸方向に移
動自在なアキュムレータピストンとでアキュムレータ室
を形成し、該アキュムレータピストンをローター側に付
勢する付勢手段を設けた構成となっているので、アキュ
ムレータ室の一部がローター端面で形成され、装置の大
型化を防止することができる。また、ローターの回転に
よりアキュムレータピストンに対し遠心力が作用しても
この力がアキュムレータピストンを軸方向にストローク
させる力とはならないため、アキュムレータ圧の変動が
防止される。また、シリンダー室からアキュムレータ室
に至る油路がローター内の軸心近傍に形成され、遠心油
圧の影響を低減できる。このアキュムレータ圧の変動防
止と遠心油圧の影響低減により、回転変動にかかわらず
安定した伝達トルク性能を得ることができる。Further, since the accumulator chamber is formed by the end surface of the rotor and the accumulator piston that is movable in the rotation axis direction of the rotor, and the urging means that urges the accumulator piston toward the rotor is provided, the accumulator is provided. A part of the chamber is formed by the end face of the rotor, and it is possible to prevent the device from becoming large. Further, even if a centrifugal force acts on the accumulator piston due to the rotation of the rotor, this force does not act as a force that causes the accumulator piston to stroke in the axial direction, so fluctuations in the accumulator pressure are prevented. Further, the oil passage extending from the cylinder chamber to the accumulator chamber is formed in the vicinity of the shaft center in the rotor, and the influence of centrifugal hydraulic pressure can be reduced. By preventing the fluctuation of the accumulator pressure and reducing the influence of the centrifugal oil pressure, it is possible to obtain stable transmission torque performance regardless of the rotation fluctuation.

また、上記のように高トルクが伝達可能であるがゆえ
に、伝達トルクの上限を規制しない場合には、駆動系の
破壊強度を高くしておく必要があるが、シリンダー室内
の圧力が所定圧以上になるとシリンダー室からアキュム
レータ室へ吐出油をリリーフするリリーフ手段を設けて
いることで、駆動系の設計強度を低下させつつも、その
駆動系に大トルクが入力することを防止するトルクリミ
ッター機能が発揮される。Further, since high torque can be transmitted as described above, if the upper limit of the transmission torque is not regulated, it is necessary to increase the breaking strength of the drive system. In this case, by providing a relief mechanism that relieves the discharge oil from the cylinder chamber to the accumulator chamber, a torque limiter function that prevents a large torque from being input to the drive system while reducing the design strength of the drive system is provided. To be demonstrated.

さらに、アキュムレータ圧は、上述したごとく、ロータ
ーの回転変動の影響を受けないので、リリーフ圧もロー
ターの回転変動の影響を受けず安定したトルクリミッタ
ー機能が発揮される。Further, as described above, the accumulator pressure is not affected by the rotation fluctuation of the rotor, so that the relief pressure is also not affected by the rotation fluctuation of the rotor and a stable torque limiter function is exerted.

ここで、エンジン駆動系にトルクリミッターが必要な理
由を述べると、乗用車４ＷＤ（オンロード４ＷＤ）では
オフロード４ＷＤ並のスタック脱出性（前輪又は後輪が
低μ路等で空転状態となった時に障害物をクリアする機
能）は要求されない。つまり、その種の障害物は地上高
の低い乗用車では底突きするからである。Here, the reason why the torque limiter is required for the engine drive system is as follows: In the passenger car 4WD (on-road 4WD), the stack escapeability is similar to that of the off-road 4WD (when the front wheel or the rear wheel becomes idling on a low μ road etc. The function of clearing obstacles) is not required. In other words, such an obstacle will bottom out in a passenger car with a low ground clearance.

従って、乗用４ＷＤでは前輪及び後輪側の駆動系部品の
強度は２ＷＤで走った時でもエンジントルクの１００％
をクリアする強度は不要であり、且つステア特性等の操
安性向上が期待される乗用４ＷＤ（後輪駆動ベースの場
合）では駆動力配分がＲＲ＞ＦＲの関係で、前輪側は若
干の駆動力を与えるだけでよい。Therefore, in the passenger 4WD, the strength of the drive system components on the front and rear wheels is 100% of the engine torque even when running at 2WD.
Is not necessary, and in the case of a passenger 4WD (rear wheel drive base), which is expected to improve steerability such as steering characteristics, the driving force distribution is RR> FR, and the front wheel side is slightly driven. All you have to do is give it power.

すなわち、前輪側はトルク容量の小さい（コスト，重
量，スペースの点で有利）駆動系部品で済ませる事がで
きる。That is, it is possible to use drive system components having a small torque capacity on the front wheel side (advantageous in terms of cost, weight, and space).

この様に、サブ的に駆動力を伝達する駆動系の部品強度
を下げた場合には、トルク伝達系の途中にトルクリミッ
ターが必要になる。In this way, when the strength of the components of the drive system that subordinately transmits the driving force is reduced, a torque limiter is required in the middle of the torque transmission system.

（実施例） 以下、本考案の実施例を図面により詳述する。尚、この
実施例を述べるにあたって、四輪駆動車のエンジン駆動
力伝達系に設けられる回転差感応型継手を例にとる。Embodiment An embodiment of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. In describing this embodiment, a rotation difference sensitive joint provided in an engine drive force transmission system of a four-wheel drive vehicle will be taken as an example.

まず、第１実施例の構成を第１図〜第３図に示す図面に
基づいて説明する。First, the configuration of the first embodiment will be described with reference to the drawings shown in FIGS.

第１実施例の回転差感応型継手Ａ１は、第３図に示すよ
うに、後輪駆動をベースにした四輪駆動車の前輪駆動系
の途中に、センターディファレンシャルと、前輪への駆
動力配分制御装置を兼用する継手として設けられてい
る。As shown in FIG. 3, the rotation-sensitive joint A1 of the first embodiment has a center differential and a drive force distribution to the front wheels in the middle of the front wheel drive system of a four-wheel drive vehicle based on rear wheel drive. It is provided as a joint that also serves as a control device.

第１実施例継手Ａ１が適用される四輪駆動車の駆動系
は、後輪駆動系として、車両後部に積載されたエンジン
１、トランスミッション（クラッチを含む）２、リヤデ
ィファレンシャル３、リヤドライブシャフト４，５、リ
ヤドライブシャフトジョイント６…、後輪７，８を備え
ていて、前輪駆動系として、トランスファギヤトレーン
９、リヤプロペラシャフト１０、センタプロペラシャフ
ト（第１の回転軸）１１、回転差感応型継手（油吐出手
段）Ａ１、フロントプロペラシャフト（第２の回転軸）
１２、プロペラシャフトジョイント１３…、センターベ
アリング１４、フロントディファレンシャル１５、フロ
ントドライブシャフト１６，１７、フロントドライブシ
ャフトジョイント１８…、前輪１９，２０を備えてい
る。The drive system of a four-wheel drive vehicle to which the joint A1 of the first embodiment is applied is, as a rear-wheel drive system, an engine 1, a transmission (including a clutch) 2, a rear differential 3, and a rear drive shaft 4 mounted on the rear portion of the vehicle. , 5, rear drive shaft joints 6, ..., Rear wheels 7, 8 as a front wheel drive system, including a transfer gear train 9, a rear propeller shaft 10, a center propeller shaft (first rotating shaft) 11, and a rotation difference sensing. Mold joint (oil discharge means) A1, front propeller shaft (second rotating shaft)
12, a propeller shaft joint 13, ..., A center bearing 14, a front differential 15, front drive shafts 16, 17, front drive shaft joints 18, ..., Front wheels 19, 20.

前記リヤディファレンシャル３は、トランスミッション
２の最終段ギヤ２１と、前記リヤドライブシャフト４，
５との間に介装された後輪７，８の差動装置である。The rear differential 3 includes the final gear 21 of the transmission 2, the rear drive shaft 4,
5 is a differential device of the rear wheels 7 and 8 interposed between the rear wheels 7 and 8.

前記トランスファギヤトレーン９は、前記リヤディファ
レンシャル３のデフケース２２からエンジン駆動力を前
輪１９，２０側へ取り出す駆動力分割装置で、このトラ
ンスファギヤトレーン９と前記リヤディファレンシャル
３と共にトランスアクスルケース２３に納められてい
る。The transfer gear train 9 is a drive force dividing device for extracting the engine drive force from the differential case 22 of the rear differential 3 to the front wheels 19, 20 side, and is housed in the transaxle case 23 together with the transfer gear train 9 and the rear differential 3. ing.

前記フロントディファレンシャル１５は、前記フロント
プロペラシャフト１２と、フロントドライブシャフト１
６，１７との間に介装された前輪１９，２０の差動装置
である。The front differential 15 includes the front propeller shaft 12 and the front drive shaft 1.
It is a differential device of the front wheels 19 and 20 interposed between 6 and 17.

第１実施例の回転差感応型継手Ａ１の構成を説明する。The configuration of the rotation difference sensitive joint A1 of the first embodiment will be described.

第１実施例継手Ａ１は、第１図及び第２図に示すよう
に、ピストン式の油吐出手段によるもので、ドライブハ
ウジング３０、ローター４０、ドライビングピストン５
０、シリンダー室６０、バランス油路７０、レギュレー
ター油路８０、リリーフ油路９０、アキュムレータ室１
００を主要な構成としている。As shown in FIG. 1 and FIG. 2, the joint A1 of the first embodiment is of a piston type oil discharge means, and includes a drive housing 30, a rotor 40, and a driving piston 5.
0, cylinder chamber 60, balance oil passage 70, regulator oil passage 80, relief oil passage 90, accumulator chamber 1
00 is the main configuration.

前記ドライブハウジング３０は、第１の回転軸であるセ
ンタプロペラシャフト１１に対し、ボルト止め等により
一体に設けられる部材で、その内周部には略正方形によ
るカム面３１が形成されている。The drive housing 30 is a member integrally provided with the center propeller shaft 11, which is the first rotating shaft, by bolting or the like, and has a substantially square cam surface 31 formed on the inner peripheral portion thereof.

前記ローター４０は、前記ドライブハウジング３０のカ
ム面３１内に挿入状態で配置され、第２の回転軸である
リヤプロペラシャフト１２がボルト止め等によって一体
に設けられると共に、前記ドライブハウジング３０に対
しビス止めされたストッパプレート４１によって相対回
転を許容しながら軸方向に固定状態で設けられている。The rotor 40 is disposed in the cam surface 31 of the drive housing 30 in an inserted state, the rear propeller shaft 12 as a second rotating shaft is integrally provided by bolting or the like, and is screwed to the drive housing 30. It is provided in a fixed state in the axial direction while allowing relative rotation by the stopped stopper plate 41.

尚、このローター４０には、前記カム面３１に対向する
位置で放射半径方向に等間隔で６個所にシリンダー穴４
２…が形成されている。In this rotor 40, the cylinder holes 4 are provided at six positions at equal intervals in the radial direction at positions facing the cam surface 31.
2 ... is formed.

前記ドライビングピストン５０は、前記シリンダー穴４
２に対しシールリング５１により油密状態で設けられた
カム部材で、周方向に６０度ズレた位置でカム面３１に
周接し、カム面３１との周接面は滑らかな接触移動を確
保する為に球面５０ａに形成され、前記ドライブハウジ
ング３０とローター４０との相対回転時に往復動する。The driving piston 50 has the cylinder hole 4
On the other hand, the cam member provided in the oil-tight state by the seal ring 51 with respect to 2 makes circumferential contact with the cam surface 31 at a position displaced by 60 degrees in the circumferential direction, and the circumferential contact surface with the cam surface 31 ensures smooth contact movement. Therefore, it is formed on the spherical surface 50a and reciprocates when the drive housing 30 and the rotor 40 rotate relative to each other.

尚、前記球面５０ａの曲率半径は、カム面３１より小さ
いが、シリンダー穴４２の径に合うドライビングボール
よりも大きく設定されていて、ヘルツの接触応力が高
く、高容量（高トルク）に耐えられるようにしている。The radius of curvature of the spherical surface 50a is smaller than that of the cam surface 31, but is set larger than that of the driving ball that matches the diameter of the cylinder hole 42, the contact stress of Hertz is high, and high capacity (high torque) can be endured. I am trying.

前記シリンダー室６０は、前記シリンダー穴４２と前記
ドライビングピストン５０との間に形成された室で、ド
ライビングピストン５０の往復動に伴なって体積変化す
る。The cylinder chamber 60 is a chamber formed between the cylinder hole 42 and the driving piston 50, and its volume changes as the driving piston 50 reciprocates.

前記バランス油路７０は、前記ローター４０に形成さ
れ、前記ドライビングピストン５０の往復動行程で同位
相の対向するシリンダー室６０，６０を連結する油路
で、各バランス油路７０，７０，７０からローター軸方
向（アキシャル方向）に分岐し、且つ前記アキュムレー
タ室１００に導かれる軸方向油路７１には、オリフィス
７２が設けられている。The balance oil passage 70 is an oil passage formed in the rotor 40 and connecting the cylinder chambers 60, 60 facing each other in the same phase in the reciprocating stroke of the driving piston 50. The balance oil passages 70, 70, 70 An orifice 72 is provided in an axial oil passage 71 that branches in the rotor axial direction (axial direction) and is guided to the accumulator chamber 100.

前記レギュレータ油路８０は、一つ置きに配置されるシ
リンダー室６０，６０，６０と前記アキュムレーター室
１００とを連通する油路で、ローター径方向（ラジアル
方向）の放射油路８１と、ローター軸方向の軸心油路８
２とによって構成され、前記放射油路８１には、アキュ
ムレーター室１００からシリンダー室６０への作動油流
通のみを許すボール弁構造のワンウエイバルブ８３が設
けられている。The regulator oil passage 80 is an oil passage that communicates between the cylinder chambers 60, 60, 60 that are arranged at alternate intervals and the accumulator chamber 100. The regulator oil passage 80 is a radial oil passage 81 in the radial direction of the rotor and a rotor. Axial axial oil passage 8
The one-way valve 83 having a ball valve structure which allows only the flow of the hydraulic oil from the accumulator chamber 100 to the cylinder chamber 60 is provided in the radiant oil passage 81.

尚、前記ワンウェイバルブ８３は、バルブボール８３ａ
と、バルブスプイリング８３ｂと、バルブリテーナ８３
ｃとによって構成されている。The one-way valve 83 has a valve ball 83a.
, Valve spoiler 83b, and valve retainer 83
and c.

前記リリーフ油路９０は、一つ置きに配置されるシリン
ダー室６０，６０，６０（レギュレータ油路８０が設け
られていない側）と前記アキュムレーター室１００とを
連通する油路で、ローター径方向（ラジアル方向）の径
方向油路９１と、ローター軸方向の軸方向油路９２とに
よって構成され、前記軸方向油路９２には、ボール弁構
造のリリーフバルブ（リリーフ手段）９３が設けられて
いる。The relief oil passage 90 is an oil passage that communicates between the cylinder chambers 60, 60, 60 (on the side where the regulator oil passage 80 is not provided) and the accumulator chamber 100 that are arranged every other one, and the relief oil passage 90 is in the rotor radial direction. It is composed of a radial oil passage 91 (in the radial direction) and an axial oil passage 92 in the axial direction of the rotor. The axial oil passage 92 is provided with a relief valve (relief means) 93 having a ball valve structure. There is.

尚、前記リリーフバルブ９３は、バルブボール９３ａ
と、バルブスプリング９３ｂと、バルブリテーナ９３ｃ
とによって構成されている。The relief valve 93 has a valve ball 93a.
, Valve spring 93b, valve retainer 93c
It is composed of and.

前記アキュムレータ室１００は、作動油の一時的貯留及
び放出により油量の増減吸収を行なう室で、ローター４
０に往復動可能に油密状態で設けられたアキュムレータ
ピストン１０１と、該ピストン１０１とスプリングリテ
ーナ１０２との間に介装されたコイルスプリング（付勢
手段１０３と、によって構成されている。The accumulator chamber 100 is a chamber for temporarily increasing and decreasing the amount of hydraulic oil by temporarily storing and discharging the hydraulic oil.
It is composed of an accumulator piston 101 that is reciprocally movable to zero in an oil-tight state, and a coil spring (biasing means 103) interposed between the piston 101 and the spring retainer 102.

尚、前記アキュムレータピストン１０１には、その中央
部（中心軸上）にエアー及び油抜き用のシールプラグ１
０４が設けられていて、このシールプラグ１０４によっ
て回転アンバランスを防止しながらエアーや油抜き作業
を短時間で効果的に出来るようにしている。In addition, the accumulator piston 101 has a seal plug 1 for removing air and oil in the central portion (on the central axis) thereof.
No. 04 is provided, and this seal plug 104 prevents rotational unbalance and enables effective work of removing air and oil in a short time.

次に、第１実施例の作用を説明する。Next, the operation of the first embodiment will be described.

（イ）回転速度差ΔＮの発生がない時 乾燥アスファルト路等を低・中速で直線走行する場合等
であって、前後輪に回転速度差ΔＮが発生しない時は、
ドライブハウジング３０とローター４０とに相対回転が
なく、ドライビングピストン５０が径方向に往復動しな
い為、回転差感応型継手Ａ１による前輪１９，２０側へ
の伝達トルクΔＴの発生がなく、エンジン駆動力は後輪
７，８のみに伝達される後輪駆動状態となる。(A) When the rotational speed difference ΔN does not occur When driving on a dry asphalt road or the like at a low or medium speed in a straight line, and when the rotational speed difference ΔN does not occur between the front and rear wheels,
Since there is no relative rotation between the drive housing 30 and the rotor 40, and the driving piston 50 does not reciprocate in the radial direction, there is no generation of the transmission torque ΔT to the front wheels 19 and 20 by the rotation difference sensitive joint A1, and the engine driving force is not generated. Is in a rear wheel drive state in which only the rear wheels 7 and 8 are transmitted.

しかしながら、前後輪に回転速度差ΔＮが発生しない時
であっても、高速道路を高速直進走行する場合には、前
輪１９，２０の回転に伴なって高速回転するローター４
０に設けられているドライビングピストン５０には遠心
力Ｆｃが作用し、この遠心力Ｆｃによってドライビング
ピストン５０がカム面３１に押し付けられることにな
り、この遠心力Ｆｃにより、第４図に示すように、伝達
トルクΔＴｃｏが発生することになる。尚、遠心力Ｆｃ
は、 であり、回転速度ｖ、すなわち車速Ｖの２乗に比例して
発生する。However, even when the rotational speed difference ΔN does not occur between the front and rear wheels, the rotor 4 that rotates at high speed along with the rotation of the front wheels 19 and 20 when traveling straight on a highway at a high speed.
The centrifugal force Fc acts on the driving piston 50 provided at 0, and the driving piston 50 is pressed against the cam surface 31 by the centrifugal force Fc. As shown in FIG. , The transmission torque ΔTco is generated. The centrifugal force Fc
Is And is generated in proportion to the rotation speed v, that is, the square of the vehicle speed V.

従って、高速道路等での高速直進走行時には、前輪１
９，２０側への伝達トルクΔＴｃｏが発生して４輪駆動
状態となり、高速直進安定性を高めることができる。Therefore, when traveling straight ahead at high speed on highways, the front wheels 1
The transmission torque ΔTco to the 9 and 20 sides is generated, the four-wheel drive state is set, and high-speed straight traveling stability can be improved.

（ロ）回転速度差ΔＮの発生時 アクセルペダルを急踏みしての発進時や加速時、あるい
は雨路や雪路や泥ねい地等での走行時であって、駆動輪
である後輪７，８がスリップし、前後輪に回転速度差Δ
Ｎを生じた場合には、ドライブハウジング３０とロータ
ー４０とに相対回転が発生し、この相対回転によりカム
面３１に周接するドライビングピストン５０は径方向に
往復動し、この往復動のうち回転軸中心に向かうことで
シリンダー室６０の容積を縮小させようとする時には、
オリフィス７２による流動抵抗でシリンダー室６０内の
圧力が高まり、この発生油圧とピストン５０の受圧面積
とを掛け合せた油圧力がドライビングピストン５０をカ
ム面３１に押し付ける力となり、この押し付け力によっ
て前輪１９，２０側への伝達トルクΔＴが発生する。(B) When a rotational speed difference ΔN occurs When the accelerator pedal is suddenly pressed to start or accelerate, or when traveling on a rainy road, a snowy road, a muddy ground, or the like, the rear wheel 7 serving as a drive wheel. , 8 slip and the difference in rotational speed between the front and rear wheels Δ
When N is generated, relative rotation occurs between the drive housing 30 and the rotor 40, and the driving piston 50 circumferentially in contact with the cam surface 31 reciprocates in the radial direction due to this relative rotation. When trying to reduce the volume of the cylinder chamber 60 by going to the center,
The pressure in the cylinder chamber 60 increases due to the flow resistance due to the orifice 72, and the hydraulic pressure obtained by multiplying the generated hydraulic pressure and the pressure receiving area of the piston 50 becomes the force for pressing the driving piston 50 against the cam surface 31, and the pressing force causes the front wheel 19, A transmission torque ΔT to the 20 side is generated.

尚、前輪１９，２０側への伝達トルクΔＴは、回転速度
差ΔＮが大きければ大きい程、オリフィス６２の前後圧
力差も大きくなることから、第４図の実線に示すよう
に、２次関数曲線であらわされる伝達トルク特性を示
し、車速Ｖが高い程、遠心力による伝達トルクΔＴｃが
付加された特性を示す。The transmission torque ΔT to the front wheels 19, 20 has a quadratic function curve as shown by the solid line in FIG. 4 because the pressure difference across the orifice 62 increases as the rotational speed difference ΔN increases. The transmission torque characteristic represented by the above is shown, and the higher the vehicle speed V, the more the transmission torque ΔTc due to the centrifugal force is added.

尚、前記リリーフ油路９０には、回転差感応型継手Ａ１
及び該継手Ａ１を介して前輪１９，２０に駆動力を伝え
る駆動伝達系の破壊強度より小さな圧力で吐出油をリリ
ーフするリリーフバルブ９３を設けた為、最大駆動トル
クΔＴｃｍａｘまでのトルクが前輪１９，２０へ入力さ
れる。The relief oil passage 90 is provided with a rotation difference sensitive joint A1.
Further, since the relief valve 93 that relieves the discharged oil at a pressure smaller than the breaking strength of the drive transmission system that transmits the driving force to the front wheels 19 and 20 via the joint A1, is provided, the torque up to the maximum drive torque ΔTcmax can be obtained. It is input to 20.

従って、後輪７，８がスリップした場合には、後輪７，
８のスリップ度合に応じて、自動的に後輪駆動状態から
４輪駆動状態へと駆動力配分が制御されることになり、
発進性や加速性の向上、雨路や雪路での走破性向上、及
び泥ねい地での脱出性向上を図ることができる。Therefore, when the rear wheels 7, 8 slip, the rear wheels 7, 8
According to the slip degree of 8, the driving force distribution is automatically controlled from the rear wheel drive state to the four wheel drive state,
It is possible to improve startability and acceleration, improve running performance on rainy roads and snowy roads, and improve escapement on muddy ground.

また、低速での小旋回時にも前後輪の旋回走行軌跡の差
で、前後輪にわずかの回転速度差ΔＮが生じるが、この
時には前輪１９，２０側への伝達トルクΔＴが小さな状
態である為、前後輪の回転速度差ΔＮは回転差感応型継
手Ａ１で吸収され（センタディファレンシャル機能）、
タイトコーナブレーキ現象の発生が防止される。Further, even during a small turn at a low speed, a slight rotational speed difference ΔN occurs between the front and rear wheels due to the difference in the turning travel loci of the front and rear wheels, but at this time, the transmission torque ΔT to the front wheels 19, 20 is small. , The rotation speed difference ΔN between the front and rear wheels is absorbed by the rotation difference sensitive joint A1 (center differential function),
The occurrence of the tight corner braking phenomenon is prevented.

また、高速旋回時においては、前後輪に大きな回転速度
差ΔＮが生じ、前輪１９，２０側への伝達トルクΔＴが
高い４輪駆動状態となる為、駆動力とコーナリングフォ
ースとの関係から限界旋回性能（コーナリング時の限界
速度）が高まる。Further, during high-speed turning, a large rotational speed difference ΔN is generated between the front and rear wheels, and the transmission torque ΔT to the front wheels 19 and 20 is high. Performance (limit speed during cornering) is improved.

以上説明してきたように、第１実施例の回転差感応型継
手Ａ１にあっては、以下に述べるような効果が得られ
る。As described above, in the rotation difference sensitive joint A1 of the first embodiment, the following effects can be obtained.

カム面３１に対し径方向内側からドライビングピスト
ン５０が接触するように配置されている為、ローター４
０が高回転する時に前記ドライビングピストン５０に作
用する遠心力Ｆｃで、前後輪に回転速度差ΔＮの発生が
ない時でも高車速時には所定の伝達トルクΔＴｃｏが発
生して高速走行安定性が高まるし、回転速度差ΔＮの発
生時には伝達トルクΔＴｃが付加されたトルク伝達特
性、すなわち回転速度差ΔＮと車速Ｖとに対応したトル
ク伝達特性（第４図）を得ることができる。Since the driving piston 50 is arranged so as to contact the cam surface 31 from the inside in the radial direction, the rotor 4
Even when there is no rotational speed difference ΔN between the front and rear wheels due to the centrifugal force Fc acting on the driving piston 50 when 0 is rotating at a high speed, a predetermined transmission torque ΔTco is generated at high vehicle speed to improve high-speed running stability. When the rotational speed difference ΔN occurs, the torque transmission characteristic to which the transmission torque ΔTc is added, that is, the torque transmission characteristic corresponding to the rotational speed difference ΔN and the vehicle speed V (FIG. 4) can be obtained.

相対回転する回転部材のうち、内側に配置されるロー
ター４０に油室６０及び油路６１が形成されている為、
ローター４０が高回転する時に各油路７０，８０，９０
及びアキュムレータ室１００を流通する作動油に対する
遠心力影響がほとんど発生せず、安定したトルク伝達特
性が得られると共に、振れ回りの原因となることもな
く、各油路７０，８０，９０がコンパクトにローター４
０の回転軸部に形成される。Since the oil chamber 60 and the oil passage 61 are formed in the rotor 40 disposed inside of the rotating members that rotate relative to each other,
When the rotor 40 rotates at high speed, each oil passage 70, 80, 90
Also, the influence of centrifugal force on the hydraulic oil flowing through the accumulator chamber 100 is hardly generated, stable torque transmission characteristics are obtained, and whirling is not caused, and the respective oil passages 70, 80, 90 are made compact. Rotor 4
It is formed on the rotating shaft portion of 0.

構造的にショックアブソーバタイプでありシリンダー
室６０のシール性は、シールリング５１だけで油のリー
クを防止する高いシール性が確保される為、低い回転速
度差ΔＮの領域でもトルク伝達特性に従って伝達トルク
ΔＴを発生させることができる。The structure is a shock absorber type, and the sealability of the cylinder chamber 60 is high only by the seal ring 51 to prevent oil leakage. Therefore, even if the rotational speed difference ΔN is low, the transmission torque is according to the torque transmission characteristic. ΔT can be generated.

カム面３１をドライブハウジング３０の内周部に形成
させている為、カム面３１の全体の径を大きくとること
ができ、これによってカム面３１を精度良く加工できる
と共に、カム面３１の凹凸がなめらかになるので、回転
速度差ΔＮが大であってもカム面３１とドライビングピ
ストン５０の衝突音発生を防止できる。Since the cam surface 31 is formed on the inner peripheral portion of the drive housing 30, the overall diameter of the cam surface 31 can be made large, which allows the cam surface 31 to be processed with high accuracy, and the cam surface 31 to have unevenness. Since it is smooth, it is possible to prevent the collision noise between the cam surface 31 and the driving piston 50 from being generated even if the rotational speed difference ΔN is large.

各油路７０，８０，９０の端部は、アキュムレータ室
１００に導かれている為、油量変動吸収と共に、トルク
伝達系に生じる衝撃的なトルクのダンパーとなるし、ド
ライビングピストン５０その他各部の摺動部分の耐久に
よる摩耗等の補正手段としても作用する。Since the end portions of the oil passages 70, 80, 90 are guided to the accumulator chamber 100, they serve as dampers for shocking torque generated in the torque transmission system as well as absorbing oil amount fluctuations. It also acts as a means for correcting wear and the like due to the durability of the sliding portion.

対向する同位相同士のシリンダー室６０，６０は、バ
ランス油路７０で連通されている為、相互の圧力バラン
ス、すなわち、トルク反力バランスが保たれ、耐久性が
向上する。Since the opposing cylinder chambers 60, 60 of the same phase are communicated by the balance oil passage 70, mutual pressure balance, that is, torque reaction force balance is maintained, and durability is improved.

バランス油路７０による連通に伴なって、２個分のシ
リンダ容積（油量）を１個のオリフィス７２で絞る為、
オリフィス面積は２倍に設定できる。換言すれば、オリ
フィス径は１シリンダ１個のオリフィスに比べ の大きさとなり、コンタミネーション（内部のゴミのこ
と）の影響は激減する。Since the cylinder volume (oil amount) for two cylinders is throttled by one orifice 72 with the communication through the balance oil passage 70,
The orifice area can be set to double. In other words, the orifice diameter is 1 cylinder The effect of contamination (internal dust) is drastically reduced.

リリーフ油路９０には、回転差感応型継手Ａ１及び該
継手Ａ１を介して後輪１９，２０に駆動力を伝える駆動
伝達系の破壊強度より小さな圧力で吐出油をリリーフす
るリリーフバルブ９３を設けた為、従来と同様に、油圧
系の破損を防止するリリーフ弁機能と共に、継手Ａ１を
介してエンジントルクを前輪に伝達する前輪駆動系の設
計強度を低下させつつも、その駆動系に大トルクが入力
する事を防止するトルクリミッター機能が発揮される。The relief oil passage 90 is provided with a relief valve 93 that relieves the discharged oil at a pressure smaller than the breaking strength of the rotation difference sensitive joint A1 and the drive transmission system that transmits the driving force to the rear wheels 19 and 20 via the joint A1. Therefore, as in the conventional case, while reducing the design strength of the front wheel drive system that transmits the engine torque to the front wheels via the joint A1 as well as the relief valve function that prevents damage to the hydraulic system, large torque is applied to the drive system. The torque limiter function that prevents input from is exerted.

オリフィス７２を軸方向油路７１に配設した為、ドリ
ルでオリフィス用の取り付け穴を加工する場合、ロータ
ー４０を固定したまま一方向から容易に加工できると共
に、オリフィス７２をローター４０に組み付ける場合も
一方向から容易に組み付けることができる。Since the orifice 72 is arranged in the axial oil passage 71, when a mounting hole for the orifice is machined by a drill, it can be easily machined from one direction while the rotor 40 is fixed, and also when the orifice 72 is assembled to the rotor 40. Can be easily assembled from one direction.

ワンウエイバルブ８３を径方向（ラジアル方向）に配
設した為、アキシャル方向に配設した場合のように、バ
ルブボール８３ａに対する遠心力影響でバルブボール８
３ａがバルブシートの斜面上を転動し、該バルブシート
から外れっぱなしとなり（バルブスプリング８３ｂは比
較的にバネ力が弱い）、アキュムレーター室１００の内
圧が高い時に回転差に起因しない伝達トルクの発生が防
止される。Since the one-way valve 83 is arranged in the radial direction (radial direction), the valve ball 8a is affected by the centrifugal force exerted on the valve ball 83a as in the case where the one-way valve 83 is arranged in the axial direction.
3a rolls on the slope of the valve seat and keeps coming off from the valve seat (the valve spring 83b has a relatively weak spring force), and when the internal pressure of the accumulator chamber 100 is high, the transmission torque that is not caused by the rotation difference is transmitted. Is prevented from occurring.

次に、第５図に示す第２実施例の回転差感応型継手Ａ２
について説明する。Next, the rotation difference sensitive joint A2 of the second embodiment shown in FIG.
Will be described.

第１実施例では、オリフィス７２及びリリーフバルブ９
３のリテーナーは個々のネジ固定式であったが、１枚の
リテーナープレート１１０と皿ビス１１１により一括固
定にした例である。In the first embodiment, the orifice 72 and the relief valve 9
Although the retainer 3 is of a screw fixing type, it is an example in which one retainer plate 110 and a countersunk screw 111 are collectively fixed.

尚、オリフィス７２のシールは、Ｏ−リング１１２によ
り行なわれている。The orifice 72 is sealed by the O-ring 112.

以上、本考案の実施例を図面により詳述してきたが、具
体的な構成はこの実施例に限られるものではなく、本考
案の要旨を逸脱しない範囲における設計変更等があって
も本考案に含まれる。Although the embodiment of the present invention has been described in detail above with reference to the drawings, the specific configuration is not limited to this embodiment, and the present invention can be applied even if there is a design change or the like within a range not departing from the gist of the present invention. included.

例えば、本考案の回転差感応型継手は、実施例で示した
適用例に限られるものではなく、前輪駆動ベースの四輪
駆動車の後輪側プロペラシャフトの途中に設けることも
できる。For example, the rotation difference sensitive joint of the present invention is not limited to the application example shown in the embodiment, but may be provided in the middle of the rear wheel side propeller shaft of a four wheel drive vehicle of a front wheel drive base.

（考案の効果） 以上説明してきたように、本考案にあっては、コンパク
トでローター回転変動の影響を抑えた安定した性能によ
る高トルク伝達機能と、駆動系の設計強度を低下させる
ローター回転変動によらない安定したトルクリミッター
機能との両立を図った継手を提供することができるとい
う効果が得られる。(Effects of the Invention) As described above, according to the present invention, the compact and high torque transmission function with stable performance that suppresses the influence of the rotor rotation fluctuation and the rotor rotation fluctuation that reduces the design strength of the drive system are provided. The effect of being able to provide a joint that is compatible with a stable torque limiter function that does not depend on the above is obtained.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

第１図は本考案第１実施例の回転差感応型継手を示す縦
断正面図、第２図は第１図Ｉ−Ｉ線による断面図、第３
図は第１実施例継手を適用したエンジン駆動系を示す概
略図、第４図は第１実施例継手でのトルク伝達特性図、
第５図は第２実施例の回転差感応型継手を示す要部断面
図である。 Ａ１，Ａ２……回転差感応型継手 （油吐出手段） １１……センタプロペラシャフト （第１の回転軸） １２……フロントプロペラシャフト （第２の回転軸） ３０……ドライブハウジング ４０……ローター ５０……ドライビングピストン ６０……シリンダー室 ７０……バランス油路 ７２……オリフィス ８０……レギュレーター油路 ８３……ワンウェイバルブ ９０……リリーフ油路 ９３……リリーフバルブ（リリーフ手段） １００……アキュムレーター室FIG. 1 is a vertical sectional front view showing a rotation-difference sensitive joint of a first embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view taken along line I-I of FIG. 1, and FIG.
FIG. 4 is a schematic diagram showing an engine drive system to which the joint of the first embodiment is applied, FIG. 4 is a torque transmission characteristic diagram of the joint of the first embodiment,
FIG. 5 is a cross-sectional view of essential parts showing a rotation-sensitive joint of the second embodiment. A1, A2 ... Rotational difference sensitive joint (oil discharge means) 11 ... Center propeller shaft (first rotary shaft) 12 ... Front propeller shaft (second rotary shaft) 30 ... Drive housing 40 ... Rotor 50 ... Driving piston 60 ... Cylinder chamber 70 ... Balance oil passage 72 ... Orifice 80 ... Regulator oil passage 83 ... One-way valve 90 ... Relief oil passage 93 ... Relief valve (relief means) 100 ... Accumulation Lator room

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] 【請求項１】第１の回転軸と、第１の回転軸と同軸上に
配置された第２の回転軸と、 前記第１の回転軸と第２の回転軸のそれぞれに連結され
たハウジング及びローターと、 前記ハウジングの内面に形成されたカム面と、 前記ローターに放射状に形成されるシリンダー穴に設け
られ、その頭部が前記カム面に接触するドライビングピ
ストンと、 前記ドライビングピストンとシリンダー穴との間に形成
されたシリンダー室と、 前記ローターの端面と、前記ローターの回転軸方向に移
動自在なアキュムレータピストンとで形成したアキュム
レータ室と、 該アキュムレータピストンを前記ローター側に付勢する
付勢手段と、 前記シリンダー室から前記アキュムレータ室への吐出口
に連通する油路に設けられたオリフィスと、 前記シリンダー室と前記アキュムレータ室とを連通する
油路に設けられ、前記シリンダー室内の圧力が所定圧以
上になるとシリンダー室からアキュムレータ室へ吐出油
をリリーフするリリーフ手段と、 を備えていることを特徴とする回転差感応型継手。1. A first rotary shaft, a second rotary shaft arranged coaxially with the first rotary shaft, and a housing connected to each of the first rotary shaft and the second rotary shaft. And a rotor, a cam surface formed on an inner surface of the housing, a driving piston provided in a cylinder hole radially formed in the rotor, and a head of the driving piston coming into contact with the cam surface, the driving piston and the cylinder hole. And a cylinder chamber formed between the rotor and the end surface of the rotor, an accumulator chamber formed by an accumulator piston that is movable in the rotation axis direction of the rotor, and a biasing force that biases the accumulator piston toward the rotor. Means, an orifice provided in an oil passage communicating with a discharge port from the cylinder chamber to the accumulator chamber, and the cylinder chamber The rotation difference is provided in an oil passage communicating with the accumulator chamber, and a relief means for relieving the discharge oil from the cylinder chamber to the accumulator chamber when the pressure in the cylinder chamber exceeds a predetermined pressure. Sensitive joint.