JPS59230899A - Power transmitter for ship - Google Patents
Power transmitter for shipInfo
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- JPS59230899A JPS59230899A JP10431083A JP10431083A JPS59230899A JP S59230899 A JPS59230899 A JP S59230899A JP 10431083 A JP10431083 A JP 10431083A JP 10431083 A JP10431083 A JP 10431083A JP S59230899 A JPS59230899 A JP S59230899A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
この発明は中、大型船においてエンジンよりプロペラに
動力を伝達する動力伝達装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a power transmission device for transmitting power from an engine to a propeller in a medium to large ship.
一般に、中、大型船のエンジンとプロペラとを結ぶ動力
伝達装置＆ζは次のような性能が要求される。In general, the power transmission system &ζ that connects the engine and propeller of medium to large ships is required to have the following performance.
（イ） スラスト軸、中間軸、プロペラ軸などで構成さ
れる伝動軸系は数〜十数ｍと長いため、軸間でかなり大
きな偏心量を調整しなければならない。偏心量を小さく
するためには厳しい加工および組立て精度を要する。(a) The transmission shaft system consisting of the thrust shaft, intermediate shaft, propeller shaft, etc. is long, ranging from several meters to more than ten meters, so it is necessary to adjust a fairly large amount of eccentricity between the shafts. Strict machining and assembly precision is required to reduce the amount of eccentricity.
（ロ） エンジンのトルク変動によって軸系に加わるね
じり振動の周波数はエンジンの加速、減速により大きく
変化し、このようなねじり振動を減衰しなければならな
い。(b) The frequency of torsional vibrations applied to the shaft system due to engine torque fluctuations changes greatly as the engine accelerates and decelerates, and such torsional vibrations must be damped.
（ハ）船倉の空間を有効に開用するため、継手は出来る
だけ短かくする必要がある。(c) In order to effectively utilize the space in the hold, the joints must be as short as possible.
従来の動力伝達装置には、エンジンから伝動軸系にトル
ク変動が及ぶのを防ぐため流体継手を備えたものがある
。しかし、流体継手は高価であるうえ、軸間の偏心を吸
収することはできない。流体継手に代るものとしてゴム
またはばねの弾性を利用した弾性継手がある。弾性継手
は振動の減衰および軸間の偏心吸収の作用を備えている
。しかし、中大型船では大きな動力を長い軸間で伝達し
なければならず、従来の弾性継手を備えた動力伝達装置
では上記（イ）、（ロ）および（−９について十分な性
能が得られなかった。Some conventional power transmission devices are equipped with a fluid coupling to prevent torque fluctuations from reaching the transmission shaft system from the engine. However, fluid couplings are expensive and cannot absorb eccentricity between shafts. As an alternative to fluid couplings, there are elastic couplings that utilize the elasticity of rubber or springs. The elastic joint has the function of damping vibrations and absorbing eccentricity between shafts. However, in medium and large ships, large amounts of power must be transmitted between long shafts, and conventional power transmission devices equipped with elastic joints cannot provide sufficient performance for (a), (b), and (-9) above. There wasn't.
この発明は上記のような問題全解決するためになされた
もので、軸間の大きな偏心を吸収することができ、伝動
軸系のねじり振動を減衰することができるとともに大き
なトルクが伝達でき、しかも小型軽量で安価であり、か
つ軸方向の寸法を大巾に短縮できる舶用動力伝達装置を
提供しようとするものである。This invention was made to solve all of the above problems, and is capable of absorbing large eccentricity between shafts, damping torsional vibration of the transmission shaft system, and transmitting large torque. The object of the present invention is to provide a marine power transmission device that is small, lightweight, and inexpensive, and whose axial dimension can be significantly shortened.
この発明の舶用動力伝達装置はエンジンとプロペラとを
連結する伝動軸の中間に次のように構成された軸継手を
備えている。軸継手は円周方向に一定の間隔をおいて複
数の長穴を設けたフランジを有する第１のハブと、端部
にフランジを有する第２ハブと、一端部に前記第１ハブ
の長穴に対応する部分に切欠きを有し、他端部に設けら
れた７ランジにより第２ハブのフランジに固定された円
筒状の接続ピースと、フランジ接線方向に向き合うよう
に組み合わされた対をなすばね受座と、対をなすばね受
座の間に取り付けられた皿ばねとからなっている。前記
第２ハブのフランジおよび接続ピースのフランジの７ラ
ンジのうちの一つに前記第１ハブの長穴に対応する部分
に切欠きが設けられている。ばね受座は長穴および切欠
きの円弧面に接する半円筒面を持っている。また接続ピ
ースは内部に第１ハブの７ランジを軸心のずれを調整す
るに適当な空隙をおいて収納している。さらに、ばね受
座は第１ハブのフランジの長穴を貫通し、両端部が前記
二つの切欠きにより支持されている。The marine power transmission device of the present invention includes a shaft coupling configured as follows in the middle of a transmission shaft that connects an engine and a propeller. The shaft coupling includes a first hub having a flange having a plurality of elongated holes at regular intervals in the circumferential direction, a second hub having a flange at one end, and an elongated hole in the first hub at one end. A cylindrical connecting piece that has a notch in a portion corresponding to the flange and is fixed to the flange of the second hub by a 7 flange provided at the other end, and a pair that is combined so as to face in the tangential direction of the flange. It consists of a spring catch and a disc spring installed between a pair of spring seats. A notch is provided in one of the seven flanges of the flange of the second hub and the flange of the connecting piece at a portion corresponding to the elongated hole of the first hub. The spring seat has a semi-cylindrical surface that is in contact with the elongated hole and the arcuate surface of the notch. Further, the connecting piece houses the seven flange of the first hub with an appropriate gap in order to adjust the misalignment of the axis. Further, the spring seat passes through an elongated hole in the flange of the first hub, and both ends thereof are supported by the two notches.
この発明の動力伝達装置は上記のように構成された軸継
手を備えていることを特徴としている。The power transmission device of the present invention is characterized in that it includes a shaft joint configured as described above.
この軸継手において、第１）・ブと第２ノ・プとはばね
受座および皿ばねを介して連結されている。すなわち、
二つのノ１プはばね等の弾性体を介して直接連結されて
いない。したがうて、第１ハブ、第２ハブおよび接続ピ
ースの相互間に、中間軸、プロペラ軸間の偏心を調整す
るに十分な空隙を設けることができる。In this shaft joint, the first knob and the second knob are connected via a spring seat and a disc spring. That is,
The two knobs are not directly connected via an elastic body such as a spring. Therefore, a gap sufficient to adjust the eccentricity between the intermediate shaft and the propeller shaft can be provided between the first hub, the second hub, and the connecting piece.
また、トルクを伝達するばねに皿ばねを使用しを減衰す
る。また、皿ばねの寸法および重ね方を変えることによ
り、広い範囲にわたってばね定数を変えることができる
。さらに異なった寸法の皿ばね全組み合わせることによ
り非線形の特性を持ったばねを得ることができる。これ
らのことから広い範囲のねじり振動周波数に対して振動
を吸収することができる。In addition, a disc spring is used for the spring that transmits torque to damp it. Furthermore, by changing the dimensions and stacking of the disc springs, the spring constant can be varied over a wide range. Furthermore, by combining all disc springs of different dimensions, a spring with nonlinear characteristics can be obtained. For these reasons, vibrations can be absorbed over a wide range of torsional vibration frequencies.
以下、この発明を実施例に基づいて詳細に説明する。Hereinafter, this invention will be explained in detail based on examples.
第１図は動力伝達装置の概略を示すもので、エンジン１
は減速機２、中間軸３およびプロペラ軸４を介してプロ
ペラ５に接続されている。エンジン１と減速機２とはこ
の発明の特徴とする軸継手６を介して接続されている。Figure 1 shows an outline of the power transmission system, with engine 1
is connected to a propeller 5 via a reduction gear 2, an intermediate shaft 3, and a propeller shaft 4. The engine 1 and the reduction gear 2 are connected via a shaft coupling 6, which is a feature of the present invention.
なお、中間軸３とプロペラ軸４とは通常のフランジ継手
７により接続されており、中間軸３は軸受８によって支
持されている。プロペラ軸４は軸受９によって支持され
ている。Note that the intermediate shaft 3 and propeller shaft 4 are connected by a normal flange joint 7, and the intermediate shaft 3 is supported by a bearing 8. The propeller shaft 4 is supported by a bearing 9.
第２図および第３図は上記軸継手６の詳細を示している
。2 and 3 show details of the shaft joint 6. As shown in FIG.
第２図および第３図に示すように１軸継手６は主として
第１ハブ２１、第２ハブあ、接続ピース３５、ばね受座
４５、皿ばね圓および押え板５３．５５とから構成され
ている。第１ハブ２１および第２ハブ別にそれぞれキー
１０などによりエンジン１および減速機２が連結される
。As shown in FIGS. 2 and 3, the single-shaft joint 6 mainly consists of a first hub 21, a second hub, a connecting piece 35, a spring seat 45, a disc spring ring, and a holding plate 53.55. There is. The engine 1 and the reduction gear 2 are connected to each other by a key 10 or the like separately for the first hub 21 and the second hub.
第１ハブ２１は円筒部乙の先端に７ランジ２３を−体と
して設けてあり、フランジ乙には円周方向に沿って９０
０づつの間隔をおき４個の長尺胴を設けである。長穴２
４は円弧状の側面２５を有している。The first hub 21 is provided with 7 flange 23 as a body at the tip of the cylindrical part B, and the flange B has 90 mm along the circumferential direction.
There are four long barrels spaced apart by 0. long hole 2
4 has an arc-shaped side surface 25.
第２ハブ路は円筒部２９の先端にフランジ３０ヲ一体と
して設けである。このフランジ３０には上記第１ハブ７
ランジ乙の長穴２４に対応する位置に円弧状の側面３２
を有する切欠き３１を設けである。The second hub path is provided integrally with a flange 30 at the tip of the cylindrical portion 29. This flange 30 has the first hub 7
An arc-shaped side surface 32 is located at a position corresponding to the elongated hole 24 of the lunge B.
A notch 31 having a diameter is provided.
接続ピース３５は円筒部３６の一端ＫＩＡ径方向に突出
するフランジ３７と他端に内径方向に突出するフランジ
３８とを設けである。フランジ３８には前記第１ハブフ
ランジ乙の長穴２４に対応する位置に円弧状の側面４０
を有する切欠き３９ヲ設け′Ｃある。なお、第１・・ブ
フランジ乙は各部材が軸継手として組み立てられたとき
に接続ピース３５の円筒部３６内に収納される。The connecting piece 35 is provided with a flange 37 projecting in the KIA radial direction at one end of a cylindrical portion 36 and a flange 38 projecting in the inner radial direction at the other end. The flange 38 has an arc-shaped side surface 40 at a position corresponding to the elongated hole 24 of the first hub flange B.
There is a notch 39 having a shape. Note that the first flange B is housed in the cylindrical portion 36 of the connecting piece 35 when each member is assembled as a shaft joint.
ばね受座４５は第４図に示すように半円筒面４６を有し
、平面４７に長手方向の中心線ｒに沿って２個の円筒状
突起４８ヲ設けである。As shown in FIG. 4, the spring seat 45 has a semi-cylindrical surface 46, and two cylindrical projections 48 are provided on the plane 47 along the longitudinal centerline r.
皿ばね５０はガイド４９が取り付けられた上記円筒状突
起４８に内径をはめ合わせてばね受座４５に装着される
。The disc spring 50 is attached to the spring seat 45 with its inner diameter fitting into the cylindrical projection 48 to which the guide 49 is attached.
押え板５３および５５は環状をなし、それぞれ第２ハブ
あのフランン加および接続ピース３５のフランジ３８に
取り付けられる。The holding plates 53 and 55 are annular and are respectively attached to the flanges 38 of the second hub flanging and connecting piece 35.
たわみ軸継手６は上記の各部材により次のように組み立
てられている。The flexible shaft joint 6 is assembled from the above-mentioned members as follows.
第１ハブ２１および第２ハブ路はそれぞれのフランジお
および３０が向い合うようにして配置され、第１ハブフ
ランジ器を収納するようにして接続ピース３５が第２ハ
ブフランジ３０にボルドーナツト４２によって固定され
ている。このとき、第１・・プフランジ２１の長穴２４
、第２ノ・ブフランジ３０の切欠き３１および接続ピー
ス３５のフランジ３８の切欠き３９は軸継手の軸方向に
沿って開口するように並び、ばね受座４５およびばね５
０の収容部６０を形成している。ばね受座４５は対とな
って向い合っており、その間に皿ばね５０が介装されて
いる。そして、ばね受座４５と皿ばね５０とのセットは
、ばね軸が上記各フランジの接線方向に沿うよう（でし
て上記収容部６０内に挿入されている。ばね受座４５は
、円筒面４６の両端部がそれぞれ第２）・ブフランジ３
０の切欠き３１０円弧面３２および接続ピース７ランジ
関の切欠き３９の円弧面４０によって支持され、円筒面
４６の中央部が第１ノ・ブフランジ２１の長穴Ｕの円弧
面５によって支持される。また、押え板５３をボルト５
４により第２ノ・ブフランジ園に、押え板５５をボルト
５６により接続ピース３５のフランジ３８にそれぞれ固
着してあり、ばね受座４５が収容部６０から抜は出るの
を防止している。The first hub 21 and the second hub passage are arranged such that their respective flanges and 30 face each other, and the connecting piece 35 is attached to the second hub flange 30 by a bolt donut 42 so as to accommodate the first hub flange device. Fixed. At this time, the elongated hole 24 of the first flange 21
, the notch 31 of the second knob flange 30 and the notch 39 of the flange 38 of the connecting piece 35 are aligned so as to open along the axial direction of the shaft joint, and the spring receiving seat 45 and the spring 5
0 storage part 60 is formed. The spring seats 45 face each other as a pair, and a disc spring 50 is interposed between them. The set of the spring seat 45 and the disc spring 50 is inserted into the housing part 60 so that the spring axis is along the tangential direction of each flange.The spring seat 45 has a cylindrical surface. Both ends of 46 are the second) and buff flange 3.
0 is supported by the circular arc surface 32 of the notch 310 and the circular arc surface 40 of the notch 39 of the connecting piece 7 flange, and the center portion of the cylindrical surface 46 is supported by the circular arc surface 5 of the elongated hole U of the first knob flange 21. Ru. Also, attach the holding plate 53 to the bolt 5.
4, a retaining plate 55 is fixed to the flange 38 of the connecting piece 35 by bolts 56 at the second knob flange to prevent the spring seat 45 from being pulled out from the housing part 60.
上記のような構成において、軸心調整作用時に第１ハブ
フランジ２１が、第２ノ・プフランジＩと接続ピース３
５とが形成する空間６１内で自由に運動できるように、
適当な間隙ａ、ｂを設けである。In the above configuration, the first hub flange 21 is connected to the second nozzle flange I and the connecting piece 3 during the axial center adjustment operation.
5 to be able to move freely within the space 61 formed by
Appropriate gaps a and b are provided.
同様に、ばね受座４５と他の部材との間に軸心調整に必
要な間隙ｃ、ｄを設けである。Similarly, gaps c and d necessary for axial center adjustment are provided between the spring seat 45 and other members.
次に上記のように構成されたたわみ軸継手の作用につい
て説明する。Next, the operation of the flexible shaft joint configured as described above will be explained.
今、回転力が作用して第１ノ・プ２１と第２ノ・プ昂が
相対的に回転すると、回転方向の如何にかかわらず第１
ノ・ブ２１と、第２・・ブあとは、円周方向に相対的に
変位し２個のばね受座４５、に”Ｃ両端を支持された皿
ばね（３）のばね高さは変位前より小さくなる。したが
って皿ばね５０のばね高さは回転方向の如何んにかかわ
らず圧縮されることになる。Now, when the rotational force acts and the first knob 21 and the second knob 21 rotate relative to each other, the first knob 21 rotates regardless of the direction of rotation.
The knob 21 and the second knob are displaced relative to each other in the circumferential direction, and the spring height of the disc spring (3) supported at both ends by the two spring seats 45 is displaced. Therefore, the spring height of the disc spring 50 is compressed regardless of the direction of rotation.
エンジンから減速機に伝達される回転力が次第に太き（
なると皿ばね関は次第に強く圧縮され遂には密着する」
：うになる。The rotational force transmitted from the engine to the reducer gradually increases (
Then, the disc spring barrier gradually becomes more strongly compressed and finally comes into close contact.
: Become a snarl.
このようにエンジン１からの回転力は第１）ｈブ２１、
ばね受座４５、皿ばね５０、ばね受座・１５、第２ノ・
プフランジ３０と接続ピース３５、第２ノ・ブ路、減速
機２と順次伝達される。In this way, the rotational force from the engine 1 is
Spring catch 45, disc spring 50, spring catch 15, second no.
It is transmitted to the flange 30, the connecting piece 35, the second knob passage, and the speed reducer 2 in this order.
この間伝達トルクの変動に応じ皿ばね５０の圧縮力に相
当する力で平衡を常に保ち乍ら回転するので起動時ある
いは衝撃的負荷等による衝撃エネルギーは皿ばね（資）
の弾性変形として吸収され緩衝される。During this period, the disc spring 50 rotates while maintaining its balance with a force equivalent to the compressive force of the disc spring 50 in response to fluctuations in the transmitted torque, so the impact energy due to startup or impact loads is absorbed by the disc spring (source).
It is absorbed and buffered as elastic deformation.
大なる回転トルクが作用する場合には皿ばね５０は完全
に密着して回転が伝達されるのでこれを避けるためには
皿ばね関の密着時の応力を弾性限内に設計しておけばよ
い。こうすれば長期間の使用に対しても皿ばね刃の破損
は生じない。When a large rotational torque is applied, the disc spring 50 will be in complete contact and the rotation will be transmitted, so to avoid this, the stress of the disc spring connection when it is in close contact should be designed to be within the elastic limit. . In this way, the disc spring blade will not be damaged even after long-term use.
第５図および第６図はこの作用を説明するもので、第５
図はエンジン１と減速機２間に円周方向の相対的回転の
生じた場合の模型図、第６図はその場合のばねの説明図
である。第５図において角度αは第１・・プに対する第
２・・ブあの回転角を表わしている。Figures 5 and 6 explain this effect.
The figure is a model diagram when relative rotation in the circumferential direction occurs between the engine 1 and the reduction gear 2, and FIG. 6 is an explanatory diagram of the spring in that case. In FIG. 5, angle .alpha. represents the rotation angle of the second . . . with respect to the first .
使用状況により皿ばね５０のたわみ特性を適正に選択す
れば動力伝達系に対し、入力源又は出力源より生じる各
種の衝撃作用を緩衝し、各部品を保護することができる
。If the deflection characteristics of the disc spring 50 are appropriately selected depending on the usage conditions, it is possible to buffer various impact effects generated from input sources or output sources to the power transmission system and protect each component.
次にこの軸継手の可撓作用について説明する。Next, the flexibility of this shaft joint will be explained.
前記のように各部材間には空隙ａ＋ｂ＋ｃおよびｄが設
けＣあるので、その範囲内では両軸間の軸心の狂い、即
ち両軸上の喰い違い、両軸上の斜交及び両軸上の軸方向
変位の３種の軸心の狂いはすべて調整されることになる
。As mentioned above, there are gaps a+b+c and d between each member, so within that range there will be errors in the axes between the two axes, that is, misalignment on both axes, skew on both axes, and gaps on both axes. All three kinds of axial center misalignment of the axial displacement will be adjusted.
先ず両軸間の軸心の喰い違いについて説明する。First, the difference in the axes between the two shafts will be explained.
第７図は無負荷状態におけるエンジンと減速機軸に軸心
の喰い違いδが生じた場合の軸心調整作用を説明するも
のである。FIG. 7 explains the shaft center adjustment action when a misalignment δ occurs between the shaft centers of the engine and the reducer shaft under no-load conditions.
無負荷状態では、第２図に示す各空隙部ａ、ｂの各位置
における、接触に至るまでの許容される変位量の大きさ
により、エンジン１と減速機２との軸心喰い違い量δが
決定されδ以下では自由に変位できる。In the no-load state, the amount of axial misalignment δ between the engine 1 and the reduction gear 2 is determined by the amount of displacement allowed until contact occurs at each position of each of the gaps a and b shown in FIG. is determined and can be freely displaced below δ.
今、エンジン１により回転力が与えられるとその大きさ
により皿ばね５０の圧縮変形量は異るが、いずれにして
もばね軸方向に圧縮される。Now, when a rotational force is applied by the engine 1, the amount of compressive deformation of the disc spring 50 differs depending on the magnitude of the rotational force, but in any case, the spring is compressed in the axial direction.
この場合、第１ハブ７ランジおの長穴Ｕの円弧面５、変
位した第２ハブフランジあの切欠き３１０円弧面３２お
よび接続ピースフランジ３８の切欠キ３９の円弧面４０
のそれぞれと、ばね受座４５の半円筒面４６との間の空
隙は皿ばね印の圧縮により大きくなっている。したがっ
て、ばね受座４５の半円筒面４６が上記各円弧面２５，
３２．４０のいずれかに接触してこのばね受座４５と隣
り合うばね受座４５（両ばね受座のコイル軸はお互に対
して大体において直角である。）のコイル軸に対して直
角方向の変位、すなわち、第２ハブ７ランジ四に対する
第１７−プフランジＺ３の軸心の喰違いを制限すること
はない。In this case, the arcuate surface 5 of the elongated hole U of the first hub 7 flange, the arcuate surface 310 of the displaced second hub flange, and the arcuate surface 40 of the notch 39 of the connecting piece flange 38.
The gap between each of the spring seats 45 and the semi-cylindrical surface 46 of the spring seat 45 is enlarged due to the compression of the disc spring mark. Therefore, the semi-cylindrical surface 46 of the spring seat 45 is
32. A direction perpendicular to the coil axis of the spring seat 45 that is in contact with either of the spring seats 40 and adjacent to this spring seat 45 (the coil axes of both spring seats are approximately perpendicular to each other). , that is, the misalignment of the axis of the seventeenth flange Z3 with respect to the second hub 7 flange 4 is not limited.
このようにして両軸間の軸心の喰い違いは無負荷状態に
おいてもエンジン１から減速機２に回転が伝達される間
においても円滑に除去される。In this way, misalignment between the axes of both shafts can be smoothly eliminated both in a no-load state and while rotation is being transmitted from the engine 1 to the reduction gear 2.
次に両軸上の軸方向の変位δ′であるが、これは第１ハ
ブフランジ２３が第２ノ＼プフランジＩまたハ接続ピー
ス３５のフランジ３８のいずれかと、接触するまで即ち
空隙すと同じ大きさだけ自由に変位することができる。Next is the axial displacement δ' on both axes, which is the same as when the first hub flange 23 contacts either the second knob flange I or the flange 38 of the connecting piece 35, that is, there is a gap. It can be freely displaced by its size.
第８図はこの場合の模型図である。FIG. 8 is a model diagram in this case.
軸方向変位を行う際、ばね受座４５と円弧面５．３２４
０との間の滑り、又は、皿ばね５０のばね軸方向に湾曲
ｊるような弾性変形のいずれかの作用により、両軸間の
変位に対し、軸方向変位の調整作用を行う。When performing axial displacement, the spring seat 45 and the circular arc surface 5.324
0 or by elastic deformation of the disc spring 50 such as curving in the spring axial direction, the axial displacement is adjusted with respect to the displacement between both axes.
最後に両軸間の斜交であるが、斜交は回転角の各位置に
おいて順次変化する量をもった軸心の喰い違いと、軸方
向変位の合成された変位と考えられるので上記のような
作用の組合せにより同じく無負荷状態においても、回転
中においても調整されることになる。さらに斜交作用の
際ばね受座４５゜の斜交により端部の接触による干渉を
避けるため押え板５３．５５との間に空隙Ｃが設けであ
る。第９図は斜交θが生じた場合の模型図である。Finally, regarding the oblique intersection between the two axes, the oblique intersection can be considered to be the combination of the misalignment between the axes, which changes sequentially at each position of the rotation angle, and the axial displacement, so as described above, The combination of these effects results in adjustment both in the no-load state and during rotation. Furthermore, in order to avoid interference due to contact of the end portions due to the oblique movement of the spring seat 45° during oblique action, a gap C is provided between the holding plates 53 and 55. FIG. 9 is a model diagram when oblique angle θ occurs.
第１０図はばね受座に取り付けられるばねの他の実施例
を示すものである。FIG. 10 shows another embodiment of the spring attached to the spring seat.
図面に示すように、トルク伝達部材のばね受座６５はば
ね受面６６から突出するガイド６７′ｆ：備えており、
ガイド６７の基部側りに環状のガイド溝６８が設けられ
ている。コイルばね６９は向い合った一対のばね受座６
５の間に、内周面がガイド５７に案内されるようにして
取り付けられている。そして、皿ばね積層体７１はこれ
の内周面がコイルばね６９の外周面に緩（はめ合うよう
にして両ばね受座６５の間に取り付けられている。As shown in the drawing, the spring seat 65 of the torque transmission member includes a guide 67'f protruding from the spring seat surface 66.
An annular guide groove 68 is provided on the base side of the guide 67. The coil spring 69 has a pair of spring seats 6 facing each other.
5, the inner peripheral surface is guided by a guide 57. The disc spring laminate 71 is attached between both spring seats 65 so that its inner peripheral surface is loosely fitted to the outer peripheral surface of the coil spring 69.
上記の皿ばね積層体７１は内、外径が大体において等し
い第１の皿ばね７２および第２の皿ばね７３をそれぞれ
少くとも１枚並列に重ねた皿ばねの組の複数を直列に積
み重ねて構成されている。The above-mentioned disc spring laminate 71 is made by stacking in series a plurality of sets of disc springs in which at least one first disc spring 72 and a second disc spring 73 each having the same inner and outer diameters are stacked in parallel. It is configured.
そして、第２の皿ばね７３は第１の皿ばね７２に比べて
ばね定数が小さく、かっばね板面の傾斜角が大きい。The second disc spring 73 has a smaller spring constant than the first disc spring 72, and a larger angle of inclination of the plate surface.
上記のように皿ばね積層体７１はコイルばね６９に遊合
しているので、コイルばね６９は皿ばね積層体７１のガ
イドの役割シを果たす。例えば、軸継手６が偏心を吸収
しながらトルクを伝達する際に、向い合ったばね受座６
５が互にずれ”Ｃコ・ｒルばね６９の軸線が湾曲しても
、コイルばね６９は皿ばね積層体７１をガイドし、皿ば
ね積層体７１の横座屈を防止する。また、コイルばね６
９と皿ばね積層体７１とによりトルク伝達の荷重を負担
するので大きなトルクを伝達することができる。Since the disc spring stack 71 is loosely engaged with the coil spring 69 as described above, the coil spring 69 serves as a guide for the disc spring stack 71. For example, when the shaft coupling 6 transmits torque while absorbing eccentricity, the spring seats 6 facing each other
5 are shifted from each other and the axis of the spring 69 is curved, the coil spring 69 guides the disc spring laminate 71 and prevents the disc spring laminate 71 from buckling laterally. 6
Since the torque transmission load is borne by the disc spring 9 and the disc spring laminate 71, a large torque can be transmitted.
また、皿ばね積層体７１はばね定数の異なる皿ばねを組
み合わせている。予圧時に必要な撓みは生々してばね定
数の小さい、やわらかな第２の皿ばね７３で得るこ七が
できる。すなわち、第２の皿ばね７３のばね板面の傾斜
角は第１の皿ばね７２のそれより大きいので、無負荷の
とき並列に重ねられた両皿ばね７２．７３ のばね板
面の間に隙間がある。したがって１．予圧時にはやわら
かな第２の皿ばね７３が大きく撓む。Further, the disc spring laminate 71 is a combination of disc springs having different spring constants. The deflection required during preloading can be obtained by the second disc spring 73, which is soft and has a small spring constant. That is, since the angle of inclination of the spring plate surface of the second Belleville spring 73 is larger than that of the first Belleville spring 72, when there is no load, there is a gap between the spring plate surfaces of both Belleville springs 72 and 73 stacked in parallel. There is a gap. Therefore 1. At the time of preload, the soft second disc spring 73 is largely bent.
荷重が増すと、ついには第１の皿ばね７２およびこれに
並列に重なり合う第２の皿ばね７３のばね板面は密着し
、荷重は両皿ばねにより負担される。第２の皿ばね７３
の撓みは第１の皿ばね７２によって制限されるので、第
２の皿ばね７３に過大な応力が生じることはない。As the load increases, the spring plate surfaces of the first Belleville spring 72 and the second Belleville spring 73 superimposed in parallel thereon eventually come into close contact, and the load is borne by both Belleville springs. Second disc spring 73
Since the deflection of is limited by the first disc spring 72, excessive stress is not generated in the second disc spring 73.
また、第１および第２の皿ばねは並列に重ねられている
ので皿ばね積層体の全長を短くすることができる。Furthermore, since the first and second disc springs are stacked in parallel, the overall length of the disc spring stack can be shortened.
次に、上記皿ばね積層体°７１を一般の皿ばね積層体と
比較して更に具体的に説明する。Next, the disc spring laminate 71 will be explained in more detail by comparing it with a general disc spring laminate.
皿ばねの製作仕様としてＤＩＮ（ドイツ工業規格）の標
準サイズを用いて説明する。An explanation will be given using the standard size of DIN (German Industrial Standard) as the manufacturing specifications for disc springs.
外径１００朋φ×ノ内径５１１＋ＩＩφ×厚さ６」×撓
み２．２本の皿ばねを１４枚直列に組合せた一般の皿ば
ね積層体のばね特性を、第１１図の荷重−撓み線図に符
号ので示している。今、設計上の要求により予圧荷重と
して５１６ ｋＰを必要とすると、予圧量は、２．５４
＋ｎｔｎとなり長期間の繰返し変動負荷に対して、量
的に不十分である。Outer diameter: 100mm x Inner diameter: 511 + IIφ x Thickness: 6'' x Deflection: 2. The spring characteristics of a general disc spring laminate made by combining 14 disc springs in series are shown in the load-deflection diagram in Figure 11. It is shown by the sign. Now, if 516 kP is required as a preload load due to design requirements, the amount of preload is 2.54
+ntn, which is quantitatively insufficient for long-term repetitively fluctuating loads.
外径１００龍φ×内径５１關φ×厚さ５朋×撓み２．８
朋の第１の皿ばねだけを１０枚直列に重ね合せた皿ばね
積層体（自由高さは７８朋である）のばね特性を、第１
１図に符号■で示している。Outer diameter 100mm x Inner diameter 51mm x Thickness 5mm x Deflection 2.8
The spring characteristics of a disc spring laminate (free height is 78 m), which is made by stacking only 10 disc springs in series, are as follows:
It is indicated by the symbol ■ in Figure 1.
また、外径１００ｕφ×内径５１ ＋ｕφ×厚さ２．７
０×撓み３，６報の第２の皿ばねだけを１０枚直列に重
ね合せた皿ばね積層体（自由高さは６３羽である）のば
ね特性を第１１図に符号◎で示している。Also, outer diameter 100uφ x inner diameter 51 +uφ x thickness 2.7
The spring characteristics of a disc spring laminate (free height is 63 blades) made by stacking only 10 second disc springs with 0x deflection 3 and 6 in series are shown with the symbol ◎ in Figure 11. .
上記第１および第２の皿ばねを一枚づつ、同じ方向に（
並列に）組合せ、且つ、直列１０枚の構成にすると、自
由高さは１１３龍となり、前記一般の皿ばね積層体の自
由高さ１１４．８ｍｍとほぼ同一 となる。Move the first and second disc springs one by one in the same direction (
When the springs are combined (in parallel) and ten pieces are arranged in series, the free height becomes 113 mm, which is almost the same as the free height of the general disc spring laminate, which is 114.8 mm.
この場合、ばね特性■で示される第１の皿ばねは内径の
上下両面で接触するのみである。また、ばね特性◎で示
される第２の皿ばねが一枚当りの撓ｈ Ｏ，８＋情、皿
げね積層体全体で８１！１ｍ撓むと、皿ばねは互に傾斜
面で接触し、高さは１０５’１ｌｌｌとなる。上記２種
の皿ばねを組合せた皿ばね積層体のばね特性■＋◎は、
第１１図に示す如くばね特性■と通常使用範囲の５１６
ｋＰ〜３０００ ｋｆでは、はぼ同一である。In this case, the first disc spring shown by the spring characteristic (■) is in contact only on both the upper and lower surfaces of the inner diameter. In addition, when the second disc spring shown by the spring characteristic ◎ is deflected by 81!1 m in the entire disc spring laminate, the disc springs come into contact with each other on the inclined surface and the height is high. The length will be 105'1lll. The spring characteristics of the disc spring laminate that combines the above two types of disc springs are as follows:
As shown in Figure 11, the spring characteristics ■ and the normal usage range 516
From kP to 3000 kf, they are almost identical.
このように、異なった２種類の皿ばねの組合せによると
、従来のスペース以内で、又従来のばね定数、負荷条件
も変更しないで、予圧量のみを、従来の３１１！以上に
することが可能になシ、予圧荷重を小さく設定する必要
のある場合には非常に有効である。In this way, by combining two different types of disc springs, only the preload amount can be reduced to 311! within the conventional space and without changing the conventional spring constant and load conditions. This is very effective when it is necessary to set a small preload load.
この発明は上記実施例に限られるものではない。This invention is not limited to the above embodiments.
例えば、切欠き３１を第２ノ・ブ公のフランジ刀部分に
設ける代りに接続ピース３５のフランジ３７部分に設け
るようにしてもよい。また、減速機２を用いない場合に
は、直接軸継手６をエンジン１と伝動軸３との間に配置
してもよい。さらに、皿ばねの外側にこれを案内するコ
イルばねを取り付けてもよい。さらにまた、皿ばねの組
において第１の皿ばね２枚と第２の皿ばね１枚とを並列
に重ねてもよい。また、第１および第２の皿ばねの材質
を変えて両皿ばねのばね定数を変えるようにしてもよい
。For example, instead of providing the notch 31 in the flange portion of the second knob, it may be provided in the flange 37 portion of the connecting piece 35. Moreover, when the reducer 2 is not used, the direct shaft coupling 6 may be arranged between the engine 1 and the transmission shaft 3. Furthermore, a coil spring may be attached to the outside of the disc spring to guide it. Furthermore, in the set of disc springs, two first disc springs and one second disc spring may be stacked in parallel. Furthermore, the spring constants of both the first and second disc springs may be changed by changing the materials of the first and second disc springs.
第１図は動力伝達装置の概略図、第２図は第１図の装置
に取り付けられた軸継手の断面図、第３図は第２図の正
面図、第４図は第２図に示す軸継手に用いられるばね受
座の斜視図、第５図および第６図は軸間に円周方向の相
対的回転が生じた場合ｊ（おける上記軸継手の作用説明
図、第７図は軸心のずれが生じた場合の作用説明図、第
８図および第９図はそれぞれ軸間において軸方向の変位
および軸心の斜交がある場合の模型図、第１０図はばね
受座とばねとの他の例を示す断面図、ならびに第１１図
は４種類の皿ばね積層体のばね特性金比較して示す線図
である。
１・・・エンジン、２・・・減速機、３，４・・−伝動
軸、５・・・プロペラ、 ６・−軸継手、２１・・・第
１ハブ、ｎ・・・第１ハブフランジ、 鋳・・・長穴、
公・・・第２ハブ、 加・・・第２ハブフランジ、
３１・・第２ハブフランジの切欠き、 ３５・・接続ピ
ース、 ３７・・−接続ピースのフランジ、３９・・・
接続ピースの切欠き４５・・ばね受座、 ４６・−半円
筒面、 ５ｏ・皿ばね、６１・・接続ピースの内部空間
、
ａ ＋ ｂ ＋ Ｃ＋ ｄ・・・空隙。
代理人弁理士矢葺知之゛外１名
第３図
９９
０
第５図
第４図
第６閏Figure 1 is a schematic diagram of the power transmission device, Figure 2 is a sectional view of the shaft coupling attached to the device in Figure 1, Figure 3 is a front view of Figure 2, and Figure 4 is shown in Figure 2. A perspective view of a spring seat used in a shaft joint, and FIGS. An explanatory diagram of the action when misalignment occurs, Figures 8 and 9 are model diagrams when there is axial displacement and oblique alignment between the shafts, respectively, and Figure 10 shows the spring seat and spring. 11 is a diagram comparing the spring characteristics of four types of disc spring laminates. 1...Engine, 2...Reducer, 3, 4... - Transmission shaft, 5... Propeller, 6 - Shaft coupling, 21... First hub, n... First hub flange, Casting... Oblong hole,
Public: 2nd hub, Canada: 2nd hub flange,
31...Notch of second hub flange, 35...Connection piece, 37...-Flange of connection piece, 39...
Notch in connecting piece 45: Spring seat, 46: - semi-cylindrical surface, 5o: Belleville spring, 61: Internal space of connecting piece, a + b + C + d: void. Representative Patent Attorney Tomoyuki Yabuki and 1 other person Figure 3 99 0 Figure 5 Figure 4 Figure 6 Leap
Claims (1)
中間に、円周方向に一定の間隔をおいて複数の長大Ｕを
設けたフランジ２３を有する第１ハブ２１と、端部にフ
ランジ加を有する第２ハブ公と、一端部に前記第１ハブ
２１の長尺胴に対応する部分に切欠き３９を有し、他端
部に設けられたフランジ３７により第２ハブあのフラン
ジ加に固定された円筒状の接続ピース３５と、７ランジ
接線方向に向き合うように組み合わされた対をなすばね
受座４５と、対をなすばね受座４５０間に介装された皿
ばね刃とからなり、前記納２ハブあのフランジ（資）お
よび接続ピース３５のフランジ３７のうちの一つに前記
第１ハブ２］の長穴２４に対応する部分に切欠き３１が
設けられており、前記ばね受座４５は長尺胴および切欠
き３１ 、３９の円弧面に接する半円筒面４６を有して
おり、前記接続ピース３５は内部６１＆Ｃ第１ハブ２１
の７ランジ２３を軸心のずれを調整するに適当な空隙ａ
、ｂをおいて収納しており、前記ばね受座＝１５は第１
ハブ２Ｉの７ランジηの長穴２４を貫通し、前記切欠き
３１および３９により両端部が支持された軸継手６を設
けたことを特徴とする舶用動力伝達装置。A first hub 21 has a flange 23 provided with a plurality of long U's at regular intervals in the circumferential direction in the middle of a transmission shaft 3゜4 that connects the engine 1 and the propeller 5, and a flange at the end. The second hub has a notch 39 at one end corresponding to the elongated body of the first hub 21, and a flange 37 provided at the other end allows the second hub to be connected to that flange. It consists of a fixed cylindrical connecting piece 35, a pair of spring seats 45 that are combined to face each other in the tangential direction of the seven flange, and a disc spring blade interposed between the pair of spring seats 450. , a notch 31 is provided in a portion corresponding to the elongated hole 24 of the first hub 2 in one of the flanges 37 of the second housing hub and the flange 37 of the connecting piece 35, and a notch 31 is provided in a portion corresponding to the long hole 24 of the first hub 2. The seat 45 has an elongated body and a semi-cylindrical surface 46 in contact with the arcuate surfaces of the notches 31 and 39, and the connecting piece 35 has an inner portion 61&C first hub 21.
7. Create a gap a suitable for adjusting the axial center deviation of the 7 flange 23.
, b, and the spring seat = 15 is the first
A marine power transmission device characterized in that a shaft coupling 6 is provided, which passes through a long hole 24 with seven langes η of a hub 2I and is supported at both ends by the notches 31 and 39.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10431083A JPS59230899A (en) | 1983-06-13 | 1983-06-13 | Power transmitter for ship |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10431083A JPS59230899A (en) | 1983-06-13 | 1983-06-13 | Power transmitter for ship |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS59230899A true JPS59230899A (en) | 1984-12-25 |
| JPH0342240B2 JPH0342240B2 (en) | 1991-06-26 |
Family
ID=14377346
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10431083A Granted JPS59230899A (en) | 1983-06-13 | 1983-06-13 | Power transmitter for ship |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS59230899A (en) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JPS60215495A (en) * | 1984-04-12 | 1985-10-28 | Sanshin Ind Co Ltd | Apparatus for equalizing rotation of propeller of ship propelling unit |
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-
1983
- 1983-06-13 JP JP10431083A patent/JPS59230899A/en active Granted
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Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0342240B2 (en) | 1991-06-26 |
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