JP3388973B2 - 球面継手 - Google Patents
球面継手Info
- Publication number
- JP3388973B2 JP3388973B2 JP34100595A JP34100595A JP3388973B2 JP 3388973 B2 JP3388973 B2 JP 3388973B2 JP 34100595 A JP34100595 A JP 34100595A JP 34100595 A JP34100595 A JP 34100595A JP 3388973 B2 JP3388973 B2 JP 3388973B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- oil
- inner ring
- load
- spherical joint
- outer ring
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C11/00—Pivots; Pivotal connections
- F16C11/04—Pivotal connections
- F16C11/06—Ball-joints; Other joints having more than one degree of angular freedom, i.e. universal joints
- F16C11/0614—Ball-joints; Other joints having more than one degree of angular freedom, i.e. universal joints the female part of the joint being open on two sides
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C23/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for aligning or positioning
- F16C23/02—Sliding-contact bearings
- F16C23/04—Sliding-contact bearings self-adjusting
- F16C23/043—Sliding-contact bearings self-adjusting with spherical surfaces, e.g. spherical plain bearings
- F16C23/045—Sliding-contact bearings self-adjusting with spherical surfaces, e.g. spherical plain bearings for radial load mainly, e.g. radial spherical plain bearings
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
- Pivots And Pivotal Connections (AREA)
- Sliding-Contact Bearings (AREA)
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、振動台と加振機と
の間の継手として使用して交番荷重の加わる球面継手に
関するものである。
の間の継手として使用して交番荷重の加わる球面継手に
関するものである。
【０００２】
【従来の技術】振動台と加振機との間の継手として使用
して交番荷重の加わる球面継手の従来例を図６により説
明すると、１が軸、２が凸球面を有する内輪で、この内
輪２が軸１に締結されている。３がフォーク状ロッド
で、軸１の両端部がフォーク状ロッド３の二股部にナッ
ト４により締結されている。
して交番荷重の加わる球面継手の従来例を図６により説
明すると、１が軸、２が凸球面を有する内輪で、この内
輪２が軸１に締結されている。３がフォーク状ロッド
で、軸１の両端部がフォーク状ロッド３の二股部にナッ
ト４により締結されている。
【０００３】６が凹球面を有する外輪で、この外輪６が
外輪押さえ７によりロッド５に締結されている。上記内
輪２の凸球面と上記外輪６の凹球面との接触部は、滑り
面を構成しており、この滑り面には、軸１に設けた給油
孔８、９及び内輪２に設けた給油孔１０を介してグリー
スまたは潤滑油が供給される。
外輪押さえ７によりロッド５に締結されている。上記内
輪２の凸球面と上記外輪６の凹球面との接触部は、滑り
面を構成しており、この滑り面には、軸１に設けた給油
孔８、９及び内輪２に設けた給油孔１０を介してグリー
スまたは潤滑油が供給される。
【０００４】上記球面継手では、フォーク状ロッド３と
ロッド５との間の力の伝達を軸１と内輪２と外輪５とに
より行い、フォーク状ロッド３とロッド５との間の傾き
を内輪２の凸球面と外輪５の凹球面との間の滑りにより
吸収している。
ロッド５との間の力の伝達を軸１と内輪２と外輪５とに
より行い、フォーク状ロッド３とロッド５との間の傾き
を内輪２の凸球面と外輪５の凹球面との間の滑りにより
吸収している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】前記図６に示す球面継
手には、次の問題があった。即ち、振動台は、要求され
る加速度波形を再現させるものであるが、指示した加速
度波形を正確に再現するのは困難であり、歪みが生じ易
い。この歪みの原因の１つに球面継手が上げられる。
手には、次の問題があった。即ち、振動台は、要求され
る加速度波形を再現させるものであるが、指示した加速
度波形を正確に再現するのは困難であり、歪みが生じ易
い。この歪みの原因の１つに球面継手が上げられる。
【０００６】球面継手の内輪２と外輪６との間は、滑り
面であり、必ず隙間を設けなければならない。この隙間
は、ガタとなり、図５に示すようにロッドに加わる加振
力の正負により、ロッド３、５間の変位が急激にガタ分
（隙間分）変化する。この強い非線型特性のために加速
度波形に歪みを生じることになる。また加速度歪みの他
の要因として、球面継手の滑り面の摩擦力が挙げられ
る。内輪２と外輪６との間は、接触作動（境界潤滑作
動）のために、摩擦力は大きくて、加速度波形に歪みを
生じ易いという問題があった。
面であり、必ず隙間を設けなければならない。この隙間
は、ガタとなり、図５に示すようにロッドに加わる加振
力の正負により、ロッド３、５間の変位が急激にガタ分
（隙間分）変化する。この強い非線型特性のために加速
度波形に歪みを生じることになる。また加速度歪みの他
の要因として、球面継手の滑り面の摩擦力が挙げられ
る。内輪２と外輪６との間は、接触作動（境界潤滑作
動）のために、摩擦力は大きくて、加速度波形に歪みを
生じ易いという問題があった。
【０００７】本発明は前記の問題点に鑑み提案するもの
であり、その目的とする処は、ガタのない低摩擦の球面
継手を提供しようとする点にある。
であり、その目的とする処は、ガタのない低摩擦の球面
継手を提供しようとする点にある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、本発明の球面継手は、内輪とその周りに配設した
外輪とを有し、これら内外輪には交番荷重が作用し、前
記内輪または前記外輪の一方には、１８０°対向する位
置に、交番荷重の負荷面の全周を取り囲むように油溝が
形成され、これら各油溝にそれぞれ連通する給油孔が、
前記内外輪の一方を支持する支持部材に設けられ、前記
給油孔には、それぞれに設けられた絞りを介して給油さ
れる（請求項１）。
めに、本発明の球面継手は、内輪とその周りに配設した
外輪とを有し、これら内外輪には交番荷重が作用し、前
記内輪または前記外輪の一方には、１８０°対向する位
置に、交番荷重の負荷面の全周を取り囲むように油溝が
形成され、これら各油溝にそれぞれ連通する給油孔が、
前記内外輪の一方を支持する支持部材に設けられ、前記
給油孔には、それぞれに設けられた絞りを介して給油さ
れる（請求項１）。
【０００９】前記絞りは、直列に配列した多段オリフィ
スを内蔵していることとしてもよい（請求項２）。
スを内蔵していることとしてもよい（請求項２）。
【００１０】
【発明の実施の形態】次に本発明の球面継手を図１〜図
３に示す一実施形態により説明する。図１は同球面継手
の縦断側面図、図２は図１の矢視Ａ−Ａ線に沿う平面図
である。１が軸、２が凸球面を有する内輪で、この内輪
２が軸１に締結されている。３がフォーク状ロッドで、
軸１の両端部がフォーク状ロッド３の二股部にナット４
により締結されている。
３に示す一実施形態により説明する。図１は同球面継手
の縦断側面図、図２は図１の矢視Ａ−Ａ線に沿う平面図
である。１が軸、２が凸球面を有する内輪で、この内輪
２が軸１に締結されている。３がフォーク状ロッドで、
軸１の両端部がフォーク状ロッド３の二股部にナット４
により締結されている。
【００１１】６が凹球面を有する外輪で、この外輪６が
外輪押さえ７によりロッド５に締結されている。上記内
輪２の凸球面（滑り面）の１８０°対向位置には、図
１，図２に示すように油溝１３−１，１３−２が設けら
れている。油溝１３−１は、負荷面３−１を取り囲むよ
うに略長方形状に形成されている。油溝１３−２は、油
溝１３−１と同じ形状で、油溝１３−１とは１８０°反
対側の面に形成されている。なお油溝１３−１，１３−
２は、外輪６の凹球面（滑り面）に設けてもよい。
外輪押さえ７によりロッド５に締結されている。上記内
輪２の凸球面（滑り面）の１８０°対向位置には、図
１，図２に示すように油溝１３−１，１３−２が設けら
れている。油溝１３−１は、負荷面３−１を取り囲むよ
うに略長方形状に形成されている。油溝１３−２は、油
溝１３−１と同じ形状で、油溝１３−１とは１８０°反
対側の面に形成されている。なお油溝１３−１，１３−
２は、外輪６の凹球面（滑り面）に設けてもよい。
【００１２】軸１には、給油孔１１−１、１１−２が設
けられ、この給油孔１１−１、１１−２が内輪２に設け
た給油孔１２−１、１２−２を介して油溝１３−１、１
３−２にそれぞれ連通している。軸１の給油孔１１−
１、１１−２には、直列に配列した多段オリフィスを内
蔵した絞り１４−１、１４−２を介して給油される。
けられ、この給油孔１１−１、１１−２が内輪２に設け
た給油孔１２−１、１２−２を介して油溝１３−１、１
３−２にそれぞれ連通している。軸１の給油孔１１−
１、１１−２には、直列に配列した多段オリフィスを内
蔵した絞り１４−１、１４−２を介して給油される。
【００１３】図３は、直列に配列した多段オリフィスを
内蔵した絞り１４−１、１４−２の具体例を示してい
る。１４がホルダー、１７、１８がホルダー１４の両側
部に螺合した押さえ筒で、押さえ筒１７内には、オリフ
ィスａが設けられ、ホルダー１４内には、オリフィス
ｂ、ｃ、ｄ及びポケット１６−１、１６−２、１６−
３、１６−４を有する筒１５−１、１５−２、１５−
３、１５−４が設けられ、押さえ筒１８内には、オリフ
ィスｅが設けられている。
内蔵した絞り１４−１、１４−２の具体例を示してい
る。１４がホルダー、１７、１８がホルダー１４の両側
部に螺合した押さえ筒で、押さえ筒１７内には、オリフ
ィスａが設けられ、ホルダー１４内には、オリフィス
ｂ、ｃ、ｄ及びポケット１６−１、１６−２、１６−
３、１６−４を有する筒１５−１、１５−２、１５−
３、１５−４が設けられ、押さえ筒１８内には、オリフ
ィスｅが設けられている。
【００１４】この具体例では、各オリフィスａ〜ｅが直
列に且つ軸方向に一直線にならないように配列されてい
る。次に前記図１〜図３に示す球面継手の作用を具体的
に説明する。高圧の潤滑油が、直列に配列した多段オリ
フィスａ〜ｅを内蔵した絞り１４−１、１４−２→軸１
内に設けた給油孔１１−１、１１−２→内輪２内に設け
た給油孔１２−１、１２−２→内輪２の凸球面（滑り
面）に設けた油溝１３−１、１３−２へ導かれる。
列に且つ軸方向に一直線にならないように配列されてい
る。次に前記図１〜図３に示す球面継手の作用を具体的
に説明する。高圧の潤滑油が、直列に配列した多段オリ
フィスａ〜ｅを内蔵した絞り１４−１、１４−２→軸１
内に設けた給油孔１１−１、１１−２→内輪２内に設け
た給油孔１２−１、１２−２→内輪２の凸球面（滑り
面）に設けた油溝１３−１、１３−２へ導かれる。
【００１５】内外輪２、６には、交番荷重が作用する
が、いま、交番荷重を受けた負荷側の内輪２と外輪６と
の隙間は、小さいか或いは接触して隙間がなくなってい
る。この状態では、油溝から潤滑油が流出しにくいため
に、油溝内の油圧が大きくなって、最大は給油圧にな
る。一方、交番荷重を受けない反負荷側では、内輪２と
外輪６との隙間は、上記負荷側に比べて大きくなる。そ
のため、反負荷側に設けた油溝から潤滑油が流出し易く
なって、油溝内の油圧が負荷側の油溝の油圧よりも小さ
くなる。
が、いま、交番荷重を受けた負荷側の内輪２と外輪６と
の隙間は、小さいか或いは接触して隙間がなくなってい
る。この状態では、油溝から潤滑油が流出しにくいため
に、油溝内の油圧が大きくなって、最大は給油圧にな
る。一方、交番荷重を受けない反負荷側では、内輪２と
外輪６との隙間は、上記負荷側に比べて大きくなる。そ
のため、反負荷側に設けた油溝から潤滑油が流出し易く
なって、油溝内の油圧が負荷側の油溝の油圧よりも小さ
くなる。
【００１６】油溝により全周を取り囲まれた負荷面３−
１の油圧は、殆ど時間遅れなしに油溝の油圧と同じにな
る。従って負荷側には、反負荷側に比べて大きな静圧力
が生じる。負荷側の静圧力と反負荷側の静圧力との差に
相当する静圧力が荷重を支える。負荷された荷重とこの
静圧力とが釣り合えば、完全な静圧軸受になって、内輪
２と外輪６とが非接触状態になる。
１の油圧は、殆ど時間遅れなしに油溝の油圧と同じにな
る。従って負荷側には、反負荷側に比べて大きな静圧力
が生じる。負荷側の静圧力と反負荷側の静圧力との差に
相当する静圧力が荷重を支える。負荷された荷重とこの
静圧力とが釣り合えば、完全な静圧軸受になって、内輪
２と外輪６とが非接触状態になる。
【００１７】負荷荷重が静圧力を上回れば、内輪２と外
輪６とは接触するが、接触荷重は、負荷荷重−静圧力に
なり、接触荷重が軽減し、そのため、摩擦力が小さくな
る。以上、交番荷重の交番の周波数が小さい場合を定常
的に説明したが、周波数が大きくなると、負荷により、
内輪２と外輪６とが急速に接近する。このとき、油溝に
より全周を取り囲まれた負荷面３−１の潤滑油が内輪２
及び外輪６の接近速度により排除されて、動圧が発生す
る（これを絞り膜作用或いはスクイズ作用という）。こ
の動圧は、前記静圧力とともに負荷された荷重を支え
る。
輪６とは接触するが、接触荷重は、負荷荷重−静圧力に
なり、接触荷重が軽減し、そのため、摩擦力が小さくな
る。以上、交番荷重の交番の周波数が小さい場合を定常
的に説明したが、周波数が大きくなると、負荷により、
内輪２と外輪６とが急速に接近する。このとき、油溝に
より全周を取り囲まれた負荷面３−１の潤滑油が内輪２
及び外輪６の接近速度により排除されて、動圧が発生す
る（これを絞り膜作用或いはスクイズ作用という）。こ
の動圧は、前記静圧力とともに負荷された荷重を支え
る。
【００１８】このように本発明の球面継手は、静圧軸受
作用とともに動圧軸受作用とを有するので、２面間は接
近しにくく、接近するには時間を要する。図４は、この
関係を示している。図５のように加振力の正負の切り換
えでステップ状に急激に変化するのではなく、図４のよ
うに緩やかに変化する。即ち、ガタのないばね支持の特
性を有することになる。また静圧力と動圧力とにより、
非接触支持或いは負荷荷重の大部分を静圧力で受け持
ち、接触荷重を低減できるので、摩擦力が大幅に低減さ
れる。
作用とともに動圧軸受作用とを有するので、２面間は接
近しにくく、接近するには時間を要する。図４は、この
関係を示している。図５のように加振力の正負の切り換
えでステップ状に急激に変化するのではなく、図４のよ
うに緩やかに変化する。即ち、ガタのないばね支持の特
性を有することになる。また静圧力と動圧力とにより、
非接触支持或いは負荷荷重の大部分を静圧力で受け持
ち、接触荷重を低減できるので、摩擦力が大幅に低減さ
れる。
【００１９】次に直列に配列した多段オリフィスａ〜ｅ
を内蔵した絞り１４−１、１４−２の作用を具体的に説
明する。内輪２と外輪６との間の軸受直径隙間は、一般
の球面軸受に比べて小さい。何故ならば、大きな軸受直
径隙間は、交番荷重に対してガタとなり、加速度歪みを
誘発するためである。
を内蔵した絞り１４−１、１４−２の作用を具体的に説
明する。内輪２と外輪６との間の軸受直径隙間は、一般
の球面軸受に比べて小さい。何故ならば、大きな軸受直
径隙間は、交番荷重に対してガタとなり、加速度歪みを
誘発するためである。
【００２０】内輪２と外輪６との間の軸受直径隙間が小
さいため、油溝からの潤滑油が流出しにくく、前記反負
荷側の油溝内の油圧が低下しにくく、負荷側の油溝内の
油圧との差が小さくなる。このことは、負荷側の静圧力
と反負荷側の静圧力との差が小さいことを意味して、静
圧軸受作用が弱いことになる。軸受直径隙間が小さい場
合、大きな静圧軸受作用を得るためには、軸受直径隙間
に見合う小口径の絞りを用いる必要がある。しかし口径
が小さいと、潤滑油中のゴミなどの目詰まりによる閉塞
を生じるが、直列に配列した多段オリフィスを用いる
と、オリフィス口径が大きくても、小口径の絞りと同一
の絞り作用になって、目詰まりの問題が解消される。
さいため、油溝からの潤滑油が流出しにくく、前記反負
荷側の油溝内の油圧が低下しにくく、負荷側の油溝内の
油圧との差が小さくなる。このことは、負荷側の静圧力
と反負荷側の静圧力との差が小さいことを意味して、静
圧軸受作用が弱いことになる。軸受直径隙間が小さい場
合、大きな静圧軸受作用を得るためには、軸受直径隙間
に見合う小口径の絞りを用いる必要がある。しかし口径
が小さいと、潤滑油中のゴミなどの目詰まりによる閉塞
を生じるが、直列に配列した多段オリフィスを用いる
と、オリフィス口径が大きくても、小口径の絞りと同一
の絞り作用になって、目詰まりの問題が解消される。
【００２１】なお図１の実施形態では、油溝１３−１、
１３−２を内輪２の凸球面の１８０°対向位置に設け、
同油溝１３−１、１３−２に連通する給油孔１１−１、
１１−２に絞り１４−１、１４−２を設けた場合を示し
ているが、外輪６の凹球面の１８０°対向位置に油溝１
３−１、１３−２を設け、同油溝１３−１、１３−２に
連通する給油孔１１−１、１１−２に連通する給油孔
（外輪６の軸受ハウジングに設けた給油孔）に絞り１４
−１、１４−２を設けて、ロッド５側から給油を行って
も同一の作用を達成できる。
１３−２を内輪２の凸球面の１８０°対向位置に設け、
同油溝１３−１、１３−２に連通する給油孔１１−１、
１１−２に絞り１４−１、１４−２を設けた場合を示し
ているが、外輪６の凹球面の１８０°対向位置に油溝１
３−１、１３−２を設け、同油溝１３−１、１３−２に
連通する給油孔１１−１、１１−２に連通する給油孔
（外輪６の軸受ハウジングに設けた給油孔）に絞り１４
−１、１４−２を設けて、ロッド５側から給油を行って
も同一の作用を達成できる。
【００２２】
【発明の効果】本発明の球面継手は前記のように構成さ
れており、次の効果を達成できる。即ち、周波数が大き
くなると、負荷により、内輪と外輪とが急速に接近し、
油溝により油溝により全周を取り囲まれた負荷面の潤滑
油が内輪及び外輪の接近速度により排除されて、動圧が
発生し、この結果、２面間が接近しにくく、接近するに
は時間を要する（図４参照）。つまり図５のように変位
が加振力の正負の切り換えでステップ状に変化するので
はなく、図４のように緩やかに変化し、ガタのないばね
支持の特性を有することになって、加速度波形に歪みが
生じにくくなる。また負荷荷重の全て或いは大部分が静
圧力と動圧力とで受け持たれ、非接触乃至接触で受け持
たなければならない荷重が低減するので、摩擦力が大幅
に低減する。摩擦力の低減は、加速度歪みの低減に寄与
する。また非接触になるし、接触しても接触荷重が小さ
くなるので、焼付きや磨耗などの損傷も防止できる。
れており、次の効果を達成できる。即ち、周波数が大き
くなると、負荷により、内輪と外輪とが急速に接近し、
油溝により油溝により全周を取り囲まれた負荷面の潤滑
油が内輪及び外輪の接近速度により排除されて、動圧が
発生し、この結果、２面間が接近しにくく、接近するに
は時間を要する（図４参照）。つまり図５のように変位
が加振力の正負の切り換えでステップ状に変化するので
はなく、図４のように緩やかに変化し、ガタのないばね
支持の特性を有することになって、加速度波形に歪みが
生じにくくなる。また負荷荷重の全て或いは大部分が静
圧力と動圧力とで受け持たれ、非接触乃至接触で受け持
たなければならない荷重が低減するので、摩擦力が大幅
に低減する。摩擦力の低減は、加速度歪みの低減に寄与
する。また非接触になるし、接触しても接触荷重が小さ
くなるので、焼付きや磨耗などの損傷も防止できる。
【００２３】また直列に配列した多段オリフィスを内蔵
した絞りの効果は、次の通りである。図３において、油
入口と油出口との差圧をΔＰ、オリフィスの個数をｎと
すると、オリフィス１個当たりの差圧は、ΔＰ／ｎにな
る。従って多段オリフィスを流れる流量Ｑn は、
した絞りの効果は、次の通りである。図３において、油
入口と油出口との差圧をΔＰ、オリフィスの個数をｎと
すると、オリフィス１個当たりの差圧は、ΔＰ／ｎにな
る。従って多段オリフィスを流れる流量Ｑn は、
【００２４】
【数１】
【００２５】上記式により、
【００２６】
【数２】
【００２７】このことにより、ｎ＝５段にすると、１個
当たりの場合よりも１．５倍大きな口径にできることが
判る。球面継手では、ガタ量を小さくするために軸受直
径隙間が小さい。このためにオリフィス口径を小さくし
なければ、静圧軸受機能を得にくい。しかしオリフィス
口径が小さいと、潤滑油中のゴミなどの目詰まりによる
閉塞を生じるが、直列に配列した多段オリフィスを用い
ると、オリフィス口径が大きくても、小口径の絞りと同
一の絞り作用になって、目詰まりの問題が解消される
（ｎ＝５の場合、約１．５倍大きくなる）。
当たりの場合よりも１．５倍大きな口径にできることが
判る。球面継手では、ガタ量を小さくするために軸受直
径隙間が小さい。このためにオリフィス口径を小さくし
なければ、静圧軸受機能を得にくい。しかしオリフィス
口径が小さいと、潤滑油中のゴミなどの目詰まりによる
閉塞を生じるが、直列に配列した多段オリフィスを用い
ると、オリフィス口径が大きくても、小口径の絞りと同
一の絞り作用になって、目詰まりの問題が解消される
（ｎ＝５の場合、約１．５倍大きくなる）。
【図１】本発明の球面継手の一実施形態を示す縦断側面
図である。
図である。
【図２】図１の矢視Ａ−Ａ線に沿う平面図である。
【図３】直列に配列した多段オリフィスを内蔵した絞り
を示す縦断側面図である。
を示す縦断側面図である。
【図４】同球面継手の加振力と変位との関係を示す説明
図である。
図である。
【図５】従来の球面継手の加振力と変位との関係を示す
説明図である。
説明図である。
【図６】従来の球面継手を示す縦断側面図である。
１ 軸（内輪２の支持部材）
２ 凸球面を有する内輪
３ フォーク状ロッド
３−１ 負荷面
４ ナット
５ ロッド
６ 凹球面を有する外輪
７ 外輪押さえ
１１−１ 給油孔
１１−２ 〃
１２−１ 給油孔
１２−２ 〃
１３−１ 油溝
１３−２ 〃
１４−１ 絞り
１４−２ 〃
ａ〜ｅ 多段オリフィス
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(56)参考文献 特開 平１−172626（ＪＰ，Ａ)
特開 昭53−21345（ＪＰ，Ａ)
実開 平２−101847（ＪＰ，Ｕ)
実開 昭63−158684（ＪＰ，Ｕ)
実開 平２−88092（ＪＰ，Ｕ)
実開 平５−96545（ＪＰ，Ｕ)
実開 昭61−160318（ＪＰ，Ｕ)
実開 平１−180012（ＪＰ，Ｕ)
実開 平４−106594（ＪＰ，Ｕ)
実公 平７−23611（ＪＰ，Ｙ２)
(58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名)
F16C 11/04 - 11/06
F16C 33/10
F16C 23/04
Claims (2)
- 【請求項１】 内輪とその周りに配設した外輪とを有
し、これら内外輪には交番荷重が作用し、前記内輪また
は前記外輪の一方には、１８０°対向する位置に、交番
荷重の負荷面の全周を取り囲むように油溝が形成され、
これら各油溝にそれぞれ連通する給油孔が、前記内外輪
の一方を支持する支持部材に設けられ、前記給油孔に
は、それぞれに設けられた絞りを介して給油されること
を特徴とする球面継手。 - 【請求項２】 前記絞りは、直列に配列した多段オリフ
ィスを内蔵していることを特徴とする請求項１記載の球
面継手。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP34100595A JP3388973B2 (ja) | 1995-12-27 | 1995-12-27 | 球面継手 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP34100595A JP3388973B2 (ja) | 1995-12-27 | 1995-12-27 | 球面継手 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH09177786A JPH09177786A (ja) | 1997-07-11 |
| JP3388973B2 true JP3388973B2 (ja) | 2003-03-24 |
Family
ID=18342332
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP34100595A Expired - Lifetime JP3388973B2 (ja) | 1995-12-27 | 1995-12-27 | 球面継手 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3388973B2 (ja) |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE112005001719T5 (de) | 2004-07-20 | 2007-05-10 | Komatsu Ltd. | Kugelförmiges Gleitlagersystem |
| KR101811451B1 (ko) * | 2011-06-29 | 2017-12-21 | 엘지이노텍 주식회사 | 볼 조인트 유닛 |
| JP5923397B2 (ja) * | 2012-06-29 | 2016-05-24 | 株式会社ショーワ | シートダンパー |
| US9925838B2 (en) * | 2014-03-04 | 2018-03-27 | Federal-Mogul Motorparts Llc | Ball joint assembly for a control arm |
| CN104459178B (zh) * | 2014-12-05 | 2018-01-16 | 西安航空动力控制科技有限公司 | 一种用于机械转速传感器的顶针 |
-
1995
- 1995-12-27 JP JP34100595A patent/JP3388973B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH09177786A (ja) | 1997-07-11 |
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