JP3664520B2

JP3664520B2 - One-way rolling bearing clutch with torque limiter function

Info

Publication number: JP3664520B2
Application number: JP16922895A
Authority: JP
Inventors: 薫星出
Original assignee: THK Co Ltd
Current assignee: THK Co Ltd
Priority date: 1995-06-12
Filing date: 1995-06-12
Publication date: 2005-06-29
Anticipated expiration: 2020-06-29
Also published as: JPH08338452A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、一方向にはローラの転がりをロック状態にしてトルク伝達を可能とする転がり軸受とクラッチの機能を合わせ持った一方向転がり軸受クラッチに関し、特にロック方向にトルクリミッタ機能を備えた一方向転がり軸受クラッチに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のこの種の一方向転がり軸受クラッチとしては、たとえば図９に示すような構成となっている。
【０００３】
すなわち、内輪１００と、外輪１０１と、内輪１００外周と外輪１０１内周の間に介装される多数のローラ１０４とを備えている。ローラ１０４は、図９(ｂ)に示すように、内，外輪１００，１０１の中心軸ｘに対して所定のねじれ角βでもって配置されている。内輪１００外周の軌道面１０２は先細となるような円錐台形状のテーパ面で、外輪１０１内周の軌道面１０３も内輪１００の軌道面１０５に対応して円錐台形状に成形されている。また、これらの軌道面１０２，１０３はローラ１０４が線接触することが条件となるので、ローラ１０４を中心軸ｘを中心にして回転させた軌跡である単葉双曲面となる。内，外輪１００，１０１の軌道面１０２，１０３は中心軸ｘに対して所定のソケット角φでもって傾斜している。
【０００４】
ローラ１０４は所定のねじれ角βでもって内，外輪１００，１０１の軌道面１０２，１０３と接触し、内外輪１００，１０１の回転に伴ってローラ１０４が軌道面１０２，１０３間で螺旋状に転がることになる。
【０００５】
図９(ｂ)に示すように、ローラ１０４を介して内輪１００を外輪１０１内にねじり込む方向に回転させると、ローラ１０４の転がりによって内輪１００と外輪１０１が軸方向に接近させるクラッチ分力Ｆ１が働き、内輪１００と外輪１０１間のローラ１０４がロック状態となってトルク伝達が可能となる。
【０００６】
一方、逆方向に回転させると、図９(ｃ)に示すように、ローラ１０４の転がりによって内外輪１００，１０１を互いに引き離す方向の転がり分力Ｆ２が発生し、ローラ１０４がフリー状態で転がり回転する。
【０００７】
このような特性を利用して、一方向にはトルクを伝達し、他方向にはフリーに回転する一方向クラッチとして利用されている。このローラ１０４を内外輪１００，１０１に初期接触させるために、内輪１００と外輪１０１間に軽い予圧を加える予圧ばね１０５が設けられている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら上記した従来技術の場合には、ロック状態で過剰なトルクが加わると、ローラ１０４が内，外輪１００，１０１の軌道面１０２，１０３間に転がり込み過ぎて外輪１０１が破損に至るおそれがあった。
【０００９】
また、図１０に示すように、一方向クラッチとして利用する場合よりも大きな軸方向予圧を加える予圧ばね１０６を設け、一方向転がり軸受クラッチのフリー回転方向に所定量の摩擦トルクを発生させ、トルクリミッタ機能を持たせたトルクアブソーバも知られている。
【００１０】
しかし、このようにフリー回転方向でトルクリミッタ機能を持たせたものでは、逆回転方向はロックすることになり、本来の一方向クラッチとして利用できないことになる。
【００１１】
本発明は上記した従来技術の問題点を解決するためになされたもので、その目的とするところは、ロック状態で過剰トルクが作用した際にローラをスリップさせて過剰トルクを吸収し得るトルクリミッタ機能を備えた一方向転がり軸受クラッチを提供することにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明にあっては、内輪と、外輪と、内輪外周と外輪内周に形成されたテーパ状の軌道面間に介装される多数のローラと、前記内輪と外輪を軸方向に押圧して内外輪の軌道面を近づける方向に付勢する予圧付与手段と、を備え、前記ローラは内外輪の中心軸に対して所定のねじれ角でもって傾斜配置され、内輪及び外輪の軌道面を前記ローラを中心軸に対して回転させた際の回転軌跡である双曲面形状とし、内外輪を一方向に相対回転させる場合にはロックして一方向にのみトルクを伝達する一方向転がり軸受クラッチにおいて、前記内外輪のロック方向の相対回転時に、ローラと外輪及び内輪の軌道面との接触部の最大静止摩擦トルクの範囲でトルクを伝達可能とし、最大静止摩擦トルクを越える過剰トルクが作用するとローラと外輪及び内輪との軌道面の接触部をすべらせて過剰トルクを吸収可能としたことを特徴とする。
【００１３】
ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との少なくともいずれか一方の接触部の転がり接触角を、当該接触部の静止摩擦係数に対応する摩擦角よりも大きい値に設定したことを特徴とする。
【００１４】
ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との食い込み角を（ψ）、接触部の静止摩擦係数を（μs）とした場合に、食い込み角（ψ）を、式tan（ψ／２）＞μsの関係となるように設定したことを特徴とする。
【００１５】
ローラと外輪の軌道面との接線と中心角とのなす角をソケット角とした場合に、ローラのねじれ角をほぼ２１°〜２４°、ソケット角をほぼ８°〜１０°の範囲に設定したことを特徴とする。
【００１６】
ローラのねじれ角を２１°、ソケット角を１０°に設定したことを特徴とする。
【００１７】
予圧付与手段による予圧を調整可能とする予圧調整機構を備えていることを特徴とする。
【００１８】
【作用】
従来の一方向転がり軸受クラッチでは、内外輪をロックする方向に回転させた場合には、ローラを内外輪の軌道面に対して食い付かせて内外輪間がテーパねじ状に締め込んでいくのに対して、本願発明の場合には、ローラをすべらせて内外輪の軌道面間に転がって食い付いていかないようにしたものである。
【００１９】
トルクの伝達は、予圧付与手段によってローラと内外輪の軌道面との接触面圧を大きくし、ローラと外輪及び内輪の軌道面との接触部の最大静止摩擦トルクの範囲でトルク伝達を可能とする。
【００２０】
このようにすれば、最大静止摩擦トルクまではローラは軌道面との接触部ですべらず入力トルクがそのまま出力トルクとして伝達され、最大静止摩擦トルクを越えるとローラが軸方向にすべりつつ転がる状態となり、過剰トルクが吸収されて伝達される出力トルクは所定の値に制限される。
【００２１】
外輪と内輪を逆方向に回転させた場合には、ローラは外輪と内輪を引き離す方向に転動することになり、ローラは軌道面上を軸方向にすべりつつ転がることになる。
【００２２】
ローラが内外輪の軌道面間に食い付かない条件としては、たとえば、ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との少なくともいずれか一方の接触部の転がり接触角を、接触部の静止摩擦係数に対応する摩擦角よりも大きい値に設定しておけば、ローラが内外輪の軌道面のいずれかですべるために転がり込んでいかない。
【００２３】
また、内外輪の転がり接触角はほぼ等しいものとして、食い込み角（ψ）と最大静止摩擦係数（μs）の関係を、tan（ψ／２）＞μsと設定してもよい。
【００２４】
この場合に、転がり接触角（θ）あるいは食い込み角（ψ）は、ローラねじれ角（β）とソケット角（φ）で幾何学的に定まるので、ローラが食い付いていかない条件を、ローラねじれ角（β）とソケット角（φ）でもって定めることができる。
【００２５】
特に、ローラねじれ角βを２１°〜２４°、ソケット角φを８〜１０°の範囲とすることが好ましい。
【００２６】
ローラのねじれ角βが２１°以下になるとロックしやすくなり、２５°以上になると転がりにくくなる。また、ソケット角φが８°以下になるとロックしやすく、１０°を越えるとスリップしやすく安定性が悪くなってくる傾向があるからである。
【００２７】
特に、ねじれ角βをほぼ２１°、ソケット角φをほぼ８°に設定することが好適である。
【００２８】
予圧付与手段により付与される予圧を調整可能としておけば、制限されるトルクの大きさを任意の値に制御することができる。
【００２９】
【実施例】
以下に本発明を図示の実施例に基づいて説明する。
【００３０】
図１には本発明の第１実施例に係るトルクリミッタ付き一方向転がり軸受クラッチを示している。
【００３１】
すなわち、この一方向転がり軸受クラッチ１は、内輪２と、外輪３と、内輪２外周と外輪３内周の間に介装される多数のローラ４とを備えている。ローラ４は、図１(ｃ)に示すように、内，外輪２，３の中心軸ｘに対して所定のねじれ角βでもって配置されている。内輪２外周の軌道面５は先細となるような円錐台形状のテーパ面で、外輪３内周の軌道面６も内輪２の軌道面５に対応して円錐台形状に成形されている。
【００３２】
ここで、内，外輪２，３の軌道面５，６はローラ４が線接触してはじめて機能を満足するものであり、図３(ａ)及び(ｂ)に示すように、ローラ４を中心軸ｘの周りに公転させた場合のローラ４の外周及び内周の軌跡であり双曲面形状となる。
【００３３】
内，外輪２，３の軌道面５，６は中心軸ｘに対して所定のソケット角φでもって傾斜している。ソケット角φとは、図１(ｃ)に示すように、内輪２及び外輪３の中心軸線ｘを通る平面で切断した双曲線となる軌道断面のローラ接点Ｐ（ｘ0，ｙ0）における接線ａと中心軸ｘとのなす角である。
【００３４】
ローラ４は保持器７によって所定間隔に保持されている。ローラ４のねじれ角βは保持器７によって保持されるのではなく、内，外輪２，３の軌道面５，６の双曲面形状によって自動的に維持される。保持器７は、内外輪２，３を分解した際にローラ４がバラバラにならないように保持するものである。
【００３５】
内輪２内周にトルク入力側の駆動部材が固定され、外輪３に従動側の部材が連結される。本実施例では外輪３外周にスプロケット歯８が一体成形されている。
【００３６】
内輪２と外輪３間には、内，外輪２，３間に軸方向予圧を付与する予圧付与手段としての予圧ばね９が設けられている。この予圧ばね９は環状の板ばね構造で、内輪２の大径部側に配置されている。予圧ばね９の外径端部は固定リング１０によって外輪３に固定され、内径端部がスラストベアリング１１を介して内輪２の大径部側端部に圧接されており、内輪２を外輪３内にくさび状に打ち込むように付勢している。
【００３７】
予圧ばね９としては板ばねに限定されるものではなく、たとえばコイルスプリング等の他のばねを用いることができる。また予圧付与手段としては、ばねに限らず、軸方向予圧を加えることができる構成、たとえば磁石や流体圧シリンダ等の種々の構成をとることができる。
【００３８】
なお、１２は、内輪２の小径先端部側の内輪２と外輪３間の隙間に介装されるシール部材である。
【００３９】
本発明では、内外輪２，３のロック方向の相対回転時に、ローラ４と内，外輪２，３の軌道面５，６との接触部の最大静止摩擦トルクの範囲でトルクを伝達可能とし、最大静止摩擦トルクを越える過剰トルクが作用するとローラ４と内外輪２，３の軌道面５，６との接触部をすべらせて過剰トルクを吸収可能としたものである。
【００４０】
ここで、内外輪２，３にロック方向のトルクが加えられた場合の内，外輪２，３とローラ４の挙動を検討すると、ローラ４がねじれ角を有するために、ローラ４を介して内輪２が外輪３内に軸方向に深く食い込む方向に案内される。このとき、ローラ４と軌道面５，６間がすべらないで軌道面５，６に食い込んでいくと外輪３に作用する内圧が増大する一方となって破損に至る。このローラ４が軌道面５，６との接触部ですべれば内輪２が外輪３内にそれ以上入り込まないことになる。
【００４１】
実際にローラ４に作用している力関係は複雑であるが、ローラ４の軸線方向から見たローラ４と内外輪２，３の軌道面５，６との少なくともいずれか一方の接触部の転がり接触角を、当該接触部の静止摩擦係数に対応する摩擦角よりも大きい値に設定しておけば、ローラ４が軌道面ですべることになり、ローラがトルクによって軌道面に食い込むことが防止できると考えられる。
【００４２】
転がり接触角とは、内輪２の軌道面５の外径、外輪３の軌道面６の内径のローラ４の転動方向に沿った増加、縮小度合いを示す角度のことである。
【００４３】
図４(ａ)に示すテーパねじを参考にして説明すると、テーパねじ１３のねじ山１４は仮想円筒面１５に対して所定のリード角βでもって螺旋状に巻き付けられると同時に、その外周は中心軸ｘに対して所定のソケット角φでもって上方に向かって拡径する円錐台１６の外周上に位置する。したがって、ねじ山１４外径は仮想円筒面１５に対して上方に向かうにつれて所定の角度θで徐々に拡大するくさび形状となる。この角度θを転がり接触角とする。
【００４４】
この転がり接触角θは、テーパねじとした場合のおねじとめねじのねじりに伴うねじ径の増加または減少角を求めたものであるが、おねじをめねじにねじ込むときは、この両者の転がり接触角の和が実際のくさび角となる。
【００４５】
一方向転がり軸受クラッチ１の場合には、内輪２と外輪３間に介在するローラ４がねじれ角βを有しているので、ローラ４を介して内輪２と外輪３を相対回転させると、ローラ４の転がり方向によって、あたかもリード角βのねじが存在するように内輪２が外輪３内にねじり込まれ、ローラ４が内輪２と外輪３の軌道面５，６間に食い込むことになり、テーパねじ１３と全く同様の関係となる。
【００４６】
図４(ｂ)には、一方向転がり軸受クラッチ１の内，外輪２，３をローラ４の転がり方向に螺旋状に切断した図を示している。図示するように、内輪２側の軌道面５はローラ４の転動方向に転がり接触角θiでもって徐々に大径となるように傾斜し、外輪３側の軌道面６は上方に向かって転がり接触角θ0でもって徐々に小径となるように傾斜している。
【００４７】
図４(ｃ)は、この軌道面５，６間に介在するローラ４を軸方向から見たみた模式図である。
【００４８】
内輪２と外輪３の軌道面５，６間が狭まる方向に相対移動させるとローラ４が食い込むことになる。このローラ４の食い込み状態は、内輪２側と外輪３側の転がり接触角θiとθoの両方が作用するので、両方を合成して食い込み角ψと定義する。
【００４９】
上記したように、内輪２と外輪３の軌道面５，６とローラ４をすべらせる条件として、ローラ４と軌道面５，６との接触部の転がり接触角θi，θoの少なくともいずれか一方が、接触部の静止摩擦係数μsi，μsoに対応する摩擦角λi，λoよりも大きくなるように設定すればよい。すなわち、θi＞λiかθo＞λoの一方、あるいは、θi＞λiかつθo＞λoの条件であればよい。
【００５０】
ここで、摩擦角とは、平らな斜面上に物体をのせて徐々に傾けた場合にすべり始める角度のことで、tanλi＝μsi、tanλo＝μsoである。したがって、摩擦角を最大摩擦係数との関係で書き換えれば、tanθi＞μsiとtanθo＞μsoの２条件のうちの少なくともいずれか一方の条件である。
【００５１】
図１(ｄ)は、転がり摩擦角θiとθoの合成角（θi＋θo）として定義される食い込み角ψをモデル的に表したものである。
【００５２】
内，外輪２，３は同一材料であり、ローラ４と両軌道面５，６との接触部の静止摩擦係数は等しく、また、内輪２と外輪３の軌道面５，６との転がり接触角θi，θoはほぼ等しいと考えられるので、食い込み角を（ψ）が、式tan（ψ／２）＞μsの関係を満足するように設定した。このように設定しても実用上問題はない。図中、Ｎは接触面からローラ４に作用する抗力、Ｆは摩擦力、Ｐはその合力である。以下（φ／２）をθとして説明する。
【００５３】
しかし、このような転がり接触角θを測定して成形することは困難であり、実際はローラねじれ角βとソケット角φとの関係でθが設定される。
【００５４】
この接触角θ，ローラねじれ角β及びソケット角φは、幾何学的に一定の関係を有している。
【００５５】
図４(ａ)に示したテーパねじモデルで説明すると、次式のような関係となる。
【００５６】
tanθ＝sinβ・tanφ
すなわち、図中、ｈ＝ｌtanβ，Δ＝ｈtanφよりΔ＝ｌtanβ・tanφ。また、ｌ1＝ｌ／COSβ、tanθ＝Δ／ｌ1より、tanθ＝cosβ・tanβ・tanφ＝sinβ・tanφで証明される。この関係式は一方向転がり軸受クラッチでも全く同一の関係となる。
【００５７】
したがって、ローラねじれ角βと、ソケット角φが、sinβ・tanφ＞μsとなるように設定すればよい。
【００５８】
ローラねじれ角βとソケット角φについては、静止摩擦係数の大きさとの兼ね合いとなるが、ローラねじれ角βをほぼ２１°〜２４°程度、ソケット角φはほぼ８°〜１０°程度とすることが効果的である。特に、ローラねじれ角βを約２１°、ソケット角φを約１０付近に設定することが好適である。
【００５９】
ローラねじれ角βが２１°以下になるとローラ４がロックしやすくなり、２５°以上になるとローラ４が転がりにくくなる。また、ソケット角φが８°以下になるとロックしやすくなり、１０°を越えるとスリップしやすく安定性が悪くなってくる。
【００６０】
この点、従来はローラねじれ角βを１５°〜１８°、ソケット角φを４°〜４．５°の範囲で使用していた。この条件では過剰なトルクが作用すると外輪の破損に至った。これはローラ４が内外輪２，３の軌道面５，６に食い付いて接触部で滑らないからである。
【００６１】
tanθ＝sinβ・tanφを計算すると、β；１５°〜１８°，φ；４°〜４．５°の場合には０．０２程度、β；２１°〜２４°，φ；８°〜１０°の場合は約０．０５７、β；２１°，φ；８°の場合は０．０５〜０．０６程度となり、μsを０．０２〜０．０５の範囲とすれば、β；２１°〜２４°，φ；８°〜１０°の範囲でローラ４がすべるものと思量される。
【００６２】
もちろん、ローラねじれ角βとソケット角φは相対的なもので、ローラねじれ角βを従来と同様にほぼ１５°〜１８°の範囲とし、それに合わせてtanθ＝sinβ・tanφがμsの値より大きくなるようにソケット角φを選べばよいし、逆にソケット角φを従来の４°〜４．５°の範囲に設定し、それに合わせてtanθ＝sinβ・tanφがμsの値より大きくなるように設定すればよい。
【００６３】
また、上記数値以外のローラねじれ角βが上記以外の１５°以下の範囲、１８〜２１°間の範囲、さらに２４°以上の範囲についても適用可能である。
【００６４】
また、ソケット角φについても、上記以外の４°以下の範囲、４．５〜８°の範囲、１０°以上の範囲も適用可能である。
【００６５】
さらに、最大静止摩擦係数μsについても、上記した０．０２〜０．０５程度に限定されるものではなく、０．１，０．１５等種々の値をとり得る。すなわち、ローラねじれ角βを１５°〜１８°、ソケット角φを４°〜４．５°と、従来のままの角度設定とし、最大静止摩擦係数μsを０．０２より小さくすればすべる条件になる。あくまでも最大静止摩擦係数μsとローラ４の転がり摩擦角θあるいは食い込み角φとの相対関係である。
【００６６】
上記ローラねじれ各βとソケット角φとの間にも、図３(ｃ)に示すように、幾何学的に一定の関係がある。
【００６７】
図３(ｃ)より次式の関係が成立する。
【００６８】
【数１】

ここで、ローラ４の食い込み角ψは、内外輪２，３とローラ４の転がり接触角θi，θoの和であるから、次式で示される。
【００６９】
【数２】

この関係について説明すると、図３(ｃ)に示すように、ローラ４のねじれ角θによって軌道断面形状が決定する。ソケット角φは、決定された軌道断面のどの範囲を実際に軌道として使うかで決まる。すなわち、ローラ接点ＰのＸ座標（上式中のｘ0）と、予め定めたＦの値で決まることになる。ローラ接点はローラの軸方向中央位置である。
【００７０】
図２は、上記一方向転がり軸受クラッチの動作説明図である。
【００７１】
駆動トルクは内輪２から外輪３側に伝達されるものとする。
【００７２】
予圧ばねによって軸方向予圧が付与されてローラ４は内輪２と外輪３間の軌道面５，６間にくさび状に食い込んで接触面の法線方向の抗力を増大させ、静止摩擦力を大きくしている。軸方向予圧については、従来では２〜３［kg］程度のばね荷重であったものを、２００〜３００［kg］程度のばね荷重に設定している。
【００７３】
すなわち、従来はローラ４の転がりによる能動的な食い付き作用を利用していたので初期圧接力を与えるだけで、ローラ４が転がり込むことによってロックしていたが、本願発明ではローラの転がりによる食い付き作用が発生しないようにしているので、すべらないように高い荷重を負荷している。
【００７４】
そして、この静止摩擦力による静止摩擦トルクの範囲で駆動軸から駆動トルクＴ１が入力する場合には、図２(ａ)，(ｄ)に示すように同一の出力トルクＴ１が伝達される。
【００７５】
次いで、静止摩擦トルクを越える過剰なトルクＴ２が入力されると、ローラ４は螺旋状に軌道面間に螺旋状に食い込んでいかないで、軸方向にすべりながら転がりトルクが吸収されて伝達されるトルクＴ３は所定の大きさに制限される（図２(ｂ)，(ｅ)参照）。
【００７６】
この状態をグラフで示すと、図２(ｇ)に示すような関係となる。
【００７７】
一方、図２(ｃ)，(ｆ)に示すように、逆方向に回転させると、ローラ４は抜け出す方向にすべりながら転がり、トルクは伝達されず内輪２のみがフリー回転する。
【００７８】
ただし、大きな予圧を付与しているので、ローラ４の回転による引き離し分力との兼ね合いで、引き離し分力よりも予圧が大きいと、完全にフリー状態とはならずに摺動摩擦分のトルクが伝達される。
【００７９】
引き離し分力を大きくすれば、完全にフリーにすることも可能である。
【００８０】
図１１には実験結果を示している。この実験例は、ローラねじれ角βが２１°、ソケット角φが１０°の場合である。これはロック側及びフリー側のそれぞれに過大な静トルクを入力し、トルクリミット性能を確認したものである。
【００８１】
グラフから明きらかなように、出力トルクが所定のトルク（１８．５［kgf・m］程度）に制限されていることが分かる。この制限トルクは予圧ばね９のばね荷重によって任意の値に設定することができる。従来は２〜３［kg］程度のばね荷重に設定していたが、本実施例では２００〜３００［kg］程度のばね荷重を加えてローラ４の摩擦力を増大させ、制限トルクまではスリップしないようにしている。また、図中、組幅変位量δとは外輪と内輪の軸方向組み付け幅の変位量である。ロック方向に回転させた場合には内輪が外輪内に軸方向に食い込む状態を示している。
【００８２】
また、逆方向に回転させた場合には、ローラ４の回転による引き離し方向の分力が作用するので、制限された出力トルクがロック方向と比較して小さく（７．０［kgf・m］程度）、組幅変位量δも小さい。
［他の実施例］
次に、図５〜図８を参照して本発明の他の実施例について説明する。
【００８３】
以下の他の実施例でも、内輪と外輪の軌道面間にローラが転がり食い込まないように、ローラと軌道面の接触部がすべることが条件となっており、第１実施例の場合と全く同様の構造なので、ローラと内外輪との転がり接触角の関係については説明を省略する。
【００８４】
図５には本発明の第２実施例が示されている。
【００８５】
第２実施例の一方向転がり軸受クラッチ２０の場合には、軸方向の外輪２３移動が取付けに影響しないよう外環２１１を用いたものである。すなわち、内輪２２の延長部２２１外周にベアリング２１２を介して外環２８が軸方向には固定で回転方向に移動自在に支持されている。
【００８６】
この外環２１１の外輪２３側端面には、外輪２３を軸方向に移動自在に支持する環状壁２１３が突出しており、この環状壁２１３内周に外輪２３の端部がボールスプライン２１４を介して軸方向に相対移動自在で、回転方向には一体的に移動するように支持されている。そして、外輪２２と外環２８の対向端面間には予圧ばね２９が介装されており、内輪２２に対して外輪２３を軸方向に押圧してローラ２４に予圧を付与するように構成されている。
【００８７】
図６には本発明の第３実施例が示されている。
【００８８】
この第３実施例は制限されるトルクを調整可能とした例である。
【００８９】
この一方向転がり軸受クラッチ３０の場合も、軸方向の外輪移動が取付けに影響しないよう外環３１１を用いたものである。この外環３１１は外輪３３を収納する収納凹部３１３を備えた筒状部材で、一端がベアリング３１２を介して内輪３２の第１延長部３２１外周に回転自在に支持されており、他端に収納凹部３１３が開口し、ボールスプライン３１４を介して収納凹部３１３内周に外輪３３が軸方向に移動自在に支持されている。
【００９０】
また、内輪３２の他方端の第２延長部３２２には外輪３３を軸方向に押圧して軸方向予圧を付与する予圧付与手段としての予圧ばね３９が設けられており、この予圧ばね３９の押圧力を調整するための予圧調整ナット３９１がねじ込まれている。予圧ばね３９は環状の板ばねで、内輪３２の第２延長部３２２外周に軸方向に移動自在に挿入されている。この予圧ばね３９の外径端部はスラストベアリング３１５を介して外輪３３端面に圧接され、内径端部が第２延長部３２２にねじ込まれる予圧調整ナット３９１によって押圧されている。この予圧調整ナット３９１のねじ込み量を調整することによって軸方向予圧を調整可能となっている。
【００９１】
この軸方向予圧を調整することによって最大静止摩擦トルクが変化させることが可能となり、図６(ｂ)に示すように、制限トルクＴ３の大きさを調整することができる。
【００９２】
図７には、本発明の第４実施例が示されている。
【００９３】
この第４実施例はローラの長さを短くして複列に配置したもので、高速回転使用、高トルクを負荷する場合に最適である。
【００９４】
すなわち、一つの筒状の内輪４２外周に、軸方向中央を境にして左右に２箇所に両端に向けて徐々に小径となるように傾斜する左右内輪軌道面４５１，４５２を設けている。
【００９５】
一方、この左右内輪軌道面４５１，４５２に対して、それぞれローラ４４１，４４２を介して左右一対の外輪４３１，４３２を嵌合し、左右一対の外輪４３１，４３２を一つの筒状の外環４１１内周にボールスプライン４１２，４１３を介して軸方向に移動自在に挿入している。また、外環４１１の両端開口部と内輪４２間にはベアリングケース４１４，４１５を介してベアリング４１６，４１７が介装され、このベアリング４１４，４１５を介して外環４１１と内輪４２が相対回転自在に組み付けられている。外環４１１と外輪４３はボールスプライン４１２，４１３を介して軸方向に移動自在で、かつ回転方向には一体的に回転自在となっている。ローラ４４１，４４２のねじれ角は当然のことながら逆向きに傾斜している。
【００９６】
この外環４１１の外周の中央にはフランジ４１８が設けられ、左右どちら側からでも取付けられるように構成されている。
【００９７】
図８には、本発明の第５実施例が示されている。
【００９８】
この実施例は、適切な軸方向予圧を与えて、上記各実施例の一方向クラッチのロック方向だけでなく、フリー回転方向にもトルク伝達を可能としたものである。
【００９９】
この実施例も、軸方向の外輪移動が取付けに影響しないよう５１外環が用いられている。この外環５１の外輪５３側端面には、外輪５３を軸方向に移動自在に支持する環状壁５１３が突出しており、この環状壁５１３内周に外輪５３の端部がボールスプライン５１４を介して軸方向に相対移動自在で、回転方向には一体的に移動するように支持されている。
【０１００】
そして、外輪５３と外環５１の間に予圧付与手段としての予圧ばね５９が介装されており、内輪５２に対して外輪５３を軸方向に押圧してローラ５４に予圧を付与するように構成されている。
【０１０１】
予圧ばね５９は環状の板ばねで外環５１の外周にねじ込まれたトルク調整ナット５９１と、外輪５３の外周に装着されたスペーサ５９２の間に装着され、トルク調整ナット５９１のねじ込み量を調整することによって、軸方向予圧が調整可能となっている。
【０１０２】
この実施例によれば、与えた軸方向予圧に比例したトルクでフリー回転し、所定の大きさのトルクを伝達する。逆方向に回転させるとロックしてフリー回転方向よりも大きなトルクを伝達できる。もちろん、ロック方向の伝達トルクは限界があり、過剰なトルクが加わるとローラ５４がすべってトルクが一定に保たれる。
【０１０３】
この伝達される限界トルクは、ローラ５４の転がりによる軸方向分力によってフリー回転方向よりもロック方向の方が大きい。この大きさの比率は、およそ３対１程度に設定されている。
【０１０４】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明にあっては、ローラと外輪及び内輪の軌道面との接触部の最大静止摩擦トルクの範囲でトルク伝達を可能とし、最大静止摩擦トルクを越える過剰トルクが作用するとローラがすべるように構成したので、従来のように過剰トルクが加えられた場合に外輪が破損するおそれは無くなる。
【０１０５】
ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との少なくともいずれか一方の接触部の転がり接触角を、接触部の静止摩擦係数に対応する摩擦角よりも大きい値に設定、あるいは食い込み角ψと最大静止摩擦係数μsの関係を、tan（ψ／２）＞μsと設定すれば、軌道面間でローラが滑って転がり込んでいかない。
【０１０６】
予圧付与手段により付与される予圧を調整可能としておけば、制限されるトルクの大きさを任意の値に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は本発明の第１実施例に一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図２】図２は図１の一方向転がり軸受クラッチの動作説明図である。
【図３】図３は一方向転がり軸受クラッチの軌道面の説明図である。
【図４】図４は一方向転がり軸受クラッチのローラのくさび角の説明図である。
【図５】図５は本発明の第２実施例に一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図６】図６は本発明の第３実施例に一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図７】図７は本発明の第４実施例に一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図８】図８は本発明の第５実施例に一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図９】図９は従来の一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図１０】図１０は従来の一方向転がり軸受クラッチを示す図である。
【図１１】図１１は本願発明の一方向転がり軸受クラッチの実験結果を示すグラフである。
【符号の説明】
１一方向転がり軸受クラッチ
２内輪
３外輪
４ローラ
５，６軌道面
９予圧ばね（予圧付与手段）
２０一方向転がり軸受クラッチ
２１外環
２２内輪
２３外輪
２４ローラ
２９予圧ばね（予圧付与手段）
３０一方向転がり軸受クラッチ
３１外環
３２内輪
３３外輪
３４ローラ
３９予圧ばね（予圧付与手段）
４０一方向転がり軸受クラッチ
４１外環
４２内輪
４３外輪
４４ローラ
４９予圧ばね（予圧付与手段）
５０一方向転がり軸受クラッチ
５１外環
５２内輪
５３外輪
５４ローラ
５９予圧ばね（予圧付与手段）[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a one-way rolling bearing clutch that combines the functions of a rolling bearing and a clutch that enables torque transmission with the roller rolling locked in one direction, and more particularly, one that has a torque limiter function in the locking direction. The present invention relates to a direction rolling bearing clutch.
[0002]
[Prior art]
A conventional one-way rolling bearing clutch of this type has a configuration as shown in FIG. 9, for example.
[0003]
That is, an inner ring 100, an outer ring 101, and a large number of rollers 104 interposed between the outer periphery of the inner ring 100 and the inner periphery of the outer ring 101 are provided. As shown in FIG. 9B, the roller 104 is arranged with a predetermined twist angle β with respect to the central axis x of the inner and

outer rings

100 and 101. A raceway surface 102 on the outer periphery of the inner ring 100 is a tapered surface having a truncated cone shape, and a raceway surface 103 on the inner periphery of the outer ring 101 is also formed in a truncated cone shape corresponding to the raceway surface 105 of the inner ring 100. In addition, since the

track surfaces

102 and 103 are in a condition that the roller 104 is in line contact with each other, the

track surfaces

102 and 103 are single leaf hyperboloids which are trajectories obtained by rotating the roller 104 about the central axis x. The

raceways

102 and 103 of the inner and

outer rings

100 and 101 are inclined with a predetermined socket angle φ with respect to the central axis x.
[0004]
The roller 104 comes into contact with the

raceway surfaces

102 and 103 of the inner and

outer rings

100 and 101 at a predetermined twist angle β, and the roller 104 rolls spirally between the

raceway surfaces

102 and 103 as the inner and

outer rings

100 and 101 rotate. It will be.
[0005]
As shown in FIG. 9B, when the inner ring 100 is rotated in a direction to be screwed into the outer ring 101 via the roller 104, the clutch component force F1 that causes the inner ring 100 and the outer ring 101 to approach each other in the axial direction by the rolling of the roller 104. As a result, the roller 104 between the inner ring 100 and the outer ring 101 is locked, and torque can be transmitted.
[0006]
On the other hand, when rotating in the reverse direction, as shown in FIG. 9 (c), the rolling force of the roller 104 generates a rolling component force F2 in the direction of separating the inner and

outer rings

100 and 101 from each other, and the roller 104 rotates in a free state. To do.
[0007]
Utilizing such characteristics, it is used as a one-way clutch that transmits torque in one direction and rotates freely in the other direction. In order to make the roller 104 come into initial contact with the inner and

outer rings

100, 101, a preload spring 105 for applying a light preload between the inner ring 100 and the outer ring 101 is provided.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the case of the above-described prior art, if excessive torque is applied in the locked state, the roller 104 may roll too much between the

raceway surfaces

102 and 103 of the inner and

outer rings

100 and 101 and the outer ring 101 may be damaged. It was.
[0009]
Further, as shown in FIG. 10, a preload spring 106 for applying a larger axial preload than when used as a one-way clutch is provided to generate a predetermined amount of friction torque in the free rotation direction of the one-way rolling bearing clutch. A torque absorber having a limiter function is also known.
[0010]
However, in the case where the torque limiter function is provided in the free rotation direction as described above, the reverse rotation direction is locked and cannot be used as an original one-way clutch.
[0011]
The present invention has been made in order to solve the above-described problems of the prior art, and an object of the present invention is to provide a torque limiter capable of absorbing excessive torque by slipping a roller when excessive torque is applied in a locked state. An object is to provide a one-way rolling bearing clutch having a function.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, in the present invention, an inner ring, an outer ring, an inner ring outer periphery and a plurality of rollers interposed between tapered raceway surfaces formed on the outer ring inner periphery, the inner ring, Preload applying means that presses the outer ring in the axial direction and urges the inner and outer rings in a direction to approach the raceway surface, and the roller is disposed at a predetermined twist angle with respect to the central axis of the inner and outer rings. The outer ring raceway surface has a hyperboloid shape that is the rotation locus when the roller is rotated about the central axis, and when the inner and outer rings are rotated in one direction, they are locked and torque is transmitted only in one direction. In the one-way rolling bearing clutch, the torque can be transmitted within the range of the maximum static friction torque at the contact portion between the roller and the outer ring and the raceway surface of the inner ring during relative rotation of the inner and outer rings in the locking direction. Excess torque exceeding With use slide contact portions of the raceway surface of the roller and the outer ring and the inner ring, characterized in that to enable it absorbs excess torque.
[0013]
The rolling contact angle of at least one of the contact portion of the roller and the race surface of the outer ring and the inner ring viewed from the roller axial direction is set to a value larger than the friction angle corresponding to the static friction coefficient of the contact portion. It is characterized by.
[0014]
When the biting angle between the roller and the raceway surface of the outer ring and the inner ring viewed from the axial direction of the roller is (ψ) and the static friction coefficient of the contact portion is (μs), the biting angle (ψ) is expressed by the formula tan (ψ / 2)> μs so that the relationship is satisfied.
[0015]
When the angle formed between the tangent line between the roller and the raceway surface of the outer ring and the central angle is the socket angle, the torsion angle of the roller is set to approximately 21 ° to 24 °, and the socket angle is set to approximately 8 ° to 10 °. It is characterized by that.
[0016]
The twist angle of the roller is set to 21 °, and the socket angle is set to 10 °.
[0017]
A preload adjusting mechanism that enables adjustment of the preload by the preload applying means is provided.
[0018]
[Action]
In the conventional one-way rolling bearing clutch, when the inner and outer rings are rotated in the locking direction, the rollers are bitten against the raceway surface of the inner and outer rings and the inner and outer rings are tightened into a taper screw shape. On the other hand, in the case of the present invention, the rollers are slid so as not to roll between the raceway surfaces of the inner and outer rings.
[0019]
Torque can be transmitted within the range of maximum static friction torque at the contact area between the roller and the outer and inner ring raceway surfaces by increasing the contact surface pressure between the roller and the inner and outer raceway surfaces by means of applying preload. To do.
[0020]
In this way, until the maximum static friction torque, the roller does not slip at the contact portion with the raceway surface, but the input torque is transmitted as output torque as it is, and when the maximum static friction torque is exceeded, the roller rolls while sliding in the axial direction. The output torque transmitted by absorbing excess torque is limited to a predetermined value.
[0021]
When the outer ring and the inner ring are rotated in opposite directions, the roller rolls in a direction separating the outer ring and the inner ring, and the roller rolls while sliding on the raceway surface in the axial direction.
[0022]
As a condition that the roller does not bite between the raceway surfaces of the inner and outer rings, for example, the rolling contact angle of at least one of the contact portion between the roller and the outer ring and the raceway surface of the inner ring viewed from the roller axial direction is set as the contact portion. If the friction angle corresponding to the static friction coefficient is set to a value larger than the friction angle, the roller will not roll because it slides on one of the raceway surfaces of the inner and outer rings.
[0023]
Further, assuming that the rolling contact angles of the inner and outer rings are substantially equal, the relationship between the biting angle (ψ) and the maximum static friction coefficient (μs) may be set as tan (ψ / 2)> μs.
[0024]
In this case, the rolling contact angle (θ) or the biting angle (ψ) is geometrically determined by the roller twist angle (β) and the socket angle (φ). It can be determined by (β) and socket angle (φ).
[0025]
In particular, the roller twist angle β is preferably in the range of 21 ° to 24 ° and the socket angle φ is in the range of 8 to 10 °.
[0026]
When the twist angle β of the roller is 21 ° or less, the roller is easily locked, and when the roller is 25 ° or more, the roller is difficult to roll. Further, it is easy to lock when the socket angle φ is 8 ° or less, and when it exceeds 10 °, it tends to slip and the stability tends to deteriorate.
[0027]
In particular, it is preferable to set the twist angle β to about 21 ° and the socket angle φ to about 8 °.
[0028]
If the preload applied by the preload applying means can be adjusted, the magnitude of the limited torque can be controlled to an arbitrary value.
[0029]
【Example】
Hereinafter, the present invention will be described based on illustrated embodiments.
[0030]
FIG. 1 shows a one-way rolling bearing clutch with a torque limiter according to a first embodiment of the present invention.
[0031]
That is, the one-way rolling bearing clutch 1 includes an inner ring 2, an outer ring 3, and a large number of rollers 4 interposed between the outer periphery of the inner ring 2 and the inner periphery of the outer ring 3. As shown in FIG. 1C, the roller 4 is arranged with a predetermined twist angle β with respect to the central axis x of the inner and

outer rings

2 and 3. The raceway surface 5 on the outer circumference of the inner ring 2 is a tapered surface having a tapered shape, and the raceway surface 6 on the inner circumference of the outer ring 3 is also formed in a truncated cone shape corresponding to the raceway surface 5 of the inner ring 2.
[0032]
Here, the raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3 satisfy the function only when the roller 4 is in line contact, and as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b), the roller 4 is centered. The trajectory of the outer periphery and inner periphery of the roller 4 when revolving around the axis x is a hyperboloid.
[0033]
The raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3 are inclined with a predetermined socket angle φ with respect to the central axis x. As shown in FIG. 1 (c), the socket angle φ is the center of the tangent line a and the center at the roller contact point P (x0, y0) of the track cross section that is a hyperbola cut along a plane passing through the central axis x of the inner ring 2 and the outer ring 3. It is the angle made with the axis x.
[0034]
The rollers 4 are held at predetermined intervals by a holder 7. The twist angle β of the roller 4 is not held by the cage 7 but is automatically maintained by the hyperboloid shape of the raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3. The cage 7 holds the rollers 4 so that the rollers 4 do not fall apart when the inner and

outer rings

2 and 3 are disassembled.
[0035]
A torque input side drive member is fixed to the inner periphery of the inner ring 2, and a driven side member is connected to the outer ring 3. In this embodiment, sprocket teeth 8 are integrally formed on the outer periphery of the outer ring 3.
[0036]
A preload spring 9 is provided between the inner ring 2 and the outer ring 3 as a preload applying means for applying an axial preload between the inner and

outer rings

2 and 3. The preload spring 9 has an annular leaf spring structure and is arranged on the large diameter portion side of the inner ring 2. The outer diameter end of the preload spring 9 is fixed to the outer ring 3 by a fixing ring 10, and the inner diameter end is pressed against the large diameter side end of the inner ring 2 via a thrust bearing 11. It is energized to drive in a wedge shape.
[0037]
The preload spring 9 is not limited to a leaf spring, and other springs such as a coil spring can be used. Further, the preload applying means is not limited to the spring, but can be configured to apply axial preload, for example, various configurations such as a magnet and a fluid pressure cylinder.
[0038]
Reference numeral 12 denotes a seal member interposed in a gap between the inner ring 2 and the outer ring 3 on the small diameter tip end side of the inner ring 2.
[0039]
In the present invention, at the time of relative rotation in the locking direction of the inner and

outer rings

2, 3, torque can be transmitted within the range of the maximum static friction torque of the contact portion between the roller 4 and the raceway surfaces 5, 6 of the inner,

outer rings

2, 3; When excessive torque exceeding the maximum static friction torque is applied, the contact portion between the roller 4 and the raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3 is slid to absorb the excessive torque.
[0040]
Here, when the behavior of the

inner ring

2 and 3 and the outer ring 2 and the roller 4 when the torque in the locking direction is applied to the inner and

outer rings

2 and 3, the roller 4 has a torsion angle. 2 is guided in a direction to penetrate deeply into the outer ring 3 in the axial direction. At this time, if the roller 4 and the raceway surfaces 5 and 6 do not slip and bite into the raceway surfaces 5 and 6, the internal pressure acting on the outer ring 3 is increased and breakage occurs. If the roller 4 slides in contact with the raceway surfaces 5 and 6, the inner ring 2 will not enter the outer ring 3 any more.
[0041]
Although the force relationship actually acting on the roller 4 is complicated, rolling of at least one of the contact portions between the roller 4 and the raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3 as viewed from the axial direction of the roller 4 is performed. If the contact angle is set to a value larger than the friction angle corresponding to the static friction coefficient of the contact portion, the roller 4 slides on the raceway surface, and the roller can be prevented from biting into the raceway surface by torque. it is conceivable that.
[0042]
The rolling contact angle is an angle indicating the degree of increase or reduction along the rolling direction of the roller 4 of the outer diameter of the raceway surface 5 of the inner ring 2 and the inner diameter of the raceway surface 6 of the outer ring 3.
[0043]
Referring to the taper screw shown in FIG. 4A, the thread 14 of the taper screw 13 is spirally wound around the virtual cylindrical surface 15 with a predetermined lead angle β, and the outer periphery thereof is the center. It is located on the outer periphery of the truncated cone 16 that expands upward with a predetermined socket angle φ with respect to the axis x. Therefore, the outer diameter of the thread 14 has a wedge shape that gradually increases at a predetermined angle θ as it goes upward relative to the virtual cylindrical surface 15. This angle θ is the rolling contact angle.
[0044]
This rolling contact angle θ is the increase or decrease angle of the screw diameter associated with the torsion of the male screw and female screw in the case of a taper screw. When the male screw is screwed into the female screw, both of these rolling angles The sum of the contact angles becomes the actual wedge angle.
[0045]
In the case of the unidirectional rolling bearing clutch 1, the roller 4 interposed between the inner ring 2 and the outer ring 3 has a twist angle β, so that when the inner ring 2 and the outer ring 3 are rotated relative to each other via the roller 4, the roller 4, the inner ring 2 is screwed into the outer ring 3 as if there is a screw having a lead angle β, and the roller 4 bites between the raceway surfaces 5, 6 of the inner ring 2 and the outer ring 3. The relationship is exactly the same as that of the screw 13.
[0046]
FIG. 4B shows a view in which the inner and

outer rings

2 and 3 of the one-way rolling bearing clutch 1 are spirally cut in the rolling direction of the roller 4. As shown in the drawing, the raceway surface 5 on the inner ring 2 side is inclined so as to gradually increase in diameter with a rolling contact angle θi in the rolling direction of the roller 4, and the raceway surface 6 on the outer ring 3 side rolls upward. It is inclined so as to gradually become a small diameter with a contact angle θ0.
[0047]
FIG. 4C is a schematic view of the roller 4 interposed between the raceway surfaces 5 and 6 as viewed from the axial direction.
[0048]
When the relative movement is performed in a direction in which the space between the raceway surfaces 5 and 6 of the inner ring 2 and the outer ring 3 is narrowed, the roller 4 bites. The biting state of the roller 4 is defined as the biting angle ψ by combining both the rolling contact angles θi and θo on the inner ring 2 side and the outer ring 3 side.
[0049]
As described above, as a condition for sliding the raceway surfaces 5 and 6 of the inner ring 2 and the outer ring 3 and the roller 4, at least one of the rolling contact angles θi and θo of the contact portion between the roller 4 and the raceway surfaces 5 and 6 is determined. The friction angles λi and λo corresponding to the static friction coefficients μsi and μso of the contact portion may be set to be larger. That is, one of θi> λi or θo> λo, or the condition of θi> λi and θo> λo may be used.
[0050]
Here, the friction angle is an angle at which sliding begins when an object is placed on a flat slope and gradually tilted, and tanλi = μsi and tanλo = μso. Therefore, if the friction angle is rewritten in relation to the maximum friction coefficient, it is at least one of the two conditions of tan θi> μsi and tanθo> μso.
[0051]
FIG. 1D is a model representation of the biting angle ψ defined as the combined angle (θi + θo) of the rolling friction angles θi and θo.
[0052]
The inner and

outer rings

2 and 3 are made of the same material, and the coefficient of static friction at the contact portion between the roller 4 and both

raceway surfaces

5 and 6 is equal, and the rolling contact angle between the inner ring 2 and the raceway surfaces 5 and 6 of the outer ring 3. Since θi and θo are considered to be substantially equal, the biting angle is set so that (ψ) satisfies the relationship of the formula tan (ψ / 2)> μs. Even if this setting is used, there is no practical problem. In the figure, N is a drag force acting on the roller 4 from the contact surface, F is a frictional force, and P is a resultant force. Hereinafter, (φ / 2) will be described as θ.
[0053]
However, it is difficult to measure and form such a rolling contact angle θ. Actually, θ is set in relation to the roller twist angle β and the socket angle φ.
[0054]
The contact angle θ, the roller twist angle β, and the socket angle φ have a geometrically constant relationship.
[0055]
If it demonstrates with the taper screw model shown to Fig.4 (a), it will become a relationship like following Formula.
[0056]
tanθ = sinβ ・ tanφ
That is, in the figure, h = ltanβ, Δ = htanφ, and Δ = ltanβ · tanφ. Further, it is proved by tanθ = cosβ · tanβ · tanφ = sinβ · tanφ from l1 = 1 / COSβ and tanθ = Δ / l1. This relational expression is exactly the same for a unidirectional rolling bearing clutch.
[0057]
Therefore, the roller twist angle β and the socket angle φ may be set so that sin β · tan φ> μs.
[0058]
The roller twist angle β and the socket angle φ are in balance with the coefficient of static friction, but the roller twist angle β is approximately 21 ° to 24 ° and the socket angle φ is approximately 8 ° to 10 °. Is effective. In particular, it is preferable to set the roller twist angle β to about 21 ° and the socket angle φ to about 10.
[0059]
When the roller twist angle β is 21 ° or less, the roller 4 is easily locked, and when it is 25 ° or more, the roller 4 is difficult to roll. Further, when the socket angle φ is 8 ° or less, it is easy to lock, and when it exceeds 10 °, it is easy to slip and the stability is deteriorated.
[0060]
Conventionally, the roller twist angle β is 15 ° to 18 ° and the socket angle φ is 4 ° to 4.5 °. Under this condition, excessive torque was applied to the outer ring. This is because the roller 4 bites on the raceway surfaces 5 and 6 of the inner and

outer rings

2 and 3 and does not slide at the contact portion.
[0061]
When tan θ = sin β · tan φ is calculated, β: 15 ° to 18 °, φ; about 0.02 when 4 ° to 4.5 °, β; 21 ° to 24 °, φ; 8 ° to 10 ° Is about 0.057, β; 21 °, φ; 8 ° is about 0.05 to 0.06, and β is in the range of 0.02 to 0.05, β is about 21 ° to It is assumed that the roller 4 slides in the range of 24 °, φ; 8 ° to 10 °.
[0062]
Of course, the roller twist angle β and the socket angle φ are relative, and the roller twist angle β is in the range of about 15 ° to 18 ° as in the conventional case, and accordingly tan θ = sin β · tan φ is larger than the value of μs. The socket angle φ may be selected so that the socket angle φ is set to the range of 4 ° to 4.5 °, and the tan θ = sin β · tan φ is larger than the value of μs accordingly. You only have to set it.
[0063]
Further, the present invention can be applied to a range where the roller torsion angle β other than the above values is 15 ° or less, a range between 18 to 21 °, and a range of 24 ° or more.
[0064]
Also, the socket angle φ can be applied to a range of 4 ° or less, a range of 4.5 to 8 °, or a range of 10 ° or more other than the above.
[0065]
Further, the maximum static friction coefficient μs is not limited to about 0.02 to 0.05, and can take various values such as 0.1 and 0.15. That is, the roller torsion angle β is 15 ° to 18 °, the socket angle φ is 4 ° to 4.5 °, and the conventional angle is set, and the maximum static friction coefficient μs is set to be smaller than 0.02 so that sliding is possible. Become. It is a relative relationship between the maximum static friction coefficient μs and the rolling friction angle θ of the roller 4 or the biting angle φ.
[0066]
The roller twist β and the socket angle φ also have a geometrically constant relationship as shown in FIG.
[0067]
From FIG. 3C, the following equation is established.
[0068]
[Expression 1]

Here, the biting angle ψ of the roller 4 is the sum of the rolling contact angles θi and θo between the inner and

outer rings

2 and 3 and the roller 4, and is expressed by the following equation.
[0069]
[Expression 2]

Explaining this relationship, as shown in FIG. 3 (c), the track cross-sectional shape is determined by the twist angle θ of the roller 4. The socket angle φ is determined by which range of the determined track cross section is actually used as the track. That is, it is determined by the X coordinate (x0 in the above equation) of the roller contact point P and a predetermined F value. The roller contact is the central position in the axial direction of the roller.
[0070]
FIG. 2 is an operation explanatory diagram of the one-way rolling bearing clutch.
[0071]
The driving torque is transmitted from the inner ring 2 to the outer ring 3 side.
[0072]
An axial preload is applied by the preload spring, and the roller 4 bites in a wedge shape between the raceway surfaces 5 and 6 between the inner ring 2 and the outer ring 3 to increase the drag in the normal direction of the contact surface and increase the static friction force. ing. About the axial direction preload, what was conventionally the spring load of about 2-3 [kg] is set to the spring load of about 200-300 [kg].
[0073]
That is, in the past, since the active biting action due to the rolling of the roller 4 was used, the roller 4 was locked only by applying an initial pressure contact force. However, in the present invention, the biting due to the rolling of the roller was used. Since the action is prevented from occurring, a high load is applied so as not to slip.
[0074]
When the drive torque T1 is input from the drive shaft within the range of the static friction torque by the static friction force, the same output torque T1 is transmitted as shown in FIGS. 2 (a) and 2 (d).
[0075]
Next, when an excessive torque T2 exceeding the static friction torque is input, the roller 4 does not bite between the raceway surfaces spirally, and the rolling torque is absorbed and transmitted while sliding in the axial direction. The torque T3 is limited to a predetermined magnitude (see FIGS. 2B and 2E).
[0076]
When this state is shown in a graph, the relationship shown in FIG.
[0077]
On the other hand, as shown in FIGS. 2 (c) and 2 (f), when rotating in the reverse direction, the roller 4 rolls while sliding in the direction of slipping out, and torque is not transmitted and only the inner ring 2 rotates freely.
[0078]
However, since a large preload is applied, the balance of the separation force due to the rotation of the roller 4 is balanced. If the preload is larger than the separation force, the torque for the sliding friction is transmitted without becoming completely free. Is done.
[0079]
If the separating force is increased, it is possible to make it completely free.
[0080]
FIG. 11 shows the experimental results. In this experimental example, the roller twist angle β is 21 ° and the socket angle φ is 10 °. In this case, an excessive static torque is input to each of the lock side and the free side, and the torque limit performance is confirmed.
[0081]
As is clear from the graph, it can be seen that the output torque is limited to a predetermined torque (about 18.5 [kgf · m]). This limiting torque can be set to an arbitrary value depending on the spring load of the preload spring 9. Conventionally, the spring load is set to about 2 to 3 [kg]. However, in this embodiment, a spring load of about 200 to 300 [kg] is applied to increase the frictional force of the roller 4 and slip until the limit torque. I try not to. In the figure, the assembly width displacement amount δ is the displacement amount of the assembly width in the axial direction of the outer ring and the inner ring. When rotated in the locking direction, the inner ring bites into the outer ring in the axial direction.
[0082]
Further, when rotating in the reverse direction, a component force in the pulling-off direction due to the rotation of the roller 4 acts, so that the limited output torque is smaller than the locking direction (about 7.0 [kgf · m]) ) And the assembly width displacement amount δ is also small.
[Other embodiments]
Next, another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0083]
In the following other embodiments as well, the contact portion between the roller and the raceway surface slips so that the roller does not roll between the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring, and is exactly the same as in the first embodiment. Therefore, the description of the relationship between the rolling contact angle between the roller and the inner and outer rings is omitted.
[0084]
FIG. 5 shows a second embodiment of the present invention.
[0085]
In the case of the one-way rolling bearing clutch 20 of the second embodiment, the outer ring 211 is used so that the movement of the outer ring 23 in the axial direction does not affect the mounting. That is, the outer ring 28 is supported on the outer periphery of the extension portion 221 of the inner ring 22 via the bearing 212 so as to be fixed in the axial direction and movable in the rotational direction.
[0086]
An annular wall 213 that supports the outer ring 23 so as to be movable in the axial direction protrudes from the end surface of the outer ring 211 on the outer ring 23 side, and an end of the outer ring 23 passes through an inner periphery of the annular wall 213 via a ball spline 214. It is relatively movable in the axial direction and is supported so as to move integrally in the rotational direction. A preload spring 29 is interposed between the opposing end surfaces of the outer ring 22 and the outer ring 28, and the outer ring 23 is pressed against the inner ring 22 in the axial direction to apply preload to the roller 24. Yes.
[0087]
FIG. 6 shows a third embodiment of the present invention.
[0088]
The third embodiment is an example in which the limited torque can be adjusted.
[0089]
Also in the case of this one-way rolling bearing clutch 30, the outer ring 311 is used so that the movement of the outer ring in the axial direction does not affect the mounting. The outer ring 311 is a cylindrical member having a storage recess 313 for storing the outer ring 33, and one end is rotatably supported on the outer periphery of the first extension part 321 of the inner ring 32 via a bearing 312, and is stored at the other end. The recess 313 is opened, and the outer ring 33 is supported on the inner periphery of the storage recess 313 via the ball spline 314 so as to be movable in the axial direction.
[0090]
The second extension 322 at the other end of the inner ring 32 is provided with a preload spring 39 as preload applying means for applying an axial preload by pressing the outer ring 33 in the axial direction. A preload adjusting nut 391 for adjusting the pressure is screwed. The preload spring 39 is an annular leaf spring, and is inserted into the outer periphery of the second extension 322 of the inner ring 32 so as to be movable in the axial direction. The outer diameter end portion of the preload spring 39 is pressed against the end face of the outer ring 33 via a thrust bearing 315, and the inner diameter end portion is pressed by a preload adjusting nut 391 screwed into the second extension portion 322. The axial preload can be adjusted by adjusting the screwing amount of the preload adjusting nut 391.
[0091]
By adjusting this axial preload, the maximum static friction torque can be changed, and the magnitude of the limit torque T3 can be adjusted as shown in FIG. 6B.
[0092]
FIG. 7 shows a fourth embodiment of the present invention.
[0093]
In the fourth embodiment, the length of the rollers is shortened and arranged in a double row, and is optimal when high speed rotation is used and high torque is applied.
[0094]
That is, on the outer periphery of one cylindrical inner ring 42, left and right inner ring raceway surfaces 451 and 452 which are inclined so as to gradually become smaller in diameter toward both ends are provided at two positions on the left and right with the axial center as a boundary.
[0095]
On the other hand, a pair of left and right

outer rings

431 and 432 are fitted to the left and right inner ring raceway surfaces 451 and 452 via

rollers

441 and 442, respectively, and the pair of left and right

outer rings

431 and 432 are combined into one cylindrical outer ring 411. It is inserted in the inner periphery through ball splines 412 and 413 so as to be movable in the axial direction. Also,

bearings

416 and 417 are interposed between the opening portions at both ends of the outer ring 411 and the inner ring 42 via bearing

cases

414 and 415, and the outer ring 411 and the inner ring 42 are relatively rotatable via the

bearings

414 and 415. It is assembled to. The outer ring 411 and the outer ring 43 are movable in the axial direction via ball splines 412 and 413 and are integrally rotatable in the rotation direction. Naturally, the twist angle of the

rollers

441 and 442 is inclined in the opposite direction.
[0096]
A flange 418 is provided at the center of the outer periphery of the outer ring 411 and is configured to be attached from either the left or right side.
[0097]
FIG. 8 shows a fifth embodiment of the present invention.
[0098]
In this embodiment, an appropriate axial preload is applied so that torque can be transmitted not only in the locking direction of the one-way clutch in each of the embodiments but also in the free rotation direction.
[0099]
Also in this embodiment, a 51 outer ring is used so that axial outer ring movement does not affect the mounting. An annular wall 513 that supports the outer ring 53 so as to be movable in the axial direction protrudes from the end surface of the outer ring 51 on the outer ring 53 side, and an end of the outer ring 53 extends to the inner periphery of the annular wall 513 via a ball spline 514. It is relatively movable in the axial direction and is supported so as to move integrally in the rotational direction.
[0100]
A preload spring 59 as a preload applying means is interposed between the outer ring 53 and the outer ring 51, and the outer ring 53 is pressed in the axial direction against the inner ring 52 to apply preload to the roller 54. Has been.
[0101]
The preload spring 59 is an annular leaf spring and is mounted between a torque adjustment nut 591 screwed on the outer periphery of the outer ring 51 and a spacer 592 mounted on the outer periphery of the outer ring 53 to adjust the screwing amount of the torque adjustment nut 591. As a result, the axial preload can be adjusted.
[0102]
According to this embodiment, the motor rotates freely with a torque proportional to the applied axial preload and transmits a predetermined magnitude of torque. When it rotates in the reverse direction, it locks and can transmit a larger torque than the free rotation direction. Of course, the transmission torque in the locking direction has a limit, and if excessive torque is applied, the roller 54 slips and the torque is kept constant.
[0103]
This transmitted limit torque is larger in the lock direction than in the free rotation direction due to the axial component force caused by the rolling of the roller 54. This size ratio is set to about 3 to 1.
[0104]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, torque transmission is possible in the range of the maximum static friction torque of the contact portion between the roller and the outer ring and the raceway surface of the inner ring, and an excessive torque exceeding the maximum static friction torque acts. Since the rollers are configured to slide, there is no possibility that the outer ring will be damaged when excessive torque is applied as in the prior art.
[0105]
Set the rolling contact angle of at least one of the roller and outer ring or inner ring raceway surface as seen from the roller axial direction to a value larger than the friction angle corresponding to the static friction coefficient of the contact portion, or bite If the relationship between the angle ψ and the maximum static friction coefficient μs is set as tan (ψ / 2)> μs, the roller does not slide and roll between the raceway surfaces.
[0106]
If the preload applied by the preload applying means can be adjusted, the magnitude of the limited torque can be controlled to an arbitrary value.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a view showing a one-way rolling bearing clutch in a first embodiment of the present invention.
2 is an operation explanatory view of the one-way rolling bearing clutch of FIG. 1. FIG.
FIG. 3 is an explanatory view of a raceway surface of a one-way rolling bearing clutch.
FIG. 4 is an explanatory view of a wedge angle of a roller of a one-way rolling bearing clutch.
FIG. 5 is a view showing a one-way rolling bearing clutch in a second embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a view showing a one-way rolling bearing clutch in a third embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a view showing a one-way rolling bearing clutch in a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a view showing a one-way rolling bearing clutch in a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a view showing a conventional one-way rolling bearing clutch.
FIG. 10 is a view showing a conventional one-way rolling bearing clutch.
FIG. 11 is a graph showing experimental results of the unidirectional rolling bearing clutch of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 One-way rolling bearing clutch
2 inner ring
3 outer ring
4 Laura
5,6 Track surface
9 Preload spring (Preloading means)
20 One-way rolling bearing clutch
21 outer ring
22 inner ring
23 Outer ring
24 Laura
29 Preload spring (Preloading means)
30 One-way rolling bearing clutch
31 outer ring
32 inner ring
33 Outer ring
34 Laura
39 Preload spring (preloading means)
40 One-way rolling bearing clutch
41 outer ring
42 Inner ring
43 Outer ring
44 Laura
49 Preload spring (Preloading means)
50 One-way rolling bearing clutch
51 outer ring
52 inner ring
53 Outer ring
54 Laura
59 Preload spring (Preloading means)

Claims

An inner ring, an outer ring, a number of rollers interposed between tapered raceway surfaces formed on the inner ring outer periphery and outer ring inner periphery, and the inner ring and outer ring are pressed in the axial direction to bring the inner and outer ring raceway surfaces closer to each other. Preload applying means for biasing in the direction, and the rollers are inclined with a predetermined twist angle with respect to the central axis of the inner and outer rings, and the raceways of the inner and outer rings are rotated with respect to the central axis of the rollers. In the one-way rolling bearing clutch that locks and transmits torque only in one direction when the inner and outer rings are rotated in one direction relative to each other, with a hyperboloid shape that is a rotation locus at the time of rotation,
During relative rotation in the locking direction of the inner and outer rings, torque can be transmitted in the range of the maximum static friction torque of the contact portion between the roller and the outer ring and the raceway surface of the inner ring. Slide the contact part of the raceway surface with the outer ring and inner ring to absorb excess torque ,
When the biting angle between the roller and the raceway surface of the outer ring and the inner ring viewed from the axial direction of the roller is (ψ) and the static friction coefficient of the contact portion is (μs), the biting angle (ψ) is expressed by the formula tan (ψ / 2) A one-way rolling bearing clutch provided with a torque limiter function, which is set so as to satisfy a relationship of> μs .

An inner ring, an outer ring, a number of rollers interposed between tapered raceway surfaces formed on the inner ring outer periphery and outer ring inner periphery, and the inner ring and outer ring are pressed in the axial direction to bring the inner and outer ring raceway surfaces closer to each other. Preload applying means for biasing in the direction, and the rollers are inclined with a predetermined twist angle with respect to the central axis of the inner and outer rings, and the raceways of the inner and outer rings are rotated with respect to the central axis of the rollers. In the one-way rolling bearing clutch that locks and transmits torque only in one direction when the inner and outer rings are rotated in one direction relative to each other, with a hyperboloid shape that is a rotation locus at the time of rotation,
During relative rotation in the locking direction of the inner and outer rings, torque can be transmitted in the range of the maximum static friction torque of the contact portion between the roller and the outer ring and the raceway surface of the inner ring. Slide the contact part of the raceway surface with the outer ring and inner ring to absorb excess torque ,
When the angle formed between the tangent line between the roller and the raceway surface of the outer ring and the central angle is the socket angle, the torsion angle of the roller is set to approximately 21 ° to 24 °, and the socket angle is set to approximately 8 ° to 10 ° . A one-way rolling bearing clutch with a torque limiter.

The rolling contact angle of at least one of the contact portion of the roller and the race surface of the outer ring and the inner ring viewed from the roller axial direction is set to a value larger than the friction angle corresponding to the static friction coefficient of the contact portion. The one-way rolling bearing clutch with a torque limiter according to claim 2 .

4. The one-way rolling bearing clutch with a torque limiter according to claim 2 , wherein the twist angle of the roller is set to approximately 21 ° and the socket angle is set to approximately 10 °.

5. A one-way rolling bearing clutch having a torque limiter function according to claim 1, 2, 3, or 4 , further comprising a preload adjusting mechanism that enables adjustment of preload by the preload applying means.