JPH0730811B2 - 緩衝伝導装置 - Google Patents
緩衝伝導装置Info
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- JPH0730811B2 JPH0730811B2 JP61060279A JP6027986A JPH0730811B2 JP H0730811 B2 JPH0730811 B2 JP H0730811B2 JP 61060279 A JP61060279 A JP 61060279A JP 6027986 A JP6027986 A JP 6027986A JP H0730811 B2 JPH0730811 B2 JP H0730811B2
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- JP
- Japan
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- flange body
- coil spring
- transmission device
- holder
- torque
- Prior art date
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-
- 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
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
- F16F15/10—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system
- F16F15/12—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon
- F16F15/121—Suppression of vibrations in rotating systems by making use of members moving with the system using elastic members or friction-damping members, e.g. between a rotating shaft and a gyratory mass mounted thereon using springs as elastic members, e.g. metallic springs
- F16F15/123—Wound springs
- F16F15/12306—Radially mounted springs
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Acoustics & Sound (AREA)
- Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Mechanical Operated Clutches (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は緩衝伝導装置に係り、特に内燃機関のように一
方向に回転する原動機の回転軸と従動機器とを連結する
緩衝伝導装置に関する。
方向に回転する原動機の回転軸と従動機器とを連結する
緩衝伝導装置に関する。
一般に、原動機の回転軸と従動機器とを連結し、原動機
の爆発燃焼によるトルク変動を緩衝しながら回転軸の出
力を従動機器に伝達する緩衝伝導装置は知られている。
の爆発燃焼によるトルク変動を緩衝しながら回転軸の出
力を従動機器に伝達する緩衝伝導装置は知られている。
この種の従来の緩衝伝導装置は第７図および第８図に示
されるように、駆動フランジ体51と従動フランジ体52と
からなり、駆動フランジ体51は原動機の回転軸が嵌入さ
れるボス部53を有し、このボス部53の外周には円板状の
センターディスク54が固着されている。また、センター
ディスク54の外周部には第７図に点線で示されるように
スプリング受溝56およびスタッドピン受溝57が互い違い
に形成されている。
されるように、駆動フランジ体51と従動フランジ体52と
からなり、駆動フランジ体51は原動機の回転軸が嵌入さ
れるボス部53を有し、このボス部53の外周には円板状の
センターディスク54が固着されている。また、センター
ディスク54の外周部には第７図に点線で示されるように
スプリング受溝56およびスタッドピン受溝57が互い違い
に形成されている。
一方、従動フランジ体52は上記センターディスク54を挟
んでボス部53に外嵌された大径ディスク板59と小径ディ
スク板60とからなり、両者のディスク板59,60は４本の
スタッドピン61で対向面間に適当な距離を隔てて固着さ
れている。また、各ディスク板50,60にはコイルスプリ
ング62を受け入れるスプリング受孔64,65が同一円周上
にそれぞれ形成され、コイルスプリング62は上記センタ
ーディスク54のスプリング受溝56と各ディスク板59,60
のスプリング受孔64,65との間に装着され、上記スタッ
ドピン61はセンターディスク54のスタッドピン受溝57に
受容されている。一方、大径ディスク板59の同一円周上
に穿設されたボルト孔67にはボルトを介して図示を省略
した従動機器が連結されている。
んでボス部53に外嵌された大径ディスク板59と小径ディ
スク板60とからなり、両者のディスク板59,60は４本の
スタッドピン61で対向面間に適当な距離を隔てて固着さ
れている。また、各ディスク板50,60にはコイルスプリ
ング62を受け入れるスプリング受孔64,65が同一円周上
にそれぞれ形成され、コイルスプリング62は上記センタ
ーディスク54のスプリング受溝56と各ディスク板59,60
のスプリング受孔64,65との間に装着され、上記スタッ
ドピン61はセンターディスク54のスタッドピン受溝57に
受容されている。一方、大径ディスク板59の同一円周上
に穿設されたボルト孔67にはボルトを介して図示を省略
した従動機器が連結されている。
第９図および第10図は上記コイルスプリング62の装着状
態を示したものであり、トルクが伝達されない静止状態
ではコイルスプリング62の両端面62a,62bは平行な状態
に保たれている。
態を示したものであり、トルクが伝達されない静止状態
ではコイルスプリング62の両端面62a,62bは平行な状態
に保たれている。
このように構成された従来の緩衝伝導装置において、駆
動フランジ体51が時計方向へ回転駆動されると第11図に
示されるようにコイルスプリング62は斜めに圧縮され、
このコイルスプリング62を介して従動フランジ体52にト
ルクが伝達される。また、この伝達トルクが過大な場合
にはコイルスプリング62のばね力のみで保持せずスタッ
ドピン受溝57の溝壁にスタッドピン61が衝接してトルク
が伝達される。
動フランジ体51が時計方向へ回転駆動されると第11図に
示されるようにコイルスプリング62は斜めに圧縮され、
このコイルスプリング62を介して従動フランジ体52にト
ルクが伝達される。また、この伝達トルクが過大な場合
にはコイルスプリング62のばね力のみで保持せずスタッ
ドピン受溝57の溝壁にスタッドピン61が衝接してトルク
が伝達される。
しかしながら、上述した従来の緩衝伝導装置では、コイ
ルスプリング62が圧縮される際に、第12図に示されるよ
うにコイルスプリング62の一方の端面62aはセンターデ
ィスク54のスプリング受溝56の溝壁に衝接し、他方の端
面62bは各ディスク板59,60のスプリング受溝64,65の孔
壁に衝接して圧縮されるため、両端面62a,62bに作用す
る力は不均一となる。加えて、コイルスプリング62の両
端面62a,62bの受圧面積が小さいためにその両端面62a,6
2bには第13図に示されるような摩耗が発生し易くコイル
スプリング62の寿命が短くなるという問題があった。
ルスプリング62が圧縮される際に、第12図に示されるよ
うにコイルスプリング62の一方の端面62aはセンターデ
ィスク54のスプリング受溝56の溝壁に衝接し、他方の端
面62bは各ディスク板59,60のスプリング受溝64,65の孔
壁に衝接して圧縮されるため、両端面62a,62bに作用す
る力は不均一となる。加えて、コイルスプリング62の両
端面62a,62bの受圧面積が小さいためにその両端面62a,6
2bには第13図に示されるような摩耗が発生し易くコイル
スプリング62の寿命が短くなるという問題があった。
また、過大なトルクが加わった場合には、上述したよう
にスタッドピン受溝57とスタッドピン61とが衝接する構
造となっているので、トルクの変動毎に大きな衝撃音が
発生するという問題もあった。
にスタッドピン受溝57とスタッドピン61とが衝接する構
造となっているので、トルクの変動毎に大きな衝撃音が
発生するという問題もあった。
一方、この種の緩衝伝導装置ではねじれ振動を大幅に減
衰させながら大きなトルクを伝達することが要求され、
そのためには、コイルスプリング62の自由長を長大に
し、荷重に対するたわみ変位を大きくすることが好まし
い。
衰させながら大きなトルクを伝達することが要求され、
そのためには、コイルスプリング62の自由長を長大に
し、荷重に対するたわみ変位を大きくすることが好まし
い。
しかしながら、上述した従来の緩衝伝導装置ではスプリ
ング受溝56およびスプリング受孔64,65の間にコイルス
プリング62を装着する構成となっているので、構造上コ
イルスプリング62の自由長を長くすることはできず、こ
れを長くすると上記コイルスプリング受溝56、受孔64,6
5が大きくなり、大・小径ディスク板59,60およびセンタ
ーディスク54の強度が低下するという問題があった。
ング受溝56およびスプリング受孔64,65の間にコイルス
プリング62を装着する構成となっているので、構造上コ
イルスプリング62の自由長を長くすることはできず、こ
れを長くすると上記コイルスプリング受溝56、受孔64,6
5が大きくなり、大・小径ディスク板59,60およびセンタ
ーディスク54の強度が低下するという問題があった。
そこで、本発明の目的は、上述した従来の技術が有する
問題点を解消し、駆動フランジ体と従動フランジ体とを
連結する弾性部材の摩耗を減少させるとともに、ねじれ
振動を大幅に減衰させながら大きなトルクを伝達できる
緩衝伝導装置を提供することにある。
問題点を解消し、駆動フランジ体と従動フランジ体とを
連結する弾性部材の摩耗を減少させるとともに、ねじれ
振動を大幅に減衰させながら大きなトルクを伝達できる
緩衝伝導装置を提供することにある。
上記目的を達成するために、本発明は、同軸上に配置さ
れた駆動フランジ体と従動フランジ体とを弾性部材によ
って連結し、この弾性部材を介して動力を伝達するよう
にした緩衝伝導装置において、一方のフランジ体の半径
方向にアームを形成するとともに、他方のフランジ体に
前記アームと対峙するホルダを形成し、前記アームとホ
ルダとの間に弾性部材を張設し、この弾性部材は、その
中心線が前記従動フランジ体の直径線と平行となるよう
に配置されたことを特徴とするものである。
れた駆動フランジ体と従動フランジ体とを弾性部材によ
って連結し、この弾性部材を介して動力を伝達するよう
にした緩衝伝導装置において、一方のフランジ体の半径
方向にアームを形成するとともに、他方のフランジ体に
前記アームと対峙するホルダを形成し、前記アームとホ
ルダとの間に弾性部材を張設し、この弾性部材は、その
中心線が前記従動フランジ体の直径線と平行となるよう
に配置されたことを特徴とするものである。
以下本発明による緩衝伝導装置の一実施例を第１図乃至
第６図を参照して説明する。
第６図を参照して説明する。
第１図は緩衝伝導装置の正面図、第２図は同側面図、第
３図は同分解斜視図を示し、図中符号１は駆動フランジ
体を示している。駆動フランジ体１は例えばエンジンの
出力軸が嵌入されるボス部２を有し、このボス部２の外
周には互いに反対方向に突出する一対のアーム3,3が固
着されている。このアーム3,3には軸線を含む面に平行
な保持面3a,3aが形成され、この保持面3a,3aのほぼ中央
には略半球状に形成されたピボット5,5が固着されてい
る。
３図は同分解斜視図を示し、図中符号１は駆動フランジ
体を示している。駆動フランジ体１は例えばエンジンの
出力軸が嵌入されるボス部２を有し、このボス部２の外
周には互いに反対方向に突出する一対のアーム3,3が固
着されている。このアーム3,3には軸線を含む面に平行
な保持面3a,3aが形成され、この保持面3a,3aのほぼ中央
には略半球状に形成されたピボット5,5が固着されてい
る。
一方、符号７は従動フランジ体を示しており、この従動
フランジ体７には図示を省略した従動機器の出力軸が嵌
入される孔８が穿設されている。また、従動フランジ体
７には直径線とほぼ平行な線上であって上記ピボット5,
5と対峙する位置にホルダ9,9が２本のボルト10,10で螺
着され、このホルダ9,9の上記ピボット5,5と対向する面
にはスプリング受部12が形成されている。
フランジ体７には図示を省略した従動機器の出力軸が嵌
入される孔８が穿設されている。また、従動フランジ体
７には直径線とほぼ平行な線上であって上記ピボット5,
5と対峙する位置にホルダ9,9が２本のボルト10,10で螺
着され、このホルダ9,9の上記ピボット5,5と対向する面
にはスプリング受部12が形成されている。
一方、上記ピボット５には略半球状の受孔15を端部に有
するリテーナ17が装着され、このリテーナ17のスプリン
グ受部18と上記ホルダ９のスプリング受部12との間には
コイルスプリング19が張設されている。また、従動フラ
ンジ体７には上記アーム３の先端を挟むように一対のス
トッパ20,21が固着され、このストッパ20,21は弾性ゴム
等で成形された円筒状の緩衝体23をボルト24で螺着構成
している。なお、ストッパ20はゴムパッドを貼着して構
成してもよい。
するリテーナ17が装着され、このリテーナ17のスプリン
グ受部18と上記ホルダ９のスプリング受部12との間には
コイルスプリング19が張設されている。また、従動フラ
ンジ体７には上記アーム３の先端を挟むように一対のス
トッパ20,21が固着され、このストッパ20,21は弾性ゴム
等で成形された円筒状の緩衝体23をボルト24で螺着構成
している。なお、ストッパ20はゴムパッドを貼着して構
成してもよい。
このように構成された緩衝伝導装置において、駆動フラ
ンジ体１を第１図中時計方向に回転駆動させると、アー
ム３がコイルスプリング19のばね力に抗してコイルスプ
リング19を圧縮しこのコイルスプリング19の圧縮力を介
して従動フランジ体７は時計方向に回動駆動されトルク
の伝達がなされる。
ンジ体１を第１図中時計方向に回転駆動させると、アー
ム３がコイルスプリング19のばね力に抗してコイルスプ
リング19を圧縮しこのコイルスプリング19の圧縮力を介
して従動フランジ体７は時計方向に回動駆動されトルク
の伝達がなされる。
第４図はコイルスプリング19の圧縮時における作用を説
明する原理図であり、図中符号０は駆動フランジ体１お
よび従動フランジ体７の回転軸心、Ｘ−Ｘ線は従動フラ
ンジ体７の直径線、Ｚ−Ｚ線は直径線Ｘ−Ｘにほぼ平行
となるように張設されたコイルスプリング19の中心線、
また、半径Ｒで示された半円線ｌはアーム３に固着され
たピボット５の移動軌跡を示している。
明する原理図であり、図中符号０は駆動フランジ体１お
よび従動フランジ体７の回転軸心、Ｘ−Ｘ線は従動フラ
ンジ体７の直径線、Ｚ−Ｚ線は直径線Ｘ−Ｘにほぼ平行
となるように張設されたコイルスプリング19の中心線、
また、半径Ｒで示された半円線ｌはアーム３に固着され
たピボット５の移動軌跡を示している。
トルクが伝達されずコイルスプリング19に荷重が作用し
ていない状態では、コイルスプリング19の一端が止着さ
れたピボット５の中心は半円線ｌ上の点P1にあり、コイ
ルスプリング19の他端が止着された従動フランジ体７上
のホルダ９の中心は中心線Ｚ−Ｚ上の点Ｑにある。
ていない状態では、コイルスプリング19の一端が止着さ
れたピボット５の中心は半円線ｌ上の点P1にあり、コイ
ルスプリング19の他端が止着された従動フランジ体７上
のホルダ９の中心は中心線Ｚ−Ｚ上の点Ｑにある。
駆動フランジ体１が回転駆動されると、伝達されるトル
クの変動に応じてコイルスプリング19が圧縮され、平均
トルクが伝達されているときにはピボット５の中心は半
円線ｌに沿ってP2点に移動し、最大トルクが伝達される
際にはピボット５の中心はP3点に移動する。
クの変動に応じてコイルスプリング19が圧縮され、平均
トルクが伝達されているときにはピボット５の中心は半
円線ｌに沿ってP2点に移動し、最大トルクが伝達される
際にはピボット５の中心はP3点に移動する。
コイルスプリング19の自由長は点P1と点Ｑとを結ぶ直線
の長さ で表わされ、最大トルクが伝達される際にはコイルスプ
リング19は圧縮されて点P3と点Ｑとを結ぶ直線の長さ に収縮する。
の長さ で表わされ、最大トルクが伝達される際にはコイルスプ
リング19は圧縮されて点P3と点Ｑとを結ぶ直線の長さ に収縮する。
したがって、本発明によれば第４図から明らかなように
最大トルクが伝達される際にコイルスプリング19の長さ
が圧縮されて自由長 から に収縮しても、直径線Ｘ−Ｘに直角方向Ｙ−Ｙへの変位
量Δδは極めて小さくすることができる。
最大トルクが伝達される際にコイルスプリング19の長さ
が圧縮されて自由長 から に収縮しても、直径線Ｘ−Ｘに直角方向Ｙ−Ｙへの変位
量Δδは極めて小さくすることができる。
また、上記アーム３に固着されたピボット５を略半球状
に形成し、端部にピボット５を受入れる半球状の受穴15
を有するリテーナ17を介して上記コイルスプリング19を
張設すれば、リテーナ17の自動調心作用により上記変位
量Δδは吸収され、コイルスプリング19の中心線Ｚ−Ｚ
に対する直角方向Ｙ−Ｙの変位を生じさせることはな
い。
に形成し、端部にピボット５を受入れる半球状の受穴15
を有するリテーナ17を介して上記コイルスプリング19を
張設すれば、リテーナ17の自動調心作用により上記変位
量Δδは吸収され、コイルスプリング19の中心線Ｚ−Ｚ
に対する直角方向Ｙ−Ｙの変位を生じさせることはな
い。
しかして、最大トルクを伝達する際にもコイルスプリン
グ19の両端面は常に平行に近い状態に保たれ、両端面に
は均一な荷重が作用するとともに、面圧も両端面の全域
に均等に作用するから、摩耗のほとんどない高荷重に耐
えうるものとすることができる。
グ19の両端面は常に平行に近い状態に保たれ、両端面に
は均一な荷重が作用するとともに、面圧も両端面の全域
に均等に作用するから、摩耗のほとんどない高荷重に耐
えうるものとすることができる。
また、コイルスプリング19の直角方向Ｙ−Ｙの変位Δδ
が極めて少ないので、コイルスプリング19の張設位置を
決定する半径Ｒを少なくでき自由長の長いコイルスプリ
ング19を使用することができる。
が極めて少ないので、コイルスプリング19の張設位置を
決定する半径Ｒを少なくでき自由長の長いコイルスプリ
ング19を使用することができる。
一方、駆動フランジ体１と従動フランジ体７との間でト
ルクが伝達される際のコイルスプリング19のたわみ変位
Ｓは、荷重が作用しない時の点P1から平均トルクが作用
した時の点P2までの上記半円線ｌに沿った距離であり、
伝達トルクＴ、ねじればね定数ｋとすると、 で表わせる。
ルクが伝達される際のコイルスプリング19のたわみ変位
Ｓは、荷重が作用しない時の点P1から平均トルクが作用
した時の点P2までの上記半円線ｌに沿った距離であり、
伝達トルクＴ、ねじればね定数ｋとすると、 で表わせる。
ここで、点P1から点P2へ変位させるに要する荷重Ｆとす
ると、 Ｔ＝Ｆ×Ｒ……（２）であるから、 となる。
ると、 Ｔ＝Ｆ×Ｒ……（２）であるから、 となる。
したがって、伝達トルクＴを一定として設計するにあた
って、荷重Ｆを例えば1.1倍にするとコイルスプリング1
9の張設位置を決定する半径Ｒは（２）式より明らかな
ように1/1.1倍とすることができ、また、（３）式より
明らかなように、ねじればね定数ｋも1/1.1倍とするこ
とができる。
って、荷重Ｆを例えば1.1倍にするとコイルスプリング1
9の張設位置を決定する半径Ｒは（２）式より明らかな
ように1/1.1倍とすることができ、また、（３）式より
明らかなように、ねじればね定数ｋも1/1.1倍とするこ
とができる。
しかして、本発明によれば、上述した構成によりコイル
スプリング19の張設位置を決定する半径Ｒを小さくする
ことができ、それに伴ってコイルスプリング19の自由長
P1・Ｑを長くすることができ、さらに、コイルスプリン
グ19には高い荷重を加えることができるようになってい
るから、ねじればね定数ｋを小さくして大きなトルクＴ
を伝達でき、ねじれ振動を大幅に減衰させながら動力伝
達を行う緩衝伝導装置とすることができる。
スプリング19の張設位置を決定する半径Ｒを小さくする
ことができ、それに伴ってコイルスプリング19の自由長
P1・Ｑを長くすることができ、さらに、コイルスプリン
グ19には高い荷重を加えることができるようになってい
るから、ねじればね定数ｋを小さくして大きなトルクＴ
を伝達でき、ねじれ振動を大幅に減衰させながら動力伝
達を行う緩衝伝導装置とすることができる。
また、最大トルクが作用してコイルスプリング19のばね
力に抗してアーム３の先端がトルクの変動に応じて上記
ストッパ21に衝接する場合には、ストッパ21が緩衝体23
で構成されているので衝撃音が発生することはない。な
お、本実施例では上記コイルスプリング受部12,18はコ
イルスプリング19の内径内に嵌入するように構成されて
いるが、コイルスプリング19の外周部を外側から保持す
るように上記スプリング受部12,18を形成してもよい。
力に抗してアーム３の先端がトルクの変動に応じて上記
ストッパ21に衝接する場合には、ストッパ21が緩衝体23
で構成されているので衝撃音が発生することはない。な
お、本実施例では上記コイルスプリング受部12,18はコ
イルスプリング19の内径内に嵌入するように構成されて
いるが、コイルスプリング19の外周部を外側から保持す
るように上記スプリング受部12,18を形成してもよい。
一方、上記駆動フランジ体１はその一実施例を第５図に
示すように、エンジンの出力軸28にアーム29を直接固着
したものであってもよく、このように構成すれば上記ボ
ス部２が不要となりその分だけコイルスプリング19の張
設位置を決定する半径Ｒを小さくすることができねじれ
ばね定数ｋをさらに小さくすることができる。
示すように、エンジンの出力軸28にアーム29を直接固着
したものであってもよく、このように構成すれば上記ボ
ス部２が不要となりその分だけコイルスプリング19の張
設位置を決定する半径Ｒを小さくすることができねじれ
ばね定数ｋをさらに小さくすることができる。
第６図は本発明による緩衝伝導装置の他の実施例を示
し、駆動フランジ体１のボス部２の外周には４個のアー
ム30が固着され、従動フランジ体７には上記アーム30に
対峙して４個のホルダ31が固着されている。また、上記
アーム30とホルダ31との間にはそれぞれコイルスプリン
グ32が上述した構成と同様に張設されている。このよう
に構成すれば、コイルスプリング32の張設本数に応じて
伝達トルクを増大させることができる。また、伝達トル
クを増大させるために図示は省略したがアーム30とホル
ダ31との間に軸方向に重ね合わせるようにしてコイルス
プリング32を張設してもよい。
し、駆動フランジ体１のボス部２の外周には４個のアー
ム30が固着され、従動フランジ体７には上記アーム30に
対峙して４個のホルダ31が固着されている。また、上記
アーム30とホルダ31との間にはそれぞれコイルスプリン
グ32が上述した構成と同様に張設されている。このよう
に構成すれば、コイルスプリング32の張設本数に応じて
伝達トルクを増大させることができる。また、伝達トル
クを増大させるために図示は省略したがアーム30とホル
ダ31との間に軸方向に重ね合わせるようにしてコイルス
プリング32を張設してもよい。
以上の説明から明らかなように、本発明によれば、上述
のように構成したので、駆動フランジ体と従動フランジ
体とを連結する弾性部材に自由長の長い、たわみ変位を
大きく取れるものを使用でき、その結果、ねじれ振動を
大幅に減衰させながら大きなトルクを伝達することが可
能な緩衝伝導装置とすることができる。
のように構成したので、駆動フランジ体と従動フランジ
体とを連結する弾性部材に自由長の長い、たわみ変位を
大きく取れるものを使用でき、その結果、ねじれ振動を
大幅に減衰させながら大きなトルクを伝達することが可
能な緩衝伝導装置とすることができる。
また、上記弾性部材はその両端面が常にほぼ平行となる
ように圧縮されるので、弾性部材の摩耗は少なくなりそ
の信頼性が向上する。
ように圧縮されるので、弾性部材の摩耗は少なくなりそ
の信頼性が向上する。
第１図は本発明による緩衝伝導装置の正面図、第２図は
同側面図、第３図は同分解斜視図、第４図は本発明によ
る緩衝伝導装置の作用を説明する原理図、第５図は駆動
フランジ体の他の実施例を示す斜視図、第６図は本発明
による緩衝伝導装置の他の実施例を示す正面図、第７図
は従来の緩衝伝導装置を示す正面図、第８図は第７図の
VIII−VIII線で切った断面図、第９図は従来の緩衝伝導
装置のコイルスプリングを装着した状態を示す部分正面
図、第10図は第９図のＸ−Ｘ線で切った断面図、第11図
は第９図に示したコイルスプリングにトルクが作用した
状態を示す部分正面図、第12図および第13図は第11図の
XII−XII線で切った断面図である。 １……駆動フランジ体、３……アーム、５……ピボッ
ト、７……従動フランジ体、９……ホルダ、17……リテ
ーナ、19……弾性部材、20,21……ストッパ、23……緩
衝体。
同側面図、第３図は同分解斜視図、第４図は本発明によ
る緩衝伝導装置の作用を説明する原理図、第５図は駆動
フランジ体の他の実施例を示す斜視図、第６図は本発明
による緩衝伝導装置の他の実施例を示す正面図、第７図
は従来の緩衝伝導装置を示す正面図、第８図は第７図の
VIII−VIII線で切った断面図、第９図は従来の緩衝伝導
装置のコイルスプリングを装着した状態を示す部分正面
図、第10図は第９図のＸ−Ｘ線で切った断面図、第11図
は第９図に示したコイルスプリングにトルクが作用した
状態を示す部分正面図、第12図および第13図は第11図の
XII−XII線で切った断面図である。 １……駆動フランジ体、３……アーム、５……ピボッ
ト、７……従動フランジ体、９……ホルダ、17……リテ
ーナ、19……弾性部材、20,21……ストッパ、23……緩
衝体。
Claims (2)
- 【請求項１】同軸上に配置された駆動フランジ体と従動
フランジ体とを弾性部材によって連結し、この弾性部材
を介して動力を伝達するようにした緩衝伝導装置におい
て、一方のフランジ体の半径方向にアームを形成すると
ともに、他方のフランジ体に前記アームと対峙するホル
ダを形成し、前記アームとホルダとの間に弾性部材を張
設し、この弾性部材は、その中心線が、前記従動フラン
ジ体の直径線と平行となるように配置され、前記アーム
の、前記ホルダに対峙する面に半球状のピボットを固着
し、このピボットに半球状の受穴を有するリテーナを装
着し、このリテーナと前記ホルダとの間に弾性部材を張
設したことを特徴とする緩衝伝導装置。 - 【請求項２】前記ホルダが形成されたフランジ体に、前
記アームの先端を挟み込むように一対のストッパを固着
し、このストッパの外周部を弾性部材で形成したことを
特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の緩衝伝導装
置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61060279A JPH0730811B2 (ja) | 1986-03-18 | 1986-03-18 | 緩衝伝導装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61060279A JPH0730811B2 (ja) | 1986-03-18 | 1986-03-18 | 緩衝伝導装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62220737A JPS62220737A (ja) | 1987-09-28 |
| JPH0730811B2 true JPH0730811B2 (ja) | 1995-04-10 |
Family
ID=13137546
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61060279A Expired - Lifetime JPH0730811B2 (ja) | 1986-03-18 | 1986-03-18 | 緩衝伝導装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0730811B2 (ja) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2009243599A (ja) * | 2008-03-31 | 2009-10-22 | Aisin Aw Co Ltd | ダンパ装置 |
| JP2012246958A (ja) * | 2011-05-25 | 2012-12-13 | Toyota Motor Corp | 捩り振動減衰装置 |
| DE102019121204A1 (de) | 2019-02-27 | 2020-08-27 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Torsionsschwingungsdämpfer mit einer Rotationsachse für einen Antriebsstrang |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS58106623U (ja) * | 1982-01-14 | 1983-07-20 | ヤンマーディーゼル株式会社 | 伝動軸の緩衝装置 |
| JPS6123547U (ja) * | 1984-07-19 | 1986-02-12 | アイシン精機株式会社 | トルク変動吸収装置 |
-
1986
- 1986-03-18 JP JP61060279A patent/JPH0730811B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS62220737A (ja) | 1987-09-28 |
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