WO2008069295A1 - 運動変換伝達装置 - Google Patents

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WO2008069295A1
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motion
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input
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PCT/JP2007/073633
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Inventor
Hiroshi Isono
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Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
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Definitions

  • the present invention relates to a device that converts and transmits motion, and more particularly, to a motion conversion transmission device that converts motion and transmits it at a desired transmission ratio.
  • a braking operation is performed when a driver depresses the brake pedal, and the stroke of the brake pedal is transmitted to the piston of the master cylinder as the stroke. The Then, the brake pressure is converted into the brake fluid pressure corresponding to the pedal force applied to the brake pedal by the master cylinder, and the brake force corresponding to the brake fluid pressure is generated.
  • the transmission characteristics of the brake pedal stroke and the pedal force are nonlinear characteristics.
  • brake pedal devices having various configurations have been proposed as a structure for making a desired non-linear characteristic of stroke and pedal force transmission characteristics of a brake pedal.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-1 1 5 6 9 Gazette describes a lever ratio variable brake pedal device.
  • the lever ratio variable type brake pedal device As described above, the lever ratio is changed by a link mechanism including a peristaltic link and a link link. Therefore, a comparison for enabling movement of the link is possible. A large space is required.
  • the change in lever ratio is uniquely determined by the link length and interrelationship, the mode of change in lever ratio is limited, so that the characteristics of motion and force transmission can be set to desired characteristics over a wide range. It is difficult to set.
  • the above-mentioned problem is not limited to the lever ratio variable brake pedal device, but in other conventional motion transmission devices in which motion and force transmission characteristics are variable by a general cam mechanism or the like. It exists as well. Disclosure of the invention
  • the main object of the present invention is to perform motion conversion between rotational motion and linear motion and motion conversion between linear motion and rotational motion between the parts that are aligned with each other and aligned with each other. Therefore, it is possible to set the characteristics of motion and force transmission to a desired characteristic over a wide range. It is to provide a conversion transmission device.
  • an input member, an intermediate member, and an output member that are aligned with each other in alignment with each other and that move relative to each other in alignment with the axis, and are capable of linear movement along the axis and rotational movement around the axis.
  • a second transmission means for converting the second movement of the intermediate member into the first movement and transmitting it to the output member, and at least one of the first and second transmission means is a movement transmission source.
  • a motion conversion transmission device characterized by continuously changing the ratio of the momentum of a motion transmission destination member to the momentum of a member in a non-linear manner according to the momentum of the member of the motion transmission source.
  • the first movement of the input member is converted into the first movement of the output member through the second movement of the intermediate member, and the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the input member is ensured.
  • the momentum of the input member it can be continuously changed in a non-linear manner, so that the relationship between the momentum of the input member and the momentum of the output member over the entire range of the movement of the input member and the output member can be made continuous. Non-linear characteristics can be obtained.
  • the length can be reduced and the motion conversion transmission device can be made compact.
  • the first transmission means converts linear motion along the axis of the input member into rotational motion around the axis and transmits it to the intermediate member
  • the second transmission means transmits the rotation around the axis of the intermediate member.
  • the rotary motion may be converted into a linear motion along the axis and transmitted to the output member.
  • the linear motion of the input member is linearly applied to the output member while the ratio of the linear motion of the output member to the linear momentum of the input member is continuously changed in a non-linear manner according to the linear motion of the input member. It can be transmitted as movement.
  • the first transmission means converts the rotational movement around the axis of the input member into linear movement along the axis and transmits it to the intermediate member
  • the second transmission means follows the axis of the intermediate member.
  • the linear motion may be converted into a rotational motion around the axis and transmitted to the output member.
  • the rotational movement of the input member is rotated to the output member while the ratio of the rotational momentum of the output member to the rotational momentum of the input member is reliably changed in a non-linear manner according to the rotational momentum of the input member It can be transmitted as movement.
  • the first transmission means is configured to continuously and nonlinearly change the ratio of the momentum of the intermediate member to the momentum of the input member according to the momentum of the input member
  • the second transmission means is the intermediate
  • the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the member may be continuously and nonlinearly changed according to the momentum of the intermediate member.
  • the first transmission unit and the second transmission unit can be compared with the structure in which the ratio of the momentum is continuously changed nonlinearly only by one of the first transmission unit and the second transmission unit.
  • the amount of change in the momentum ratio to be achieved by each of the two transmission means can be reduced.
  • the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the intermediate member may be larger than the ratio of the momentum of the intermediate member to the amount of movement of the input member.
  • the same continuous non-linear characteristic is achieved as compared with the structure in which the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the intermediate member is smaller than the ratio of the momentum of the intermediate member to the momentum of the input member. Therefore, the momentum of the intermediate member necessary for doing so can be reduced.
  • the first and second transmission means include a cam provided on the motion transmission source member and a cam follower provided on the motion transmission destination member and engaged with the cam.
  • the cam follower is a cam.
  • the ratio of the momentum of the motion transmission destination member to the momentum of the motion transmission source member may be continuously changed in a non-linear manner according to the momentum of the motion transmission source member.
  • the ratio of the momentum of the motion transmission destination member to the momentum of the motion transmission source member can be reliably changed in a non-linear manner according to the momentum of the motion transmission source member.
  • the desired continuous nonlinear characteristics can be achieved by setting the cam and cam follower.
  • one of the cam and the cam follower is a cam groove
  • the other of the cam and the cam follower is a force groove engaging member that engages with the force groove and moves along the cam groove.
  • at least one cam groove of the second transmission means may extend so as to incline with respect to the circumferential direction around the axis, and bend so that the inclination angle with respect to the circumferential direction continuously changes gradually.
  • the cam groove engaging member is moved along the cam groove in a state where the cam groove engaging member is engaged with the cam groove, whereby the ratio of the momentum of the motion transmission destination member to the momentum of the motion transmission source member is transmitted. It can be continuously non-linearly changed according to the momentum of the original member, so that the desired continuous non-linear characteristic can be achieved by setting the curved shape of the cam groove.
  • the cam grooves of the first and second transmission means are the same in the circumferential direction at the position where the cam groove engaging member engages with the cam groove when the momentum of the input member is zero. Has an inclination angle of It may be.
  • the motion conversion transmission device has a housing that accommodates the input member, the intermediate member, and the output member, and the intermediate member is fitted to these in a state of surrounding the input member and the output member around the axis.
  • the input member and the output member are supported so as to be linearly movable along the axis, and the housing is fitted to the intermediate member around the axis so that the intermediate member can be rotated around the axis.
  • the cam grooves of the first and second transmission means are provided in the intermediate member, the cam groove engaging members of the first and second transmission means are provided in the input member and the output member, respectively, and the housing
  • the cam groove engaging member of the first and second transmission means extends in the radial direction through the cam groove of the first and second transmission means, respectively. Guide that can be moved along the guide groove It may have engaged in.
  • the motion conversion transmission device is compared with a structure in which the input member and the output member move linearly along different axes or a structure in which the intermediate member is not fitted to the input member or the output member.
  • the motion conversion transmission device can be made compact by reducing the length in the axial direction.
  • the cam groove engaging members of the first and second transmission means can be securely guided along the axis by the guide grooves, which is compared with the structure in which the guide grooves are not provided in the housing.
  • the motion conversion between the linear motion of the input member and the rotational motion of the intermediate member and the motion conversion between the rotational motion of the intermediate member and the linear motion of the output member can be performed smoothly.
  • the cam grooves of the first and second transmission means are associated with the motion conversion between the linear motion of the input member and the rotational motion of the intermediate member, and the motion conversion between the rotational motion of the intermediate member and the linear motion of the output member.
  • the first and second transmission means may linearly move the output member along the axis in the same direction as the input member.
  • the input member and the output member when the input member has a linear momentum of 0 as compared to the structure in which the output member is linearly moved along the axis in the direction opposite to the input member. It is possible to reduce the distance between them, thereby reducing the length in the direction along the axis of the motion conversion transmission device.
  • the input member and the output member may come into contact with each other when the momentum of the input member is zero.
  • the length in the direction along the axis of the motion conversion transmission device is smaller than in the case where the input member and the output member are spaced apart from each other. It is possible to reduce the rattling of the input member and the output member when the momentum of the input member is zero.
  • the input member and the output member are spaced apart from each other along the axis at the same circumferential position around the axis, and the cam groove engaging members of the first and second transmission means are separated from each other. It may be engaged with a common guide groove.
  • the input member and the output member are provided at different circumferential positions around the axis, and the cam groove engaging members of the first and second transmission means are respectively engaged with the individual guide grooves.
  • the number of guide grooves can be reduced, and the structure of the motion conversion transmission device can be simplified.
  • the input member and the output member have a portion that engages with each other along the axis, and the first and second transmission means are provided in the portions that engage with each other and are circumferential in the periphery of the axis May be spaced apart from each other.
  • the input member and the output member do not have a portion that engages with each other along the axis, and the first and second transmission means are spaced apart from each other along the axis.
  • the length of the motion conversion transmission device in the axial direction can be reduced, and the motion conversion transmission device can be made compact.
  • each of the input member and the output member has a pair of arm portions extending toward the other member along the axis, and the pair of arm portions of the input member and the pair of arm portions of the output member. May be alternately arranged as viewed in the circumferential direction around the axis, and may prevent relative rotational movement around the axis while allowing relative linear movement along the axis of the input member and output member.
  • the rotational reaction force received by the input member from the intermediate member and the rotational motion of the intermediate member are converted into the linear motion of the output member. Further, the rotational reaction forces received by the intermediate member from the output member are in opposite directions around the axis.
  • the rotational reaction force generated by the motion conversion between the linear motion and the rotational motion can be carried by the input member and the output member, and this should be carried by the first and second transmission means.
  • the rotational reaction force can be reduced. Therefore, compared to the structure in which the pair of arm portions of the input member and the pair of arm portions of the output member are not configured to prevent relative rotational movement around the axis of the input member and output member, the motion conversion transmission is performed.
  • the durability of the apparatus can be improved.
  • the input member and the output member may have the same shape, and may be disposed opposite to each other along the axis.
  • the input member and the output member can be used as a common member, so that the necessary parts can be obtained as compared with the case where the input member and the output member are separate members having different shapes.
  • the number of points can be reduced, and the cost of the motion conversion transmission device can be reduced.
  • the input member and the output member may have the same shape, and may be disposed opposite to each other along the axis.
  • the shaft portion provided on one of the input member and the output member is not received by the recess provided on the other member so that the linear movement along the axis is possible.
  • the rattling of the input member and the output member can be reliably reduced.
  • the input and output members do not have shafts and recesses, and the first and second transmission means are spaced apart from each other along the axis, so
  • the motion conversion transmission device can be made compact. Further, it is possible to reliably prevent the cam groove engaging member from being obstructed by the peripheral portion of the recess from linearly moving along the axis relative to the peripheral portion of the recess.
  • the first and second transmission means may linearly move the output member along the axis in the direction opposite to the input member.
  • the output member cooperates with other members to define two variable volume cylinder chambers filled with liquid on both sides along the axis, and the output member includes the two cylinder chambers. It has an orifice that communicates, and the liquid passes through the orifice from one cylinder chamber as the output member moves linearly. And may flow to the other cylinder chamber.
  • the damping force caused by the liquid flowing through the orifice acts on the output member in the direction opposite to the direction of movement thereof. Therefore, the higher the speed of linear motion of the input member, the higher the damping acting on the output member. Strength increases. Accordingly, a reaction force corresponding to the speed of the linear motion of the input member can be generated so that the reaction force increases as the speed of the linear motion of the input member increases.
  • the extending range of the first and second transmission means in the direction along the axis of the cam groove may be at least partially overlapped with each other when viewed in the circumferential direction around the axis.
  • the extension range in the direction along the axis of the cam groove of the first and second transmission means does not overlap each other when viewed in the circumferential direction around the axis.
  • the interval in the direction along the axis of the cam groove engaging member of the first and second transmission means can be reduced. Therefore, the length of the operation simulator in the axial direction can be reduced, and the motion conversion transmission device can be made compact.
  • the motion conversion transmission device has a housing that accommodates the input member, the intermediate member, and the output member, and the input member and the output member are fitted in these in a state of surrounding the intermediate member around the axis.
  • the intermediate member is supported so as to be linearly movable along the axis, the housing is fitted around the input and output members around the axis, and the input and output members are moved around the axis.
  • the cam grooves of the first and second transmission means are provided in the input member and the output member, and the cam groove engaging members of the first and second transmission means are provided in the intermediate member, and the housing.
  • the motion conversion between the rotational motion of the input member and the linear motion of the intermediate member and the linear motion and output portion of the intermediate member are compared with the case where the guide groove is not provided in the housing.
  • the motion conversion between the rotational motions of the material can be performed smoothly.
  • the cam groove engagement of the first and second transmission means is accompanied by the motion conversion between the rotational motion of the input member and the linear motion of the intermediate member and the motion conversion between the linear motion of the intermediate member and the rotational motion of the output member.
  • Part of the stress applied to the joint member can be carried by housing. Therefore, the durability of the motion conversion transmission device can be improved as compared with the structure in which the guide groove is not provided in the housing.
  • the cam groove engaging member is fixed to the corresponding member and extends in the radial direction.
  • the cam member is rotatably supported by the shaft member and is rotatably engaged with the wall surface of the cam groove. With cam rollers It may be.
  • the force groove engaging member is located between the cam groove engaging member and the cam groove wall surface in comparison with a structure in which the force groove engaging member is not movably engaged with the wall surface of the cam groove. Friction can be reduced, and the motion conversion between the motion transmitting source motion and the motion transmitting destination motion can be performed smoothly.
  • the cam groove engaging member is rotatably supported by the shaft member, and is a guide roller that is rotatably engaged with a wall surface of the guide groove that extends along the linear movement direction of the input member. You may have.
  • the shaft member can be reliably moved along the direction of the linear motion of the input member, as compared with a structure that does not have a guide roller that is movably engaged with the wall surface of the guide groove. As a result, motion conversion between the motion source motion and the motion destination motion can be performed smoothly.
  • At least one of the first and second transmission means is such that the ratio of the momentum of the motion transmission destination member to the momentum of the motion transmission source member gradually increases as the momentum of the motion transmission source member increases.
  • the ratio of the momentum of the motion transmission destination member to the momentum of the motion transmission source member may be continuously changed in a non-linear manner according to the momentum of the motion transmission source member.
  • the first transmission means sets the ratio of the momentum of the intermediate member to the momentum of the input member so that the ratio of the momentum of the intermediate member to the momentum of the input member gradually increases as the momentum of the input member increases.
  • the second transmission means is configured to continuously and nonlinearly change according to the momentum of the input member, and the second transmission means is configured so that the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the intermediate member gradually increases as the momentum of the intermediate member increases.
  • the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the member may be continuously changed in a non-linear manner according to the momentum of the intermediate member.
  • a plurality of cam grooves and cam groove engaging members that are spaced at equal intervals around the axis may be provided.
  • the increase rate of the ratio of the momentum of the output member to the momentum of the intermediate member accompanying the increase of the momentum of the input member may be larger than the increase rate of the ratio of the momentum of the intermediate member to the momentum of the input member.
  • the first and second transmission means may rotate the output member around the axis in the same direction as the input member.
  • the first and second transmission means may rotate the output member around the axis in the direction opposite to the input member.
  • the motion conversion transmission device may transmit the motion of the operation means by the operator to another member.
  • the motion conversion transmission device may be disposed between the brake operation means operated by the vehicle driver and the means for converting the operation force applied to the brake operation means into hydraulic pressure.
  • the motion conversion transmission device may be arranged between a member that moves up and down together with the wheel and the vehicle body, and the input member and the output member may be connected to a spring seat that supports the suspension spring.
  • the motion conversion transmission device may be disposed between the steering wheel of the vehicle steering device and the motion conversion mechanism that converts the rotational motion into the steering motion of the steering wheel.
  • FIG. 1 is a sectional view taken along an axis showing a first embodiment of a motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator.
  • FIG. 2 is a development view showing the intermediate rotor of the first embodiment developed on a plane.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view along the axis showing a second embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake simulator.
  • FIG. 4 is a development view showing the intermediate rotor of the second embodiment developed in a plane.
  • FIG. 5 is a sectional view along the axis showing a third embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator.
  • FIG. 6 is a developed view showing the intermediate rotor of the third embodiment developed on a plane.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing a fourth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator, cut along two cut surfaces that are perpendicular to each other along the axis.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of the input and output pistons along line AA in FIG.
  • FIG. 9 is a developed view showing the intermediate rotor of the fourth embodiment in a developed state.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view along the axis showing a fifth embodiment of the operation simulator according to the present invention configured as a brake stroke simulator.
  • FIG. 11 is a development view showing the intermediate rotor of the fifth embodiment developed on a plane.
  • Figure 12 is an example of an application where the brake stroke simulator embodiment may be applied.
  • 1 is a schematic configuration diagram showing a hydraulic brake device.
  • Figure 13 is a diagram showing the relationship between the linear momentum of the input piston and the rotational momentum of the intermediate rotor.
  • Figure 14 is a diagram showing the relationship between the rotational momentum of the intermediate rotor and the linear momentum of the output piston.
  • Figure 15 is a graph showing the relationship between the linear momentum of the input and output pistons.
  • Fig. 16 is a graph showing the relationship between the brake pedal depression amount and the pedal reaction force.
  • Figure 17 is a graph showing the relationship between the force acting on the input and output force.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view showing a sixth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a pedal force transmission device of a brake device.
  • FIG. 19 is an enlarged cross-sectional view along the axis showing the pedal force transmission device of the sixth embodiment.
  • FIG. 20 is a sectional view taken along an axis showing a seventh embodiment of a motion conversion transmission device according to the present invention configured as a steering motion conversion transmission device in a steering system of a vehicle such as an automobile.
  • FIG. 21 is a partially developed view showing the cam groove region of the first transmission means of the input rotor of the seventh embodiment in a plane.
  • FIG. 22 is a partially developed view showing the cam groove region of the second transmission means of the output rotor of the seventh embodiment in a flat plane.
  • FIG. 23 is an explanatory view showing a steering system in which the seventh embodiment is incorporated.
  • FIG. 24 is a graph showing the relationship between the rotational momentum of the input rotor and the linear momentum of the intermediate piston in the seventh embodiment.
  • FIG. 25 is a graph showing the relationship between the linear momentum of the intermediate piston and the rotational momentum of the output rotor in the seventh embodiment.
  • FIG. 26 is a graph showing the relationship between the rotation angle 0 in from the neutral position of the steering wheel and the rotation angle 0 out of the lower main shaft 27 0 in the seventh embodiment.
  • FIG. 27 is a graph showing a transmission characteristic of torque transmitted from the steering wheel to the lower main shaft through the steering motion conversion transmission device in the seventh embodiment.
  • FIG. 28 shows an eighth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a suspension stroke transmission device for a vehicle such as an automobile, along two cut surfaces that are perpendicular to the axis.
  • FIG. 29 is a partially developed view showing the cam groove region of the first transmission means of the intermediate rotor of the eighth embodiment in a plane.
  • FIG. 30 is a partial development view showing a cam groove region of the second transmission means of the intermediate rotor of the eighth embodiment in a plane.
  • FIG. 31 is an explanatory view showing a suspension in which the eighth embodiment is incorporated.
  • FIG. 32 is a graph showing the relationship between the linear momentum of the input rotor and the rotational momentum of the intermediate piston in the eighth embodiment.
  • FIG. 33 is a graph showing the relationship between the rotational momentum of the intermediate piston and the linear momentum of the output rotor in the eighth embodiment.
  • FIG. 34 is a graph showing the relationship between the linear momentum of the input rotor and the linear rotor of the output rotor in the eighth embodiment.
  • FIG. 35 is a graph showing the relationship between the stroke of the wheel and the amount of change in the amount of elastic deformation of the compression coil spring in the eighth embodiment.
  • Fig. 36 is an explanatory view showing a conventional general double wishbone suspension.
  • FIG. 37 is a graph showing the relationship between the wheel speed of a typical suspension in the eighth embodiment and the conventional and the amount of displacement of the wheel band and rebound.
  • Fig. 1 2 shows a hydraulic brake device 2 1 0 as one application example to which the embodiment of the brake stroke simulator may be applied.
  • the brake device 2 1 0 is a brake pedal 2 by a driver. 1 Has a master cylinder 2 1 4 that pumps brake oil in response to a depressing operation.
  • the brake pedal 2 1 2 is pivotally supported by the pivot 2 1 2 A, and is connected to the piston of the master cylinder 2 1 4 by the operation rod 2 1 6.
  • Master cylinder 2 1 4 is the first master cylinder chamber 2 1 4 A and the second master cylinder chamber 2 1 B and these master cylinder chambers have brake hydraulic pressure supply pipes for the left front wheel.
  • Normally open solenoid valves (so-called master cut valves) 2 2 4 L and 2 2 4 R, which function as communication control valves, are provided in the middle of the brake hydraulic pressure supply pipes 2 1 8 and 2 2 0, respectively.
  • Valve 2 Normally open solenoid valves (so-called master cut valves) 2 2 4 L and 2 2 4 R, which function as communication control valves, are provided in the middle of the brake hydraulic pressure supply pipes 2 1 8 and 2 2 0, respectively.
  • the first master cylinder 2 14 4 A has a brake stroke simulator 10 according to the present invention constituted by a conduit 2 2 8 A having a normally closed electromagnetic on-off valve (normally closed valve) 2 2 6 in the middle. Is connected.
  • a reservoir 2 3 0 is connected to the master cylinder 2 1 4, and one end of a hydraulic pressure supply conduit 2 3 2 is connected to the reservoir 2 3 0.
  • An oil pump 2 3 6 driven by an electric motor 2 3 4 is provided in the middle of the hydraulic supply conduit 2 3 2, and a high pressure hydraulic pressure is supplied to the hydraulic supply conduit 2 3 2 on the discharge side of the oil pump 2 3 6.
  • Accumulator 2 3 8 for accumulating pressure is connected. Reservoir 2
  • a hydraulic discharge conduit 2 40 is connected to the hydraulic supply conduit 2 3 2 between 3 0 and the oil pump 2 3 6.
  • Reservoir 2 3 0, oil pump 2 3 6, accumulator 2 3 8 etc. are high pressure to increase pressure in wheel cylinder 2 2 2 FL, 2 2 2 FR, 2 2 2 RL, 2 2 2 RR as described later Functions as a pressure source.
  • the valve opens and returns the oil from the discharge side hydraulic supply conduit 2 3 2 to the suction side hydraulic supply conduit 2 3 2. Is provided.
  • the hydraulic supply conduit 2 3 2 on the discharge side of the oil pump 2 3 6 is connected to the electromagnetic open / close valve 2 2 4 L by the hydraulic control conduit 2 4 2 and the brake hydraulic supply conduit 2 1 8 between the wheel cylinder 2 2 2 FL Connected to the hydraulic on-off valve 2 2 4 R by the hydraulic control conduit 2 4 4 and the brake hydraulic supply conduit 2 2 0 between the wheel cylinder 2 2 2 FR and left by the hydraulic control conduit 2 4 6 It is connected to the wheel cylinder 2 2 2 RL for the rear wheel, and connected to the wheel cylinder 2 2 2 RR for the right rear wheel through the hydraulic control conduit 2 4 8.
  • Hydraulic control conduit 2 4 2, 2 4 4, 2 4 6, 2 4 8 Valves 2 50FL, 2 50 FR, 2 50 RL, 2 50 RR are provided.
  • Wheel cylinder for OFR 2 50RL, 2 50 RR 22 2 FL, 2 2 2 FR, 2 2 2 RL, 2 2 2
  • RR side hydraulic control conduits 24 2, 244, 24 6, and 248 are hydraulic control conduits 2 5 2, 2
  • Reurea valve 2 5 OFL, 2 5 OFR, 2 5 ORL, 2 50 RR are wheel cylinders 2 2 2 FL,
  • 2 6 OFR, 2 6 ORL, 26 0 RR are wheel cylinders 2 2 2FL, 2 2 2 FR, 2 2 2 RL,
  • the electromagnetic on / off valves 2 24L and 2 24R are kept open during non-control when the drive current is not supplied to each electromagnetic on / off valve, each linear valve and motor 2 34, and the electromagnetic on / off valve 2 2 6 and linear valve 2 5 0 FL ⁇ 2 50RR, linear valves 2 6 OFL and 2 6 OFR are maintained in the closed state, linear valves 2 6 0RL and 2 6 ORR are maintained in the open state (non-control mode), thereby The pressure in the wheel cylinder is directly controlled by the master cylinder 2 1 4.
  • the brake hydraulic control conduit 2 1 8 between the first master cylinder chamber 2 1 4 A and the solenoid valve 2 24 A first pressure sensor 2 6 6 that detects the master cylinder pressure Pm 1 is provided.
  • the pressure in the control conduit is detected as the second master cylinder pressure Pm2.
  • Two pressure sensors 2 6 8 are provided.
  • the brake pedal 2 1 2 is provided with a stroke sensor 2 70 for detecting the brake pedal depression stroke St by the driver, and the hydraulic supply conduit 2 3 2 on the discharge side of the oil pump 2 34 is provided in the conduit.
  • a pressure sensor 2 72 is provided to detect the pressure as the accumulator pressure Pa.
  • the brake hydraulic pressure supply pipes 2 1 8 and 2 20 between the solenoid on-off valves 2 2 4L and 2 2 4 R and the wheel cylinders 2 2 2FL and 2 2 2 FR are respectively connected to the wheel cylinders with the pressure in the corresponding pipes.
  • 2 2 2FL and 2 2 Pressure in 2FR Pressure sensor to detect as Pfl and Pfr 2 74FL and 2 74 FR is provided.
  • Relief valve 26 0FL to 26 ORR are controlled by an electronic control unit not shown in FIG.
  • the electronic control unit opens the electromagnetic on-off valve 2 26 and closes the electromagnetic on-off valves 2 24L and 2 24R.
  • the pressure sensors 2 6 6, 2 6 The master cylinder pressure Pml, Pm2 detected by 8 and the stroke sensor 2 70 detected by the stepping stroke St are calculated based on the vehicle target deceleration Gt, and each wheel is calculated based on the vehicle target deceleration Gt.
  • Each linear valve 2 50FL to 25 ORR and 2 60 FL to 26 ORR are controlled.
  • the electronic control unit calculates the target wheel cylinder pressure of each wheel to a value higher than the master cylinder pressure Pml, Pm2 based on the braking operation amount of the driver, 2 24R, Solenoid open / close valve 2 26, Motor 2 34, Reurea valve 2 5 0 FL to 2 5 ORR, Reurea valve 2 6 0FL to 2 6 0RR, Pressure sensor 2 6 6
  • the solenoid valve 2 24L and 2 24R are closed using the pressure of the pressure source so that the wheel cylinder pressure force of each wheel becomes the corresponding target wheel cylinder pressure 2 5 0FL to 2 5 Controls 0RR and linear valve 2 6 0FL to 2 6 0RR.
  • the brake stroke simulator 10 was disconnected from the master cylinder 2 1 4 and the wheel cylinders 2 2 2FL, 2 2 2FR by closing the solenoid valves 2 24L and 2 24R.
  • the driver can depress the stroke of the brake pedal 2 1 2 and the reaction force is applied to the driver via the brake pedal 2 1 2 with the desired continuous non-linear characteristics.
  • FIG. 1 is a sectional view taken along an axis showing a first embodiment of a motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator
  • FIG. 2 is a plan view of the output rotor of the first embodiment.
  • 10 indicates an overall brake stroke simulator, and the stroke simulator 10 extends along the axis 12 and can move linearly along the axis 12.
  • An input piston 14 as an input member
  • an intermediate rotor 86 6 as an intermediate member extending along the axis 12 and capable of rotating around the axis 12, and extending along the axis 12
  • an output biston 90 as an output member capable of linear movement along the axis 12.
  • the input piston 14, the intermediate rotor 8 6, and the output piston 90 are disposed in the housing 16.
  • the housing 16 is a cylindrical main body 16 A and an end cap fixed to the both ends by means such as press fitting. 2 2 A and 2 2 B.
  • the intermediate port 8 6 is fitted inside the housing 16, and the housing 1 is supported by the angular bearings 4 2 and 4 4 provided between the housing 16 and the housing 16 at both ends along the axis. It is supported so as to be rotatable around an axis 1 2 relative to 6.
  • Anguilla bearings 4 2 and 4 4 allow the intermediate port 8 6 to rotate about the axis 12 relative to the housing 16, but the intermediate rotor 8 6 relative to the housing 16. Is prevented from moving along axis 1 2.
  • Cup seals 4 6 and 4 8 extending annularly around the axis 12 are mounted on the outer side in the axial direction with respect to the anguilla bearings 4 2 and 4 4.
  • the force seals 4 6 and 4 8 are made of elastic material such as rubber, and the angular bearings 4 2 and 4 4 allow the intermediate rotor 8 6 to rotate about the axis 1 2 relative to the housing 16. This prevents foreign matter such as dust and muddy water from entering the machine.
  • the input piston 14 and the output piston 90 are fitted to the intermediate rotor 86 on the flange side, and are supported by the intermediate rotor 86 so as to be reciprocally movable along the axis 12 relative to the intermediate rotor 86.
  • the input piston 14 cooperates with the end cap 2 2 A of the housing 16 and the output piston 90 to define a variable volume first cylinder chamber 18.
  • End cap 2 2 A has a communication hole 2
  • the first cylinder chamber 18 is connected to the first master cylinder chamber 2 14 A via the communication hole 20 and the conduit 2 28 A, thereby being filled with oil. ing.
  • the input piston 14 will move to the left as viewed in FIG. Move along axis 1 2
  • the input piston 14 cooperates with the intermediate rotor 86 and the output piston 90 to define a second cylinder chamber 24 having a variable volume.
  • a cup seal 8 8 is attached to the outer periphery of one end of the input piston 14, and the cup seal 8 8 seals between the input piston 14 and the inner wall surface of the intermediate rotor 8 6, thereby The communication between the cylinder chamber 18 and the second cylinder chamber 24 is blocked.
  • An anti-friction ring 2 8 such as a Teflon (registered trademark) ring is attached to the outer periphery of the other end of the input biston 1 4. Reduces frictional resistance during linear motion.
  • the stroke simulator 10 is fixed to the vehicle body by the housing 16 or the end cap 2 2 A or 2 2 B being attached to the vehicle body.
  • the output piston 90 cooperates with the end cap 22B of the housing 16 and the intermediate rotor 86 to define a third cylinder chamber 106 having a variable volume.
  • Anti-friction rings 2 8 A and 2 8 B similar to the anti-friction ring 2 8 are attached to the outer peripheral surfaces of both ends of the output biston 90.
  • the input and output pistons 14 and 90 have cup-shaped cross-sections that open toward the end cap 2 2 B, and are between the output piston 90 and the end cap 2 2 B.
  • a compression coil spring 92 is disposed as a reaction force generating means.
  • a load transmitting port 30 extends through the input piston 14 perpendicularly to the axis 12 and is fixed to the input piston 14 by means such as press fitting. Both ends of the load transmitting port 30 extend through the guide groove 3 2 provided in the main body 16 A of the housing 16 and into the cam groove 3 6 provided in the intermediate rotor 86. Yes. Further, both end portions of the load transmission port 30 support a substantially spherical guide roller 38 and a cam roller 40 so as to be rotatable around its own axis 30A. Each guider 38 is rotatably engaged with the wall surface of the corresponding guide groove 32, and each cam roller 40 is rotatably engaged with the wall surface of the cam groove 36. The widths of the guide groove 32 and the cam groove 36 are set to be slightly larger than the maximum diameters of the guide roller 38 and the cam roller 40, respectively.
  • a load transmission port 94 passes through the output screw 90 and extends perpendicularly to the axis 12, and is fixed to the output screw 90 by means such as press fitting.
  • Load transmission rod 9 4 axis 9 4 A extends parallel to load transmission port 3 0 axis 3 OA, but axis 9 4 A is in axis 1 2 as long as it is perpendicular to axis 1 2 It may be inclined with respect to the axis 3 OA as seen along.
  • each guide roller 98 engages with the wall surface of the guide groove 32 so that it can roll
  • each cam roller 100 engages with the wall surface of the cam groove 96 provided in the intermediate rotor 86 so that it can roll.
  • the widths of the guide groove 32 and the cam groove 96 are set to be slightly larger than the maximum diameters of the guide roller 98 and the cam roller 100, respectively.
  • the guide groove 3 2 is set to a value slightly larger than the maximum diameter of the guide rollers 3 6 and 9 8, and the width of the cam grooves 3 4 and 9 6 is the cam rollers 3 8 and 1 0 0, respectively. It is set to a value slightly larger than the maximum diameter.
  • the cam grooves 3 4 and 9 6 are always in communication with the second cylinder chamber 2 4 and the third cylinder chamber 1 0 6, respectively, and between the body 16 A of the housing 16 and the intermediate rotor 8 6. It always communicates with the guide groove 32 through a gap.
  • Guide groove 3 2 extends along axis 12 so as to function as a guide groove common to guide rollers 3 8 and 98.
  • a cylindrical cover 10 4 is fixed to the outer periphery of the main body 16 A of the housing 16 by means such as press fitting.
  • the cover 1 0 4 is closely fitted to the main body 1 6 A, and the guide groove 3 2 is cut off from the outside.
  • the guide groove 3 2 is always in communication with the reservoir 2 3 0 via a communication hole 4 1 provided in the cover 1 0 4 and a conduit 2 2 8 B.
  • the two guide grooves 3 2 are spaced 180 ° apart from each other around the axis 12 and extend linearly parallel to the axis 12 so that the guide roller 3 8 has a load transmission port. Except for the rotational movement around the guide 30, the guide groove 3 2 ⁇ can only move linearly along the axis 12.
  • the two cam grooves 3 6 are also 180 ° apart from each other around the axis 12, but as shown in FIG. 2, the force grooves 3 6 are inclined with respect to the axis 12 and the circumferential direction. Curved and extended in the state. Therefore, the cam roller 40 can move only in the cam groove 36 along an axis 12 and a curved movement locus that is inclined with respect to the circumferential direction, except for the rotational movement around the load transmission port 30. .
  • the cam groove 9 6 also extends with an inclination with respect to the axis 12 and the circumferential direction.
  • the cam groove 36 and the cam groove 36 are arranged so that the inclination angle with respect to the circumferential direction gradually increases from the right end toward the left end as seen in FIG. Is curved and extends in the opposite direction.
  • the right end portion of the cam groove 96 as viewed in FIG. 2 overlaps the left end portion of the cam groove 36 as viewed in FIG. 2 in the axial direction.
  • the extension length of the cam groove 96 along the axis 12 is set to a value larger than the extension length of the cam groove 36 along the axis 12.
  • the inclination angles 61 and 02 of the cam grooves 36 and 96 with respect to the axis 12 of the right end portion as viewed in FIG. 2 are the same angle.
  • the cam rollers 4 0 and 1 0 0 6 and 9 6 are positioned at the initial position in contact with the right end as seen in FIG.
  • the input piston 14 is in the initial position where the volume of the first cylinder chamber 18 is minimized
  • the output piston 90 is in the input piston 1 It is located at the initial position where it abuts against 4, so that the amount of compressive deformation of the compression coil spring 92 is minimized.
  • the load transmission ports 30 and 9 4 are urged to the right as seen in FIG. 6 by the spring force of the compression coil spring 92, so that the input piston 14 and the output piston 14 are output.
  • 90 is positioned at the initial position, and the input piston 14 and the output piston 90 are in contact with each other when in the initial position.
  • the left end of the input piston 14 as viewed in FIG. 1 is positioned closer to the first cylinder chamber 18 than the left end as viewed in FIG. 6 of the cam groove 36. .
  • the right end portion of the cam groove 96 as viewed in FIG. 7 overlaps the left end portion of the cam groove 36 as viewed in FIG. 2 in the axial direction. Therefore, the second cylinder chamber 2 4 between the input piston 14 and the output piston 90 communicates with the cam grooves 3 6 and 9 6 via the gap between the input piston 14 and the output piston 90. And filled with oil.
  • the left end of the output piston 90 as viewed in FIG. 1 is closer to the first cylinder chamber 18 than the left end of the cam groove 96 as viewed in FIG. To position. Therefore, the third cylinder chamber 10 6 between the output piston 90 and the end cap 22 B communicates with the cam groove 96 and is filled with oil.
  • the load transmission port 30, the guide groove 3 2, the cam groove 3 6, the guide roller 3 8, the cam roller 40, etc. cooperate with each other.
  • the linear motion along the axis 1 2 of the input piston 1 4 is converted into the rotational motion around the axis 1 2 and transmitted to the intermediate rotor 8 6, and the reaction force torque transmitted to the intermediate rotor 8 6 as described below is transmitted to the axis.
  • 1 Functions as first transmission means 5 4 that transmits to input piston 14 as a reaction force in the direction along 2.
  • the first transmission means 54 gradually increases the ratio of the rotational momentum of the intermediate rotor 86 to the linear momentum along the axis 12 of the input piston 14 as the linear momentum of the input piston 14 increases.
  • load transmission port 94, guide groove 3 2, cam groove 9 6, guide roller 9 8, cam roller 100, etc. cooperate with each other to follow the rotational movement of intermediate rotor 86 along axis 12 It is converted into linear motion and transmitted to the output viston 90, and the compression coil spring 92 is compressed and deformed via the output viston 90, and the reaction force of the compression coil spring 92 is a reaction force around the axis 12 It functions as the second transmission means 5 6 that transmits the torque to the intermediate port 8 6 as torque.
  • the second transmission means 56 also has a ratio of the linear momentum along the axis 12 of the output piston 90 to the rotational momentum of the intermediate rotor 86. As the rotational momentum of 8 6 increases, the ratio of the linear momentum along the axis 12 of the output viston 9 0 to the linear momentum along the axis 12 of the input piston 14 is thereby increased. It gradually increases as the momentum increases.
  • the hydraulic pressure in the master cylinder 2 1 4 increases, and the input piston 14 moves linearly along the axis 1 2 to the left as seen in FIG.
  • the first transmission means 5 4 converts the linear motion of the input piston 14 into a rotational movement around the axis 12 2 and transmits it to the intermediate port 8 6, and the second transmission means 5 6
  • the rotational motion of the rotor 86 is converted into a linear motion along the axis 12 and transmitted to the output piston 90. Therefore, the ratio of the linear momentum of output piston 90 to the linear momentum of input piston 14 is determined by the action of both first transmission means 54 and second transmission means 56.
  • the ratio of the compression deformation amount of the compression coil spring 92 to the linear momentum of the bistons 1 and 4 is also determined by the operation of both the first transmission means 54 and the second transmission means 56.
  • the relationship between the linear momentum of the input piston 14 and the rotational momentum of the intermediate rotor 86 is as shown in Fig. 13.
  • the rotational momentum of the intermediate rotor 86 and the linear operation of the output piston 90 are as follows. Assuming that the relationship with the momentum is as shown in Fig. 14, the relationship between the linear momentum of the input piston 14 and the linear momentum of the output piston 90 is shown in Fig. 15. Therefore, the characteristics of the pedal reaction force with respect to the depression amount of the brake pedal 2 1 2 are as shown in FIG. Since the force transmission rate is the reciprocal of the motion (displacement) transmission rate, the force acting on the input piston 14 along the axis 12 and the force acting on the output piston 90 along the axis 12 The relationship is as shown in Figure 17.
  • the shape of the cam grooves 36 and 96 is appropriately set according to the desired transmission characteristics, so that the desired continuous nonlinear transmission characteristics can be obtained over the entire range.
  • the linear motion and force can be transmitted from the input piston 14 to the output piston 90.
  • the spring characteristics of the compression coil spring 9 2 deformed by 0 is a linear spring characteristic, but the pedal reaction force characteristics with respect to the depression amount of the brake pedal 2 1 2 should be the desired continuous non-linear characteristics. Can do.
  • the output piston 9.0 when the input piston 14 moves linearly to the left as viewed in FIG. 1 along the axis 12, the output piston 9.0 also follows the axis 12 as described above. As shown in Fig. 1, it moves linearly to the left.
  • the linear momentum of output piston 90 is larger than the linear momentum of input piston 14. Therefore, the volume of the second cylinder chamber 24 increases, but the volume of the third cylinder chamber 106 decreases.
  • the volume of the second cylinder chamber 2 4 decreases and the volume of the third cylinder chamber 10 6 Increase.
  • the second cylinder chamber 2 4 communicates with the cam groove 36, so the second cylinder chamber 2
  • both the first transmission means 54 and the second transmission means 56 i.e., the linear motion of the input piston 14 is converted into the rotational motion of the intermediate rotor 86, and the rotational motion of the intermediate rotor 86 is Is converted to linear motion of the output piston 90, the operation that determines the ratio of the linear momentum of the output piston 90 to the linear momentum of the input piston 14 and the reaction force of the compression coil spring 92
  • the operation of transmitting to the input viston 14 via the output viston 90 and the intermediate rotor 86 is the same as in the second to fifth embodiments described later.
  • the stroke simulator 10 can be operated by the driver when the brake pedal 2 1 2 is depressed by the driver even in a situation where the master cylinder and the wheel cylinder are disconnected. And the braking operation reaction force felt by the driver increases with continuous non-linear characteristics as the amount of depression of the brake pedal 2 1 2 increases. Can be achieved.
  • the linear motion along the axis 12 of the input piston 14 is converted into the rotational motion around the axis 12 of the intermediate rotor 86 by the first transmission means 54.
  • the second transmission means 56 converts the rotational motion of the intermediate rotor 86 into linear motion along the axis 12 of the output piston 90, and the compression coil spring 92 is compressed and deformed along the axis 12. Therefore, all the constituent members can be disposed with respect to the axis 12. This also applies to other examples described later.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along an axis showing a second embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator
  • FIG. 4 is a plan view of the intermediate rotor of the second embodiment developed on a plane.
  • FIG. 3 and 4 the same members as those shown in FIGS. 1 and 2 are given the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 and 2. The same applies to other examples described later.
  • the load transmission ports 30 and 9 4 are each divided into two in the radial direction, and the input piston 14 and the output piston 90 at the radially inner end, respectively. Is cantilevered.
  • a tension coil spring 10 8 extending along the axis 12 is disposed in the second cylinder chamber 24. The tension coil spring 10 8 is fixed to the input piston 14 at one end, and is fixed to the output piston 90 at the other end, thereby applying a load that draws them toward the input piston 14 and the output piston 90. It comes to grant.
  • the axial length of the input piston 14 is set to be shorter than that in the first embodiment described above, so that even when the input piston 14 and the output piston 90 are in the initial position, the input The left end of piston 14 as viewed in FIG. 3 is separated from output piston 90. Conversely, the length in the axial direction of the output piston 90 is set to be longer than that in the case of the first embodiment, so that the output cylinder 90 in the third cylinder chamber 106 is initially set. Even when in this position, the anti-friction ring 2 8 B blocks the cam groove 96.
  • the output piston 9 0 is provided with an orifice 1 1 0 extending in alignment with the axis 12, so that the third cylinder chamber 1 0 6 is connected to the orifice 1 1 0. and the second cylinder chamber 2. 4 is always in communication with the cam groove 36.
  • a force seal 4 8 is arranged between the end cap 2 2 B and the anguilla bearing 4 4, so that the third cylinder chamber 1 0 6 and the cam groove 3 6 pass through the anguilla bearing 4 4. Oil is prevented from circulating in between.
  • the cam grooves 36 and 96 are spaced apart from each other along a distance axis 12 that is larger than in the first embodiment described above, so that the right end of the cam groove 96 can be seen in FIG.
  • cam groove 36 is not overlapped with each other in the axial direction, but the cam grooves 36 and 96 are overlapped with each other as in the first embodiment described above. Also good.
  • the other points of the second embodiment are the same as those of the first embodiment described above.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 function in the same manner as in the first embodiment described above.
  • the output piston 9 0 also moves along the axis 1 2 to the left as seen in FIG.
  • the linear momentum of output biston 90 is larger than the linear momentum of input viston 14. Therefore, the interval between the input piston 14 and the output piston 90 gradually increases, but the interval between the output piston 90 and the end cap 2 2 B gradually decreases.
  • the spring force accompanying tensile deformation of the tension coil spring 10 8 acts on the input piston 14 to reduce the reaction force of the force that linearly moves the input piston 14, but the output piston 9 It acts to increase the reaction force against 0, and since these spring forces have the opposite direction and the same magnitude, the reaction force is not increased or decreased by the spring force of the tension coil spring 10 8 Absent.
  • the output piston 14 from the input piston 14 has the desired continuous non-linear transfer characteristic over the entire range. 9 0 Linear motion and force can be transmitted, and the characteristic of the pedal reaction force with respect to the depression amount of the brake pedal 2 1 2 can be set to a desired continuous non-linear characteristic.
  • the output piston 90 is provided with an orifice 110 which communicates the second cylinder chamber 24 and the third cylinder chamber 106, and the brake Pedal 2
  • FIG. 5 is a sectional view taken along an axis showing a third embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator
  • FIG. 6 is an intermediate view as an intermediate member of the third embodiment.
  • FIG. 3 is a development view showing the mouth in a flat plane.
  • the load transmitting rods 30 and 94 are each divided into two in the radial direction in the same manner as in the second embodiment described above, and the input screws at the radially inner ends. Is supported in a cantilevered manner by tons 14 and output screws 90.
  • the input piston 14 has a cup-shaped cross section that opens toward the end cap 2 2 B, while the output piston 9 0 has a force-up that opens toward the input piston 14.
  • the cross-sectional shape is as follows.
  • a compression coil spring 92 as a reaction force generating means is disposed in the second cylinder chamber 24 and is installed between the input piston 14 and the output piston 90.
  • the load transmitting rods 30 and 94 may be a single bar that extends in the diametrical direction through the input and output bolts 14 and 90, respectively.
  • the cam groove 96 extends in a direction opposite to the cam groove 96 in the first and second embodiments described above with respect to the axis 12 and the circumferential direction. This is provided in the intermediate rotor 86. Therefore, during non-braking, the guide roller 3 8 and the force roller 40 that constitute the first transmission means 54 are initially in contact with the right end of the guide groove 32 and the cam groove 36 as seen in FIG. The guide roller 9 8 and the cam roller 10 0 that are located at the position and constitute the second transmission means 56 are in contact with the left end of the guide groove 32 and the cam groove 96, respectively, as viewed in FIG. Located in the initial position where it touches.
  • the input screw 14 is closest to the end cap 2 2 A, and the guide bar 9 8 and the cam port 1
  • the output piston 90 is in contact with the end cap 2 2 B, thereby minimizing the volume of the first cylinder chamber 18 and the third cylinder chamber 10 6.
  • the capacity of the second cylinder chamber 24 is maximized.
  • first transmission means 54 functions in the same manner as in the first embodiment.
  • Second transmission means 56 The function is the same as in the first embodiment except that the relationship between the direction of the linear motion of the output piston 90 and the direction of the rotational motion of the output 86 is reversed.
  • the output piston 90 moves linearly to the right as viewed in FIG.
  • the piston 14 and the output piston 90 cooperate with each other to compress and deform the compression coil spring 92.
  • the rate of decrease in the distance between the input piston 14 and the output piston 90 increases as the linear motion to the left of the input piston 14 in Fig. 5 increases.
  • the reaction force of the compression coil spring 9 2 acting on 14 increases non-linearly so that the rate of increase gradually increases as the linear momentum to the left as seen in FIG. 5 of the input piston 14 increases.
  • the input piston 14 has a desired continuous non-linear transfer characteristic over the entire range. Further, linear motion and force can be transmitted to the output piston 90, and the pedal reaction force characteristic with respect to the depression amount of the brake pedal 21 12 can be set to a desired continuous nonlinear characteristic.
  • the reaction force accompanying the compression deformation of the compression coil spring 92 is not only transmitted to the input piston 14 via the intermediate port 8 6 etc., but also directly input. Since the load acts on the screw 14, the load acting on the load transmission rods 30, 94, etc. is smaller than in the first and second embodiments described above and the fourth and fifth embodiments described later. As a result, the durability of the brake stroke simulator 10 can be improved.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing a fourth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator, cut along two cutting surfaces that are perpendicular to each other along the axis.
  • 8 is a cross-sectional view of the input and output bistons along the line AA in FIG. 7, and
  • FIG. 9 is a developed view showing the intermediate rotor of the fourth embodiment in a plane.
  • the input piston 14 protrudes from the substantially cylindrical body portion fitted to the intermediate rotor 86 along the axis 12 toward the output piston 90.
  • Pair of arms 1 4 A, and the pair of arm portions 1 4 A are spaced from one another in the radial direction with respect to the axis 12.
  • the output piston 90 has a pair of arm portions 9 OA protruding from the substantially cylindrical body portion fitted to the intermediate rotor 86 to the input piston 14 along the axis 12.
  • the cross section perpendicular to 12 has an arcuate outer diameter line and inner diameter line, and has a sector shape with a central angle of substantially 90 °.
  • the input piston 14 and the output piston 90 are the same members arranged in opposite directions.
  • Each arm portion 14 A is located between the arm portions 9 OA when viewed in the circumferential direction around the axis 12, so that the input piston 14 and the output piston 90 are mutually aligned along the axis 12. They can move linearly relative to each other, but are engaged with each other so that they do not rotate relative to each other around the axis 12.
  • the compression coil spring 9 2 as a reaction force generating means is elastically mounted between the output piston 90 and the end cap 2 2 B, and the input piston 14 and the output screw 14 When the ton 90 is in the initial position, the tips of the arm parts 14 A and 9 OA are brought into contact with the main parts of the output piston 90 and the input piston 14 in a state where they are pressed against each other. Yes.
  • the load transmitting ports 30 and 94 are each divided in two in the radial direction, and the arm portion 14 of the input piston 14 is formed at each radial end. A and the arm part 90 A of the output piston 90 are cantilevered.
  • the load transmission ports 30 and 94 are located at the same axial position as the position along the axis 12, so that these load transmission ports are They are spaced apart from each other at an angle of 90 ° in the circumferential direction around the axis 12 along a plane perpendicular to the axis 12.
  • the load transmitting rods 30 and 94 may be located at different axial positions.
  • the cam grooves 36 and 96 are the same as the cam grooves 36 and 96 in the first and second embodiments, as in the first embodiment. Although it has a form, it is arranged alternately in the circumferential direction. In particular, in the illustrated embodiment, the right ends of the cam grooves 36 and 96 are located at the same axial position, and the cam groove 36 extends in the direction along the axis 12. The range overlaps the extended range of the cam groove 96 along the axis 12.
  • the guide rollers 3 8 and 9 8 are guide grooves 3 provided in the body 16 A of the housing 16.
  • the guide grooves 3 2 A and 3 2 B are engaged respectively, and the guide grooves 3 2 A and 3 2 B extend linearly along the axis 12 and alternate in the circumferential direction around the axis 12 Spaced apart from each other at an angle of 90 ° ing. As shown in FIG. 7, the length of the guide groove 3 2 B is set larger than the length of the guide groove 3 2 A.
  • the other points of the fourth embodiment are the same as those of the first embodiment described above.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 function in the same manner as in the first embodiment described above. 2 is converted into a rotary motion around the axis 12 and transmitted to the intermediate rotor 86, and the rotary motion of the intermediate rotor 8 6 is converted into a linear motion along the axis 12 and the output piston 9 0 Is transmitted to.
  • the reaction force in the direction along the axis 12 generated by the output piston 90 compressing and deforming the compression coil spring 92 is converted from the output piston 90 into reaction force torque and transmitted to the intermediate rotor 86.
  • the reaction torque of 8 6 is converted into a reaction force along the axis 12 and transmitted to the input piston 14. Further, the characteristic of the ratio of the linear momentum of the output viston 90 to the linear momentum of the input viston 14 is also a non-linear characteristic similar to the case of the other embodiments described above.
  • the input piston 14 4 has a desired continuous non-linear transfer characteristic over the entire range. It can transmit linear motion and force to the output piston 9 0 and depress the brake pedal 2 1 2!
  • the pedal reaction force characteristic for: can be changed to the desired continuous non-linear characteristic.
  • Arm part 9 OA is linearly movable relative to each other along axis 12 and engaged with each other so as not to rotate relative to each other around axis 12 Therefore, the relative movements of the input piston 14 and the output piston 90 along the axis 12 are also guided by the arm portions 14 A and 9 OA, and the input piston 14 around the axis 12 Since the relative rotation of the output piston 90 and the output piston 90 is prevented, the relative linear motion of the input piston 14 and the output piston 90 is smoothly performed as compared with the first and second embodiments described above. Can be made.
  • the input and output bistons 14 and 90 are the same member arranged in opposite directions, and therefore the input and output bistons 14 and 90 are different from each other. Compared to the case of this embodiment, the number of parts can be reduced, and the cost of the stroke simulator 10 can be reduced.
  • FIG. 10 is a sectional view taken along an axis showing a fifth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a brake stroke simulator
  • FIG. 11 is a plan view of the intermediate rotor of the fifth embodiment. It is an expanded view shown expanded.
  • the input piston 14 has a substantially cylindrical shape that fits into the intermediate rotor 86, but extends in alignment with the axis 12 and has an output piston 9. It has a cylindrical recess 1 4 B that opens to zero.
  • the output biston 90 has an axial section 90 B with a circular section protruding from the substantially cylindrical main body fitted to the intermediate rotor 86 to the input biston 14 in alignment with the axis 12.
  • the shaft portion 90 B is fitted into the recess 14 B so as to be capable of relative displacement along the axis 12.
  • Compression coil spring 9 2 as reaction force generating means is composed of output biston 90 and end cap 2
  • the load transmission ports 30 and 94 are each divided in two in the radial direction, and the load transmission rod 30 is input at the inner end of the radial direction.
  • 14 Recess 14 Cantilevered by a portion around 14 B, and load transmitting port 94 is cantilevered by shaft 90 0 B of output piston 90.
  • the load transmission ports 30 and 94 are located at the same axial position, so that these load transmission ports are in a plane perpendicular to the axis 12. Are spaced apart from each other at an angle of 90 ° alternately in the circumferential direction around the axis 12.
  • the input piston 14 has a pair of slits 14 C opened toward the output piston 90 at an angle of 90 ° with respect to the load transmission port 30 around the axis 12.
  • the load transmission port 94 is passed through the slit 14 C in a loosely fitted state so as to be linearly movable relative to the input piston 14 along the axis 12.
  • the other points of the fifth embodiment are the same as those of the fourth embodiment described above. Even in this embodiment, the load transmitting ports 30 and 94 may be in different axial directions.
  • the load transmission port 94 is a single bar that extends in the diameter direction through the shaft 90B of the output piston 90 and the pair of slits 14C of the input piston 14. It's okay.
  • first transmission means 54 and the second transmission means 56 function in the same manner as in the first embodiment described above.
  • Rotor 8 6 output piston
  • the ratio characteristic of the linear momentum of 90 is also a non-linear characteristic similar to the case of the other embodiments described above.
  • the force characteristic can be a desired continuous non-linear characteristic.
  • the shaft portion 90B of the output piston 90 is fitted into the recess 14B of the input piston 14 and the shaft portion 90B and the recess 14B are also connected to the shaft line. Since the relative movement of the input piston 14 and the output piston 90 along 1 2 is guided, the relative relationship between the input piston 14 and the output piston 90 compared to the first and second embodiments described above. The linear motion can be performed smoothly.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are identical along the axis 12 at positions spaced around the axis 12.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are spaced apart from each other along the axis 12.
  • the twisting acting on the intermediate rotor 8 6 is reduced due to the movement conversion of the first transmission means 54 and the second transmission means 56, and the operation of the stroke simulator 10 is thereby reduced.
  • the durability thereof can be improved, and the length of the stroke simulator 10 in the direction along the axis 12 can be reduced to improve the mountability to the vehicle.
  • the input piston 14, the intermediate rotor 86, and the output piston 90 are aligned with each other in alignment with the axis 12.
  • the motion conversion transmission device can be used as compared with the case where the motion and force transmission characteristics are set to the desired characteristics by a link mechanism. Stroke simulator 10 can be made compact.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view showing a sixth embodiment of the motion conversion transmission device according to the present invention configured as a pedal force transmission device of a brake device
  • FIG. 19 is along the axis showing the pedal force transmission device of the sixth embodiment. It is an expanded sectional view.
  • the brake device 2 1 0 has a brake booster 1 1 2, and the treading force transmission device 1 1 4 is arranged between the brake booster 1 1 2 and the brake pedal 2 1 2. .
  • the pedal force transmission device 1 14 has substantially the same structure as the stroke simulator 10 of the first embodiment described above, but the housing 16 has a U-shape that opens at one end. It has a cross-sectional shape and has a cylindrical shape extending along the axis 12.
  • a flange 1 6 B is formed in the body at the open end of the housing 16, and the flange 1 6 B is a bolt 1 2 2 fixed to the brake booster 1 1 2 and a nut 1 2 4 screwed into this. Is attached to the dash panel 1 1 6 together with the brake booster 1 1 2.
  • a socket 1 2 6 is formed at the right end in the figure of the input biston 1 4, and a ball 1 3 0 provided at one end of the link 1 2 8 is fitted in the socket 1 2 6,
  • the link 1 2 8 is pivotally connected at one end to the input biston 14.
  • the link 1 2 8 extends through the end wall of the housing 1 6 along the axis 1 2, and at the other end pivots to the arm part 2 1 2 B of the brake pedal 2 1 2 by the pivot pin 1 3 2. It is worn.
  • the compression coil spring 92 and the end cap 22 B in the first embodiment described above are not provided with the compression coil spring and the end cap, respectively.
  • the tip of the operation rod 1 3 4 of the brake booster 1 1 2 extending along the axis 1 2 is integrally connected by means such as press fitting.
  • Each cylinder chamber is not filled with oil, and the cover 104 does not have a communication hole corresponding to the communication hole 41.
  • the other points of this embodiment are the same as those of the first embodiment described above.
  • reaction force generated by supplying brake fluid pressure from the master cylinder 2 1 4 to each wheel cylinder 2 2 2 FL to 2 2 2 RR is the wheel cylinder fluid pressure. 4 is transmitted to the brake booster 1 1 2 and the operation rod 1 3 4 is pushed to the right as seen in FIG. 1 Goes to 4 The reaction force is transmitted from the input piston 1 4 to the brake pedal 2 1 2 via the link 1 2 8.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 function in the same manner as in the first embodiment described above. Therefore, according to the sixth embodiment shown, As in the fifth embodiment, linear motion and force can be transmitted from the input piston 14 to the output piston 90 with the desired continuous non-linear transfer characteristics over the entire range, and the brake pedal 2 1 2 The pedal reaction force with respect to the depression amount can be set to a desired non-linear characteristic.
  • the pedal force transmission device 1 1 4 is disposed between the brake booster 1 1 2 and the brake pedal 2 1 2, so that the conventional pedal ratio variable brake pedal As in the case of, the relationship between the amount of operation of the brake pedal by the driver and the amount of input displacement to the master cylinder or the brake booster can be set to a desired continuous non-linear characteristic.
  • the intermediate rotor 86 is rotatably supported by the housing 16 in the housing 16, and the input and output pistons 14 and 90 are connected to the intermediate port. Since the movable member is not exposed to the outside of the housing 16 and the movable member is not exposed to the outside of the housing 16, the output biston and the reaction force generating member, which are movable members, are exposed to the outside of the housing 16. Compared to the case where it is present, it is possible to ensure good mountability to vehicles, etc., and to reduce the possibility of malfunction due to foreign matter entering between the movable member and the housing. Can do.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are arranged at the same position around the axis 12 in the axis 1. 2 so that the load transmission ports 30 and 94 are located at the same position around the axis 12 and the guide groove 3 2
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are provided with guide grooves, respectively.
  • the number of machining steps for the guide groove 32 can be reduced.
  • FIG. 20 is a sectional view taken along an axis showing a seventh embodiment of a motion conversion transmission device according to the present invention configured as a steering motion conversion transmission device in a steering system of a vehicle such as an automobile.
  • FIG. FIG. 22 is a partial development view showing the cam groove area of the first transmission means of the input rotor of the seventh embodiment
  • FIG. 23 is a partially expanded view showing the cam groove region of the second transmission means of the output rotor of the seventh embodiment in a plane
  • FIG. 23 is an explanatory view showing the steering system incorporated in the seventh embodiment. is there.
  • the steering motion conversion transmission device 1.3 6 is an upper main shaft 2 rotatably supported around an axis 12 by a vehicle not shown in Fig. 23. It is arranged between 6 8 and the lower main shaft 2 70.
  • the upper main shaft 2 6 8 is integrally connected to the steering wheel 2 72 at the upper end, and is connected to the upper end of the steering motion conversion transmission device 1 3 6 at the lower end.
  • the lower main shaft 2 7 0 is connected to the lower end of the steering motion conversion transmission device 1 3 6 at the upper end, and is pivotally attached to the upper end of the intermediate gear shaft 2 7 6 by the universal joint 2 7 4 at the lower end. .
  • the lower end of the intermediate shaft 2 7 6 is pivotally connected to the pinion shaft 2 8 2 of the rack-and-pinion type steering device 2 80 by a universal joint 2 7 8. Both ends of the rack bar 2 8 4 of the steering device 2 80 are pivotally attached to the inner ends of the tie rods 2 8 8 L and 2 8 8 R by ball joints 2 8 6 L and 2 8 6 R, respectively.
  • the outer ends of tie rods 2 8 8 L and 2 8 8 R are the ball joints 2 9 4 L and 2 9 4 with wheels that support the left and right steering wheels 2 9 0 L and 2 90 0 so that they can rotate Support members 2 9 2 L and 2 9 2 R knuckle arms 2 9 6 L and 2 9 6 R are pivotally attached.
  • the steering torque and steering rotational motion given to the steering wheel 2 7 2 by the driver are transmitted from the upper main shaft 2 6 8 to the lower main shaft 2 7 0 via the steering motion conversion transmission device 1 3 6, It is transmitted from the main shaft 2 70 to the pinion shaft 2 8 2 through the intermediate shaft 2 7 6.
  • the torque and rotational motion of the pinion shaft 2 8 2 are converted into the lateral force and linear motion of the rack bar 2 8 4 by the steering device 2 80, and the lateral force and linear motion of the rack bar 2 8 4
  • the wheel support member 2 9 2 is converted into torque and rotational motion around the kingpin axis not shown in the figure by tie rods 2 8 8 L, 2 8 8 R and knuckle arms 2 9 6 L, 2 9 6 R L, 2 9 2 R and the steered wheels 29 0 L, 29 OR are transmitted to the steered wheels 29 0 L, 29 OR.
  • the steering reaction force is a tie rod as an axial force by the wheel support members 2 9 2 L and 2 9 2 R and the nut arms 2 9 6 L and 2 9 6 R from the steering wheels 2 90 0 and 2 90 0 R 2 8 8 L, 2 8 8 R and rack bar 2 8 4 are transmitted.
  • the shaft of the rack bar 2 8 4 is converted to the torque of the pinion shaft 2 8 2 by the steering device 2 80, and the torque of the pinion shaft 2 8 2 is the intermediate shaft 2 7 6 and the lower main shaft 2 7 0, Steering motion conversion transmission device 1 3 6, Ats It is transmitted to the steering wheel 2 7 2 via the pamain shaft 2 6 8 and the steering wheel 2 7 2.
  • the steering motion conversion transmission device 1 3 6 of the seventh embodiment is also separated from each other along the axis 1 2 by the first transmission means 5 4 and the second transmission means.
  • the first transmission means 5 4 has an input rotor 1 3 8 that can rotate around the axis 12 and an intermediate piston 1 4 0 that can reciprocate along the axis 12, and the second transmission means 5 4.
  • 6 has an intermediate piston 140 and an output rotor 14 2 that can rotate about an axis 12.
  • the input rotor 1 3 8 is supported by the angular bearings 4 2 A and 4 2 B inside the housing 16 A so as to be rotatable around the axis 12 relative to the housing 16 A.
  • the output port 1 4 2 is supported on the inner side of the housing 1 6 B so as to be rotatable around the axis 1 2 relative to the housing 1 6 B by the angular bearings 4 4 A and 4 4 B.
  • the housings 16 A and 16 B are in contact with each other, and are integrally connected by a cylindrical force bar 10 04 disposed outside them.
  • the housings 16 A and 16 B are fixed to an instrument panel 14 46 which is a part of the vehicle body by mounting brackets 14 44 A and 14 44 B, respectively.
  • the input rotor 1 3 8 and the output rotor 1 4 2 are slightly separated from each other along the axis 12.
  • the input rotor 1 3 8 is integrally connected to the lower end of the upper main shaft 2 6 8 at the end opposite to the output rotor 1 4 2.
  • the output rotor 1 4 2 is connected to the input rotor 1 3 8. It is integrally connected to the upper end of the lower main shaft 2700 at the opposite end.
  • the intermediate piston 1 4 0 is arranged inside the input rotor 1 3 8 and the output rotor 1 4 2, and reciprocates along the axis 1 2 relative to them by the input rotor 1 3 8 and the output rotor 1 4 2. It is supported as possible.
  • Antifriction rings 2 8 A and 2 8 B similar to the anti-friction rings 2 8, 2 8 A and 2 8 B in the first embodiment are mounted on the outer periphery in the vicinity of both ends of 0. .
  • the cam groove 36 of the first transmission means 54 is connected to two cam grooves curved in the opposite direction to the cam groove 36 of the first embodiment.
  • the zero axis 3 O A is positioned at the neutral position in the center of the cam groove 36.
  • the cam groove 96 of the second transmission means 56 is connected to two cam grooves curved in the same direction as the cam groove 36 of the first embodiment described above.
  • the axis 9 4 A of the load transmitting port 94 is positioned at the neutral position in the center of the cam groove 96.
  • the inclination angle of the cam groove 36 in the circumferential direction in the vicinity of the neutral position is set to a value smaller than the inclination angle of the cam groove 96.
  • the other points of the seventh embodiment are the same as those of the first embodiment described above.
  • the steering wheel 2 7 2 when the direction in which the steering wheel 2 7 2 is rotated in the right turn direction of the vehicle is defined as the positive rotation direction, the steering wheel 2 7 2 is rotated in the positive direction.
  • the input port 1 3 8 When the upper main shaft 2 6 8 is rotated about the axis 1 2 in the positive direction, the input port 1 3 8 is also rotated about the axis 1 2 in the positive direction.
  • the rotation of the input rotor 1 3 8 in the positive direction is converted by the first transmission means 5 4 into a linear motion along the axis 1 2 to the left as viewed in FIG. 20 and transmitted to the intermediate piston 1 4 0. Is done.
  • the linear motion to the left of the intermediate piston 1 4 0 is converted into rotation in the positive direction around the axis 1 2 by the second transmission means 5 6 and transmitted to the output rotor 1 4 2, thereby lower main Shaft 2 7 0 rotates about axis 1 2 in the positive direction.
  • cam grooves 3 6 and 9 6 have the S-shaped shape as described above, so if the play in the rotational direction of the steering system is ignored, the rotational momentum of the input rotor 1 3 8 and the intermediate biston
  • Fig. 24 The relationship between the linear momentum of 14 0 and that shown in Fig. 24 is shown in Fig. 24.
  • the relationship between the linear momentum of intermediate piston 14 0 and the rotational momentum of output rotor 1 42 is shown in Fig. 25. It will be like a relationship.
  • the steering wheel of any of the first transmission means 5 4 and the second transmission means 5 6 can be used regardless of the positive rotation direction or the negative rotation direction.
  • the rotational position corresponding to the neutral position of 2 7 2 is used as the reference position for the momentum of the motion transmission source member.
  • the ratio of the momentum of the motion transmission destination member gradually increases as the momentum of the motion transmission source member increases.
  • the relationship between the rotation angle 0 in from the neutral position of the steering wheel 2 72 and the rotation angle 6 out of the lower main shaft 2 70 is as shown in FIG. That is, when the steering wheel 2 72 is rotated in any direction, the ratio of the rotational momentum of the lower main shaft 2 70 to the rotational momentum of the steering wheel 2 7 2 is the rotation of the steering wheel 2 7 2. As the momentum increases, it continuously increases nonlinearly.
  • the transmission characteristic of the torque transmitted from the steering wheel 2 7 2 to the lower main shaft 2 70 via the steering motion conversion transmission device 1 3 6 is as shown in FIG.
  • the desired continuous non-linearity can be obtained over the entire range by appropriately setting the shape of the cam grooves 36 and 96 according to the desired transmission characteristics.
  • Rotational motion and force can be transmitted from the input port 1 3 8 to the output rotor 1 4 2 by the transfer characteristic, and this allows the steering wheel to have the desired continuous non-linear transfer characteristic over the entire steering range.
  • 2 7 2 can transmit steering motion and steering force to the steering wheel.
  • the ratio of the rotational momentum of the main shaft 2 70 to the rotational momentum of the steering wheel 27 2 continuously increases nonlinearly as the rotational momentum of the steering wheel 27 2 increases. Therefore, the ratio of the steered wheel turning amount with respect to the rotational momentum of the steering wheel 27 2 can be continuously increased nonlinearly as the rotational momentum of the steering wheel 27 2 increases.
  • the steering gear ratio in the vicinity of the neutral position of the steering wheel 2 7 2 is set to a value smaller than 1, and the steering gear ratio in the region where the turning angle of the steering wheel 2 7 2 is large
  • This value can be set to a value larger than that of a conventional steering device, and as a result, compared to the case of a conventional general steering device, the vehicle can be stationary while ensuring good steering stability of a straight traveling. The maneuverability at the time can be improved.
  • FIG. 28 shows an eighth embodiment of a motion conversion transmission device according to the present invention configured as a suspension stroke transmission device for a vehicle such as an automobile, cut along two cut surfaces that are perpendicular to each other along the axis.
  • FIG. 29 is a partially developed view showing the region of the cam groove of the first transmission means of the intermediate rotor of the eighth embodiment in a plane
  • FIG. 30 is the eighth embodiment.
  • FIG. 31 is a partial development view showing the cam groove region of the second transmission means of the intermediate rotor in a flat developed state.
  • FIG. 31 is a view in which the eighth embodiment is incorporated. It is explanatory drawing which shows a pension.
  • reference numeral 3 06 indicates a wheel, and is supported by a wheel support member 3 0 8 so as to be rotatable around a rotation axis 3 0 8 A.
  • the suspension shown in FIG. 31 is a double wishbone type suspension.
  • the upper and lower ends of the wheel support member 30 8 are respectively connected to the upper arm 3 1 4 and the lower arm 3 1 6 by ball joints 3 1 0 and 3 1 2.
  • the outer end is pivotally attached.
  • the inner ends of the upper arm 3 1 4 and the lower arm 3 1 6 are pivotally attached to the vehicle body 3 2 2 by rubber bushing devices 3 1 8 and 3 2 0, respectively.
  • the suspension stroke transmission device 1 4 8 according to the eighth embodiment is disposed between the lower arm 3 1 6 and the vehicle body 3 2 2.
  • the upper and lower ends of the suspension stroke transmission device 1 4 8 are upper mounts 3 2, respectively. 6 and the ball joint 3 2 8 are pivotally attached to the vehicle body 3 2 2 and the lower arm 3 1 6.
  • the suspension stroke transmission device 1 4 8 also has a first transmission means 5 4 and a second transmission means 5 6 that are spaced apart from each other along the axis 12. Yes.
  • the first transmission means 5 4 has an input piston 1 5 0 that can reciprocate along the axis 12 and an intermediate rotor 1 5 2 that can rotate around the axis 1 2
  • the second transmission means 5 6 has an intermediate rotor 1 5 2 and an output piston 1 5 4 that can reciprocate along the axis 1 2.
  • the intermediate rotor 15 2 is supported on the inner side of the housing 16 by angular bearings 4 2 A and 4 2 B so as to be rotatable around the axis 12 relative to the housing 16.
  • the output piston 15 4 has a cylindrical shape that fits around the housing 16 so as to surround the housing 16, and is supported so as to be reciprocally movable along the axis 12 relative to the housing 16.
  • An end cap 1 5 6 is fixed to the upper end of the housing 16 by means such as press fitting, and the end cap 1 5 6 is connected to the vehicle body 3 2 2 via an upper mount 3 2 6 fixed thereto. Yes.
  • the input piston 1 5 0 is fitted into the intermediate rotor 1 5 2 and is supported by the housing 1 6 and the intermediate rotor 1 5 2 so as to be able to reciprocate along the axis 1 2 relative to the intermediate rotor 1 5 2.
  • the suspension stroke transmission device 1 4 8 is a shock absorber built-in suspension stroke transmission device
  • the input piston 1 5 0 is a cylindrical shape that opens downward. It is designed to function as a shock absorber 1 5 8 cylinder.
  • the bottom end of the input piston 1 5 0 has a bottomed cylindrical end cap 1 6 0 which is open upward and is fixed by means such as press fitting, and the free cap 1 6 2 is the axis line in the end cap 1 60 1 It is arranged so that it can reciprocate along 2. Freeviston 1 6 2 end cap
  • the gas chamber 1 6 4 is defined in cooperation with 1 60, and the gas chamber 1 6 4 is filled with high-pressure gas. Yes.
  • a C ring 1 6 6 is attached to the inner surface of the upper end of the end cap 1 60, and the C ring 1 6 6 prevents the free piston 1 6 2 from moving above them. .
  • a ball joint 3 28 is provided at the lower end of the end cap 160.
  • the input piston 1 5 0 accepts the piston 1 6 8 of the shock absorber 1 5 8 so that it can reciprocate along the axis 12. Piston 1 6 8 cooperates with input piston 1 5 0 to define cylinder upper chamber 1 7 0 and cylinder lower chamber 1 7 2, cylinder upper chamber 1 7 0 and cylinder lower chamber 1
  • the suspension stroke transmission device 14 8 is shown in a free state, that is, in a state where the vehicle weight is not acting between the upper mount 3 26 and the input piston 150.
  • the piston 1 6 8 of the shock absorber 1 5 8 is in a state of being stretched with respect to the input piston 1 5 0 as a cylinder, so that the volume of the cylinder upper chamber 1 70 is 0.
  • the piston portion 1 6 8 A of the piston 1 6 8 is provided with a plurality of orifices 1 7 4 for connecting the cylinder upper chamber 1 70 and the cylinder lower chamber 1 7 2 in communication.
  • O-ring seal 1 7 6 is arranged between the input piston 15 0 and the housing 16, and between the input piston 1 5 0 and the rod portion 1 6 8 B of the piston 1 6 8. O-ring seal 1 7 8 is provided.
  • the upper end of the output piston 1 5 4 is formed with an upper printer sheet 1 8 0 which protrudes radially outward and extends around the axis 1 2.
  • a lower spring sheet 1 8 2 that protrudes radially outward and extends annularly around the axis 12 is formed into a body.
  • a suspension spring that surrounds the suspension stroke transmission device 1 4 8 and extends along the axis 1 2 between the upper spring seat 1 80 and the lower spring seat 1 8 2 As a compression coil spring 1 8 4 is mounted.
  • Dust boot 1 8 6 is arranged outside suspension spring 1 4 8 and inside suspension spring, and dust boot 1 8 6 is output biston 1 at the upper end.
  • the upper end of the housing 16 is provided with a stagger that restricts the upward movement of the output spring 15 4 and therefore the upper spring seat 1 80 in the figure. .
  • the first transmission means 54 is connected to the input pin at positions 180 ° apart from each other about the axis 12.
  • the tip of the load transmission port 30 extends through the cam groove 36 provided in the intermediate rotor 15 2 to the guide groove 32 provided in the cylindrical portion of the housing 16. .
  • the tip of the load transmission port 30 is a substantially spherical guider 38 and a cam roller.
  • Each guide roller 3 8 engages the wall surface of the corresponding guide groove 3 2 A so that it can roll, and each force ⁇ roller 40 engages the wall surface of cam groove 3 6 so that it can roll. Yes.
  • the second transmission means 56 is a means such as press-fitting at the lower end of the output piston 15 4 at a position spaced 180 ° around the axis 12 with respect to the load transmission rod 30.
  • a load transmission port 94 that is supported in a cantilevered manner and extends radially inward.
  • the tip of the load transfer port 94 extends through the guide groove 3 2 B provided in the cylindrical portion of the housing 16 to the cam groove 9 6 provided in the intermediate rotor 15 2. ing.
  • the tip end portion of the load transmitting port 94 supports a substantially spherical guider 98 and a cam porter 100 so as to be rotatable around its own axis 94A.
  • Each guide roller 98 is rotatably engaged with the wall surface of the corresponding guide groove 32B, and each cam roller 100 is rotatably engaged with the wall surface of the cam groove 96.
  • Fig. 29 and Fig. 30, 3 3 2 and 3 3 4 indicate reference lines in the direction of the axis 1 2 of the cam grooves 3 6 and 9 6, respectively, and 3 3 6 and 3 3 8 respectively indicate cam grooves.
  • the reference lines in the circumferential direction of 3 6 and 9 6 are shown.
  • the cam groove 36 has an S-shape, but as shown in Fig. 30, the cam groove 9 6 has an inclined direction opposite to that of the cam groove 36. It has the shape of an S-shape.
  • the suspension stroke transmission device 1 4 8 is shown with no compression force applied to it, but the vehicle load is the standard load and wheels 3 0
  • the axes 30 0 and 9 4 A of the load transfer ports 30 and 9 4 are the standard positions in the center of the cam grooves 3 6 and 96, respectively. They are located at the intersections P 1 and P 2 between the reference lines 1 1 2 and 1 1 4 and the reference lines 3 3 6 and 3 3 8.
  • the upper part of the reference line 3 3 6 of the cam groove 3 6 is the part corresponding to the bound stroke of the wheel 3 0 6, and the reference line 3 3 of the cam groove 3 6
  • the part below 1 6 is the part corresponding to the rebound stroke of wheels 3 0 6.
  • the part above the reference line 3 3 8 of the cam groove 9 6 is the part corresponding to the rebound stroke of the wheel 30 6, and the part below the reference line 3 3 8 of the cam groove 9 6 is the wheel.
  • the part corresponding to the bound stroke of 3 0 6 It is.
  • the cam groove 3 6 2 extends with an inclination with respect to the reference lines 3 3 2 and 3 3 6 and with respect to the reference line 3 3 6 in the circumferential direction as the distance from the intersection P 1 increases. It is curved so that the inclination angle gradually decreases.
  • the cam groove 3 on the bound side of the wheel 3 0 6 The inclination angle 6 makes with respect to the circumferential reference line 3 3 6 is set to be larger than the inclination angle that the cam groove 3 6 on the rebound side of the wheel 3 6 makes with respect to the circumferential reference line 3 3 6.
  • the cam groove 3 6 on the bounce side of the wheel 30 6 is the reference in the circumferential direction.
  • the inclination angle made with respect to the line 3 3 6 is set smaller than the inclination angle made with respect to the reference line 3 3 6 in the circumferential direction of the cam groove 3 6 on the rebound side of the wheel 3 0 6.
  • the cam groove 9 6 has the same configuration as that in which the cam groove 36 is reversed with respect to the reference line 3 3 6 in the circumferential direction and the bending direction is reversed. Therefore, the cam groove 36 has a configuration similar to that rotated 90 ° counterclockwise around the intersection P 1. That is, as shown in FIG. 30, the cam groove 9 6 extends in a direction opposite to the cam groove 3 6 with respect to the reference lines 3 3 4 and 3 3 8, and as the distance from the intersection P 2 increases. Curved so that the inclination angle with respect to the reference line 3 3 6 in the circumferential direction gradually increases.
  • the cam groove 96 on the bound side of the wheel 30 6 is the reference in the circumferential direction.
  • the inclination angle formed with respect to the line 3 3 8 is set smaller than the inclination angle formed by the cam groove 96 on the rebound side of the wheel 3 0 6 with respect to the reference line 3 3 8 in the circumferential direction.
  • the force groove 10 6 on the bound side of the wheel 30 6 is in the circumferential direction.
  • the inclination angle formed with respect to the reference line 1 1 8 is set larger than the inclination angle formed with respect to the reference line 3 3 8 in the circumferential direction by the cam groove 96 on the rebound side of the wheel 4.
  • the cam roller 40 can move only along the S-shaped motion trajectory that is inclined and curved with respect to the reference lines 3 3 2 and 3 3 6 in the cam groove 3 6 except for rotational movement around the load transmission rod 30. It is.
  • the cam roller 10 0 0 has a curved S-shaped motion trajectory that is inclined and curved with respect to the reference lines 3 3 4 and 3 3 8 in the cam groove 96, except for the rotational motion around the load transmission port 94. Can only move along.
  • the wheel 3 0 6 bounces and the input piston 1 5 0 moves linearly upward relative to the intermediate rotor 1 5 2 and the housing 1 6 along the axis 1 2.
  • the relationship between the stroke of the wheel 30 6 and the amount of compressive deformation of the compression coil spring 1 8 4 is the relationship shown in FIG. That is, when the wheel 30 bounces, the amount of compression deformation of the compression coil spring 1 84 gradually increases as the bounce stroke from the neutral position of the wheel 30 6 increases. At the same time, the rate of increase in the amount of compressive deformation of the compression coil spring 1 84 gradually increases. Also wheels 3 0
  • the wheel 300 in the range of the region excluding the bound stroke and the rebound stroke end region of the wheel 310, the wheel 300 The rate of increase in the amount of compressive deformation of the compression coil spring 1 8 4 as the bound stroke increases is larger than the rate of decrease in the amount of compression deformation of the compression coil spring 1 8 4 as the rebound stroke of the wheel 3 06 increases.
  • the rate of increase in the amount of compression deformation of the compression coil spring 1 8 4 with the increase in the bound stroke of the wheel 3 0 6 is This is larger than the rate of decrease in the amount of compressive deformation of the compression coil spring 1 84 due to the increase in the rebound stroke of the wheels 3 0 6.
  • the shape of the cam grooves 36 and 96 is appropriately set according to the desired transmission characteristics, so that the bound strokes and rebound strokes of the wheels 30 6 can be obtained.
  • linear motion and force can be transmitted from the input piston 1 5 0 to the output piston 1 5 4 with the desired continuous non-linear transfer characteristics over their entire range.
  • the desired progressive spring characteristics can be achieved without being restricted by the movement of the linkage mechanism of the pension.
  • Fig. 36 shows a conventional general double wishbone suspension, and members corresponding to those shown in Fig. 31 are given the same reference numerals as those shown in Fig. 31. It has been.
  • the suspension spring 3 4 0 is attached to the upper seat 3 4 2 fixed to the upper support 3 2 6 attached to the vehicle body 3 2 2 and the lower support 3 4 4 attached to the lower arm 3 1 6 It is mounted between the fixed lower seat 3 4 6.
  • the lower arm 3 1 6 pivots up and down around the inner end as the wheels 3 0 6 bounce and rebound, so the lower seat 3 4 6 also has an arc shape centered on the inner end of the lower arm 3 1 6 It moves up and down along the trajectory. Therefore, as the bound stroke and rebound stroke of the wheel 30 6 increase, the ratio of the change amount of the elastic deformation amount of the suspension spring 3 40 to the increased amount of the stroke of the wheel 30 6 gradually decreases. 3 0 6 Stroke and Hoy Relais
  • the rate of increase in the elastic deformation of 1 8 4 gradually increases, and the rate of decrease in the amount of elastic deformation of the compression coil spring 1 8 4 gradually increases as the rebound stroke of the wheel 3 0 6 increases.
  • the wheel rate can be gradually increased as the stroke of wheel 30 6 increases, so that the stroke and wheel rate of wheel 4 can be increased.
  • the relationship can be convex downward as shown by the solid line in FIG. Therefore, compared to conventional suspensions, while maintaining good riding comfort during normal driving, the wheel band during turning, acceleration / deceleration, driving on rough roads, etc.
  • the amount of rebound can be reduced to reduce the posture change of the vehicle body and improve the running stability of the vehicle.
  • the suspension stroke transmission device 14 8 is a suspension stroke transmission device with a built-in shock absorber
  • the input piston 1 5 0 is the shock absorber 1 5 8 Since it is designed to function as a cylinder, the suspension stroke transmission device and shock absorber are mounted on the vehicle compared to the case where the suspension stroke transmission device does not have a built-in shock absorber. Can be improved.
  • the conversion transmission device can be reliably made compact.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are provided, and the first transmission means 54 is the axis 1 of the input piston 14.
  • the ratio of the rotational momentum of the intermediate rotor 8 6 to the linear momentum along 2 is gradually increased as the linear momentum of the input piston 14 increases, and the second transmission means 5 6 outputs the output biston to the rotational momentum of the intermediate rotor 8 6. Since the ratio of the linear momentum along the axis 0 of 90 is gradually increased as the rotational momentum of the intermediate rotor 8 6 increases, the first transmission means 5 4 and the second transmission means 5 6
  • the ratio of the momentum of the destination member to the momentum of the source member is the momentum of the source member.
  • the degree of curvature of the cam groove can be reduced as compared with the case of a structure that gradually increases as the speed increases, so that the motion conversion and reaction force by the first transmission means 54 and the second transmission means 56 can be reduced. Can be transmitted smoothly.
  • 2 B and guide groove 3 2 or 3 2 B for guiding the load transfer port 90 of the second transfer means 56 along the axis 12 are provided.
  • the plurality of movable members and the reaction force generating member are arranged in alignment with the axis 12 and moved along the axis 12 or around the axis 12. Therefore, the structure of the stroke simulator 10 can be compared with a structure in which a plurality of movable members and reaction force generating members are arranged in alignment with different axes. In addition to being able to simplify, it allows optimal transmission of motion and reaction force.
  • the first transmission means 54 and the second transmission means 56 are mutually connected along the axis 12 at the same position around the axis 12.
  • the guide groove 32 is a groove common to the first transmission means 54 and the second transmission means 56, but the first transmission means 54 and the second transmission means 56.
  • the transmission means 56 may be provided at different positions around the axis 12.
  • the first transmission means 54 has the ratio of the rotational momentum of the intermediate rotor 86 to the linear momentum along the axis 12 of the input piston 14 as the input screw.
  • the second transmission means 56 increases the ratio of the linear momentum along the axis 12 of the output piston 90 to the rotational amount of the intermediate rotor 8 6.
  • only one of the first transmission means 5 4 and the second transmission means 5 6 has the momentum of the motion transmission destination member relative to the momentum of the motion transmission source member. May be modified to gradually increase as the momentum of the motion transmitting member increases.
  • the input and output bistons 14 and 90 are always spaced apart from each other along the axis 12 and the input and output bistons 14 and 90 are
  • the compression coil spring 92 may have a portion that engages in a radially linear manner along the axis 12 as in the fourth and fifth embodiments described above on the radially inner side or outer side.
  • the input and output pistons 14 and 90 each have a pair of arm portions 14 A and 90 A each having a fan-shaped cross section.
  • the cross-sectional shape of 14A and 9OA may be set to an arbitrary shape such as a semicircular shape.
  • the input piston 14 and the output piston 90 have a recess 14 B and a shaft portion 90 B each having a circular cross-sectional shape.
  • the cross-sectional shape of the recess 14 B and the shaft portion 90 B may be set to an arbitrary shape, and the recess 14 B and the shaft portion 90 B can be relatively linearly moved along the axis 12 and of the axis 12. There may be provided flat portions around each other so as not to rotate relative to each other.
  • the orifice 1 1 0 that connects the second cylinder chamber 2 4 and the third cylinder chamber 1 0 6 in communication is provided only in the output piston 9 0 of the second embodiment, but the orifice 1 1 An orifice similar to 0 may be provided in the output biston 90 of the first, third to fifth embodiments described above.
  • the motion conversion transmission device is a brake stroke simulator 10, and the output piston 90 has a pressing action on the compression coil spring 92.
  • the motion conversion transmission device having the structure of the first to fifth embodiments may be applied to any device in which the output piston 90 transmits motion or force to any other member.
  • the pedal force transmission device 1 14 in the sixth embodiment described above has the same structure as that of the first embodiment described above, but the pedal force transmission device has the second, fourth, and fourth described above. It may have the same structure as the fifth embodiment.
  • the rotational motion of the input rotor 1 3 8 is transmitted to the output rotor 1 4 2 as a rotational motion in the same direction.
  • the motion conversion transmission device according to the present invention that converts and transmits linear motion into rotational motion reverses the rotational direction by, for example, setting the bending directions of the force grooves 36 and 96 to opposite directions. It may be configured to transmit the rotational motion, and may be applied to uses other than the transmission of the steering motion.
  • the suspension stroke transmission device of the above-mentioned eighth embodiment is a shock absorber built-in type suspension stroke transmission device, but the shock absorber is a suspension member independent of the suspension stroke transmission device. Aryoyo Suspension Stroke Even if the transmission device is configured

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Abstract

本発明の目的は、運動や力の伝達の特性を広い範囲に亘り所望の特性に設定することが可能でコンパクトな運動変換伝達装置を提供することである。軸線に整合して互いに嵌合し且つ軸線に整合して相対運動する入力部材と中間部材と出力部材とを有する。また軸線に沿う直線運動及び軸線の周りの回転運動の一方及び他方をそれぞれ第一及び第二の運動として、入力部材の第一の運動を第二の運動に変換して中間部材に伝達する第一の伝達装置と、中間部材の第二の運動を第一の運動に変換して出力部材に伝達する第二の伝達装置とを有する。第一及び第二の伝達装置の少なくとも一方は運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させる。

Description

明 細 書
運動変換伝達装置 技術分野
本発明は、 運動を変換し伝達する装置に係り、 更に詳細には運動を変換すると共に所望の 伝達比にて伝達する運動変換伝達装置に係る。 背景技術
自動車等の車両のブレーキ装置に於いては、運転者がブレーキペダルを踏み込むことによ り制動操作が行われ、 ブレーキペダルのス トロ一クがマスタシリンダのビス トンへそのス ト ロークとして伝達される。 そしてマスタシリンダによってブレーキペダルに与えられた踏力 に対応する制動液圧に変換され、 制動液圧に対応する制動力が発生される。
一般に、 自動車等の車両のブレーキ装置に於いては、 ブレーキペダルのストローク及び踏 力の伝達特性は非線形の特性であることが好ましい。 ブレーキペダルのストロ一ク及び踏力 の伝達特性を所望の非線形の特性にするための構造として、従来より種々の構成のブレーキ ペダル装置が提案されており、例えば特開平.1 1 - 1 1 5 6 9 9号公報にはレバ一比可変式 のブレーキペダル装置が記載されている。
上述の如きレバ一比可変式のブレーキペダル装置に於いては、摇動リンクゃ連結リンクを 含むリンク機構によりレバー比を変化させるようになっているため、 リンクの運動を可能に するための比較的.大きいスペースが必要である。 またリンクの長さや相互関係によってレバ —比の変化が一義的に決定されるため、 レバ一比の変化の態様が限定され、 そのため運動や 力の伝達の特性を広い範囲に亘り所望の特性に設定することが困難である。 尚、 上述め問題 はレバ一比可変式のブレーキペダル装置に限られるものではなく、一般的なカム機構等によ り運動や力の伝達特性を可変にする他の従来の運動伝達装置に於いても同様に存在する。 発明の開示
本発明の主要な目的は、軸線に整合して互いに嵌合する部在間に於いて回転運動と直線運 動との間の運動変換及び直線運動と回転運動との間の運動変換を行わせることにより、運動 や力の伝達の特性を広い範囲に亘り所望の特性に設定することが可能でコンパク トな運動 変換伝達装置を提供することである。
本発明によれば、軸線に整合して互いに嵌合し且つ軸線に整合して相対運動する入力部材 と中間部材と出力部材とを有し、軸線に沿う直線運動及び軸線の周りの回転運動の一方を第 一の運動とし、 上記二種類の運動の他方を第二の運動として、 入力部材の第一の運動を第二 の運動に変換して中間部材に伝達する第一の伝達手段と、 中間部材の第二の運動を第一の運 動に変換して出力部材に伝達する第二の伝達手段とを有し、第一及び第二の伝達手段の少な く とも一方は運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を運動伝 達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させることを特徴とする運動変換伝達 装置が提供される。
この構成によれば、 中間部材の第二の運動を介して入力部材の第一の運動を出力部材の第 一の運動に変換すると共に、入力部材の運動量に対する出力部材の運動量の比を確実に入力 部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させることができ、 これにより入力部材及び出 力部材の運動の全域に亘り入力部材の運動量と出力部材の運動量との関係を所望の連続的 な非線形特性にすることができる。
また入力部材及び出力部材が互いに異なる軸線に沿って直線運動する構造や入力部材若 しくは出力部材が中間部材に嵌合していない構造の場合に比して、運動変換伝達装置の軸線 方向の長さを低減し、 運動変換伝達装置を確実にコンパク ト化することができる。
上記構成に於いて、第一の伝達手段は入力部材の軸線に沿う直線運動を軸線の周りの回転 運動に変換して中間部材に伝達し、第二の伝達手段は中間部材の軸線の周りの回転運動を軸 線に沿う直線運動に変換して出力部材に伝達するようになっていてよい。
この構成によれば、入力部材の直線運動量に対する出力部材の直線運動量の比を確実に入 力部材の直線運動量に応じて連続的に非線形に変化させつつ入力部材の直線運動を出力部 材に直線運動として伝達させることができる。
また上記構成に於いて、第一の伝達手段は入力部材の軸線の周りの回転運動を軸線に沿う 直線運動に変換して中間部材に伝達し、第二の伝達手段は中間部材の軸線に沿う直線運動を 軸線の周りの回転運動に変換して出力部材に伝達するようになっていてよい。
この構成によれば、入力部材の回転運動量に対する出力部材の回転運動量の比を確実に入 力部材の回転運動量に応じて連続的に非線形に変化させつつ入力部材の回転運動を出力部 材に回転運動として伝達させることができる。 また上記構成に於いて、第一の伝達手段は入力部材の運動量に対する中間部材の運動量の 比を入力部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるよう構成され、第二の伝達手段 は中間部材の運動量に対する出力部材の運動量の比を中間部材の運動量に応じて連続的に 非線形に変化させるようになつていてよい。
この構成によれば、第一の伝達手段及び第二の伝達手段の何れか一方のみにより運動量の 比が連続的に非線形に変化される構造の場合に比して、第一の伝達手段及び第二の伝達手段 の各々が達成すべき運動量の比の変化量を小さくすることができる。
また上記構成に於いて、 中間部材の運動量に対する出力部材の運動量の比は入力部材の運 動量に対する中間部材の運動量の比よりも大きくてよい。
この構成によれば、 中間部材の運動量に対する出力部材の運動量の比が入力部材の運動量 に対する中間部材の運動量の比よりも小さい構造の場合に比して、 同一の連続的な非線形特 性を達成する上で必要な中間部材の運動量を小さくすることができる。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段は運動伝達元の部材に設けられたカムと、 運動伝達先の部材に設けられカムに係合するカムフォロアとを有し、 カムフォロアがカムに 従動することにより運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を 運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるようになっていてよい。 この構成によれば、運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を 確実に運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させることができると共 に、 カム及びカムフォロアの設定によって所望の連続的な非線形特性を達成することができ る。
また上記構成に於いて、 カム及びカムフォロアの一方はカム溝であり、 カム及びカムフォ ロアの他方は力ム溝に係合しカム溝に沿って移動する力ム溝係合部材であり、第一及び第二 の伝達手段の少なく とも一方のカム溝は軸線の周りの周方向に対し傾斜して延在し且つ周 方向に対する傾斜角が連続的に漸次変化するよう湾曲していてよい。
この構成によれば、 カム溝係合部材がカム溝に係合した状態にてカム溝に沿って移動する ことにより運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を運動伝達 元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させることができ、従ってカム溝の湾曲形 状の設定によって所望の連続的な非線形特性を達成することができる。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段のカム溝は入力部材の運動量が 0である ときにカム溝係合部材がカム溝に係合する位置に於いて周方向に対し同一の傾斜角を有し ていてよい。
この構成によれば、入力部材の運動量が 0であるときにカム溝係合部材がカム溝に係合す る位置に於いて第一及び第二の伝達手段のカム溝が周方向に対しなす傾斜角が互いに異な る構造の場合に比して、入力部材の直線運動の開始時及び終了時に於ける中間部材の回転運 動を円滑に開始及び終了させることができる。 従って入力部材と中間部材との間及び中間部 材と出力部材との間に於ける運動変換及び反力の伝達を円滑に行わせることができる。 また上記構成に於いて、 運動変換伝達装置は入力部材、 中間部材、 出力部材を収容するハ ウジングを有し、 中間部材は軸線の周りに入力部材及び出力部材を囲繞する状態にてこれら に嵌合し且つ入力部材及び出力部材を軸線に沿って直線運動可能に支持し、ハゥジングは軸 線の周りに中間部材を囲繞する状態にてこれに嵌合し且つ中間部材を軸線の周りに回転可 能に支持し、 第一及び第二の伝達手段のカム溝は中間部材に設けられ、 第一及び第二の伝達 手段のカム溝係合部材はそれぞれ入力部材及び出力部材に設けられ、ハウジングは軸線に沿 つて延在するガイ ド溝を有し、第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材はそれぞれ第一及 び第二の伝達手段のカム溝を貫通して径方向に延在し且つガイ ド溝に沿って移動可能にガ イ ド溝に係合していてよい。 この構成によれば、入力部材及び出力部材が互いに異なる軸線に沿って直線運動する構造 や中間部材が入力部材若しくは出力部材に嵌合していない構造の場合に比して、運動変換伝 達装置の軸線方向の長さを低減し、 運動変換伝達装置をコンパク ト化することができる。 ま た直線運動又は回転運動する部材が露呈することを防止することができると共に、ハウジン グを支持手段に固定することにより運動変換伝達装置を容易に且つ確実に支持手段に固定 することができる。
また第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材をガイ ド溝により確実に軸線に沿って案 内させることができ、 これによりハウジングにガイ ド溝が設けられていない構造の場合に比 して、入力部材の直線運動と中間部材の回転運動との間の運動変換及び中間部材の回転運動 と出力部材の直線運動との間の運動変換を円滑に行わせることができる。 また入力部材の直 線運動と中間部材の回転運動との間の運動変換及び中間部材の回転運動と出力部材の直線 運動との間の運動変換に伴い第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材が受ける応力の一 部をハウジングにより担持させることができ、従ってハウジングにガイ ド溝が設けられてい ない構造の場合に比して、 運動変換伝達装置の耐久性を向上させることができる。 また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段は出力部材を軸線に沿って入力部材と同 一の方向へ直線運動させるようになつていてよい。
この構成によれば、 出力部材を軸線に沿って入力部材とは逆の方向へ直線運動させる構造 の場合に比して、入力部材の直線運動量が 0であるときの入力部材と出力部材との間の距離 を小さくすることができ、 これにより運動変換伝達装置の軸線に沿う方向の長さを小さくす ることができる。
また上記構成に於いて、入力部材及び出力部材は入力部材の運動量が 0であるときには互 いに当接するようになっていてよレ、。
この構成によれば、入力部材の運動量が 0であるときにも入力部材及び出力部材が互いに 隔置される構造の場合に比して、運動変換伝達装置の軸線に沿う方向の長さを小さくするこ とができると共に、入力部材の運動量が 0であるときに於ける入力部材及び出力部材のがた つきを確実に低減することができる。
また上記構成に於いて、入力部材及び出力部材は軸線の周りの同一の周方向位置にて軸線 に沿って互いに隔置され、第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材はそれらに共通のガイ ド溝に係合していてよい。
この構成によれば、入力部材及び出力部材が軸線の周りの互いに異なる周方向位置に設け られ、第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材がそれぞれ個別のガイ ド溝に係合する構造 の場合に比して、 ガイ ド溝の数を低減し、 運動変換伝達装置の構造を簡略化することができ る。
また上記構成に於いて、入力部材及び出力部材は軸線に沿って互いに係合する部分を有し、 第一及び第二の伝達手段は互いに係合する部分に設けられ且つ軸線の周りの周方向に互い に隔置されていてよい。
この構成によれば、入力部材及び出力部材が軸線に沿って互いに係合する部分を有さず且 つ第一及び第二の伝達手段が軸線に沿って互いに隔置されている構造の場合に比して、運動 変換伝達装置の軸線方向の長さを低減し、運動変換伝達装置をコンパク ト化することができ る。
また上記構成に於いて、入力部材及び出力部材はそれぞれ軸線に沿って他方の部材へ向け て延在する一対のアーム部を有し、入力部材の一対のアーム部及び出力部材の一対のアーム 部は軸線の周りの周方向に見て交互に配設され、入力部材及び出力部材の軸線に沿う相対直 線運動を許容しつつ軸線の周りの相対回転運動を阻止するようになっていてよい。 この構成によれば、入力部材の直線運動が中間部材の回転運動に変換される際に入力部材 が中間部材より受ける回転反力及び中間部材の回転運動が出力部材の直線運動に変換され る際に中間部材が出力部材より受ける回転反力は互いに軸線の周りの逆方向になる。
従って直線運動と回転運動との間の運動変換により生じる回転反力の少なく とも一部を 入力部材及び出力部材により担持することができ、 これにより第一及び第二の伝達手段が担 持すべき回転反力を低減することができる。 よって入力部材の一対のアーム部及び出力部材 の一対のアーム部が入力部材及び出力部材の軸線の周りの相対回転運動を阻止するよう構 成されていない構造の場合に比して、運動変換伝達装置の耐久性を向上させることができる。 また上記構成に於いて、 入力部材及び出力部材は同一の形状を有し、 軸線に沿って互いに 他に対し逆向きに配設されていてよい。
この構成によれば、 入力部材及び出力部材を共通の部材とすることができ、 これにより入 カ部材及び出力部材が互いに異なる形状を有する別部材である構造の場合に比して、必要な 部品点数を低減し、 運動変換伝達装置のコストを低減することができる。
また上記構成に於いて、 入力部材及び出力部材は同一の形状を有し、 軸線に沿って互いに 他に対し逆向きに配設されていてよい。
この構成によれば、入力部材及び出力部材の一方に設けられた軸部が他方の部材に設けら れたリセスに軸線に沿って相对直線運動可能に受けられていない構造の場合に比して、入力 部材及び出力部材のがたつきを確実に低減することができる。
また入力部材及び出力部材が軸部及びリセスを有さず、第一及び第二の伝達手段が軸線に 沿って互いに隔置されている構造の場合に比して、運動変換伝達装置の軸線方向の長さを低 減し、 運動変換伝達装置をコンパク ト化することができる。 更にカム溝係合部材がリセスの 周囲の部分に対し相対的に軸線に沿って直線運動することがリセスの周囲の部分によって 阻害されることを確実に防止することができる。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段は出力部材を軸線に沿って入力部材とは 逆の方向へ直線運動させるようになっていてよい。
この構成によれば、 出力部材は軸線に沿って入力部材とは逆の方向へ直線運動するので、 直線運動の方向を逆転して入力部材の直線運動を出力部材に伝達させることができる。
また上記構成に於いて、 出力部材は他の部材と共働して軸線に沿う両側に液体にて充填さ れた容積可変の二つのシリンダ室を郭定し、 出力部材は二つのシリンダ室を連通接続するォ リフィスを有し、 出力部材の直線運動に伴って液体が一方のシリンダ室よりオリフィスを経 て他方のシリンダ室へ流動するようになっていてよい。
この構成によれば、液体がオリフィスを経て流動することによる減衰力が出力部材に対し その運動方向とは逆方向に作用し、従って入力部材の直線運動の速度が高いほど出力部材に 作用する減衰力が高くなる。従って入力部材の直線運動の速度が高いほど反力が高くなるよ う入力部材の直線運動の速度に応じた反力を発生させることができる。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段のカム溝の軸線に沿う方向の延在範囲は 軸線の周りの周方向に見て少なくとも部分的に互いにォ一バラップしていてよい。
この構成によれば、 第一及び第二の伝達手段のカム溝の軸線に沿う方向の延在範囲が軸線 の周りの周方向に見て互いにオーバラップしていない構造の場合に比して、第一及び第二の 伝達手段のカム溝係合部材の軸線に沿う方向の間隔を小さくすることができる。 従って操作 シミュレ一タの軸線方向の長さを低減し、運動変換伝達装置をコンパク ト化することができ る。
また上記構成に於いて、 運動変換伝達装置は入力部材、 中間部材、 出力部材を収容するハ ウジングを有し、入力部材及び出力部材は軸線の周りに中間部材を囲繞する状態にてこれら に嵌合し且つ中間部材を軸線に沿って直線運動可能に支持し、ハウジングは軸線の周りに入 カ部材及び出力部材を囲繞する状態にてこれに嵌合し且つ入力部材及び出力部材を軸線の 周りに回転可能に支持し、第一及び第二の伝達手段のカム溝は入力部材及び出力部材に設け られ、 第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材は中間部材に設けられ、 ハウジングは軸線 に沿って延在するガイ ド溝を有し、第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材はそれぞれ第 一及び第二の伝達手段のカム溝を貫通して径方向に延在し且つガイ ド溝に沿って移動可能 に前記ガイ ド溝に係合していてよい。
この構成によれば、 ハウジングにガイ ド溝が設けられていない構造の場合に比して、 入力 部材の回転運動と中間部材の直線運動との間の運動変換及び中間部材の直線運動と出力部 材の回転運動との間の運動変換を円滑に行わせることができる。 また入力部材の回転運動と 中間部材の直線運動との間の運動変換及び中間部材の直線運動と出力部材の回転運動との 間の運動変換に伴い第一及び第二の伝達手段のカム溝係合部材が受ける応力の一部をハウ ジングにより担持させることができる。 従ってハウジングにガイ ド溝が設けられていない構 造の場合に比して、 運動変換伝達装置の耐久性を向上させることができる。
また上記構成に於いて、 カム溝係合部材は対応する部材に固定され径方向に延在する軸部 材と、軸部材に回転可能に支持されカム溝の壁面に転動可能に係合するカムローラとを有し ていてよい。
この構成によれば、 力ム溝係合部材がカム溝の壁面に転動可能に係合していない構造の場 合に比して、 カム溝係合部材とカム溝の壁面との間の摩擦を低減し、 運動伝達元の運動と運 動伝達先の運動との間の運動変換を円滑に行わせることができる。
また上記構成に於いて、 カム溝係合部材は軸部材に回転可能に支持され入力部材の直線運 動の方向に沿って延在するガイ ド溝の壁面に転動可能に係合するガイ ドローラを有してい てよい。
この構成によれば、 ガイ ド溝の壁面に転動可能に係合するガイ ドローラを有しない構造の 場合に比して、 軸部材を確実に入力部材の直線運動の方向に沿って移動させることができ、 これにより運動伝達元の運動と運動伝達先の運動との間の運動変換を円滑に行わせること ができる。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段の少なく とも一方は運動伝達元の部材の 運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比が運動伝達元の部材の運動量の増大につれ て漸次増大するよう、運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を 運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるようになっていてよい。 また上記構成に於いて、第一の伝達手段は入力部材の運動量に対する中間部材の運動量の 比が入力部材の運動量の増大につれて漸次増大するよう、入力部材の運動量に対する中間部 材の運動量の比を入力部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるよう構成され、第 二の伝達手段は中間部材の運動量に対する出力部材の運動量の比が中間部材の運動量の増 大につれて漸次増大するよう、 中間部材の運動量に対する出力部材の運動量の比を中間部材 の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるようになっていてよい。
また上記構成に於いて、軸線の周りに等間隔に隔置された複数のカム溝及びカム溝係合部 材が設けられていてよい。
また上記構成に於いて、入力部材の運動量の増大に伴う中間部材の運動量に対する出力部 材の運動量の比の増大率は入力部材の運動量に対する中間部材の運動量の比の増大率より も大きくてよレヽ。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段は出力部材を軸線の周りに入力部材と同 一の方向へ回転運動させるようになっていてよい。
また上記構成に於いて、第一及び第二の伝達手段は出力部材を軸線の周りに入力部材とは 逆の方向へ回転運動させるようになつていてよい。 また上記構成に於いて、運動変換伝達装置はオペレータによる操作手段の運動を他の部材 へ伝達するようになっていてよい。
また上記構成に於いて、運動変換伝達装置は車両の運転者により操作されるブレーキ操作 手段とブレーキ操作手段に与えられる操作力を液圧に変換する手段との間に配設されてい てよい。
また上記構成に於いて、運動変換伝達装置は車輪と共に上下動する部材と車体との間に配 設され、入力部材及び出力部材はサスペンションスプリングを支持するスプリングシートに 連結されていてよい。
また上記構成に於いて、運動変換伝達装置は車両の操舵装置のステアリングホイールと回 転運動を操舵輪の転舵運動に変換する運動変換機構との間に配設されていてよい。 図面の簡単な説明
図 1はブレーキストロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第一の実施例を示す軸線に沿う断面図である。
図 2は第一の実施例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
図 3はブレ一キストロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第二の実施例を示す軸線に沿う断面図である。
図 4は第二の実施例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
図 5はブレーキス トロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第三の実施例を示す軸線に沿う断面図である。
図 6は第三の実施例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
図 7はブレーキストロークシミュレータとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第四の実施例を軸線に於いて直角に接する二つの切断面に沿って切断して示す断面図 である。
図 8は図 7の線 A— Aに沿う入力ビス トン及び出力ビス トンの横断面図である。
図 9は第四の実施例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
図 1 0はブレーキストロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による操作シミュレ ータの第五の実施例を示す軸線に沿う断面図である。
図 1 1は第五の実施例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
図 1 2はブレーキス トロークシミュレ一タの実施例が適用されてよい一つの適用例とし て油圧式のブレーキ装置を示す概略構成図である。
図 1 3は入力ビス トンの直線運動量と中間ロータの回転運動量との間の関係を示すダラ フである。
図 1 4は中間ロータの回転運動量と出力ビス トンの直線運動量との間の関係を示すダラ フである。
図 1 5は入力ビストンの直線運動量と出力ビス トンの直線運動量との間の関係を示すグ ラフである。
図 1 6はブレーキペダルの踏み込み量とペダル反力との間の関係を示すグラフである。 図 1 7は入力ビス トンに作用する力と出力ビス トンに作用する力との間の関係を示すグ ラフである。
図 1 8はブレーキ装置の踏力伝達装置として構成された本発明による運動変換伝達装置 の第六の実施例を示す断面図である。
図 1 9は第六の実施例の踏力伝達装置を示す軸線に沿う拡大断面図である。
図 2 0は自動車等の車両の操舵系に於ける操舵運動変換伝達装置として構成された本発 明による運動変換伝達装置の第七の実施例を示す軸線に沿う断面図である。
図 2 1は第七の実施例の入力ロータの第一の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して 示す部分展開図である。
図 2 2は第七の実施例の出力ロータの第二の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して 示す部分展開図である。
図 2 3は第七の実施例が組み込まれた操舵系を示す説明図である。
図 2 4は第七の実施例に於ける入力ロータの回転運動量と中間ビス トンの直線運動量と の関係を示すグラフである。
図 2 5は第七の実施例に於ける中間ビス トンの直線運動量と出力ロータの回転運動量と の関係を示すグラフである。
図 2 6は第七の実施例に於けるステアリングホイールの中立位置よりの回転角度 0 in と ロアメインシャフト 2 7 0の回転角度 0 outとの関係を示すグラフである。
図 2 7は第七の実施例に於いてステアリングホイールより操舵運動変換伝達装置を経て ロアメインシャフトへ伝達されるトルクの伝達特性を示すグラフである。
図 2 8は自動車等の車両のサスペンションス トロ一ク伝達装置として構成された本発明 による運動変換伝達装置の第八の実施例を軸線に於いて直角に接する二つの切断面に沿つ て切断して示す断面図である。
図 2 9は第八の実施例の中間ロータの第一の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して 示す部分展開図である。
図 3 0は第八の実施例の中間ロータの第二の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して 示す部分展開図である。
図 3 1は第八の実施例が組み込まれたサスペンションを示す説明図である。
図 3 2は第八の実施例に於ける入力ロータの直線運動量と中間ビス トンの回転運動量と の関係を示すグラフである。
図 3 3は第八の実施例に於ける中間ビス トンの回転運動量と出力ロータの直線運動量と の関係を示すグラフである。
図 3 4は第八の実施例に於ける入力ロータの直線運動量と出力ロータの直線運動量との 関係を示すグラフである。
図 3 5は第八の実施例に於ける車輪のストロ一クと圧縮コイルばねの弾性変形量の変化 量との関係を示すグラフである。
図 3 6は従来の一般的なダブルウイッシュボーン式のサスペンションを示す説明図であ る。
図 3 7は第八の実施例及ぴ従来の一般的なサスペンションのホイ一ルレ一トと車輪のバ ゥンド、 リバウンドの変位量との関係を示すグラフである。 発明を実施するための最良の形態
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を幾つかの好ましい実施例について詳細に説明する。 まず実施例の説明に先立ち、 ブレーキストロ一クシミュレータとして構成された本発明に よる運動変換伝達装置の後述の第一乃至第五の実施例が適用されてよい自動車等の車两の ブレーキ装置の一つの適用例について図 1 2を参照して説明する。
図 1 2はブレ一キストロークシミュレ一タの実施例が適用されてよい一つの適用例とし て油圧式のブレーキ装置 2 1 0を示しており、 ブレーキ装置 2 1 0は運転者によるブレーキ ペダル 2 1 2の踏み込み操作に応答してブレーキオイルを圧送するマスタシリンダ 2 1 4 を有している。 ブレーキペダル 2 1 2は枢軸 2 1 2 Aにより枢支され、 ォペレ一ションロッ ド 2 1 6によりマスタシリンダ 2 1 4のビストンに連結されている。
マスタシリンダ 2 1 4は第一のマスタシリンダ室 2 1 4 Aと第二のマスタシリンダ室 2 1 4 Bとを有し、 これらのマスタシリンダ室にはそれぞれ左前輪用のブレーキ油圧供給導管
2 1 8及び右前輪用のブレーキ油圧制御導管 2 2 0の一端が接続されている。 ブレーキ油圧 制御導管 2 1 8及び 2 2 0の他端にはそれぞれ左前輪及び右前輪の制動力を制御するホイ 一ルシリンダ 2 2 2 FL及び 2 2 2 FRが接続されている。
ブレーキ油圧供給導管 2 1 8及び 2 2 0の途中にはそれぞれ連通制御弁として機能する 常開型の電磁開閉弁 （所謂マスタカツ ト弁） 2 2 4 L及び 2 2 4 Rが設けられ、 電磁開閉弁 2
2 4 L及び 2 2 4 Rはそれぞれ第一のマスタシリンダ室 2 1 4 A及び第二のマスタシリンダ 室 2 1 4 Bと対応するホイ一ルシリンダ 2 2 2 FL及び 2 2 2 FRとの連通を制御する遮断弁 として機能する。 また第一のマスタシリンダ 2 1 4 Aには途中に常閉型の電磁開閉弁 （常閉 弁） 2 2 6を有する導管 2 2 8 Aにより本発明に従って構成されたブレーキストロ一クシミ ユレータ 1 0が接続されている。
マスタシリンダ 2 1 4にはリザ一バ 2 3 0が接続されており、 リザ一バ 2 3 0には油圧供 給導管 2 3 2の一端が接続されている。 油圧供給導管 2 3 2の途中には電動機 2 3 4により 駆動されるオイルポンプ 2 3 6が設けられており、 オイルポンプ 2 3 6の吐出側の油圧供給 導管 2 3 2には高圧の油圧を蓄圧するアキュムレータ 2 3 8が接続されている。 リザ一バ 2
3 0とオイルポンプ 2 3 6との間の油圧供給導管 2 3 2には油圧排出導管 2 4 0の一端が 接続されている。 リザーバ 2 3 0、 オイルポンプ 2 3 6、 アキュムレータ 2 3 8等は後述の 如くホイールシリンダ 2 2 2 FL、 2 2 2 FR, 2 2 2 RL、 2 2 2 RR内の圧力を增圧するための 高圧の圧力源として機能する。
尚図 1 2には示されていないが、 オイルポンプ 2 3 6の吸入側の油圧供給導管 2 3 2と吐 出側の油圧供給導管 2 3 2とを連通接続する導管が設けられ、該導管の途中にはアキュムレ —タ 2 3 8内の圧力が基準値を越えた場合に開弁し吐出側の油圧供給導管 2 3 2より吸入 側の油圧供給導管 2 3 2へオイルを戻すリ リーフ弁が設けられている。
オイルポンプ 2 3 6の吐出側の油圧供給導管 2 3 2は、 油圧制御導管 2 4 2により電磁開 閉弁 2 2 4 Lとホイールシリンダ 2 2 2 FLとの間のブレーキ油圧供給導管 2 1 8に接続され、 油圧制御導管 2 4 4により電磁開閉弁 2 2 4 Rとホイールシリンダ 2 2 2 FRとの間のブレ一 キ油圧供給導管 2 2 0に接続され、 油圧制御導管 2 4 6により左後輪用のホイ一ルシリンダ 2 2 2 RLに接続され、 油圧制御導管 2 4 8により右後輪用のホイ一ルシリンダ 2 2 2 RRに接 続されている。
油圧制御導管 2 4 2、 2 4 4、 2 4 6、 2 4 8の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニ ァ弁 2 50FL、 2 5 0FR、 2 50 RL、 2 50 RRが設けられている。 リニア弁 2 5 0FL、 2 5
OFR、 2 50RL、 2 50 RRに対しホイ一ルシリンダ 22 2 FL、 2 2 2 FR、 2 2 2 RL、 2 2 2
RRの側の油圧制御導管 24 2、 244、 24 6、 248はそれぞれ油圧制御導管 2 5 2、 2
54、 2 5 6、 2 5 8により油圧排出導管 240に接続されており、 油圧制御導管 2 5 2、
2 54の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニア弁 2 6 OFL、 2 6 0FRが設けられ、 また 油圧制御導管 2 5 6、 2 5 8の途中にはそれぞれ常閉型の電磁式のリニァ弁よりも低廉な常 開型の電磁式のリユア弁 2 6 ORL、 2 6 ORRが設けられている。
リユア弁 2 5 OFL、 2 5 OFR、 2 5 ORL、 2 50 RRはそれぞれホイールシリンダ 2 2 2 FL、
2 2 2FR、 2 2 2RL、 2 2 2 RRに対する增圧弁（保持弁） として機能し、 リユア弁 26 0 FL、
2 6 OFR、 2 6 ORL、 26 0 RRはそれぞれホイールシリンダ 2 2 2FL、 2 2 2 FR、 2 2 2 RL、
2 22 RRに対する減圧弁として機能し、従ってこれらのリユア弁は互いに共働してアキュム レ一タ 2 3 8内より各ホイ一ルシリンダに対する高圧のオイルの給排を制御する増減圧制 御弁を構成している。
尚各電磁開閉弁、各リニァ弁及び電動機 2 34に駆動電流が供給されない非制御時には電 磁開閉弁 2 24L及び 2 24Rは開弁状態に維持され、 電磁開閉弁 2 2 6、 リニァ弁 2 5 0 FL 〜2 50RR、 リニア弁 2 6 OFL及び 2 6 OFRは閉弁状態に維持され、 リニア弁 2 6 0RL及び 2 6 ORRは開弁状態に維持され （非制御モード） 、 これにより左右前輪のホイ一ルシリンダ 内の圧力は直接マスタシリンダ 2 1 4により制御される。
図 1 2に示されている如く、 第一のマスタシリンダ室 2 1 4 Aと電磁開閉弁 2 24しとの 間のブレーキ油圧制御導管 2 1 8には該制御導管内の圧力を第一のマスタシリンダ圧力 Pm 1として検出する第一の圧力センサ 2 6 6が設けられている。 同様に第二のマスタシリンダ 室 2 1 4 Bと電磁開閉弁 2 24 Rとの間のブレーキ油圧制御導管 2 2 0には該制御導管内の 圧力を第二のマスタシリンダ圧力 Pm2として検出する第二の圧力センサ 2 6 8が設けられ ている。 ブレーキペダル 2 1 2には運転者によるブレーキペダルの踏み込みス トローク St を検出するストロークセンサ 2 7 0が設けられ、オイルポンプ 2 34の吐出側の油圧供給導 管 2 3 2には該導管内の圧力をアキュムレータ圧力 Paとして検出する圧力センサ 2 7 2が 設けられている。
それぞれ電磁開閉弁 2 2 4L及び 2 2 4 Rとホイールシリンダ 2 2 2FL及び 2 2 2 FRとの 間のブレーキ油圧供給導管 2 1 8及び 2 20には、対応する導管内の圧力をホイールシリン ダ 2 2 2FL及び 2 2 2FR内の圧力 Pfl、 Pfrとして検出する圧力センサ 2 74FL及び 2 74 FRが設けられている。 またそれぞれ電磁開閉弁 2 5 ORL及び 2 5 ORRとホイ一ルシリンダ 2
2 2RL及び 2 2 2RRとの間の油圧制御導管 24 6及び 24 8には、対応する導管内の圧力を ホイールシリンダ 2 2 2RL及び 2 2 2RR内の圧力 Prl、 Prrとして検出する圧力センサ 2 7
4RL及び 2 74RRが設けられている。
電磁開閉弁 2 24L及び 2 24R、 電磁開閉弁 2 2 6、 電動機 2 34、 リニア弁 2 5 0 FL〜
2 5 ORR、 リユア弁 26 0FL〜26 ORRは図 1 2には示されていない電子制御装置により制 御される。
電子制御装置には、圧力センサ 2 6 6及び 2 6 8よりそれぞれ第一のマスタシリンダ圧力 Pml及び第二のマスタシリンダ圧力 Pm2を示す信号、 ストロークセンサ 2 70よりブレーキ ペダル 2 1 2の踏み込みストロ一ク Stを示す信号、 圧力センサ 2 7 2よりアキュムレータ 圧力 Paを示す信号、圧力センサ 2 74FL~ 2 74RRよりそれぞれホイールシリンダ 2 2 2F L〜 2 2 2RR内の圧力 Pi ( i =fl、 fr、 rl、 rr) を示す信号が入力される。
電子制御装置は、 ブレーキペダル 2 1 2が踏み込まれると電磁開閉弁 2 26を開弁すると 共に、 電磁開閉弁 2 24L及び 2 24Rを閉弁し、 その状態にて圧力センサ 2 6 6、 2 6 8に より検出されたマスタシリンダ圧力 Pml、 Pm2及びストロ一クセンサ 2 70より検出された 踏み込みストロ一ク Stに基づき車輛の目標減速度 Gtを演算し、 車輛の目標減速度 Gtに基 づき各車輪の目標ホイールシリンダ圧力 Pti ( i =fl、 fr、 rl、 rr) をマスタシリンダ圧力 Pml、 Pm2よりも高い値に演算し、 各車輪の制動圧 P iが目標ホイ一ルシリンダ圧力 P tiに なるよう各リニァ弁 2 50FL〜 2 5 ORR及び 2 6 0 FL〜 2 6 ORRを制御する。
以上の説明より解る如く、電子制御装置は運転者の制動操作量に基づき各車輪の目標ホイ —ルシリンダ圧力をマスタシリンダ圧力 Pml、 Pm2よりも高い値に演算し、 電磁開閉弁 2 2 4L及ぴ 2 24R、 電磁開閉弁 2 26、 電動機 2 34、 リユア弁 2 5 0 FL〜 2 5 ORR, リユア 弁 2 6 0FL〜2 6 0RR、圧力センサ 2 6 6等の各センサと共働して高圧の圧力源の圧力を使 用して電磁開閉弁 2 24L及び 2 24Rを閉弁させた状態で各車輪のホイールシリンダ圧'力 が対応する目標ホイールシリンダ圧力になるよう リユア弁 2 5 0FL〜 2 5 0RR及びリニア 弁 2 6 0FL〜 2 6 0RRを制御する。
この場合ブレーキストロ一クシミュレ一タ 1 0は、電磁開閉弁 2 24L及び 2 24Rが閉弁 されることによりマスタシリンダ 2 1 4とホイ一ルシリンダ 2 2 2FL、 2 2 2FRとの連通が 遮断された状況に於いて、運転者によるブレーキペダル 2 1 2の踏み込みストロークを許容 すると共に、所望の連続的な非線形特性にてブレーキペダル 2 1 2を介して運転者に反力を 付与する。
第一の実施例
図 1はブレーキス トロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第一の実施例を示す軸線に沿う断面図、 図 2は第一の実施例の出力ロータを平面に展開 して示す展開図である。
これらの図に於いて、 1 0はブレーキストロークシミュレ一タを全体的に示しており、 ス トロ一クシミュレータ 1 0は軸線 1 2に沿って延在し軸線 1 2に沿って直線運動可能な入 力部材としての入力ビストン 1 4と、軸線 1 2に沿って延在し軸線 1 2の周りに回転運動可 能な中間部材としての中間ロータ 8 6と、軸線 1 2に沿って延在し軸線 1 2に沿って直線運 動可能な出力部材としての出力ビストン 9 0とを有している。 入力ビストン 1 4、 中間ロー タ 8 6、 出力ピストン 9 0はハウジング 1 6内に配置されており、 ハウジング 1 6は円筒状 の本体 1 6 Aとその両端に圧入等の手段により固定されたェンドキャップ 2 2 A及び 2 2 Bにて形成されている。
中間口一タ 8 6はハウジング 1 6の内側にてこれに嵌合し、 その軸線に沿う両端部にてハ ウジング 1 6との間に設けられたアンギユラベアリング 4 2及び 4 4によりハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2の周りに回転可能に支持されている。 アンギユラべァリング 4 2 及び 4 4は中間口一タ 8 6がハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2の周りに回転するこ とを許すが、 中間ロータ 8 6がハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2に沿って移動するこ とを阻止する。 アンギユラべァリング 4 2及び 4 4に対し軸線方向外側には軸線 1 2の周り に環状に延在するカップシール 4 6及び 4 8が装着されている。 力ップシール 4 6及び 4 8 はゴムの如き弾性材ょりなり、 中間ロータ 8 6がハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2の 周りに回転することを許しつつアンギユラべァリング 4 2及び 4 4に粉塵や泥水等の異物 が侵入することを阻止するようになっている。
入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は中間ロータ 8 6の內側にてこれに嵌合し、 中間 ロータ 8 6によりこれに対し相対的に軸線 1 2に沿って往復動可能に支持されている。 また 入力ビス トン 1 4はハウジング 1 6のェンドキヤップ 2 2 A及び出力ピス トン 9 0と共働 して容積可変の第一のシリンダ室 1 8を郭定している。 ェンドキヤップ 2 2 Aには連通孔 2
0が設けられており、第一のシリンダ室 1 8は連通孔 2 0及び導管 2 2 8 Aを介して第一の マスタシリンダ室 2 1 4 Aに連通接続され、 これによりオイルにて充填されている。 入力ピ ストン 1 4は第一のシリンダ室 1 8内の液圧が上昇すると、該液圧に応じて図 1で見て左方 へ軸線 1 2に沿って移動する。
また入力ビス トン 1 4は中間ロータ 8 6及び出力ビストン 9 0と共働して容積可変の第 二のシリンダ室 2 4を郭定している。入力ビストン 1 4の一端の外周にはカップシール 8 8 が装着されており、 カップシ一ル 8 8は入力ビストン 1 4と中間ロータ 8 6の内壁面との間 をシールし、 これにより第一のシリンダ室 1 8と第二のシリンダ室 2 4との連通を遮断して いる。 入力ビストン 1 4の他端の外周にはテフロン （登録商標） リングの如き減摩リング 2 8が装着されており、減摩リング 2 8は入力ビストン 1 4が中間ロータ 8 6に対し相対的に 直線運動する際の摩擦抵抗を低減する。 尚図 1及び図 2には示されていないが、 ストローク シミュレータ 1 0はハウジング 1 6若しくはェンドキャップ 2 2 A又は 2 2 Bが車体に取 り付けられることにより車体に固定されている。
出力ピス トン 9 0はハウジング 1 6のエンドキャップ 2 2 B及び中間ロータ 8 6と共働 して容積可変の第三のシリンダ室 1 0 6を郭定している。 出力ビストン 9 0の両端部の外周 面には減摩リング 2 8と同様の減摩リング 2 8 A及び 2 8 Bが装着されている。 図示の実施 例に於いては、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0はエンドキャップ 2 2 Bへ向けて開 いたカップ形の断面形状を有し、 出力ピストン 9 0とェンドキャップ 2 2 Bとの間の第三の シリンダ室 1 0 6には反力発生手段としての圧縮コイルばね 9 2が配置されている。
荷重伝達口ッド 3 0が入力ビストン 1 4を貫通して軸線 1 2に垂直に延在し、圧入等の手 段により入力ビストン 1 4に固定されている。荷重伝達口ッド 3 0の両端部はハウジング 1 6の本体 1 6 Aに設けられたガイ ド溝 3 2を貫通して中間ロータ 8 6に設けられたカム溝 3 6内まで延在している。 また荷重伝達口ッド 3 0の両端部は実質的に球形のガイ ドローラ 3 8及びカムローラ 4 0を自らの軸線 3 O Aの周りに回転可能に支持している。 各ガイ ドロ —ラ 3 8は対応するガイ ド溝 3 2の壁面に転動可能に係合し、各カムローラ 4 0はカム溝 3 6の壁面に転動可能に係合している。 ガイ ド溝 3 2及びカム溝 3 6の幅はそれぞれガイ ドロ ーラ 3 8及びカムローラ 4 0の最大直径よりも極僅かに大きい値に設定されている。
同様に、 荷重伝達口ッド 9 4が出力ビス トン 9 0を貫通して軸線 1 2に垂直に延在し、 圧 入等の手段により出力ビストン 9 0に固定されている。荷重伝達ロッド 9 4の軸線 9 4 Aは 荷重伝達口ッド 3 0の軸線 3 O Aと平行に延在しているが、軸線 9 4 Aは軸線 1 2に垂直で ある限り、 軸線 1 2に沿って見て軸線 3 O Aに対し傾斜していてもよい。 荷重伝達口ッ ド 9
4の両端部は中間口一タ 8 6に設けられたカム溝 9 6を貫通してハウジング 1 6の本体 1
6 Aに設けられたガイ ド溝 3 2内まで延在している。 また荷重伝達口ッド 9 4の両端部はガ ィ ドロ一ラ 9 8及びカムローラ 1 0 0を自らの軸線 1 0 2の周りに回転可能に支持してい る。 各ガイ ドローラ 9 8はガイ ド溝 3 2の壁面に転動可能に係合し、 各カムローラ 1 0 0は 中間ロータ 8 6に設けられたカム溝 9 6の壁面に転動可能に係合している。 ガイ ド溝 3 2及 びカム溝 9 6の幅はそれぞれガイ ドロ一ラ 9 8及びカムローラ 1 0 0の最大直径よりも極 僅かに大きい値に設定されている。
ガイ ド溝 3 2はガイ ドロ一ラ 3 6及び 9 8の最大直径よりも極僅かに大きい値に設定さ れており、 カム溝 3 4及び 9 6の幅はそれぞれカムローラ 3 8及び 1 0 0の最大直径よりも 極僅かに大きい値に設定されている。 カム溝 3 4及び 9 6はそれぞれ第二のシリンダ室 2 4 及び第三のシリンダ室 1 0 6と常時連通しており、 またハウジング 1 6の本体 1 6 Aと中間 ロータ 8 6との間の間隙を介してガイ ド溝 3 2と常時連通している。 ガイ ド溝 3 2はガイ ド ローラ 3 8及び 9 8に共通のガイ ド溝として機能するよう軸線 1 2に沿って延在している。 ハウジング 1 6の本体 1 6 Aの外周には円筒状のカバ一 1 0 4が圧入等の手段により固定 されている。 カバ一 1 0 4は本体 1 6 Aに密に嵌合し、 ガイ ド溝 3 2を外界より遮断してい る。 ガイ ド溝 3 2はカバ一 1 0 4に設けられた連通孔 4 1及び導管 2 2 8 Bを介してリザー バ 2 3 0と常時連通している。
二つのガイ ド溝 3 2は軸線 1 2の周りに互いに 1 8 0 ° 隔置されると共に軸線 1 2に平 行に直線的に延在しており、従ってガイ ドローラ 3 8は荷重伝達口ッ ド 3 0の周りの回転運 動を除けば、 ガイ ド溝 3 2內を軸線 1 2に沿って直線的にのみ運動可能である。 二つのカム 溝 3 6も軸線 1 2の周りに互いに 1 8 0 ° 隔置されているが、 図 2に示されている如く、 力 ム溝 3 6は軸線 1 2及び周方向に対し傾斜した状態にて湾曲して延在している。 従ってカム ローラ 4 0は荷重伝達口ッド 3 0の周りの回転運動を除けば、 カム溝 3 6内を軸線 1 2及び 周方向に対し傾斜し湾曲した運動軌跡に沿ってのみ運動可能である。
カム溝 9 6も軸線 1 2及び周方向に対し傾斜して延在しているが、 図 2で見て右端より左 端へ向かうにつれて周方向に対する傾斜角が漸次大きくなるようカム溝 3 6とは逆の方向 へ湾曲して延在している。 カム溝 9 6の図 2で見て右端部はカム溝 3 6の図 2で見て左端部 と軸線方向の位置が互いにオーバラップしている。 またカム溝 9 6の軸線 1 2に沿う方向の 延在長さはカム溝 3 6の軸線 1 2に沿う方向の延在長さよりも大きい値に設定されている。 更にカム溝 3 6及び 9 6の図 2で見た右端部の軸線 1 2に対する傾斜角 6 1及び 0 2は同 一の角度をなしている。
図 1に示されている如く、 非制動時には、 カムローラ 4 0及び 1 0 0はそれぞれカム溝 3 6及び 9 6の図 7で見て右端に当接する初期位置に位置するようになっている。 そしてカム ローラ 4 0及び 1 0 0が初期位置にあるときには、入力ビストン 1 4は第一のシリンダ室 1 8の容積が最小になる初期位置に位置し、 出力ビス トン 9 0は入力ビス トン 1 4に当接する 初期位置に位置し、 これにより圧縮コイルばね 9 2の圧縮変形量が最小になるようになって いる。 また非制動時には、 圧縮コイルばね 9 2のばね力により荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4 が図 6で見て右方へ付勢されることにより、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン.9 0が初期 位置に位置決めされ、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0は初期位置にあるときには互 いに当接するようになっている。
尚入力ビストン 1 4が初期位置にあるときの入力ビストン 1 4の図 1で見て左端は、 カム 溝 3 6の図 6で見て左端よりも第一のシリンダ室 1 8の側に位置する。 また上述の如くカム 溝 9 6の図 7で見て右端部はカム溝 3 6の図 2で見て左端部と軸線方向の位置が互いにォ ーバラップしている。従って入力ビス トン 1 4と出力ビストン 9 0との間の第二のシリンダ 室 2 4は入力ビス トン 1 4と出力ピス トン 9 0との間の間隙を経てカム溝 3 6及び 9 6と 連通し、 オイルにて充填されている。 また出力ピス トン 9 0が初期位置にあるときの出力ピ ストン 9 0の図 1で見て左端は、 カム溝 9 6の図 1で見て左端よりも第一のシリンダ室 1 8 の側に位置する。 従って出力ビストン 9 0とェンドキヤップ 2 2 Bとの間の第三のシリンダ 室 1 0 6はカム溝 9 6と連通し、 オイルにて充填されている。
かく して図示の第一の実施例に於いては、 荷重伝達口ッド 3 0、 ガイ ド溝 3 2、 カム溝 3 6、 ガイ ドローラ 3 8、 カムローラ 4 0等は、 互いに共働して入力ビストン 1 4の軸線 1 2 に沿う直線運動を軸線 1 2の周りの回転運動に変換して中間ロータ 8 6に伝達すると共に、 後述の如く中間ロータ 8 6に伝達される反力トルクを軸線 1 2に沿う方向の反力として入 力ピス トン 1 4に伝達する第一の伝達手段 5 4として機能する。 また第一の伝達手段 5 4は、 入力ビストン 1 4の軸線 1 2に沿う直線運動量に対する中間ロータ 8 6の回転運動量の比 を入力ビストン 1 4の直線運動量の増大につれて漸次増大させる。
また荷重伝達口ッド 9 4、 ガイ ド溝 3 2、 カム溝 9 6、 ガイ ドローラ 9 8、 カムローラ 1 0 0等は、互いに共働して中間ロータ 8 6の回転運動を軸線 1 2に沿う直線運動に変換して 出力ビストン 9 0に伝達し、 出力ビストン 9 0を介して圧縮コイルばね 9 2を圧縮変形させ ると共に、圧縮コイルばね 9 2の反力を軸線 1 2の周りの反力トルクとして中間口一タ 8 6 に伝達する第二の伝達手段 5 6として機能する。 また第二の伝達手段 5 6は、 中間ロータ 8 6の回転運動量に対する出力ビス トン 9 0の軸線 1 2に沿う直線運動量の比を中間ロータ 8 6の回転運動量の増大につれて漸次増大させ、 これにより入力ビストン 1 4の軸線 1 2に 沿う直線運動量に対する出力ビストン 9 0の軸線 1 2に沿う直線運動量の比を入力ビス ト ン 1 4の直線運動量の増大につれて漸次増大させる。
上述の如く構成された第一の実施例に於いて、 マスタシリンダ 2 1 4内の液圧が上昇し、 入力ビス トン 1 4が軸線 1 2に沿って図 1で見て左方へ直線運動すると、第一の伝達手段 5 4により入力ビス トン 1 4の直線運動が軸線 1 2の周りの回転運動に変換されて中間口一 タ 8 6に伝達され、第二の伝達手段 5 6により中間ロータ 8 6の回転運動が軸線 1 2に沿う 直線運動に変換されて出力ビス トン 9 0に伝達される。 よって入力ビス トン 1 4の直線運動 量に対する出力ビス トン 9 0の直線運動量の比は第一の伝達手段 5 4及ぴ第二の伝達手段 5 6の両者の作用によって決定される.ので、入力ビストン 1, 4の直線運動量に対する圧縮コ ィルばね 9 2の圧縮変形量の比も第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6の両者の作 用によって決定される。
ここで入力ビス トン 1 4の直線運動量と中間ロータ 8 6の回転運動量との関係が図 1 3 に示されている如き関係であり、 中間ロータ 8 6の回転運動量と出力ビストン 9 0の直線運 動量との関係が図 1 4に示されている如き関係であるとすると、入力ビストン 1 4の直線運 動量と出力ビス トン 9 0の直線運動量との ¾係は図 1 5に示されている如き関係になり、 よ つてブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量に対するペダル反力の特性は図 1 6に示されてい る如き特性になる。 尚力の伝達率は運動 （変位） の伝達率の逆数になるので、 軸線 1 2に沿 つて入力ビストン 1 4に作用する力と軸線 1 2に沿って出力ビス トン 9 0に作用する力と の関係は図 1 7に示されている如き関係になる。
従って図示の第一の実施例によれば、所望の伝達特性に応じてカム溝 3 6及び 9 6の形状 を適宜に設定することにより、全範囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ビス トン 1 4より出力ピス トン 9 0へ直線運動及び力を伝達することができ、 また出力ビストン
9 0により変形される圧縮コイルばね 9 2のばね特性は線形のばね特性であるが、 ブレーキ ペダル 2 1 2の踏み込み量に対するペダル反力の特性を所望の連続的な非線形の特性にす ることができる。
尚図示の第一の実施例に於いて、入力ビストン 1 4が軸線 1 2に沿って図 1で見て左方へ 直線運動すると、 上述の如く出力ビス トン 9 .0も軸線 1 2に沿って図 1で見て左方へ直線運 動するが、 出力ピス トン 9 0の直線運動量は入力ビス トン 1 4の直線運動量より も大きい。 従って第二のシリンダ室 2 4の容積は増大するが、 第三のシリンダ室 1 0 6の容積は減少す る。 逆に入力ピストン 1 4が軸線 1 2に沿って図 1で見て右方へ直線運動すると、 第二のシ リンダ室 2 4の容積は減少し、 第三のシリンダ室 1 0 6の容積は増大する。
上述の如く第二のシリンダ室 2 4はカム溝 3 6と連通しているので、第二のシリンダ室 2
4の容積が增減する際には第二のシリンダ室 2 4とカム溝 3 6との間にオイルが流通する。 また上述の如く第三のシリンダ室 1 0 6はカム溝 9 6と連通しているので、第三のシリンダ 室 1 0 6の容積が増減する際には第三のシリンダ室 1 0 6とカム溝 9 6との間にオイルが 流通する。
また上述の第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6の両者の作用、即ち入力ビストン 1 4の直線運動を中間ロータ 8 6の回転運動に変換し、 中間ロータ 8 6の回転運動を出力ピ ス トン 9 0の直線運動に変換する作動、入力ビス トン 1 4.の直線運動量に対する出力ビス ト ン 9 0の直線運動量の比を決定する作動、圧縮コイルばね 9 2の反力を出力ビストン 9 0及 び中間ロータ 8 6を介して入力ビストン 1 4へ伝達する作動は、後述の第二乃至第五の実施 例についても同様である。
特に図示の第一の実施例によれば、 ストロ一クシミュレ一タ 1 0はマスタシリンダとホイ —ルシリンダとが遮断されているような状況に於いても運転者によるブレーキペダル 2 1 2の踏み込みストロ一クを許容すると共に、 ブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量の増大につ れて運転者が感じる制動操作反力を連続的な非線形の特性にて増大させ、 これにより最適な 制動操作フィーリングを達成することができる。
また図示の第一の実施例によれば、第一の伝達手段 5 4により入力ピス トン 1 4の軸線 1 2に沿う直線運動が中間ロータ 8 6の軸線 1 2の周りの回転運動に変換され、第二の伝達手 段 5 6により中間ロータ 8 6の回転運動が出力ビス トン 9 0の軸線 1 2に沿う直線運動に 変換され、 圧縮コイルばね 9 2が軸線 1 2に沿って圧縮変形されるので、 軸線 1 2を基準に して全ての構成部材を配設することができる。 尚このことは後述の他の実施例についても同 様である。
また図示の第一の実施例によれば、 入力ピス トン 1 4が初期位置にあるときには、 出力ピ ス トン 9 0が圧縮コイルばね 9 2によって図 1で見て右方へ付勢されることにより、荷重伝 達ロッド 3 0、 9 4等が右端の初期位置に位置決めされると共に、 出力ピス トン 9 0が入力 ピス トン 1 4に当接するので、非制動時に入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0ががたつ くことを効果的に防止することができる。
第二の実施例 図 3はブレーキス トロークシミュレータとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第二の実施例を示す軸線に沿う断面図、 図 4は第二の実施例の中間ロータを平面に展開 して示す展開図である。 尚図 3及び図 4に於いて図 1及び図 2に示された部材と同一の部材 には図 1及び図 2に於いて付された符号と同一の符号が付されており、 このことは後述の他 の実施例についても同様である。
この第二の実施例に於いては、荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4はそれぞれ径方向に二分割さ れ、 それぞれ径方向内端部にて入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0により片持支持され ている。第二のシリンダ室 2 4内には軸線 1 2に沿って延在する引張りコイルばね 1 0 8が 配置されている。 引張りコイルばね 1 0 8は一端にて入力ビストン 1 4に固定され、 他端に て出力ピス トン 9 0に固定され、 これにより入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0に対し それらを互いに引き寄せる荷重を付与するようになっている。
入力ビス トン 1 4の軸線方向長さは上述の第一の実施例の場合よりも短く設定されてお り、 これにより入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0が初期位置にあるときにも、 入力ピ ストン 1 4の図 3で見て左端は出力ビストン 9 0より隔置されるようになっている。 逆に出 力ピス トン 9 0の軸線方向長さは上述の第一の実施例の場合よりも長く設定されており、 こ れにより第三のシリンダ室 1 0 6は出力ビス トン 9 0が初期位置にあるときにも減摩リン グ 2 8 B よりカム溝 9 6より遮断されるようになつている。
出力ビス トン 9 0には軸線 1 2に整合して延在するオリフィス 1 1 0が設けられており、 これにより第三のシリンダ室 1 0 6はオリフィス 1 1 0.及び第二のシリンダ室 2 4を介し てカム溝 3 6と常時連通している。 エンドキャップ 2 2 Bとアンギユラベアリング 4 4との 間には力ップシール 4 8が配置されており、 これによりアンギユラベアリング 4 4を経て第 三のシリンダ室 1 0 6とカム溝 3 6との間にオイルが流通することがないようになつてい る。 カム溝 3 6及び 9 6は上述の第一の実施例の場合よりも大きい距離軸線 1 2に沿って互 いに隔置されており、 これにより図 7で見てカム溝 9 6の右端部及びカム溝 3 6の左端部は 軸線方向の位置が互いにォ一バラップしていないが、 カム溝 3 6及び 9 6は上述の第一の実 施例の場合と同様に互いにオーバラップしていてもよい。 この第二の実施例の他の点は上述 の第一の実施例と同様に構成されている。
この第二の実施例に於いては、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は上述の第一 の実施例の場合と同様に機能するので、入力ビストン 1 4が軸線 1 2に沿って図 3で見て左 方へ直線運動すると、 出力ピス トン 9 0も軸線 1 2に沿って図 3で見て左方へ直線運動する が、 出力ビストン 9 0の直線運動量は入力ビストン 1 4の直線運動量よりも大きい。 よって 入力ピス トン 1 4と出力ピス トン 9 0との間の間隔は漸次増大するが、 出力ピス トン 9 0と エンドキャップ 2 2 Bとの間の間隔は漸次滅少する。
従って出力部材としての出力ビストン 9 0は、入力ビストン 1 4が軸線 1 2に沿って図 3 で見て左方へ直線運動する際には圧縮コイルばね 9 2を圧縮変形させると共に引張りコィ ルばね 1 0 8を引張り変形させるので、 出力ビストン 9. 0には圧縮コイルばね 9 2の圧縮変 形の反力及び引張りコイルばね 1 0 8の引張り変形の反力が作用し、 これらの反力は入力ピ ス トン 1 4の図 3で見て左方への直線運動量が増大するにつれて増大率が漸次増大するよ う非線形的に増大する。
逆に入力ビス トン 1 4が軸線 1 2に沿って図 3で見て右方へ直線運動すると、入力ビスト ン 1 4と出力ピストン 9 0との間の間隔は減少し、 出力ピストン 9 0とェンドキヤップ 2 2 Bとの間の間隔は増大する。 従って出力ビス トン 9 0は、 入力ピス トン 1 4が軸線 1 2に沿 つて図 3で見て右方へ直線運動する際には圧縮コイルばね 9 2の圧縮変形量を低減すると 共に引張りコイルばね 1 0 8の引張り変形量を低減するので、 出力ピス トン 9 0に作用する 圧縮コイルばね 9 2の圧縮変形の反力及び引張りコイルばね 1 0 8の引張り変形は入力ピ ス トン 1 4の図 3で見て右方への直線運動量が増大するにつれて減少率が漸次減少するよ う非線形的に減少する。
尚引張りコイルばね 1 0 8の引張り変形に伴うばね力は入力ビス トン 1 4に対しては入 力ピス トン 1 4を直線運動させる力の反力を低減するよう作用するが、 出力ビス トン 9 0に 対しては反力を増大させるよう作用し、 これらのばね力は方向が逆で大きさが同一であるの で、 引張りコイルばね 1 0 8のばね力により反力が増減されることはない。
かく して図示の第二の実施例によれば、 上述の第一の実施例の場合と同様、 全範囲に亘り 所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ピス トン 1 4より出力ピス トン 9 0 直線運動 及び力を伝達することができ、 またブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量に対するペダル反力 の特性を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
特に図示の第二の実施例によれば、 出力ビストン 9 0には第二のシリンダ室 2 4と第三の シリンダ室 1 0 6とを連通接続するオリフィス 1 1 0が設けられており、 ブレーキペダル 2
1 2の踏み込み速度が高いほどオイルがオリフィス 1 1 0を通過する際の流通抵抗が高く なり、 流通抵抗は反力を増大する作用をなすので、 ブレーキペダル 2 1 2の踏み込み速度が 高く、 入力ピス トン 1 4の直線運動の速度が高いほど操作反力を高くすることができる。 また図示の第二の実施例によれば、入力ピストン 1 4と出力ビストン 9 0との間には引張 りコイルばね 1 0 8が弹装されているので、 入力ビストン 1 4、 出力ビストン 9 0等ががた つくことを効果的に低減することができ、 また入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は初 期位置に於いても互いに隔置されるので、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0がそれら の初期位置へ復帰する際にそれらが互いに衝当することを確実に防止することができる。
第三の実施例
図 5はブレーキス トロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第三の実施例を示す軸線に沿う断面図、 図 6は第三の実施例の中間部材としての中間口 —タを平面に展開して示す展開図である。
この第三の実施例に於いては、荷重伝達ロッド 3 0及び 9 4は上述の第二の実施例の場合 と同様にそれぞれ径方向に二分割され、 それぞれ径方向内端部にて入力ビス トン 1 4及び出 力ビス トン 9 0により片持支持されている。入力ビス トン 1 4はエンドキャップ 2 2 Bへ向 けて開いたカップ形の断面形状を有しているが、 出力ピス トン 9 0は入力ビス トン 1 4へ向 けて開いた力ップ形の断面形状を有している。反力発生手段としての圧縮コイルばね 9 2は 第二のシリンダ室 2 4内に配置され、入力ピス トン 1 4と出力ピス トン 9 0との間に弹装さ れている。 尚荷重伝達ロッド 3 0及び 9 4はそれぞれ入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0を貫通して直径方向に延在する一つの棒材であってもよい。
また図 6に示されている如く、 カム溝 9 6は軸線 1 2及び周方向に対し上述の第一及び第 二の実施例に於けるカム溝 9 6とは逆方向に傾斜して延在するよう中間ロータ 8 6に設け られている。 従って非制動時には、 第一の伝達手段 5 4を構成するガイ ドロ一ラ 3 8及び力 ムローラ 4 0は、 それぞれガイ ド溝 3 2及びカム溝 3 6の図 5で見て右端に当接する初期位 置に位置し、 第二の伝達手段 5 6を構成するガイ ドローラ 9 8及びカムローラ 1 0 0は、 そ れぞれガイ ド溝 3 2及びカム溝 9 6の図 5で見て左端に当接する初期位置に位置する。 また ガイ ドロ一ラ 3 8及びカム口一ラ 4 0が初期位置にあるときには、入力ビストン 1 4はェン ドキャップ 2 2 Aに最も接近し、 ガイ ドロ一ラ 9 8及びカム口一ラ 1 0 0が初期位置にある ときには、 出力ピス トン 9 0はエンドキャップ 2 2 Bに当接し、 これにより第一のシリンダ 室 1 8及び第三のシリンダ室 1 0 6の容積は最小になり、 第二のシリンダ室 2 4の容積は最 大になる。
この第三の実施例の他の点は上述の第一の実施例と同様に構成されており、従って第一の 伝達手段 5 4は上述の第一の実施例の場合と同様に機能し、 第二の伝達手段 5 6は中間口一 タ 8 6の回転運動の方向に対する出力ビス トン 9 0の直線運動の方向の関係が逆である点 を除き上述の第一の実施例の場合と同様に機能する。
従って入力ビス トン 1 4が軸線 1 2に沿って図 5で見て左方へ直線運動すると、 出力ビス トン 9 0は軸線 1 2に沿って図 5で見て右方へ直線運動し、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0は互いに共働して圧縮コイルばね 9 2を圧縮変形する。 この場合入力ビス トン 1 4 の図 5で見て左方への直線運動量が増大するにつれて入力ピス トン 1 4と出力ピス トン 9 0との間の距離の減少率が増大するので、入力ビス トン 1 4に作用する圧縮コイルばね 9 2 の反力は入力ビス トン 1 4の図 5で見て左方への直線運動量が増大するにつれて増大率が 漸次増大するよう非線形的に増大する。
逆に入力ビス トン 1 4が軸線 1 2に沿って図 5で見て右方へ直線運動すると、入力ビスト ン 1 4と出力ピス トン 9 0との間の間隔が増大し、圧縮コイルばね 9 2の圧縮変形量が低減 するので、入力ビス トン 1 4に作用する圧縮コイルばね 9 2の反力は入力ビス トン 1 4の図 5で見て右方への直線運動量が増大するにつれて減少率が漸次減少するよう非線形的に減 少する。
かく して図示の第三の実施例によれば、 上述の第一及び第二の実施例の場合と同様、 全範 囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ビス トン 1 4より出力ピス トン 9 0へ 直線運動及び力を伝達することができ、 またブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量に対するぺ ダル反力の特性を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
特に図示の第三の実施例によれば、圧縮コイルばね 9 2の圧縮変形に伴う反力は中間口一 タ 8 6等を介して入力ビス トン 1 4に伝達されるだけでなく、直接入力ビス トン 1 4に作用 するので、 上述の第一、 第二の実施例や後述の第四、 第五の実施例の場合に比して荷重伝達 ロッド 3 0、 9 4等に作用する荷重を低減し、 これによりブレーキストロークシミュレータ 1 0の耐久性を向上させることができる。
第四の実施例
図 7はブレーキストロ一クシミュレ一タとして構成された本発明による運動変換伝達装 置の第四の実施例を軸線に於いて直角に接する二つの切断面に沿って切断して示す断面図、 図 8は図 7の線 A— Aに沿う入力ビストン及び出力ビストンの横断面図、 図 9は第四の実施 例の中間ロータを平面に展開して示す展開図である。
この第四の実施例に於いては、入力ピス トン 1 4は中間ロータ 8 6に嵌合する実質的に円 柱形の本体部より軸線 1 2に沿って出力ビストン 9 0へ向けて突出する一対のアーム部 1 4 Aを有し、 一対のアーム部 1 4 Aは軸線 1 2に対し径方向に互いに隔置されている。 同様 に出力ビス トン 9 0は中間ロータ 8 6に嵌合する実質的に円柱形の本体部より軸線 1 2に 沿って入力ビス トン 1 4へ向けて突出する一対のアーム部 9 O Aを有し、一対のアーム部 9
O Aは軸線 1 2に対し径方向に互いに隔置されている。 各アーム部 1 4 A及び 9 O Aの軸線
1 2に垂直な断面は円弧状の外径線及び内径線を有し中心角が実質的に 9 0 ° の扇形をな している。 特に図示の実施例に於いては、 入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0は互いに 逆向きに配置された同一の部材である。
各アーム部 1 4 Aは軸線 1 2の周りの周方向に見てアーム部 9 O Aの間に位置し、 これに より入力ピス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0は軸線 1 2に沿って互いに他に対し相対的に 直線運動可能であるが、軸線 1 2の周りに互いに他に対し相対的に回転運動することがない よう、 互いに係合している。 上述の第一の実施例と同様、 反力発生手段としての圧縮コイル ばね 9 2は出力ビストン 9 0とエンドキャップ 2 2 Bとの間に弾装されており、入力ビスト ン 1 4及び出力ビス トン 9 0が初期位置にあるときには、 アーム部 1 4 A及び 9 O Aの先端 がそれぞれ出力ビス トン 9 0及び入力ビス トン 1 4の本体部に相互に押圧する状態にて当 接するようになつている。
上述の第二及び第三の実施例と同様、荷重伝達口ッ ド 3 0及び 9 4はそれぞれ径方向に二 分割され、 それぞれ径方向內端部にて入力ビス トン 1 4のアーム部 1 4 A及び出力ビス トン 9 0のアーム部 9 0 Aにより片持支持されている。 特に図示の実施例に於いては荷重伝達口 ッド 3 0及び 9 4は軸線 1 2に沿う方向の位置として同一の軸線方向位置に位置しており、 これによりこれらの荷重伝達口ッ ドは軸線 1 2に垂直な平面に沿って軸線 1 2の周りの周 方向に交互に 9 0 ° の角度にて互いに隔置されている。 尚荷重伝達ロッ ド 3 0及び 9 4は互 いに異なる軸線方向位置にあってもよい。
図 9に示されている如く、 上述の第一の実施例と同様、 カム溝 3 6及び 9 6は上述の第一 及び第二の実施例に於けるカム溝 3 6及び 9 6と同一の形態をなしているが、周方向に交互 に配列されている。 特に図示の実施例に於いては、 カム溝 3 6及び 9 6の図にて右端部は互 いに同一の軸線方向位置に位置し、 カム溝 3 6の軸線 1 2に沿う方向の延在範囲はカム溝 9 6の軸線 1 2に沿う方向の延在範囲とォ一バラップしている。
またガイ ドローラ 3 8及び 9 8はハウジング 1 6の本体 1 6 Aに設けられたガイ ド溝 3
2 A及び 3 2 Bにそれぞれ係合しており、 ガイ ド溝 3 2 A及び 3 2 Bは軸線 1 2に沿って直 線的に延在すると共に、 軸線 1 2の周りの周方向に交互に 9 0 ° の角度にて互いに隔置され ている。 図 7に示されている如く、 ガイ ド溝 3 2 Bの長さはガイ ド溝 3 2 Aの長さよりも大 きく設定されている。 この第四の実施例の他の点は上述の第一の実施例と同様に構成されて いる。
この第四の実施例に於いては、 第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は上述の第一 の実施例の場合と同様に機能するので、入力ビストン 1 4の軸線 1 2に沿う直線運動が軸線 1 2の周りの回転運動に変換されて中間ロータ 8 6へ伝達され、 中間ロータ 8 6の回転運動 が軸線 1 2に沿う直線運動に変換されて出力ビス トン 9 0へ伝達される。 また出力ピス トン 9 0が圧縮コイルばね 9 2を圧縮変形させることにより発生する軸線 1 2に沿う方向の反 力は出力ビストン 9 0より反力トルクに変換されて中間ロータ 8 6へ伝達され、 中間ロータ
8 6の反力トルクは軸線 1 2に沿う方向の反力に.変換されて入力ビス トン 1 4へ伝達され る。 また入力ビストン 1 4の直線運動量に対する出力ビストン 9 0の直線運動量の比の特性 も上述の他の実施例の場合と同様の非線形の特性になる。
かく して図示の第四の実施例によれば、 上述の第一乃至第三の実施例の場合と同様、 全範 囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ビス トン 1 4より出力ピス トン 9 0へ 直線運動及び力を伝達することができ、 またブレーキペダル 2 1 2の踏み込み！:に対するぺ ダル反力の特性を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
特に図示の第四の実施例によれば、入力ピス トン 1 4のアーム部 1 4 A及び出力ビス トン
9 0のアーム部 9 O Aは軸線 1 2に沿って互いに他に対し相対的に直線運動可能である力 軸線 1 2の周りに互いに他に対し相対的に回転運動することがないよう互いに係合してい るので、 アーム部 1 4 A及び 9 O Aによっても軸線 1 2に沿う入力ビストン 1 4及び出力ピ ス トン 9 0の相対運動が案内されると共に軸線 1 2の周りの入力ビス トン 1 4及び出力ピ ストン 9 0の相対回転が阻止されるので、上述の第一及び第二の実施例の場合に比して入力 ピス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0の相対直線運動を円滑に行わせることができる。
また図示の第四の実施例によれば、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は互いに逆向 きに配置された同一の部材であるので、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0が互いに異 なる他の実施例の場合に比して部品点数を低減し、 ストロ一クシミュレ一タ 1 0のコストを 低减することができる。
第五の実施例
図 1 0はブレーキス トロ一クシミュレータとして構成された本発明による運動変換伝達 装置の第五の実施例を示す軸線に沿う断面図、 図 1 1は第五の実施例の中間ロータを平面に 展開して示す展開図である。
この第五の実施例に於いては、入力ビス トン 1 4は中間ロータ 8 6に嵌合する実質的に円 柱形をなしているが、軸線 1 2に整合して延在し出力ビストン 9 0へ向けて開いた円筒形の リセス 1 4 Bを有している。 これに対し出力ビストン 9 0は中間ロータ 8 6に嵌合する実質 的に円柱形の本体部より軸線 1 2に整合して入力ビストン 1 4へ向けて突出する断面円形 の軸部 9 0 Bを有し、軸部 9 0 Bは軸線 1 2に沿って相対変位可能にリセス 1 4 Bに嵌入し ている。反力発生手段としての圧縮コイルばね 9 2は出力ビストン 9 0とエンドキャップ 2
2 Bとの間に弾装されており、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0.が初期位置にあると. きには、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0は相互に押圧する状態にて当接するように なっている。
また上述の第二乃至第四の実施例と同様、荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4はそれぞれ径方向 に二分割されており、荷重伝達ロッド 3 0は径方向内端部にて入力ビストン 1 4のリセス 1 4 Bの周りの部分により片持支持され、荷重伝達口ッド 9 4は出力ビス トン 9 0の軸部 9 0 Bにより片持支持されている。 上述の第四の実施例と同様、 荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4は 同一の軸線方向位置に位置しており、 これによりこれらの荷重伝達口ッドは軸線 1 2に垂直 な平面に沿って軸線 1 2の周りの周方向に交互に 9 0 ° の角度にて互いに隔置されている。 また入力ビス トン 1 4は軸線 1 2の周りに荷重伝達口ッ ド 3 0に対し 9 0 ° の角度をな す位置に出力ビストン 9 0へ向けて開いた一対のスリッ ト 1 4 Cを有し、荷重伝達口ッ ド 9 4は軸線 1 2に沿って入力ビス トン 1 4に対し相対的に直線運動可能にスリッ ト 1 4 Cに 遊嵌状態にて揷通されている。 この第五の実施例の他の点は上述の第四の実施例と同様に構 成されている。 尚この実施例に於いても荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4は互いに異なる軸線方 向位置にあってもよレ、。 また荷重伝達口ッド 9 4は出力ビストン 9 0の軸部 9 0 B及び入力 ピス トン 1 4の一対のスリ ッ ト 1 4 Cを貫通して直径方向に延在する一つの棒材であって もよい。
この第五の実施例に於いても、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は上述の第一 の実施例の場合と同様に機能するので、 入力ピス トン 1 4、 中間ロータ 8 6、 出力ピス トン
9 0の間に於ける運動の変換伝達及び圧縮コイルばね 9 2の反力の伝達は上述の第一の実 施例の場合と同様に達成される。 また入力ビス トン 1 4の直線運動量に対する出力ビス トン
9 0の直線運動量の比の特性も上述の他の実施例の場合と同様の非線形の特性になる。 かく して図示の第五の実施例によれば、 上述の第一乃至第四の実施例の場合と同様、 全範 囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ビス トン 1 4より出力ピス トン 9 0へ 直線運動及び力を伝達することができ、 またブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量に対するぺ ダル反力の特性を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
特に図示の第五の実施例によれば、 出力ビストン 9 0の軸部 9 0 Bが入力ビストン 1 4の リセス 1 4 Bに嵌合し、軸部 9 0 B及びリセス 1 4 Bによっても軸線 1 2に沿う入力ビスト ン 1 4及び出力ビストン 9 0の相対運動が案内されるので、上述の第一及び第二の実施例の 場合に比して入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0の相対直線運動を円滑に行わせるこ とができる。
尚図示の第四及び第五の実施例によれば、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は 軸線 1 2の周りに隔置された位置にて軸線 1 2に沿う同一の軸線方向位置に設けられてい るので、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6が軸線 1 2に沿って互いに隔置されて いる上述の第一乃至第三の実施例の場合に比して、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6の運動変換に伴い中間ロータ 8 6に作用するこじりを低減し、 これによりストロ一クシ ミュレ一タ 1 0の作動を円滑に行わせると共にその耐久性を向上させることができ、 また軸 線 1 2に沿う方向のストロークシミュレ一タ 1 0の長さを小さく し、 車両に対する搭載性を 向上させることができる。
また以上の説明より解る如く、上述の第一乃至第五の実施例によれば、入力ビス トン 1 4、 中間ロータ 8 6、 出力ピス トン 9 0は軸線 1 2に整合して互いに嵌合し且つ軸線 1 2に整合 して相対運動するようになっているので、 リンク機構等により運動や力の伝達特性が所望の 特性になるよう構成される場合に比して、運動変換伝達装置としてのス トロークシミュレ一 タ 1 0を確実にコンパク トにすることができる。
第六の実施例
図 1 8はブレーキ装置の踏力伝達装置として構成された本発明による運動変換伝達装置 の第六の実施例を示す断面図、 図 1 9は第六の実施例の踏力伝達装置を示す軸線に沿う拡大 断面図である。
これらの図に於いて、 ブレーキ装置 2 1 0はブレーキブースタ 1 1 2を有し、 踏力伝達装 置 1 1 4はブレーキブースタ 1 1 2とブレーキペダル 2 1 2との間に配設されている。 ブレ
—キブースタ 1 1 2、 マスタシリンダ 2 1 4、 リザーバ 2 3 0はダッシュパネル 1 1 6に対 しブレーキペダル 2 1 2の側とは反対の側に配置されている。 ダッシュパネル 1 1 6にはス テー 1 1 8が固定されており、 ステ一 1 1 8には図には示されていないボルトによりブラケ ッ ト 1 2 0の上端が取り付けられている。 ブラケッ ト 1 2 0の下端は踏力伝達装置 1 1 4の ハウジング 1 6に溶接等の手段により固定されている。 ブラケット 1 2 0はブレーキペダル
2 1 2を枢支する枢軸 2 1 2 Aを支持している。
踏力伝達装置 1 1 4は上述の第一の実施例のス トロークシミュレ一タ 1 0と実質的に同 一の構造を有しているが、 ハウジング 1 6は一端にて開口するコの字形の断面形状を有し、 軸線 1 2に沿って延在する円筒形をなしている。 ハウジング 1 6の開口端にはフランジ 1 6 Bがー体に形成されており、 フランジ 1 6 Bはブレーキブースタ 1 1 2に固定されたボルト 1 2 2及びこれに螺合するナツ ト 1 2 4によりブレーキブースタ 1 1 2と共にダッシュパ ネル 1 1 6に取り付けられている。
入力ビストン 1 4の図にて右端にはソケット 1 2 6が形成されており、 ソケッ ト 1 2 6に はリンク 1 2 8の一端に設けられたボール 1 3 0が嵌め込まれており、 これにより リンク 1 2 8はその一端にて入力ビストン 1 4に対し枢動自在に連結されている。 リンク 1 2 8はハ ウジング 1 6の端壁を貫通して軸線 1 2に沿って延在し、他端にて枢軸ピン 1 3 2によりブ レーキペダル 2 1 2のアーム部 2 1 2 Bに枢着されている。入力ビストン 1 4の両端近傍の 外周には上述の第一の実施例に於ける減摩リング 2 8と同様の减摩リング 2 6及び 2 8が 装着されている。
またこの実施例に於いては、上述の第一の実施例に於ける圧縮コイルばね 9 2及びェンド キャップ 2 2 Bにそれぞれ相当する圧縮コイルばね及びェンドキャップは設けられておら ず、 出力ビストン 9 0には軸線 1 2に沿って延在するブレーキブースタ 1 1 2のオペレ一シ ヨンロッド 1 3 4の先端が圧入等の手段により一体的に連結されている。各シリンダ室には オイルは充填されておらず、 カバ一 1 0 4には連通孔 4 1に相当する連通孔は設けられてい ない。 この実施例の他の点は上述の第一の実施例と同様に構成されている。
図示の第六の実施例に於いて、運転者によりブレーキペダル 2 1 2に踏力が与えられブレ ーキペダル 2 1 2が踏み込まれると、入力ビス トン 1 4が軸線 1 2に沿って図 1 8で見て左 方へ駆動され、上述の第一の実施例と同様の要領にて第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手 段 5 6による運動変換が行われることにより出力ビストン 9 0が軸線 1 2に沿って図 1 8 で見て左方へ駆動され、 これによりブレーキブースタ 1 1 2のォペレ一ションロッ ド 1 3 4 が制動力増大方向へ駆動される。
またマスタシリンダ 2 1 4より各ホイ一ルシリンダ 2 2 2 FL〜2 2 2 RR へ制動液圧が供 給されることにより発生する反力はホイールシリンダょり液圧としてマスタシリンダ 2 1 4を経てブレーキブースタ 1 1 2へ伝達され、ォペレ一ションロッド 1 3 4が図 1 8で見て 右方へ押圧されることにより、上述の第一の実施例と同様の要領にて入力ビストン 1 4へ伝 達される。 そして反力は入力ビストン 1 4より リンク 1 2 8を経てブレーキペダル 2 1 2へ 伝達される。
この場合第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は上述の第一実施例の場合と同様 に機能するので、図示の第六の実施例によれば、上述の第一乃至第五の実施例の場合と同様、 全範囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ピス トン 1 4より出力ピス トン 9 0へ直線運動及び力を伝達することができ、 またブレーキペダル 2 1 2の踏み込み量に対す るペダル反力の特性を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
特に図示の第六の実施例によれば、踏力伝達装置 1 1 4はブレーキブースタ 1 1 2とブレ ーキペダル 2 1 2との間に配設されているので、従来のペダル比可変式のブレーキペダルの 場合と同様、運転者によるブレーキペダルの操作量とマスタシリンダゃブレーキブースタに 対する入力変位量との関係を所望の連続的な非線形の特性にすることができる。
尚上述の第一乃至第六の実施例によれば、 中間ロータ 8 6はハウジング 1 6内にてハウジ ング 1 6により回転可能に支持され、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は中間口一タ 8 6により直線運動可能に支持されており、 可動部材ゃ反力発生部材はハウジング 1 6外に 露呈していないので、 可動部材である出力ビストンや反力発生部材がハウジング 1 6外に露 呈している場合に比して、 車両等に対する良好な搭載性を確保することができ、 また可動部 材とハウジングとの間に異物が侵入したりすることによる作動不良の虞れを低減すること ができる。
尚上述の第一乃至第三の実施例及び第六の実施例によれば、第一の伝達手段 5 4及び第二 の伝達手段 5 6は軸線 1 2の周りの同一の位置にて軸線 1 2に沿って互いに隔置された位 置し、 これにより荷重伝達口ッド 3 0及び 9 4は軸線 1 2の周りの同一の位置に位置してお り、 ガイ ド溝 3 2は第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6に共通の溝であるので、 第 一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6のそれぞれにガイ ド溝が設けられる後述の第一 及び第五の実施例の場合に比してガイ ド溝 3 2の加工工程を少なくすることができる。
第七の実施例
図 2 0は自動車等の車両の操舵系に於ける操舵運動変換伝達装置として構成された本発 明による運動変換伝達装置の第七の実施例を示す軸線に沿う断面図、 図 2 1は第七の実施例 の入力ロータの第一の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して示す部分展開図、 図 2 2は 第七の実施例の出力ロータの第二の伝達手段のカム溝の領域を平面に展開して示す部分展 開図、 図 2 3は第七の実施例が組み込ま た操舵系を示す説明図である。
図 2 3に示されている如く、操舵運動変換伝達装置 1 .3 6は図.2 3には示されていない車 体により軸線 1 2に周りに回転可能に支持されたアツパメインシャフト 2 6 8とロアメイ ンシャフト 2 7 0との間に配設されている。 アツパメインシャフト 2 6 8は上端にてステア リングホイール 2 7 2に一体的に連結され、 下端にて操舵運動変換伝達装置 1 3 6の上端に 連結されている。 ロアメインシャフト 2 7 0は上端にて操舵運動変換伝達装置 1 3 6の下端 に連結され、下端にてユニバーサルジョイント 2 7 4によりインタ一ミ一ディエツトシヤフ ト 2 7 6の上端に枢着されている。
インターミ一ディエツ トシャフト 2 7 6の下端はユニバーサルジョイント 2 7 8により ラックアンドピニオン式のステアリング装置 2 8 0のピニオンシャフ ト 2 8 2に枢着され ている。 ステアリング装置 2 8 0のラックバ一 2 8 4の両端はボールジョイント 2 8 6 L及 ぴ 2 8 6 Rによりそれぞれタイロッド 2 8 8 L及び 2 8 8 Rの内端に枢着されている。 タイ ロッ ド 2 8 8 L及び 2 8 8 Rの外端はそれぞれボールジョイント 2 9 4 L及び 2 9 4尺に より左右の操舵輪 2 9 0 L及び 2 9 0 Rを回転可能に支持する車輪支持部材 2 9 2 L及び 2 9 2 Rのナックルアーム 2 9 6 L及び 2 9 6 Rに枢着されている。
従って運転者によりステアリングホイール 2 7 2に与えられる操舵トルク及び操舵の回 転運動はァッパメインシャフト 2 6 8より操舵運動変換伝達装置 1 3 6を経てロアメイン シャフト 2 7 0へ伝達され、 ロアメインシャフト 2 7 0よりインターミーディエツトシヤフ ト 2 7 6を経てピニオンシャフト 2 8 2へ伝達される。 ピニオンシャフト 2 8 2のトルク及 び回転運動はステアリング装置 2 8 0によりラックバ一 2 8 4の車両横方向の力及び直線 運動に変換され、 ラックバ一 2 8 4の車両横方向の力及び直線運動はタイロッ ド 2 8 8 L、 2 8 8 R及びナックルアーム 2 9 6 L、 2 9 6 Rにより図には示されていないキングピン軸 周りのトルク及び回転運動に変換されて車輪支持部材 2 9 2 L、 2 9 2 R及び操舵輪 2 9 0 L、 2 9 O Rへ伝達され、 これにより操舵輪 2 9 0 L、 2 9 O Rが操舵される。
逆に操舵反力は操舵輪 2 9 0 L、 2 9 0 Rより車輪支持部材 2 9 2 L、 2 9 2 R及びナツ クルアーム 2 9 6 L、 2 9 6 Rにより軸力としてタイロッド 2 8 8 L、 2 8 8 R及びラック バー 2 8 4へ伝達される。 ラックバ一 2 8 4の軸カはステアリング装置 2 8 0によりピニォ ンシャフト 2 8 2のトルクに変換され、 ピニオンシャフト 2 8 2のトルクはインタ一ミ一デ イエッ トシャフト 2 7 6、 ロアメインシャフト 2 7 0、 操舵運動変換伝達装置 1 3 6、 アツ パメインシャフ ト 2 6 8、 ステアリングホイール 2 7 2を経てステアリングホイ一ル 2 7 2 へ伝達される。
図 2 0に示されている如く、 この第七の実施例の操舵運動変換伝達装置 1 3 6も軸線 1 2 に沿って互いに隔置された第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6を有している。 第一 の伝達手段 5 4は軸線 1 2の周りに回転可能な入力ロータ 1 3 8と軸線 1 2に沿って往復 動可能な中間ビス トン 1 4 0とを有し、第二の伝達手段 5 6は中間ビス トン 1 4 0と軸線 1 2の周りに回転可能な出力ロータ 1 4 2とを有している。
入力ロータ 1 3 8はハウジング 1 6 Aの内側にてアンギユラベアリング 4 2 A及び 4 2 Bによりハウジング 1 6 Aに対し相対的に軸線 1 2の周りに回転可能に支持されている。 同 様に出力口一タ 1 4 2はハウジング 1 6 Bの内側にてアンギユラべァリング 4 4 A及び 4 4 Bによりハウジング 1 6 Bに対し相対的に軸線 1 2の周りに回転可能に支持されている。 ハウジング 1 6 A及び 1 6 Bは互いに当接しており、 それらの外側に配置された円筒形の力 バ一 1 0 4により一体的に連結されている。 またハウジング 1 6 A及び 1 6 Bはそれぞれ取 り付けブラケッ ト 1 4 4 A及び 1 4 4 Bにより車体の一部であるインス トルメントパネル 1 4 6に固定されている。
入力ロータ 1 3 8及び出力ロータ 1 4 2は軸線 1 2に沿って僅かに互いに隔置されてい る。入力ロータ 1 3 8は出力ロータ 1 4 2とは反対側の端部に於いてアツパメインシャフト 2 6 8の下端に一体的に連結されており、 出力ロータ 1 4 2は入力ロータ 1 3 8とは反対側 の端部に於いてロアメインシャフト 2 7 0の上端に一体的に連結されている。 中間ビス トン 1 4 0は入力ロータ 1 3 8及び出力ロータ 1 4 2の内側に配置され、入力ロータ 1 3 8及び 出力ロータ 1 4 2によりこれらに対し相対的に軸線 1 2に沿って往復動可能に支持されて いる。
第一の伝達手段 5 4の荷重伝達口ッ ド 3 0及び第二の伝達手段 5 6の荷重伝達口ッ ド 9
4は軸線 1 2に沿って互いに隔置された状態にて中間ビス トン 1 4 0に固定されており、荷 重伝達口ッ ド 3 0の軸線 3 O A及び荷重伝達口ッ ド 9 4の軸線 9 4 Aは同一の平面内に位 置している。第一の伝達手段 5 4のガイ ドロ一ラ 3 8はハウジング 1 6 Aに設けられたガイ ド溝 3 2 Aの壁面に転動可能に係合し、第二の伝達手段 5 6のガイ ドロ一ラ 9 8はハウジン グ 1 6 Bに設けられたガイ ド溝 3 2 Bの壁面に転動可能に係合している。 中間ビス トン 1 4
0の両端近傍の外周には上述の第一の実施例に於ける減摩リング 2 8、 2 8 A、 2 8 Bと同 様の減摩リング 2 8 A、 2 8 Bが装着されている。 また図 2 1に示されている如く、第一の伝達手段 5 4のカム溝 3 6は上述の第一の実施例 のカム溝 3 6とは逆方向に湾曲した二つのカム溝が接続された S字形をなしており、 ステア リングホイ一ル 2 7 2が中立位置、 即ち車両の直進位置にあるときには、 荷重伝達口ッ ド 3
0の軸線 3 O Aはカム溝 3 6の中央の中立位置に位置するようになつている。 図 2 2に示さ れている如く、第二の伝達手段 5 6のカム溝 9 6は上述の第一の実施例のカム溝 3 6と同一 方向に湾曲した二つのカム溝が接続された S字形をなし、 ステアリングホイ一ル 2 7 2が中 立位置にあるときには、荷重伝達口ッド 9 4の軸線 9 4 Aはカム溝 9 6の中央の中立位置に 位置するようになつている。 図 2 1と図 2 2との比較より解る如く、 中立位置近傍に於ける カム溝 3 6の周方向に対する傾斜角はカム溝 9 6の傾斜角よりも小さい値に設定されてい る。 この第七の実施例の他の点は上述の第一の実施例と同様に構成されている。
この第七の実施例に於いて、 ステアリングホイール 2 7 2が車両の右旋回方向へ回転され る方向を正の回転方向とすると、 ステアリングホイール 2 7 2が正の方向へ回転されること により、 アツパメインシャフ ト 2 6 8が軸線 1 2の周りに正の方向へ回転されると、 入力口 —タ 1 3 8も軸線 1 2の周りに正の方向へ回転する。入力ロータ 1 3 8の正の方向への回転 は第一の伝達手段 5 4により図 2 0で見て左方への軸線 1 2に沿う直線運動に変換されて 中間ビス トン 1 4 0へ伝達される。 中間ビス トン 1 4 0の左方へ直線運動は第二の伝達手段 5 6により軸線 1 2の周りの正の方向の回転に変換されて出力ロータ 1 4 2に伝達され、 こ れによりロアメインシャフト 2 7 0が軸線 1 2の周りに正の方向へ回転する。
ステアリングホイール 2 7 2が車両の左旋回方向へ回転される場合にも、入力ロータ 1 3 8及び出力ロータ 1 4 2の回転方向が上記方向とは逆の負の方向であり、 中間ビストン 1 4 0の直線運動の方向が図 2 0で見て右方である点を除き、 同様の要領にてステアリングホイ ール 2 7 2の回転運動が操舵運動変換伝達装置 1 3 6を経てロアメインシャフト 2 7 0へ 伝達される。
これらの場合に於いて、 カム溝 3 6及び 9 6は上述の如く S宇形をなしているので、 ステ ァリング系の回転方向の遊びを無視すると、入力ロータ 1 3 8の回転運動量と中間ビストン
1 4 0の直線運動量との関係は図 2 4に示されている如き関係になり、 中間ビス トン 1 4 0 の直線運動量と出力ロータ 1 4 2の回転運動量との関係は図 2 5に示されている如き関係 になる。 図 2 4及び図 2 5より解る如く、 第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6の何 れの運動伝達についても、 正の回転方向及び負の回転方向を問わず、 ステアリングホイール
2 7 2の中立位置に対応する回転位置を基準位置として、運動伝達元の部材の運動量に対す る運動伝達先の部材の運動量の比が運動伝達元の部材の運動量の増大につれて漸次増大す る。
従ってステアリングホイール 2 7 2の中立位置よりの回転角度 0 in とロアメインシャフ ト 2 7 0の回転角度 6 out との関係は図 2 6に示されている如き関係になる。 即ちステアリ ングホイール 2 7 2が何れの方向へ回転される場合にも、 ステアリングホイ一ル 2 7 2の回 転運動量に対するロアメインシャフト 2 7 0の回転運動量の比はステアリングホイール 2 7 2の回転運動量の増大につれて連続的に非線形に増大する。 尚ステアリングホイール 2 7 2より操舵運動変換伝達装置 1 3 6を経てロアメインシャフ ト 2 7 0へ伝達される トルク の伝達特性は図 2 7に示されている如き特性になる。
かく して図示の第七の実施例によれば、所望の伝達特性に応じてカム溝 3 6及び 9 6の形 状を適宜に設定することにより、全範囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力口 ータ 1 3 8より出力ロータ 1 4 2へ回転運動及び力を伝達することができ、 これにより操舵 の全範囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にてステアリングホイール 2 7 2より操 舵輪へ操舵運動及び操舵力を伝達させることができる。
特に図示の第七の実施例によれば、 ステアリングホイール 2 7 2の回転運動量に対する口 ァメインシャフ ト 2 7 0の回転運動量の比はステアリングホイール 2 7 2の回転運動量の 増大につれて連続的に非線形に増大するので、 ステアリングホイール 2 7 2の回転運動量に 対する操舵輪の転舵量の比をステアリングホイール 2 7 2の回転運動量の増大につれて連 続的に非線形に増大させることができる。従って例えばステアリングホイール 2 7 2の中立 位置近傍に於けるステアリングギヤ比を 1よりも小さい値に設定し、 ステアリングホイ一ル 2 7 2の切れ角が大きい領域に於けるステアリングギヤ比を従来の一般的な操舵装置の場 合よりも大きい値に設定することができ、 これにより従来の一般的な操舵装置の場合に比し て、車両の良好な直進走行の操縦安定性を確保しつつ据え切り時等に於ける操縦性を向上さ せることができる。
第八の実施例
図 2 8は自動車等の車両のサスペンションス トロ一ク伝達装置として構成された本発明 による運動変換伝達装置の第八の実施例を軸線に於いて直角に接する二つの切断面に沿つ て切断して示す断面図、 図 2 9は第八の実施例の中間ロータの第一の伝達手段のカム溝の領 域を平面に展開して示す部分展開図、 図 3 0は第八の実施例の中間ロータの第二の伝達手段 のカム溝の領域を平面に展開して示す部分展開図、 図 3 1は第八の実施例が組み込まれたサ スペンションを示す説明図である。
図 3 1に於いて、 符号 3 0 6は車輪を示しており、 車輪支持部材 3 0 8により回転軸線 3 0 8 Aの周りに回転可能に支持されている。 図 3 1に示されたサスペンションはダブルウイ ッシュボーン式のサスペンションであり、車輪支持部材 3 0 8の上端及び下端にはそれぞれ ボールジョイント 3 1 0及び 3 1 2によりアツパアーム 3 1 4及びロアアーム 3 1 6の外 端が枢着されている。 アツパアーム 3 1 4及びロアアーム 3 1 6の内端はそれぞれゴムブッ シュ装置 3 1 8及び 3 2 0により車体 3 2 2に枢着されている。 ロアアーム 3 1 6と車体 3 2 2との間には第八の実施例によるサスペンションストローク伝達装置 1 4 8が配設され、 サスペンションストロ一ク伝達装置 1 4 8の上端及び下端はそれぞれァッパマウント 3 2 6及びボールジョイント 3 2 8により車体 3 2 2及びロアアーム 3 1 6に枢着されている。 図 2 8に示されている如く、 サスペンションス トローク伝達装置 1 4 8も軸線 1 2に沿つ て互いに隔置された第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6を有している。 第一の伝達 手段 5 4は軸線 1 2に沿って往復動可能な入力ビス トン 1 5 0と軸線 1 2の周りに回転可 能な中間ロータ 1 5 2とを有し、 第二の伝達手段 5 6は中間ロータ 1 5 2と軸線 1 2に沿つ て往復動可能な出力ビス トン 1 5 4とを有している。
中間ロータ 1 5 2はハウジング 1 6の内側にてアンギユラベアリング 4 2 A及び 4 2 B によりハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2の周りに回転可能に支持されている。 出力ピ ストン 1 5 4はハウジング 1 6を囲繞するようこれに嵌合する円筒形をなし、ハウジング 1 6に対し相対的に軸線 1 2に沿って往復動可能に支持されている。 ハウジング 1 6の上端に はエンドキャップ 1 5 6が圧入等の手段により固定されており、エンドキャップ 1 5 6はそ れに固定されたアツパマウント 3 2 6を介して車体 3 2 2に連結されている。
入力ビス トン 1 5 0は中間ロータ 1 5 2に嵌入し、 中間ロータ 1 5 2に対し相対的に軸線 1 2に沿って往復動可能にハウジング 1 6及ぴ中間ロータ 1 5 2により支持されている。 図 示の実施例に於いては、 サスペンションストロ一ク伝達装置 1 4 8はショックアブソ一バ内 蔵型のサスペンションストロ一ク伝達装置であり、入力ビストン 1 5 0は下向きに開いた円 筒形をなし、 ショックアブソ一バ 1 5 8のシリンダとして機能するようになつている。 入力ピス トン 1 5 0の下端には上向きに開いた有底円筒形をなすェンドキャップ 1 6 0 が圧入等の手段により固定されており、ェンドキャップ 1 6 0内にはフリ一ビストン 1 6 2 が軸線 1 2に沿って往復動可能に配置されている。 フリービストン 1 6 2はエンドキャップ
1 6 0と共働してガス室 1 6 4を郭定しており、 ガス室 1 6 4には高圧のガスが封入されて いる。 ェンドキャップ 1 6 0の上端の内面には Cリング 1 6 6が取り付けられており、 Cリ ング 1 6 6によりフリーピストン 1 6 2がそれらより上方へ移動することが阻止されるよ うになっている。 尚図 2 8に示されていないが、 ェンドキヤップ 1 6 0の下端にはボ一ルジ ョイント 3 2 8が設けられている。
入力ビス トン 1 5 0はショ ックァブソーバ 1 5 8のピス トン 1 6 8を軸線 1 2に沿って 往復動可能に受け入れている。 ピストン 1 6 8は入力ビストン 1 5 0と共働してシリンダ上 室 1 7 0及びシリンダ下室 1 7 2を郭定しており、 シリンダ上室 1 7 0及ぴシリンダ下室 1
7 2にはオイルの如き粘性液体が封入されている。 図 2 8に於いては、 サスペンションス ト 口一ク伝達装置 1 4 8は自由状態、即ちアツパマウント 3 2 6と入力ビストン 1 5 0との間 に車体重量が作用していない状態にて図示されており、 ショックァブソーバ 1 5 8のピス ト ン 1 6 8がシリンダとしての入力ビストン 1 5 0に対し伸びきつた状態にあり、 そのためシ リンダ上室 1 7 0の容積は 0である。
ピストン 1 6 8のビス トン部 1 6 8 Aにはシリンダ上室 1 7 0とシリンダ下室 1 7 2と を連通接続する複数のオリフィス 1 7 4が設けられている。 ピス トン 1 6 8のロッ ド部 1 6
8 Bは入力ビストン 1 5 0の端壁を貫通して軸線 1 2に沿って上方へ延在し、上端にてアツ パマウント 3 2 6に連結されている。入力ビストン 1 5 0とハウジング 1 6との間には Oリ ングシ一ル 1 7 6が配設され、入力ビス トン 1 5 0とピス トン 1 6 8のロッド部 1 6 8 Bと の間には Oリングシール 1 7 8が配設されている。
出力ピス トン 1 5 4の上端には径方向外方へ突出し軸線 1 2の周りに環状に延在するァ ッパスプリンダシート 1 8 0がー体に形成されており、入力ピス トン 1 5 0の下端には径方 向外方へ突出し軸線 1 2の周りに環状に延在するロアスプリングシ一ト 1 8 2がー体に形 成されている。 アツパスプリングシ一ト 1 8 0とロアスプリングシ一ト 1 8 2との間にはサ スペンションス トロ一ク伝達装置 1 4 8を囲繞し軸線 1 2に沿って延在するサスペンショ ンスプリングとしての圧縮コイルばね 1 8 4が弾装されている。
サスペンションス ト口一ク伝達装置 1 4 8の外側にてサスペンションスプリングの内側 にはダストブーツ 1 8 6が配置されており、 ダストブーツ 1 8 6は上端にて出力ビストン 1
5 4の下端に連結され、 下端にてハウジング 1 6の下端に連結されている。 尚図 2 8には示 されていないが、 ハウジング 1 6の上端には出力ビストン 1 5 4、 従ってアツパスプリング シート 1 8 0の図にて上方への移動を規制するストツバが設けられている。
第一の伝達手段 5 4は軸線 1 2の周りに互いに 1 8 0 ° 隔置された位置に於いて入力ピ ス トン 1 5 0の上端に圧入等の手段により片持支持され且つ径方向外方へ延在する荷重伝 達口ッ ド 3 0を有している。荷重伝達口ッ ド 3 0の先端部は中間ロータ 1 5 2に設けられた カム溝 3 6を貫通してハウジング 1 6の円筒部に設けられたガイ ド溝 3 2 Aまで延在して いる。 また荷重伝達口ッド 3 0の先端部は実質的に球形のガイ ドロ一ラ 3 8及びカムローラ
4 0を自らの軸線 3 0 Aの周りに回転可能に支持している。 各ガイ ドロ一ラ 3 8は対応する ガイ ド溝 3 2 Aの壁面に転動可能に係合し、各力 Λローラ 4 0はカム溝 3 6の壁面に転動可 能に係合している。
同様に第二の伝達手段 5 6は軸線 1 2の周りに荷重伝達ロッ ド 3 0に対し 1 8 0 ° 隔置 された位置に於いて出力ビス トン 1 5 4の下端部に圧入等の手段により片持支持され且つ 径方向内方へ延在する荷重伝達口ッド 9 4を有している。 荷重伝達口ッド 9 4の先端部はハ ウジング 1 6の円筒部に設けられたガイ ド溝 3 2 Bを貫通して中間ロータ 1 5 2に設けら れたカム溝 9 6まで延在している。 また荷重伝達口ッド 9 4の先端部は実質的に球形のガイ ドロ一ラ 9 8及びカム口一ラ 1 0 0を自らの軸線 9 4 Aの周りに回転可能に支持している。 各ガイ ドローラ 9 8は対応するガイ ド溝 3 2 Bの壁面に転動可能に係合し、各カムローラ 1 0 0はカム溝 9 6の壁面に転動可能に係合している。
図 2 9及び図 3 0に於いて、 3 3 2及び 3 3 4はそれぞれカム溝 3 6及び 9 6の軸線 1 2 の方向の基準線を示し、 3 3 6及び 3 3 8はそれぞれカム溝 3 6及び 9 6の周方向の基準線 を示している。 図 2 9に示されている如く、 カム溝 3 6は S字形の形態をなしているが、 図 3 0に示されている如く、 カム溝 9 6はカム溝 3 6とは傾斜方向が逆の S字形の形態をなし ている。 図 2 8に於いては、 サスペンションストロ一ク伝達装置 1 4 8はそれに圧縮力が作 用していない状態にて示されているが、 車両の積載荷重が標準の積載荷重であり車輪 3 0 6 がバウンドもリバウンドもしていない中立位置にあるときには、荷重伝達口ッド 3 0及ぴ 9 4の軸線 3 0 A及び 9 4 Aはそれぞれカム溝 3 6及び 9 6の中央の標準位置、即ち基準線 1 1 2及び 1 1 4と基準線 3 3 6及び 3 3 8との交点 P 1 及び P 2 に位置するようになってい る。
また図 2 9及び図 3 0に於いて、 カム溝 3 6の基準線 3 3 6より上側の部分は車輪 3 0 6 のバウンドストロークに対応する部分であり、 カム溝 3 6の基準線 3 3 1 6より下側の部分 は車輪 3 0 6のリバウンドストロークに対応する部分である。 これに対しカム溝 9 6の基準 線 3 3 8より上側の部分は車輪 3 0 6のリバウンドス トロークに対応する部分であり、 カム 溝 9 6の基準線 3 3 8より下側の部分は車輪 3 0 6のバウンドス トロークに対応する部分 である。
図 2 9に示されている如く、 カム溝 3 6 2は基準線 3 3 2及び 3 3 6に対し傾斜して延在 すると共に、 交点 P 1 より離れるにつれて周方向の基準線 3 3 6に対する傾斜角が漸次減少 するよう湾曲している。 特に交点 P 1 よりの距離が車輪 3 0 6のバウンドストロ一ク及びリ バウンドストロ一クの終端領域を除く領域に対応する範囲に於いては、 車輪 3 0 6のバウン ド側のカム溝 3 6が周方向の基準線 3 3 6に対しなす傾斜角は車輪 3 0 6のリバゥンド側 のカム溝 3 6が周方向の基準線 3 3 6に対しなす傾斜角よりも大きく設定されている。 しか し交点 P 1 よりの距離が車輪 3 0 6のバウンドストローク及びリバウンドストロ一クの終端 領域に対応する範囲に於いては、車輪 3 0 6のバウンド側のカム溝 3 6が周方向の基準線 3 3 6に対しなす傾斜角は車輪 3 0 6のリバゥンド側のカム溝 3 6が周方向の基準線 3 3 6 に対しなす傾斜角よりも小さく設定されている。
図 2 9と図 3 0との比較より解る如く、 カム溝.9 6はカム溝 3 6を周方向の基準線 3 3 6 に対し反転させると共に湾曲方向を逆にした形態と同一の形態をなしており、従ってカム溝 3 6を交点 P 1の周りに 9 0 ° 反時計廻り方向へ回転させた形態と同様の形態をなしている。 即ち図 3 0に示されている如く、 カム溝 9 6は基準線 3 3 4及び 3 3 8に対しカム溝 3 6 とは逆方向に傾斜して延在すると共に、 交点 P 2より離れるにつれて周方向の基準線 3 3 6 に対する傾斜角が漸次増大するよう湾曲している。 特に交点 P 2 よりの距離が車輪 3 0 6の バウンドス トローク及びリバウンドストロークの終端領域を除く領域に対応する範囲に於 いては、車輪 3 0 6のバウンド側のカム溝 9 6が周方向の基準線 3 3 8に対しなす傾斜角は 車輪 3 0 6のリバウンド側のカム溝 9 6が周方向の基準線 3 3 8に対しなす傾斜角よりも 小さく設定されている。 しかし交点 P 2よりの距離が車輪 3 0 6のバウンドストロ一ク及び リバウンドストロークの終端領域に対応する範囲に於いては、車輪 3 0 6のバウンド側の力 ム溝 1 0 6が周方向の基準線 1 1 8に対しなす傾斜角は車輪 4のリバゥンド側のカム溝 9 6が周方向の基準線 3 3 8に対しなす傾斜角よりも大きく設定されている。
カムローラ 4 0は荷重伝達ロッド 3 0の周りの回転運動を除けば、 カム溝 3 6内を基準線 3 3 2及び 3 3 6に対し傾斜し湾曲した S形の運動軌跡に沿ってのみ運動可能である。 同様 にカムローラ 1 0 0は荷重伝達口ッド 9 4の周りの回転運動を除けば、 カム溝 9 6内を基準 線 3 3 4及び 3 3 8に対し傾斜し湾曲した S形の運動軌跡に沿ってのみ運動可能である。 図示の第八の実施例に於いて、 車輪 3 0 6がバウンドし、 入力ピストン 1 5 0が軸線 1 2 に沿って中間ロータ 1 5 2及びハウジング 1 6に対し相対的に上方へ直線運動すると、入力 ピス トン 1 5 0の直線運動は第一の伝達手段 5 4により軸線 1 2の周りの回転運動に変換 されて中間ロータ 1 5 2へ伝達される。 カム溝 3 6及び 9 6は上述の如く互いに逆向きの S 字形をなしているので、 中間ロータ 1 5 2の回転運動は第二の伝達手段 5 6により入力ビス トン 1 5 0の直線運動の方向とは逆方向の直線運動に変換されて出力ビス トン 1 5 4へ伝 達され、 これによりアツパスプリングシ一ト 1 8 0はハウジング 1 6に対し相対的に下方へ 変位する。
また車輪 3 0 6がバウンドし、入力ピス トン 1 5 0が軸線 1 2に沿って中間ロータ 1 5 2 及びハウジング 1 6に対し相対的に下方へ直線運動すると、 中間ロータ 1 5 2の回転運動の 方向及び出力ビス トン 1 5 4の直線運動の方向が車輪 3 0 6のバウンドの場合とは逆であ る点を除き同一の要領にて第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6による運動変換及 び伝達が行われ、 これによりアツパスプリングシ一ト 1 8 0はハウジング 1 6に対し相対的 に上方へ変位する。
従って車輪 3 0 6のバウンド時の各部材の運動方向を正の方向とすると、入力ビストン 1 5 0の直線運動量と中間ロータ 1 5 2の回転運動量との関係は図 3 2に示された関係にな り、 中間ロータ 1 5 2の回転運動量と出力ビストン 1 5 4の直線運動量との関係は図 3 3に 示された関係になるので、入力ピス トン 1 5 0の直線運動量と出力ビス トン 1 5 4の直線運 動量との関係は図 3 4に示された関係になり、車輪 3 0 6がバウンドする場合及びリバゥン ドする場合の何れの場合にも、入力ピス トン 1 5 0の直線運動量の増大につれて出力ビス ト ン 1 5 4の直線運動量の増大率が漸次増大する。
また車輪 3 0 6がバウンドする場合には、入力ピス トン 1 5 0が上方へ移動することによ りロアスプリングシ一ト 1 8 2も上方へ移動するが、 了ッパスプリングシ一ト 1 8 0はハウ ジング 1 6に対し相対的に下方へ移動し、 これによりアツパスプリングシート 1 8 0が下方 へ移動しない場合に比して圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量が増大する。 逆に車輪 3 0 6 がリバウンドする場合には、入力ピス トン 1 5 0が下方へ移動することによりロアスプリン グシ一ト 1 8 2も下方へ移動するが、 アツパスプリングシ一ト 1 8 0はハウジング 1 6に対 し相対的に上方へ移動し、 これによりアツパスプリンダシート 1 8 0が上方へ移動しない場 合に比して圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量の减少量が増大する。
従って車輪 3 0 6のストロークと圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量との関係は図 3 5 に示された関係になる。 即ち車輪 3 0 6がバウンドする場合には、 車輪 3 0 6の中立位置よ りのバウンドス トロ一クの増大につれて圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量が漸次大きく なると共に、 圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量の増大率も漸次大きくなる。 また車輪 3 0
6がリバウンドする場合には、車輪 3 0 6の中立位置よりのリバウンドストロ一クの増大に つれて圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量が漸次減少と共に、圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮 変形量の减少率も漸次大きくなる。
また図 3 5の第一象限と第三象限との比較より解る如く、車輪 3 0 6のバウンドストロー ク及びリバウンドストロ一クの終端領域を除く領域の範囲に於いては、 車輪 3 0 6のバウン ドストロークの増大に伴う圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量の増大率は車輪 3 0 6のリ バウンドストロークの増大に伴う圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量の減少率の大きさよ りも小さレ、。 これに対し車輪 3 0 6のバウンドズトロ一ク及びリバゥンドストロ一クの終端 領域の範囲に於いては、 車輪 3 0 6のバウンドストロークの増大に伴う圧縮コイルばね 1 8 4の圧縮変形量の増大率は車輪 3 0 6のリバウンドス トロ一クの増大に伴う圧縮コイルば ね 1 8 4の圧縮変形量の減少率の大きさよりも大きい。
かく して図示の第八の実施例によれば、所望の伝達特性に応じてカム溝 3 6及び 9 6の形 状を適宜に設定することにより、車輪 3 0 6のバウンドス トローク及びリバウンドストロ一 クの何れについてもそれらの全範囲に亘り所望の連続的な非線形の伝達特性にて入力ビス トン 1 5 0より出力ピス トン 1 5 4へ直線運動及び力を伝達することができ、 これによりサ スペンションのリンク機構の運動の制約を受けることなく所望のプログレッシブなばね特 性を達成することができる。
図 3 6は従来の一般的なダブルウイッシュボーン式のサスペンションを示しており、 図 3 1に示された部材に対応する部材には図 3 1に於いて付された符号と同一の符号が付され ている。 図 3 6に於いて、 サスペンションスプリング 3 4 0は車体 3 2 2に取り付けられた ァッパサポート 3 2 6に固定されたァッパシート 3 4 2とロアアーム 3 1 6に取り付けら れたロアサボ一ト 3 4 4に固定されたロアシート 3 4 6との間に弾装されている。
ロアアーム 3 1 6は車輪 3 0 6のバウンド、 リバゥンドに伴って内端の周りに上下方向へ 枢動するので、 ロアシ一ト 3 4 6もロアアーム 3 1 6の内端を中心とする円弧状の軌跡に沿 つて上下方向へ運動する。 そのため車輪 3 0 6のバウンドストローク及びリバウンドスト口 ークが増大するにつれて車輪 3 0 6のス トロークの增大量に対するサスペンションスプリ ング 3 4 0の弾性変形量の変化量の比が漸次減少し、 車輪 3 0 6のス トロークとホイ一ルレ
―ト （車輪 3 0 6の位置に作用するサスペンションスプリング 3 4 0のばね力のばね定数） との関係は、 図 3 7に於いて例えば破線にて示されている如き上向きに凸状の関係になる。 図示の実施例によれば、車輪 3 0 6のバウンドストロ一クの増大につれて圧縮コイルばね
1 8 4の弾性変形量の増大率が漸次増大し、 車輪 3 0 6のリバウンドス トロ一クの増大につ れて圧縮コイルばね 1 8 4の弾性変形量の減少率が漸次増大するので、 車輪 3 0 6のバウン ドス トローク及びリバゥンドス トロークの何れについても車輪 3 0 6のス トロークの増大 につれてホイ一ルレ一トを漸次大きくすることができ、 これにより車輪 4のストロークとホ ィ一ルレー卜との関係を図 3 7に於いて実線にて示されている如き下向きに凸状の関係に することができる。 従って従来の一般的なサスペンションの場合に比して、 通常の走行時に 於ける良好な乗り心地性を確保しつつ、 旋回時、 加減速時、 悪路走行時等に於ける車輪のバ ゥンド、 リバウンド量を低減して車体の姿勢変化を低減し車両の走行安定性を向上させるこ とができる。
また図示の第八の実施例によれば、 サスペンションストローク伝達装置 1 4 8はショック アブソ一バ内蔵型のサスペンションス トローク伝達装置であり、入力ビス トン 1 5 0はショ ックアブソ一バ 1 5 8のシリンダとして機能するようになつているので、 サスペンションス トロ一ク伝達装置がショックァブソーバを内蔵していない構造の場合に比して、 サスペンシ ョンストローク伝達装置及びショ ックアブソ一バの車両への搭載性を向上させることがで きる。
尚上述の第一乃至第八の実施例によれば、入力部材としての入力ビストン 1 4及び入力口 —タ 1 3 8、 中間部材としての中間ロータ 8 6及び中間ビス トン 1 4 0、 出力部材としての 出力ビス トン 9 0及び出力ロータ 1 4 2は軸線 1 2に整合して互いに嵌合し且つ軸線 1 2 に整合して相対運動するようになっているので、入力部材及び出力部材が互いに異なる軸線 に沿って直線運動する構造や入力部材若しぐは出力部材が中間部材に嵌合していない構造 の場合に比して、 運動変換伝達装置の軸線方向の長さを低減し、 運動変換伝達装置を確実に コンパク ト化することができる。
また上述の第一乃至第八の実施例によれば、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6 が設けられ、第一の伝達手段 5 4は入力ビス トン 1 4の軸線 1 2に沿う直線運動量に対する 中間ロータ 8 6の回転運動量の比を入力ピス トン 1 4の直線運動量の増大につれて漸次増 大させ、第二の伝達手段 5 6は中間ロータ 8 6の回転運動量に対する出力ビストン 9 0の軸 線 1 2に沿う直線運動量の比を中間ロータ 8 6の回転運動量の増大につれて漸次増大させ るようになつているので、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6の一方のみが運動伝 達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量の比を運動伝達元の部材の運動量 の増大につれて漸次増大させる構造の場合に比して、 カム溝の湾曲度合を低減することがで き、 これにより第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6による運動変換及び反力の伝達 を円滑に行わせることができる。
また上述の第一乃至第八の実施例によれば、第一の伝達手段 5 4の荷重伝達口ッド 3 0を 軸線 1 2に沿って案内するガイ ド溝 3 2又は 3 2 A、 3 2 Bが設けられると共に、 第二の伝 達手段 5 6の荷重伝達口ッ ド 9 0を軸線 1 2に沿って案内するガイ ド溝 3 2又は 3 2 Bが 設けられているので、 ガイ ド溝が設けられていない構造の場合に比して、 軸線 1 2の周りの 入力ビストン 1 4や出力ビストン 9 0の回転を確実に防止することができ、 これにより入力 ピス トン 1 4と出力ピス トン 9 0との間の直線運動及び力の伝達特性を確実に且つ正確に 所望の非線形の特性にすることができる。
また上述の第一乃至第八の実施例によれば、複数の可動部材及び反力発生部材は軸線 1 2 に整合して配設され、軸線 1 2に沿って又は軸線 1 2の周りに運動するようになっているの で、複数の可動部材ゃ反力発生部材がそれぞれ互いに異なる個別の軸線に整合して配設され た構造の場合に比して、 ストロ一クシミュレータ 1 0の構造を単純化することができると共 に、 運動や反力の伝達を最適に行わせることができる。
以上に於いては本発明を特定の実施例について詳細に説明したが、本発明は上述の実施例 に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施例が可能であることは当業 者にとって明らかであろう。
例えば上述の第一乃至第三の実施例に於いては、第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は軸線 1 2の周りの同一の位置にて軸線 1 2に沿って互いに隔置された位置し、 これに よりガイ ド溝 3 2は第一の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6に共通の溝であるが、第一 の伝達手段 5 4及び第二の伝達手段 5 6は軸線 1 2の周りの互いに異なる位置に設けられ てもよい。
また上述の第一乃至第六の実施例に於いては、第一の伝達手段 5 4が入力ビス トン 1 4の 軸線 1 2に沿う直線運動量に対する中間ロータ 8 6の回転運動量の比を入力ビス トン 1 4 の直線運動量の増大につれて漸次增大させ、第二の伝達手段 5 6が中間ロータ 8 6の回転運 動量に対する出力ビストン 9 0の軸線 1 2に沿う直線運動量の比を中間ロータ 8 6の回転 運動量の増大につれて漸次増大させるようになっているが、 第一の伝達手段 5 4及び第二の 伝達手段 5 6の一方のみが運動伝達元の部材の運動量に対する運動伝達先の部材の運動量 の比を運動伝達元の部材の運動量の増大につれて漸次増大させるよう修正されてもよい。 また上述の第三の実施例に於いては、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は軸線 1 2 に沿って常時互いに隔置された状態にあるが、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0は圧 縮コイルばね 9 2の径方向内側又は外側に上述の第四及び第五の実施例の如く軸線 1 2に 沿って相対直線運動可能に係合する部分を有していてもよい。
また上述の第四の実施例に於いては、入力ビストン 1 4及び出力ビストン 9 0はそれぞれ 扇形の断面形状を有する一対のアーム部 1 4 A及び 9 0 Aを有しているが、 アーム部 1 4 A 及び 9 O Aの断面形状は例えば半円形の如き任意の形状に設定されてよい。 同様に上述の第 八の実施例に於いては、入力ビス トン 1 4及び出力ビス トン 9 0はそれぞれ円形の断面形状 を有するリセス 1 4 B及び軸部 9 0 Bを有しているが、 リセス 1 4 B及び軸部 9 0 Bの断面 形状は任意の形状に設定されてよく、 リセス 1 4 B及び軸部 9 0 Bは軸線 1 2に沿って相対 直線運動可能に且つ軸線 1 2の周りに相対回転不能に互いに係合する平面部を備えていて もよい。
また第二のシリンダ室 2 4と第三のシリンダ室 1 0 6とを連通接続するオリフィス 1 1 0は上述の第二の実施例の出力ビストン 9 0にしか設けられていないが、 オリフィス 1 1 0 と同様のオリフィスが上述の第一、第三乃至第五の実施例の出力ビストン 9 0に設けられて もよい。
また上述の第一乃至第五の実施例に於いては、運動変換伝達装置はブレーキス トロ一クシ ミュレ一タ 1 0であり、 出力ビストン 9 0は圧縮コイルばね 9 2に押圧作用を及ぼすように なっているが、第一乃至第五の実施例の構造の運動変換伝達装置は出力ビス トン 9 0が任意 の他の部材に運動や力を伝達する任意の装置に適用されてよい。 また上述の第六の実施例に 於ける踏力伝達装置 1 1 4は上述の第一の実施例と同様の構造を有しているが、踏力伝達装 置は上述の第二、 第四、 第五の実施例と同様の構造を有していてもよい。
また上述の第七の実施例に於いては、入力ロータ 1 3 8の回転運動が同一方向の回転運動 として出力ロータ 1 4 2へ伝達されるようになっているが、 回転運動を直線運動に変換し、 直線運動を回転運動に変換して伝達する本発明による運動変換伝達装置は、例えば力ム溝 3 6及び 9 6の湾曲方向を互いに逆方向に設定することにより、回転方向を逆転して回転運動 を伝達するよう構成されてもよく、 また操舵運動の伝達以外の用途に適用されてもよい。 更に上述の第八の実施例のサスペンションス トローク伝達装置はショ ックアブソ一バ内 蔵型のサスペンションストローク伝達装置であるが、 ショックアブソ一バがサスペンション ス トロ一ク伝達装置とは独立のサスペンション部材であるよぅサスペンションス トローク 伝達装置が構成されてもょレ

Claims

請求の範囲
1 . 軸線に整合して互いに嵌合し且つ前記軸線に整合して相対運動する入力部材と中間部 材と出力部材とを有し、前記軸線に沿う直線運動及び前記軸線の周りの回転運動の一方を第 一の運動とし、 前記二種類の運動の他方を第二の運動として、 前記入力部材の前記第一の運 動を前記第二の運動に変換して前記中間部材に伝達する第一の伝達手段と、前記中間部材の 前記第二の運動を前記第一の運動に変換して前記出力部材に伝達する第二の伝達手段とを 有し、前記第一及び第二の伝達手段の少なくとも一方は運動伝達元の部材の運動量に対する 運動伝達先の部材の運動量の比を前記運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形 に変化させることを特徴とする運動変換伝達装置。
2 . 前記第一の伝達手段は前記入力部材の前記軸線に沿う直線運動を前記軸線の周りの回 転運動に変換して前記中間部材に伝達し、前記第二の伝達手段は前記中間部材の前記軸線の 周りの回転運動を前記軸線に沿う直線運動に変換して前記出力部材に伝達することを特徴 とする請求項 1に記載の運動変換伝達装置。
3 . 前記第一の伝達手段は前記入力部材の前記軸線の周りの回転運動を前記軸線に沿う直 線運動に変換して前記中間部材に伝達し、前記第二の伝達手段は前記中間部材の前記軸線に 沿う直線運動を前記軸線の周りの回転運動に変換して前記出力部材に伝達することを特徴 とする請求項 1に記載の運動変換伝達装置。
4 . 前記第一の伝達手段は前記入力部材の運動量に対する前記中間部材の運動量の比を前 記入力部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させるよう構成されており、前記第二の 伝達手段は前記中間部材の運動量に対する前記出力部材の運動量の比を前記中間部材の運 動量に応じて連続的に非線形に変化させるよう構成されていることを特徴とする請求項 1 乃至 3の何れかに記載の運動変換伝達装置。
5 . 前記中間部材の運動量に対する前記出力部材の運動量の比は前記入力部材の運動量に 対する前記中間部材の運動量の比よりも大きいことを特徴とする請求項 1乃至 4の何れか に記載の運動変換伝達装置。
6 . 前記第一及び第二の伝達手段は運動伝達元の部材に設けられたカムと、 運動伝達先の 部材に設けられ前記力ムに係合するカムフォロアとを有し、前記力ムフォロアが前記力ムに 従動することにより前記運動伝達元の部材の運動量に対する前記運動伝達先の部材の運動 量の比を前記運動伝達元の部材の運動量に応じて連続的に非線形に変化させることを特徴 とする請求項 1乃至 5の何れかに記載の運動変換伝達装置。
7 . 前記カム及び前記カムフォロアの一方はカム溝であり、 前記カム及び前記カムフォロ ァの他方は前記力ム溝に係合し前記カム溝に沿って移動する力ム溝係合部材であり、前記第 一及び第二の伝達手段の少なく とも一方の前記カム溝は前記軸線の周りの周方向に対し傾 斜して延在し且つ周方向に対する傾斜角が連続的に漸次変化するよう湾曲していることを 特徴とする請求項 6に記載の運動変換伝達装置。
8 . 前記第一及び第二の伝達手段の前記力ム溝は前記入力部材の運動量が 0であるときに 前記カム溝係合部材が前記カム溝に係合する位置に於いて周方向に対し同一の傾斜角を有 することを特徴とする請求項 7に記載の運動変換伝達装置。
9 . 前記運動変換伝達装置は前記入力部材、 前記中間部材、 前記出力部材を収容するハウ ジングを有し、前記中間部材は前記軸線の周りに前記入力部材及び前記出力部材を囲繞する 状態にてこれらに嵌合し且つ前記入力部材及び前記出力部材を前記軸線に沿って直線運動 可能に支持しており、前記ハウジングは前記軸線の周りに前記中間部材を囲繞する状態にて これに嵌合し且つ前記中間部材を前記軸線の周りに回転可能に支持しており、前記第一及び 第二の伝達手段の前記カム溝は前記中間部材に設けられ、前記第一及び第二の伝達手段の前 記カム溝係合部材はそれぞれ前記入力部材及び前記出力部材に設けられ、前記ハウジングは 前記軸線に沿って延在するガイ ド溝を有し、前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝係合 部材はそれぞれ前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝を貫通して径方向に延在し且つ 前記ガイ ド溝に沿って移動可能に前記ガイ ド溝に係合していることを特徴とする請求項 2 又は 4乃至 8の何れかに記載の運動変換伝達装置。
1 0 . 前記第一及び第二の伝達手段は前記出力部材を前記軸線に沿って前記入力部材と同 一の方向へ直線運動させるよう構成されていることを特徴とする請求項 2又は 4乃至 9の 何れかに記載の運動変換伝達装置。
1 1 . 前記入力部材及び前記出力部材は前記入力部材の運動量が 0であるときには互いに 当接することを特徴とする請求項 1 0に記載の運動変換伝達装置。
1 2 . 前記入力部材及び前記出力部材は前記軸線の周りの同一の周方向位置にて前記軸線 に沿って互いに隔置されており、前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝係合部材はそれ らに共通のガイ ド溝に係合していることを特徴とする請求項 9.乃至 1 1の何れかに記載の 運動変換伝達装置。
1 3 . 前記入力部材及ぴ前記出力部材は前記軸線に沿って互いに係合する部分を有し、 前 記第一及び第二の伝達手段は前記互いに係合する部分に設けられ且つ前記軸線の周りの周 方向に互いに隔置されていることを特徴とする請求項 2又は 4乃至 1 2の何れかに記載の 運動変換伝達装置。
1 4 . 前記入力部材及び前記出力部材はそれぞれ前記軸線に沿って他方の部材へ向けて延 在する一対のアーム部を有し、前記入力部材の一対のアーム部及び前記出力部材の一対のァ 一ム部は前記軸線の周りの周方向に見て交互に配設され、前記入力部材及び前記出力部材の 前記軸線に沿う相対直線運動を許容しつつ前記軸線の周りの相対回転運動を阻止すること を特徴とする請求項 1 3に記載の運動変換伝達装置。
1 5 . 前記入力部材及び前記出力部材は同一の形状を有し、 前記軸線に沿って互いに他に 対し逆向きに配設されていることを特徴とする請求項 1 4に記載の運動変換伝達装置。
1 6 . 前記入力部材及び前記出力部材は同一の形状を有し、 前記軸線に沿って互いに他に 対し逆向きに配設されていることを特徴とする請求項 1 4に記載の運動変換伝達装置。
1 7 . 前記第一及び第二の伝達手段は前記出力部材を前記軸線に沿って前記入力部材とは 逆の方向へ直線運動させるよう構成されていることを特徴とする請求項 2又は 4乃至 9の 何れかに記載の運動変換伝達装置。
1 8 . 前記出力部材は他の部材と共働して前記軸線に沿う両側に液体にて充填された容積 可変の二つのシリンダ室を郭定しており、前記出力部材は前記二つのシリンダ室を連通接続 するオリフィスを有し、前記出力部材の直線運動に伴って前記液体が一方のシリンダ室より 前記オリフィスを経て他方のシリンダ室へ流動することを特徴とする請求項 2又は 4乃至 1 7の何れかに記載の運動変換伝達装置。
1 9 . 前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝の前記軸線に沿う方向の延在範囲は前記 軸線の周りの周方向に見て少なく とも部分的に互いにオーバラップしていることを特徴と する請求項 7乃至 1 8の何れかに記載の運動変換伝達装置。
2 0 . 前記運動変換伝達装置は前記入力部材、 前記中間部材、 前記出力部材を収容するハ ウジングを有し、 前記入力部材及び前記出力部材は前記軸線の周りに前記中間部材を囲繞す る状態にてこれらに嵌合し且つ前記中間部材を前記軸線に沿って直線運動可能に支持して おり、前記ハウジングは前記軸線の周りに前記入力部材及び前記出力部材を囲繞する状態に てこれに嵌合し且つ前記入力部材及び前記出力部材を前記軸線の周りに回転可能に支持し ており、前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝は前記入力部材及び前記出力部材に設け られ、 前記第一及び第二の伝達手段の前記カム溝係合部材は前記中間部材に設けられ、 前記 ハウジングは前記軸線に沿って延在するガイ ド溝を有し、前記第一及び第二の伝達手段の前 記力ム溝係合部材はそれぞれ前記第一及び第二の伝達手段の前記力ム溝を貫通して径方向 に延在し且つ前記ガイ ド溝に沿って移動可能に前記ガイ ド溝に係合していることを特徴と する請求項 3に記載の運動変換伝達装置。
2 1 . 前記カム溝係合部材は対応する部材に固定され径方向に延在する軸部材と、 前記軸 部材に回転可能に支持され前記カム溝の壁面に転動可能に係合するカムローラとを有する ことを特徴とする請求項 7乃至 2 0の何れかに記載の運動変換伝達装置。
2 2 . 前記カム溝係合部材は前記軸部材に回転可能に支持され前記入力部材の直線運動の 方向に沿って延在するガイ ド溝の壁面に転動可能に係合するガイ ドロ一ラを有することを 特徴とする請求項 2 1に記載の運動変換伝達装置。
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