WO2010103907A1 - 摩擦伝動装置 - Google Patents

摩擦伝動装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2010103907A1
WO2010103907A1 PCT/JP2010/052636 JP2010052636W WO2010103907A1 WO 2010103907 A1 WO2010103907 A1 WO 2010103907A1 JP 2010052636 W JP2010052636 W JP 2010052636W WO 2010103907 A1 WO2010103907 A1 WO 2010103907A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
roller
housing
support plate
radial
rollers
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/052636
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
勝義 小川
Original Assignee
日産自動車株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 日産自動車株式会社 filed Critical 日産自動車株式会社
Priority to CN201080010922.0A priority Critical patent/CN102341619B/zh
Priority to US13/148,540 priority patent/US8944955B2/en
Priority to EP10750661.0A priority patent/EP2405158B1/en
Publication of WO2010103907A1 publication Critical patent/WO2010103907A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/02—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members without members having orbital motion
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B60K17/348—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having differential means for driving one set of wheels, e.g. the front, at one speed and the other set, e.g. the rear, at a different speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/10—Means for influencing the pressure between the members

Definitions

  • the present invention relates to a proposal for improvement of a friction transmission device useful as a driving force distribution device such as a transfer for a four-wheel drive vehicle.
  • Patent Document 1 the one described in Patent Document 1 is known as a friction transmission device.
  • the friction transmission device described in this document performs power transmission with a torque capacity corresponding to the radial pressing contact state between the rollers by indirect radial pressing contact between the first roller and the second roller.
  • both rollers are supported by a common support plate and housed in the housing, whereby the reaction force generated by the above-described radial pressing contact between the rollers is received by the support plate, and this reaction force is received.
  • a device has also been proposed to prevent the battery from reaching the housing. JP 2002-349653 A
  • the rotation axis of the second roller approaches the rotation axis of the first roller, and the rotation axis of the second roller accordingly transfers the rotational power to and from the second roller.
  • Increase the amount of offset from the center This large amount of offset acts to increase the radial relative displacement amount that the universal joint between the second roller and the power delivery shaft should absorb, thereby deteriorating the durability of the transmission system including the universal joint.
  • the increase in the extension amount of the rotation support plate functions to reduce the increase in the offset amount between the second roller rotation axis and the power transfer axis when the inter-roller transmission torque capacity is increased.
  • the universal joint between the power delivery shafts reduces the offset amount (radial relative displacement amount) to be absorbed, thereby contributing to improving the durability of the transmission system including the second roller and the power delivery shaft.
  • Patent Document 1 Conventionly, including Patent Document 1, there is no mention of how to arrange the rotation support plate with respect to the housing. In this way, when the rotation support plate is attached to the housing at a location between the first roller and the second roller based on common sense without any ingenuity in the arrangement procedure of the rotation support plate with respect to the housing, As explained, the above-mentioned function of improving the durability of the transmission system by reducing the increase in the offset amount between the second roller rotation axis and the power transfer shaft center when the transmission torque capacity between the rollers is increased is fully enjoyed. There is still room for improvement in this regard.
  • the above-described thrust force in the direction of separation between the first roller and the second roller causes the rotation support plate to move to the first roller.
  • the rotation support plate is extended in the direction of the second roller and the rotation support plate is extended in the direction of the second roller, and the extension amount of the rotation support plate is divided into the first roller side and the second roller side.
  • the present invention is configured to reduce the increase in the amount of offset between the second roller rotation axis and the power delivery shaft center and to maximize the above-described function of improving the durability of the transmission system.
  • the purpose is to propose a friction transmission device.
  • a friction transmission device including a housing and a unit having a first roller, a second roller, and a rotation support plate housed in the housing, wherein the first roller and the first roller
  • the two rollers perform friction transmission by radial pressing contact, and change the state of the radial pressing contact between these rollers by the radial relative displacement of the second roller with respect to the first roller.
  • the support plate is common to the first roller and the second roller, and receives the reaction force generated by the radial pressing contact between the rollers, and restrains the rotation axis of the first roller in the radial direction.
  • a unit having the first roller, the second roller, and the rotation support plate is supported in the housing by pivotally supporting the first roller with respect to the housing. It is a friction transmission.
  • FIG. 1 is a schematic plan view showing a power train of a four-wheel drive vehicle having a friction transmission device according to a first embodiment of the present invention as a driving force distribution device and including the driving force distribution device as viewed from above the vehicle.
  • FIG. 2 is a longitudinal side view of the driving force distribution device in FIG.
  • FIG. 2 shows a bearing support used in the driving force distribution device of FIG. 2, wherein (a) is a front view thereof and (b) is a longitudinal side view thereof.
  • FIG. 3 is a longitudinal front view of a crankshaft used in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 5 is a longitudinal side view of a driving force distribution device similar to FIG. 2, showing a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 shows a bearing support used in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 5 is a front view thereof and (b) is a longitudinal side view thereof.
  • FIG. 3 is a longitudinal side view similar to FIG. 2, showing the driving force distribution device when the bearing support in the driving force distribution device of FIG. 2 is attached to the housing at an intermediate position in the vertical direction based on common sense.
  • FIG. 8 is an explanatory view showing the extension state of the bearing support when the second roller is brought close to the first roller from the bottom dead center position to the top dead center position in the driving force distribution device of FIG. An explanatory view when the roller is at the bottom dead center position, (b) is an explanatory view when the second roller is at the top dead center position.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a state before the bearing support swings, showing a swinging state of the bearing support around the first roller rotation axis in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a state in which the bearing support is swung, showing a swinging state of the bearing support around the first roller rotation axis in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a state in which the bearing support is swung, showing a swinging state of the bearing support around the first roller rotation axis in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing a state before the bearing support swings, showing a swinging state of the bearing support around the first roller rotation axis in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 3 is an explanatory view showing a state in which the bearing support is swung, showing a swinging state of the bearing support around the first roller rotation axis in the driving force distribution device of FIG.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing a deformed state of the input shaft in the first embodiment of FIGS. 1 to 4, showing a deformed state of the input shaft due to the radial pressing force between the rollers.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a deformed state of the input shaft in the second embodiment of FIGS.
  • FIG. 6 is an explanatory view showing the extension state of the bearing support when the second roller is brought close to the first roller from the bottom dead center position to the top dead center position in the driving force distribution device of FIG.
  • the first roller is supported by the first roller, the second roller by rotatably supporting the first roller with respect to the housing in a state in which the rotation axis is constrained in the radial direction. Since the unit consisting of the roller and the rotation support plate is supported on the housing, the extension amount of the rotation support plate due to the mutually extending thrust force between these rollers due to the radial pressing contact between the first roller and the second roller Are all the extension amount of the rotation support plate in the second roller direction, and the extension amount of the rotation support plate can be concentrated in the second roller direction without being divided into the first roller side and the second roller side.
  • an increase in the offset amount between the second roller rotation axis and the power delivery shaft related to the second roller is increased when the radial pressure between the rollers is increased by bringing the second roller closer to the first roller.
  • the offset amount (radial relative displacement amount) to be absorbed by the universal joint between the second roller and the power delivery shaft can be sufficiently reduced by the extension amount of the rotation support plate concentrated in the second roller direction. ),
  • the durability of the transmission system including the second roller and the power transfer shaft can be improved.
  • FIG. 1 shows the configuration of a friction transmission device according to a first embodiment of the present invention as a driving force distribution device 1, and shows a power train of a four-wheel drive vehicle provided with the driving force distribution device 1 as viewed from above the vehicle. It is a schematic plan view.
  • the four-wheel drive vehicle in FIG. 1 is a base vehicle based on a rear-wheel drive vehicle in which rotation from the engine 2 is changed by the transmission 3 and then transmitted to the left and right rear wheels 6L and 6R via the rear propeller shaft 4 and the rear final drive unit 5.
  • a part of the torque to the left and right rear wheels (main drive wheels) 6L, 6R is transferred from the drive force distribution device 1 to the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R via the front propeller shaft 7 and the front final drive unit 8.
  • the vehicle can be driven by four wheels.
  • the driving force distribution device 1 distributes and outputs a part of the torque to the left and right rear wheels (main driving wheels) 6L and 6R to the left and right front wheels (secondary driving wheels) 9L and 9R.
  • Main driving wheels 6L, 6R and left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L, 9R determine torque distribution.
  • the driving force distribution device 1 is configured as shown in FIG. .
  • reference numeral 11 denotes a housing, and an input shaft 12 and an output shaft 13 are arranged parallel to each other in the housing 11 and horizontally mounted.
  • the input shaft 12 is rotatably supported around the axis O1 with respect to the housing 11 by ball bearings 14 and 15 at both ends thereof.
  • the input shaft 12 is also supported rotatably on bearing supports 23 and 25 via roller bearings 18 and 19.
  • the bearing supports 23 and 25 are respectively provided with openings 23a and 25a for fitting the roller bearings 18 and 19 as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
  • These bearing supports 23 and 25 are rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13, respectively, and are arranged in the housing 11 in contact with the corresponding inner side surfaces 11b and 11c of the housing 11 as shown in FIG. The housing inner surfaces 11b and 11c are not fixed.
  • Both ends of the input shaft 12 protrude from the housing 11 under liquid-tight sealing by seal rings 27 and 28, respectively, and the left end of the input shaft 12 in the figure is coupled to the output shaft of the transmission 3 (see FIG. 1).
  • the middle right end is coupled to the rear final drive unit 5 via the rear propeller shaft 4 (see FIG. 1).
  • the first roller 31 In the middle of the input shaft 12 in the axial direction, the first roller 31 is concentrically and integrally formed. In the middle of the output shaft 13 in the axial direction, the second roller 32 is concentrically and integrally formed. The first roller 31 and the second roller 32 are arranged in a common axis perpendicular plane.
  • the output shaft 13 is indirectly rotatably supported with respect to the housing 11 by the following configuration. That is, the crankshafts 51L and 51R that are hollow on the both ends of the output shaft 13 are loosely fitted on both ends of the second shaft 32 integrally formed in the middle of the output shaft 13 in the axial direction.
  • the output shaft 13 is connected to the crankshaft 51L, by interposing bearings 52L, 52R at loose fitting portions between the center holes 51La, 51Ra (radius is shown by Ri) of the crankshafts 51L, 51R and both ends of the output shaft 13.
  • the center holes 51La and 51Ra of the 51R are supported so that they can freely rotate around the central axis O2.
  • crankshafts 51L and 51R have outer peripheral portions 51Lb and 51Rb (radius indicated by Ro) that are eccentric with respect to the center holes 51La and 51Ra (center axis O2), and these eccentric outer peripheral portions 51Lb , 51Rb is offset from the axis O2 (rotation axis of the second rotor 32) of the center holes 51La, 51Ra by the eccentricity ⁇ between them.
  • the eccentric outer peripheral portions 51Lb and 51Rb of the crankshafts 51L and 51R are rotatably supported in bearing support 23 and 25 on the corresponding side via bearings 53L and 53R, respectively.
  • the bearing supports 23 and 25 are provided with openings 23b and 25b for fitting the bearings 53L and 53R, respectively, as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b).
  • the bearing supports 23 and 25 are the rotation support plates common to the input / output shafts 12 and 13 as described above, but these input / output shafts 12 and 13 integrally have the first roller 31 and the second roller 32, respectively. It is also a rotation support plate common to the first roller 31 and the second roller 32. As shown in FIGS. 2 and 3, the bearing supports 23 and 25 do not contact the inner wall 11a of the housing 11 on the side far from the output shaft 13 across the input shaft 12, and as shown in FIG. The size is set so as not to contact the inner wall 11d of the housing 11 on the side far from the input shaft 12 across the output shaft 13.
  • the bearing supports 23, 25 are further provided with projections 23c, 25c and 23d, 25d for preventing the input shaft 12 (first roller 31) from swinging around the axis O1, and these projections 23c 25c and 23d, 25d are brought into contact with the bottom surfaces of the guide grooves 11g, 11h provided in the corresponding housing inner side surfaces 11e, 11f.
  • the guide grooves 11g and 11h are elongated in the tangential direction of the openings 23b and 25b, so that the displacement of the protrusions 23c and 25c in the same direction is not restricted.
  • crankshafts 51L and 51R rotatably supported on the bearing supports 23 and 25 as described above are thrust bearings 54L and 54R, respectively, between the bearing supports 23 and 25 together with the second roller 32 as shown in FIG. Position in the axial direction.
  • ring gears 51Lc and 51Rc of the same specification are provided integrally with the eccentric outer peripheral portions 51Lb and 51Rb at the adjacent ends of the crankshafts 51L and 51R facing each other.
  • the common crankshaft drive pinion 55 is engaged.
  • the crankshaft drive pinion 55 is engaged with the ring gears 51Lc and 51Rc in a state where the crankshafts 51L and 51R are in a rotational position where the eccentric outer peripheral portions 51Lb and 51Rb are aligned with each other in the circumferential direction.
  • crankshaft drive pinion 55 is coupled to the pinion shaft 56, and both ends of the pinion shaft 56 are rotatably supported on the housing 11 by bearings 56a and 56b.
  • the right end of the pinion shaft 56 on the right side of FIG. 2 is exposed to the outside of the housing 11, and an output shaft 45a of a roller pressing force control motor 45 attached to the housing 11 is provided on the exposed end surface of the pinion shaft 56.
  • Drive coupled by serration fitting.
  • the rotational axis O2 of the output shaft 13 and the second roller 32 is indicated by a broken line in FIG. It turns along the locus circle ⁇ .
  • the rotation of the rotation axis O2 changes the distance L1 between the roller axes of the first roller 31 and the second roller 32 (see FIG. 2), and the radial pressing force of the second roller 32 against the first roller 31 (roller between rollers)
  • the transmission torque capacity can be arbitrarily controlled between 0 and the maximum value.
  • crankshaft 51L and the output shaft 13 protrude from the housing 11 on the left side of FIG. 2, respectively, and a seal ring 57 is interposed between the housing 11 and the crankshaft 51L at the protruding portion, and a seal is provided between the crankshaft 51L and the output shaft 13.
  • the ring 58 is interposed, and the seal rings 57 and 58 are used to liquid-tightly seal the crankshaft 51L protruding from the housing 11 and the protruding portion of the output shaft 13, respectively.
  • the output shaft 13 can continue to be satisfactorily sealed at the location where the output shaft 13 protrudes from the housing 11 even though the rotation axis O2 of the output shaft 13 and the rotation of the second roller 32 is displaced. it can.
  • the driving force distribution device 1 controls the rotational position of the crankshafts 51L and 51R via the pinion 55 and the ring gears 51Lc and 51Rc by the inter-roller pressing force control motor 45, and sets the distance L1 between the roller axes to the first.
  • the roller 31 and the second roller 32 have a radius smaller than the sum of the radii, the rollers 31 and 32 have an inter-roller transmission torque capacity according to the radial mutual pressing force. Part of the torque applied to the wheels 6L and 6R (main drive wheels) can be directed from the first roller 31 to the output shaft 13 via the second roller 32.
  • the vehicle is capable of four-wheel drive running by driving all of the left and right rear wheels 6L and 6R (main drive wheels) and the left and right front wheels (secondary drive wheels) 9L and 9R.
  • the bearing supports 23 and 25 are arranged at the center between the input and output shafts 12 and 13 with bolts 61 and 62, etc.
  • the amount of offset between the output shaft 13 and the second roller 32 (its rotation axis O2) and the front propeller shaft 7 when attached to 11b and 11c will be described below.
  • the increase in the extension amount of the bearing supports 23 and 25 reduces the increase in the offset amount between the rotation axis O2 of the second roller 32 and the front propeller shaft 7 when the transmission torque capacity between the rollers is increased as described above.
  • the bearing supports 23 and 25 are attached to the housing inner side surfaces 11b and 11c with bolts 61 and 62, as shown in FIG. 7, the mutual separation direction between the first roller 31 and the second roller 32
  • the tension force is, on the one hand, extending the bearing supports 23, 25 in the direction of the first roller indicated by the arrow ⁇ 1 in FIG. 8 (b), and displacing the rotation axis O1 of the first roller 31 by ⁇ 1 in the same direction.
  • the bearing supports 23 and 25 are extended in the direction of the second roller indicated by the arrow ⁇ 1 in FIG. 8 (b), and the turning center O3 of the second roller 32 is displaced by ⁇ 1 in the same direction. Is divided into a first roller side and a second roller side.
  • the extension of the bearing supports 23 and 25 is effectively used to reduce the increase in the offset amount between the rotation axis O2 of the second roller 32 and the front propeller shaft 7, and the second rollers 32 and the above-mentioned function of improving the durability of the transmission system related to the front propeller shaft 7 can be enjoyed only about half.
  • the first roller 31 including the input shaft 12, the second roller 32 including the output shaft 13, and these A unit composed of bearing supports 23 and 25, which are rotation support plates common to each other, is used as a preliminary assembly, and the input shaft 12 is restrained in the radial direction by bearings 14 and 15 so as to be rotatably supported by the housing 11.
  • a unit comprising a roller 31 (input shaft 12), a second roller 32 (output shaft 13), and bearing supports 23 and 25 common to these rollers (preliminary assembly in this embodiment) is supported in the housing 11. Therefore, the following effects can be obtained.
  • the rotational axis O1 of the first roller 31 theoretically does not displace in the direction away from the second roller 32 with respect to the housing 11 due to the extension of the bearing supports 23 and 25. Therefore, only the turning center O3 of the second roller 32 can be displaced in the direction away from the first roller 31 with respect to the housing 11 when the bearing supports 23 and 25 are extended. For this reason, the bearing supports 23 and 25 are not expanded in the direction of the first roller due to the mutually separating direction thrust force caused by the radial pressing contact between the first roller 31 and the second roller 32.
  • the extension amount of the supports 23 and 25 is not divided into two parts, the first roller side and the second roller side.
  • the increase in the extension amount of the bearing supports 23 and 25 reduces the increase in the offset amount between the rotation axis O2 of the second roller 32 and the front propeller shaft 7, and the output shaft 13 and the front propeller shaft 7 are increased. By suppressing the amount of radial relative displacement to be absorbed by the universal joint, it functions to improve the durability of the transmission system including the universal joint.
  • the rotation axis O1 of the first roller 31 causes a displacement ⁇ 2 due to bending deformation of the input shaft 12, which will be described later, but theoretically from the second roller 32 also by the extension of the bearing supports 23, 25. Only the turning center O3 of the second roller 32 can be displaced away from the first roller 31 with respect to the housing 11 when the bearing supports 23 and 25 are extended without being displaced away. For this reason, the bearing supports 23 and 25 are not expanded in the first roller direction even by the mutual separating direction thrust between the rollers due to the radial pressing contact between the first roller 31 and the second roller 32.
  • (b) is extended only in the direction of the second roller indicated by the arrow ⁇ 2, and the extension amount of the bearing supports 23 and 25 is not divided into the first roller side and the second roller side.
  • the extension amount of the bearing supports 23 and 25 can be concentrated on the second roller side.
  • the second roller 32 approaches the first roller 31 and the radial pressing force between the rollers (the transmission torque capacity between the rollers) increases, the center of rotation of the second roller due to the extension of the bearing supports 23 and 25
  • the corresponding direction displacement amount ⁇ 2 of O3 is larger than the conventional ⁇ 1 of FIG. 8B, and the variation amount ⁇ 2 of the second roller rotation axis O2 when the transfer torque capacity between the rollers increases.
  • the amount of extension of the bearing supports 23 and 25 concentrated on the second roller side can be made sufficiently small. Therefore, the function of reducing the increase in the offset amount between the rotation axis O2 of the second roller 32 and the front propeller shaft 7 and improving the durability of the transmission system between the second roller 32 and the front propeller shaft 7 is described above. Can enjoy the maximum.
  • the bearing supports 23, 25 are provided with projections 23c, 25c and 23d, 25d, and these projections 23c, 25c and 23d, 25d are connected to the guide grooves 11g of the housing inner side surfaces 11e, 11f, Since the bearing supports 23 and 25 do not swing around the axis O1 of the input shaft 12 (first roller 31) by being brought into contact with the bottom surface of 11h, the following operational effects can also be achieved.
  • the swing of the bearing supports 23, 25 is large, and the fluctuation amount of the rotation axis O2 of the second roller 32 is this.
  • the amount of fluctuation caused by the oscillation is added to increase as shown in FIG. 10B.
  • the fluctuation amount of the second roller rotation axis O2 is related to the offset amount between the second roller rotation axis O2 and the front propeller shaft 7, and is the offset amount between the second roller rotation axis O2 and the front propeller shaft 7.
  • the bearing supports 23 and 25 are provided with projections 23c, 25c and 23d, 25d, and the bearing supports 23, 25 swing around the axis O1 of the input shaft 12 (first roller 31). If not, the second roller 32 pivots around the eccentric axis O3 from a position away from the first roller 31 as shown in FIG. 11A to a position in contact with the first roller 31 as shown in FIG. 11B. As a result, even if the bearing supports 23 and 25 receive a rotational moment around the first roller axis O1, the bearing supports 23 and 25 are swung around the first roller axis O1 as is apparent from FIG. 11B. There is nothing.
  • the fluctuation amount of the rotation axis O2 of the second roller 32 is not added with the fluctuation amount accompanying the swing of the bearing supports 23 and 25, and the fluctuation amount of the second roller rotation axis O2 is reduced as shown in FIG. 11B. can do.
  • the fluctuation amount of the second roller rotation axis O2 is related to the offset amount between the second roller rotation axis O2 and the front propeller shaft 7, and is the offset amount between the second roller rotation axis O2 and the front propeller shaft 7. Can be reduced.
  • the bearing supports 23, 25 are provided with projections 23c, 25c and 23d, 25d, and the bearing supports 23, 25 are connected to the axis O1 of the input shaft 12 (first roller 31).
  • the above-described operation and effect can be achieved with a simple and inexpensive configuration, since it is merely prevented from swinging around.
  • the projections 23c, 25c and 23d, 25d are slidable in the vertical direction of the same figure in the guide grooves 11g, 11h of the corresponding housing inner side surfaces 11e, 11f as shown in FIG. 3, the projections 23c, 25c and 23d 25d does not prevent the large extension ⁇ 2 in the second roller direction of the bearing supports 23 and 25 described above with reference to FIG. 9, and the effects of the present embodiment described with reference to FIG. 9 can be reliably achieved.
  • ⁇ Second embodiment> 5 and 6 show a second embodiment of the present invention.
  • the first embodiment of FIGS. 1 to 4 generates the radial displacement of the first roller 31 due to the bending deformation of the input shaft 12 indicated by ⁇ 2 in FIG. Since the operational effects of the first embodiment are slightly inhibited, countermeasures against this are taken.
  • the radial displacement ⁇ 2 of the first roller 31 due to the bending deformation of the input shaft 12 generated in the first embodiment will be described below with reference to FIG. 12A.
  • the radial pressing force between the first roller 31 and the second roller 32 acts on the input shaft 12 via the first roller 31, and the input shaft 12 is bent and deformed between the bearings 14 and 15 which are bearing portions to the housing 11. Try to let them.
  • the bearing supports 23 and 25 have a gap with the inner wall 11a of the housing 11, and can move in the direction indicated by the arrows A1 and A2 toward the inner wall 11a of the housing.
  • the directional pressing force cannot resist the bending of the input shaft 12 between the bearings 14 and 15 as described above. Therefore, the input shaft 12 is bent and deformed as shown in FIG. 12A, and the first roller 31 is displaced in the radial direction toward the housing inner wall 11a by ⁇ 2 due to the bending deformation.
  • the radial displacement ⁇ 2 of the first roller 31 is reduced as much as the displacement amount ⁇ 2 of the second roller turning center O3 and the variation amount ⁇ 2 of the second roller rotation axis O2 in FIG.
  • the effect of the first embodiment described above is slightly inhibited.
  • the driving force distribution device 1 basically has the same configuration as that of the first embodiment of FIGS. 1 to 4, but faces the housing inner wall 11a. Protrusions 23e and 25e that contact the inner wall 11a of the housing are provided at the ends of the bearing supports 23 and 25.
  • the protrusions 23e and 25e are prevented from moving in the directions of arrows A1 and A2 in FIG. Is prevented from bending between the bearings 14 and 15. Therefore, the input shaft 12 is maintained in a straight state with almost no bending deformation as shown in FIG. 12B even by the radial pressure between the rollers, and the radial displacement of the first roller 31 as shown by ⁇ 2 in FIG. 12A Does not cause.
  • the second roller 32 is shown in FIGS. 13 (a) and (b) under the same conditions as in FIGS.
  • the radial displacement ⁇ 2 of the first roller 31 is substantially 0, in FIG. 13B, the displacement amount ⁇ 3 of the second roller turning center O3 can be made larger than ⁇ 2 in FIG.
  • the variation amount ⁇ 3 of the second roller rotation axis O2 can be made smaller than ⁇ 2 in FIG. 9 (b).
  • the above-described operational effects of the first embodiment can be made more remarkable.
  • the protrusions 23e and 25e in this embodiment cause the bearing supports 23 and 25 to extend in the second roller direction when the radial pressing force between the rollers (transfer torque capacity between the rollers) increases due to the contact with the inner wall 11a of the housing.
  • the second roller 32 is rotatable by the eccentric holes 52La and 52Ra of the crankshafts 52L and 52R that are rotatably supported around the eccentric axis O3.
  • the crankshafts 52L and 52R are rotated to rotate the second roller 32 from the non-transmission position that is not in contact with the first roller 31 to the transmission position that is in pressure contact with the first roller 31.
  • the second roller 32 is rotatably supported on the eccentric shaft portion of the crankshaft that is rotatably supported around the eccentric axis O3, and the crankshaft is swung.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transportation (AREA)
  • Friction Gearing (AREA)
  • Arrangement And Driving Of Transmission Devices (AREA)

Abstract

　摩擦伝動装置は、ハウジングと、該ハウジング内に収納された第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを備え、前記第1ローラおよび第2ローラは、径方向押圧接触により摩擦伝動を行い、第1ローラに対する第2ローラの径方向相対変位によりこれらローラ間の前記径方向押圧接触の状態を変更可能にするものであって、前記回転支持板は、第1ローラおよび第2ローラで共通であり、該ローラ間径方向押圧接触により発生する反力を受け止めるものであって、前記第1ローラの回転軸線を径方向に拘束して該第1ローラを前記ハウジングに対し回転自在に軸支することにより、前記ユニットを前記ハウジング内に支持する。

Description

摩擦伝動装置
　本発明は、四輪駆動車両用トランスファー等の駆動力配分装置として有用な摩擦伝動装置の改良提案に関するものである。
　摩擦伝動装置としては従来、例えば特許文献1に記載のようなものが知られている。この文献に記載の摩擦伝動装置は、第1ローラおよび第2ローラの間接的な径方向押圧接触により、当該ローラ間径方向押圧接触状態に応じたトルク容量で動力伝達を行うものである。
　特許文献1には更に、両ローラを共通な支持板により支持してハウジング内に収納し、これにより、上記のローラ間径方向押圧接触により発生する反力を当該支持板で受け止め、この反力がハウジングに達することのないようにする工夫も提案されている。
特開２００２－３４９６５３号公報
　この種摩擦伝動装置において、伝達トルク容量を可変にするためには、ローラ間径方向押圧力を変更できるようにする必要がある。この場合、第1ローラおよび第2ローラの一方、例えば第2ローラを第1ローラに対し径方向相対変位可能とし、かかる第2ローラの径方向相対変位により上記のローラ間径方向押圧力を変更できるようにする。
　ここで、第2ローラを第1ローラに対し径方向に接近させ、ローラ間径方向押圧力（伝達トルク容量）を増大させる場合につき考察する。この場合、第2ローラの回転軸線が第1ローラの回転軸線に接近して、その分だけ第2ローラの回転軸線が、この第2ローラとの間で回転動力の受け渡しをする動力受け渡し軸の中心との間におけるオフセット量を大きくする。この大きなオフセット量は、第2ローラおよび動力受け渡し軸間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量を大きくして、当該自在継手を含む伝動系の耐久性を悪化させるよう作用する。
　一方、第2ローラを第1ローラに対し径方向に接近させ、ローラ間径方向押圧力（伝達トルク容量）を増大させる場合、その反力が大きくなって、これに起因した第1ローラおよび第2ローラ間の相互離間方向突っ張り力による前記共通な回転支持板の伸張量も大きくなる。
　かかる回転支持板の伸張量の増大は、上記したローラ間伝達トルク容量増大時における第2ローラ回転軸線および動力受け渡し軸心間のオフセット量の増大を減ずるよう機能し、本来なら、第2ローラおよび動力受け渡し軸間の自在継手が吸収すべき当該オフセット量（径方向相対変位量）を減じて、これら第2ローラおよび動力受け渡し軸を含む伝動系の耐久性を向上させるのに寄与する。
　しかし、特許文献1を含め従来は、ハウジングに対し回転支持板を如何様に配設するかについて何ら言及していない。かように、ハウジングに対する回転支持板の配設要領に何らの工夫もせず、常識的な考え方に基づき、回転支持板を第1ローラおよび第2ローラ間の箇所でハウジングに取り付けた場合、以下に説明するように、ローラ間伝達トルク容量増大時における第2ローラ回転軸線および動力受け渡し軸心間のオフセット量の増大を減じて伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能を十分に享受することができず、この点に関してなお改善の余地がある。
　つまり、回転支持板を第1ローラおよび第2ローラ間の箇所でハウジングに取り付けた場合、上記した第1ローラおよび第2ローラ間の相互離間方向突っ張り力は、一方で回転支持板を第1ローラ方向に伸張させ、他方で回転支持板を第2ローラ方向に伸張させ、回転支持板の伸張量が第1ローラ側と第2ローラ側とに二分される。
　ところで、第2ローラ回転軸線および動力受け渡し軸心間におけるオフセット量の増大を減じて伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能を享受できるのは、回転支持板の第2ローラ方向における伸張量のみである。従って、回転支持板を第1ローラおよび第2ローラ間の箇所でハウジングに取り付けた場合、第2ローラ回転軸線および動力受け渡し軸心間におけるオフセット量の増大を減じて伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能をほぼ半分しか享受できない。
　本発明は上述の実情に鑑み、第2ローラ回転軸線および動力受け渡し軸心間におけるオフセット量の増大を減じて伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能を最大限に享受し得るようにした摩擦伝動装置を提案することを目的とする。
本発明の一つの態様によれば、ハウジングと、該ハウジング内に収納された第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを備える摩擦伝動装置であって、前記第1ローラおよび第2ローラは、径方向押圧接触により摩擦伝動を行い、第1ローラに対する第2ローラの径方向相対変位によりこれらローラ間の前記径方向押圧接触の状態を変更可能にするものであって、前記回転支持板は、前記第1ローラおよび第2ローラで共通であり、該ローラ間径方向押圧接触により発生する反力を受け止めるものであって、前記第1ローラの回転軸線を径方向に拘束して該第1ローラを前記ハウジングに対し回転自在に軸支することにより、前記第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを前記ハウジング内に支持したことを特徴とする摩擦伝動装置である。
本発明の第1実施例になる摩擦伝動装置を駆動力配分装置として構成し、この駆動力配分装置を具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。 図1における駆動力配分装置の縦断側面図である。 図2の駆動力配分装置で用いたベアリングサポートを示し、(a)は、その正面図、(b)は、その縦断側面図である。 図2の駆動力配分装置で用いたクランクシャフトの縦断正面図である。 本発明の第2実施例を示す、図2と同様な駆動力配分装置の縦断側面図である。 図5の駆動力配分装置で用いたベアリングサポートを示し、(a)は、その正面図、(b)は、その縦断側面図である。 図2の駆動力配分装置においてベアリングサポートを、常識的な考え方に基づき上下方向中間箇所でハウジングに取着した場合の駆動力配分装置を示す、図2と同様な縦断側面図である。 図7の駆動力配分装置において第2ローラを下死点位置から第1ローラに接近させて上死点位置にした場合におけるベアリングサポートの伸張状況を示す説明図で、(a)は、第2ローラが下死点位置である時の説明図、(b)は、第2ローラが上死点位置である時の説明図である。 図2の駆動力配分装置において第2ローラを下死点位置から第1ローラに接近させて上死点位置にした場合におけるベアリングサポートの伸張状況を示す説明図で、(a)は、第2ローラが下死点位置である時の説明図、(b)は、第2ローラが上死点位置である時の説明図である。 図7の駆動力配分装置におけるベアリングサポートの第1ローラ回転軸線周りにおける揺動状況を示す、ベアリングサポートが揺動する前の状態を示す説明図である。 図7の駆動力配分装置におけるベアリングサポートの第1ローラ回転軸線周りにおける揺動状況を示す、ベアリングサポートが揺動した状態を示す説明図である。 図2の駆動力配分装置におけるベアリングサポートの第1ローラ回転軸線周りにおける揺動状況を示す、ベアリングサポートが揺動する前の状態を示す説明図である。 図2の駆動力配分装置におけるベアリングサポートの第1ローラ回転軸線周りにおける揺動状況を示す、ベアリングサポートが揺動した状態を示す説明図である。 ローラ間径方向押圧力による入力軸の変形状態を示す、図1～4の第1実施例における入力軸の変形状態を示す説明図である。 ローラ間径方向押圧力による入力軸の変形状態を示す、図5,6の第2実施例における入力軸の変形状態を示す説明図である。 図5の駆動力配分装置において第2ローラを下死点位置から第1ローラに接近させて上死点位置にした場合におけるベアリングサポートの伸張状況を示す説明図で、(a)は、第2ローラが下死点位置である時の説明図、(b)は、第2ローラが上死点位置である時の説明図である。
<本発明の代表的な効果>
　以下に説明する本発明の実施例による摩擦伝動装置では、第1ローラを、その回転軸線が径方向に拘束された状態でハウジングに対し回転自在に軸支することにより、第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板よりなるユニットをハウジングに対し支持することとしたため、第1ローラおよび第2ローラの径方向押圧接触に起因したこれらローラ間の相互離間方向突っ張り力による回転支持板の伸張量が全て、回転支持板の第2ローラ方向における伸張量となり、回転支持板の伸張量を第1ローラ側と第2ローラ側とに二分させることなく、第2ローラ方向に集中させることができる。
　このため、第2ローラを第1ローラに接近させて行うローラ間径方向押圧力の増大時における、第2ローラ回転軸線と、第2ローラに係わる動力受け渡し軸との間のオフセット量の増大を、第2ローラ方向に集中させた回転支持板の伸張量により十分に減ずることができ、第2ローラおよびこれに係わる動力受け渡し軸間の自在継手が吸収すべき上記オフセット量（径方向相対変位量）を減じて、これら第2ローラおよび動力受け渡し軸を含む伝動系の耐久性を向上させることができる。
　以下、本発明の実施の形態を、図1～4に示す第1実施例、および、図5,6に示す第2実施例に基づき詳細に説明する。
＜第1実施例の構成＞
　図1～4は本発明の第1実施例を示す。図1は、本発明の第1実施例になる摩擦伝動装置を駆動力配分装置1として構成し、この駆動力配分装置1を具えた四輪駆動車両のパワートレーンを、車両上方から見て示す概略平面図である。
　図1の四輪駆動車両は、エンジン2からの回転を変速機3による変速後、リヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5を経て左右後輪6L,6Rに伝達される後輪駆動車をベース車両とし、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を、駆動力配分装置1より、フロントプロペラシャフト7およびフロントファイナルドライブユニット8を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達することにより、四輪駆動走行が可能となるようにした車両である。
　駆動力配分装置1は、上記のごとく左右後輪（主駆動輪）6L,6Rへのトルクの一部を左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ分配して出力することにより、左右後輪（主駆動輪）6L,6Rおよび左右前輪（従駆動輪）9L,9R間のトルク配分を決定するもので、本実施例においては、この駆動力配分装置1を図2に示すように構成する。
　図2において、11はハウジングを示し、このハウジング11内に入力軸12および出力軸13を相互に平行に配して横架する。入力軸12は、その両端におけるボールベアリング14,15によりハウジング11に対し軸線O1の周りに回転自在に支持する。
　入力軸12は更に、ローラベアリング18,19を介しベアリングサポート23,25に対しても回転自在に支持する。このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとくローラベアリング18,19が嵌合するための開口23a,25aを設ける。これらベアリングサポート23,25はそれぞれ、入出力軸12,13の共通な回転支持板であり、図2に示すごとくハウジング11の対応する内側面11b,11cに接触させてハウジング11内に配置するが、これらハウジング内側面11b,11cに対し固着させないようにする。
　入力軸12の両端をそれぞれ、シールリング27,28による液密封止下でハウジング11から突出させ、該入力軸12の図中左端を変速機3（図1参照）の出力軸に結合し、図中右端をリヤプロペラシャフト4（図1参照）を介してリヤファイナルドライブユニット5に結合する。
　入力軸12の軸線方向中程には、第1ローラ31を同心に一体成形して設け、出力軸13の軸線方向中程には、第2ローラ32を同心に一体成形して設け、これら第1ローラ31および第2ローラ32を共通な軸直角面内に配置する。
　出力軸13は、以下のような構成によりハウジング11に対し間接的に回転自在に支持する。つまり、出力軸13の軸線方向中程に一体成形した第2ローラ32の軸線方向両側に配置して、出力軸13の両端部に中空のクランクシャフト51L,51Rを遊嵌する。これらクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra（半径をRiで図示した）と、出力軸13の両端部との遊嵌部に軸受52L,52Rを介在させて出力軸13をクランクシャフト51L,51Rの中心孔51La,51Ra内で、これらの中心軸線O2の周りに自由に回転し得るよう支持する。
　クランクシャフト51L,51Rには図4に明示するごとく、中心孔51La,51Ra（中心軸線O2）に対し偏心した外周部51Lb,51Rb（半径をRoで図示した）を設定し、これら偏心外周部51Lb,51Rbの中心軸線O3は中心孔51La,51Raの軸線O2（第2ロータ32の回転軸線）から、両者間の偏心分εだけオフセットしている。クランクシャフト51L,51Rの偏心外周部51Lb,51Rbはそれぞれ、軸受53L,53Rを介して対応する側におけるベアリングサポート23,25内に回転自在に支持する。このためベアリングサポート23,25にはそれぞれ、図3(a),(b)に示すごとく軸受53L,53Rが嵌合するための開口23b,25bを設ける。
　ベアリングサポート23,25は、前記した通り入出力軸12,13の共通な回転支持板であるが、これら入出力軸12,13がそれぞれ第1ローラ31および第2ローラ32を一体に有することから、第1ローラ31および第2ローラ32の共通な回転支持板でもある。そしてベアリングサポート23,25は、図2,3に示すように、入力軸12を挟んで出力軸13から遠い側におけるハウジング11の内壁11aに当接せず、且つ、図3に示すように、出力軸13を挟んで入力軸12から遠い側におけるハウジング11の内壁11dに当接しない大きさとする。
　ベアリングサポート23,25は更に、図3に示すように、入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りにおける揺動を防止するための突起23c,25cおよび23d,25dを設け、これら突起23c,25cおよび23d,25dを、対応するハウジング内側面11e,11fに設けたガイド溝11g,11hの底面に当接させる。ガイド溝11g,11hは、開口23b,25bの接線方向に細長い形状とし、これにより同方向における突起23c,25cの変位を拘束しないようにする。
　前記のごとくにしてベアリングサポート23,25に回転自在に支持したクランクシャフト51L,51Rはそれぞれ、図2に示すように第2ローラ32と共に、スラストベアリング54L,54Rで、ベアリングサポート23,25間に軸線方向位置決めする。
　図2に示すように、クランクシャフト51L,51Rの相互に向き合う隣接端にそれぞれ、偏心外周部51Lb,51Rbと同心で、同仕様のリングギヤ51Lc,51Rcを一体に設け、これらリングギヤ51Lc,51Rcに、共通なクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させる。なおこの噛合に当たっては、クランクシャフト51L,51Rを両者の偏心外周部51Lb,51Rbが円周方向において相互に整列する回転位置にした状態で、リングギヤ51Lc,51Rcにクランクシャフト駆動ピニオン55を噛合させる。
　クランクシャフト駆動ピニオン55はピニオンシャフト56に結合し、ピニオンシャフト56の両端を軸受56a,56bによりハウジング11に回転自在に支持する。図2の右側におけるピニオンシャフト56の右端をハウジング11の外に露出させ、該ピニオンシャフト56の露出端面には、ハウジング11に取着して設けたローラ間押し付け力制御モータ45の出力軸45aをセレーション嵌合などにより駆動結合する。
　よって、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御するとき、出力軸13および第2ローラ32の回転軸線O2が図4に破線で示す軌跡円αに沿って旋回する。かかる回転軸線O2の旋回により、第1ローラ31および第2ローラ32のローラ軸間距離L1（図2参照）が変更され、第1ローラ31に対する第2ローラ32の径方向押圧力（ローラ間ローラ間伝達トルク容量）を、0から最大値までの間で任意に制御することができる。
　クランクシャフト51Lおよび出力軸13をそれぞれ図2の左側においてハウジング11から突出させ、該突出部においてハウジング11およびクランクシャフト51L間にシールリング57を介在させると共に、クランクシャフト51L および出力軸13間にシールリング58を介在させ、これらシールリング57,58により、ハウジング11から突出するクランクシャフト51Lおよび出力軸13の突出部をそれぞれ液密封止する。
　なおシールリング57,58の介在に際しては、これらシールリング57,58を位置させるクランクシャフト51Lの端部においてその内径と外径の中心を、出力軸13の支持位置と同様に偏心させ、クランクシャフト51Lの上記端部外径とハウジング11との間にシールリング57を介在させ、クランクシャフト51Lの上記端部内径と出力軸13との間にシールリング58を介在させる。かかるシール構造によれば、出力軸13および第2ローラ32の上記旋回によりその回転軸線O2が旋回変位するにもかかわらず、出力軸13をハウジング11から突出する箇所において良好にシールし続けることができる。
＜第1実施例の駆動力配分制御＞
　上記した図1～4に示す第1実施例の駆動力配分制御を以下に説明する。変速機3（図1参照）から入力軸12へのトルクは、一方でこの入力軸12からそのままリヤプロペラシャフト4およびリヤファイナルドライブユニット5（ともに図1参照）を経て左右後輪6L,6R（主駆動輪）に伝達される。
　他方で本実施例の駆動力配分装置1は、ローラ間押し付け力制御モータ45によりピニオン55およびリングギヤ51Lc,51Rcを介しクランクシャフト51L,51Rを回転位置制御して、ローラ軸間距離L1を第1ローラ31および第2ローラ32の半径の和値よりも小さくした場合、これらローラ31,32が径方向相互押圧力に応じたローラ間伝達トルク容量を持つことから、このトルク容量に応じて左右後輪6L,6R（主駆動輪）へのトルクの一部を、第1ローラ31から第2ローラ32を経て出力軸13に向かわせることができる。
　なお、この伝動中における第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力は、これらに共通な回転支持板であるベアリングサポート23,25で受け止められるため、ハウジング11に伝達されることがない。従ってハウジング11を、第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧反力に抗し得るほど高強度に造る必要がなくて、重量的におよびコスト的に不利になることがない。
　その後このトルクは、出力軸13の図2中左端から、フロントプロペラシャフト7（図1参照）およびフロントファイナルドライブユニット8（図1参照）を経て左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへ伝達される。かくして車両は、左右後輪6L,6R（主駆動輪）および左右前輪（従駆動輪）9L,9Rの全てを駆動しての四輪駆動走行が可能である。
　なお、ローラ間押し付け力制御モータ45によるローラ間径方向相互押圧力制御（ローラ間伝達トルク容量制御）中、出力軸13および第2ローラ32（その回転軸線O2）は偏心軸線O3周りに旋回変位するが、かかる出力軸13および第2ローラ32（その回転軸線O2）の旋回変位は、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間を結合する自在継手により吸収され得て、偏心継手なしでも、上記左右前輪（従駆動輪）9L,9Rへのトルク伝達が阻害されることはない。
＜第1実施例の作用効果＞
　しかし、出力軸13および第2ローラ32（その回転軸線O2）と、フロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量が大きいと、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量が大きくなって、当該自在継手を含む伝動系の耐久性が低下する。従って、出力軸13および第2ローラ32（その回転軸線O2）と、フロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量は小さいほどよく、上記した本実施例の駆動力配分装置では、以下の原理によってこの要求を満たすことができる。
　この原理を説明する前に、図7のごとく基本的に図2と同様な構成ながら、ベアリングサポート23,25を入出力軸12,13間の中央部において、ボルト61,62などによりハウジング内側面11b,11cに取着した場合につき、出力軸13および第2ローラ32（その回転軸線O2）と、フロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量を以下に説明する。
　第2ローラ32を第1ローラ31に対し径方向に接近させ、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）を増大させる場合、図8(a),(b)に示すように、第2ローラ32の回転軸線O2が図8(a)の下死点位置から図8(b)の上死点位置に向け旋回して第1ローラ31の回転軸線O1に接近し、その分だけ第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量が大きくなる。この大きなオフセット量は、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量を増大させ、当該自在継手を含む伝動系の耐久性を悪化させるように作用する。
　一方、上記のごとく第2ローラ32を第1ローラ31に対し径方向に接近させ、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）を増大させる場合、その反力が大きくなって、これに起因した第1ローラ31および第2ローラ32間の相互離間方向突っ張り力によるベアリングサポート23,25の伸張量も大きくなる。
　かかるベアリングサポート23,25の伸張量の増大は、上記したローラ間伝達トルク容量増大時における第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量の増大を減じて、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき当該オフセット量（径方向相対変位量）の抑制により、当該自在継手を含む伝動系の耐久性を向上させるのに寄与する。
　しかし、ベアリングサポート23,25を図7のようにボルト61,62などで、その中央部をハウジング内側面11b,11cに取着した場合、第1ローラ31および第2ローラ32間の相互離間方向突っ張り力は、一方でベアリングサポート23,25を図8(b)に矢印α1で示す第1ローラ方向に伸張させて、第1ローラ31の回転軸線O1を同方向へδ1だけ変位させ、他方でベアリングサポート23,25を図8(b)に矢印β1で示す第2ローラ方向に伸張させて、第2ローラ32の旋回中心O3を同方向へγ1だけ変位させ、ベアリングサポート23,25の伸張量が第1ローラ側と第2ローラ側とに二分される。
　ところで、ローラ間伝達トルク容量増大時における第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間のオフセット量の増大を減じて伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能を享受できるのは、図8(a)に示す下死点位置から同図(b)に示す上死点位置までの間における第2ローラ回転軸線O2の変動量ε1に関与するベアリングサポート23,25の第2ローラ方向における伸張β1（この伸張による第2ローラ旋回中心O3の変位量γ1）のみである。
　しかし、ベアリングサポート23,25を図7のようにボルト61,62などで、その中央部をハウジング内側面11b,11cに取着した場合、ベアリングサポート23,25の第2ローラ方向における伸張β1（第2ローラ旋回中心O3の変位量γ1）が上記二分のため小さいことから、図8(a)に示す下死点位置から同図(b)に示す上死点位置までの間における第2ローラ回転軸線O2の変動量ε1を十分に減ずることができない。従って、ローラ間伝達トルク容量増大時にベアリングサポート23,25の伸張を有効利用して、第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量の増大を減じ、これら第2ローラ32およびフロントプロペラシャフト7に係わる伝動系の耐久性を向上させるという上記の機能をほぼ半分しか享受できない。
　これに対し図1～4に示した第1実施例の駆動力配分装置においては、前記の構成により、入力軸12を含む第1ローラ31、出力軸13を含む第2ローラ32、および、これらに共通な回転支持板であるベアリングサポート23,25よりなるユニットを予備組み立て体とし、入力軸12をベアリング14,15で径方向に拘束してハウジング11に対し回転自在に支持することにより、第1ローラ31（入力軸12）、第2ローラ32（出力軸13）、および、これらに共通なベアリングサポート23,25よりなるユニット（本実施例では予備組み立て体とする）をハウジング11内に支持したため、以下の作用効果を奏することができる。
　つまり第1実施例の構成によれば、第1ローラ31の回転軸線O1が理論上、ベアリングサポート23,25の上記伸張によってもハウジング11に対し第2ローラ32から遠ざかる方向へ変位しないよう径方向に拘束され、第2ローラ32の旋回中心O3のみが、ベアリングサポート23,25の伸張時にハウジング11に対し第1ローラ31から遠ざかる方向へ変位し得ることとなる。このため、第1ローラ31および第2ローラ32の径方向押圧接触に起因したこれらローラ間の相互離間方向突っ張り力によってもベアリングサポート23,25が第1ローラ方向へ伸張されることはなく、ベアリングサポート23,25の伸張量が第1ローラ側と第2ローラ側とに二分されない。
　従って、ベアリングサポート23,25の伸張量が全て、ベアリングサポート23,25の第2ローラ方向における伸張量となり、ベアリングサポート23,25の伸張量を第2ローラ側に集中させることができる。このため、第2ローラ32を第1ローラ31に接近させて行うローラ間径方向押圧力の増大時（ローラ間伝達トルク容量の増大時）における、第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量の増大を、第2ローラ側に集中させたベアリングサポート23,25の伸張量により十分に減ずることができ、第2ローラ32およびフロントプロペラシャフト7間の伝動系の耐久性を向上させることができる。
　上記の作用効果を、第2ローラ32が図9(a),(b)に示すごとく、第1ローラ31に対し図9(a)の下死点位置から径方向に同図(b)の上死点位置まで接近して、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）が増大される場合につき付言する。この場合、図9(a),(b)から明らかなように第2ローラ32の回転軸線O2が第1ローラ31の回転軸線O1に接近して、その分だけ第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量が大きくなる。この大きなオフセット量は、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量を増大させ、当該自在継手を含む伝動系の耐久性を悪化させるように作用する。
　一方、上記のごとく第2ローラ32を第1ローラ31に対し径方向に接近させ、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）を増大させる場合、その反力が大きくなって、これに起因した第1ローラ31および第2ローラ32間の相互離間方向突っ張り力によるベアリングサポート23,25の伸張量も大きくなる。
　かかるベアリングサポート23,25の伸張量の増大は、上記した第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量の増大を減じて、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量の抑制により、当該自在継手を含む伝動系の耐久性を向上させるよう機能する。
　本実施例の場合、第1ローラ31の回転軸線O1は、入力軸12の後述する曲げ変形に伴う変位δ2を生ずるものの、理論上、ベアリングサポート23,25の上記伸張によっても第2ローラ32から遠ざかる方向へ変位せず、第2ローラ32の旋回中心O3のみが、ベアリングサポート23,25の伸張時にハウジング11に対し第1ローラ31から遠ざかる方向へ変位し得る。このため、第1ローラ31および第2ローラ32の径方向押圧接触に起因したこれらローラ間の相互離間方向突っ張り力によってもベアリングサポート23,25は第1ローラ方向へ伸張されることなく、図9(b)に矢印β2で示す第2ローラ方向へのみ伸張され、ベアリングサポート23,25の伸張量が第1ローラ側と第2ローラ側とに二分されない。これによりベアリングサポート23,25の伸張量が全て、図9(b)に矢印β2で示すごとくベアリングサポート23,25の第2ローラ方向における伸張量（β2＝|α1|＋|β1|）となり、ベアリングサポート23,25の伸張量を第2ローラ側に集中させることができる。
　このため、第2ローラ32を第1ローラ31に接近させて行うローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）の増大時における、ベアリングサポート23,25の伸張に起因した第2ローラ旋回中心O3の対応方向変位量γ2が図9(b)に示すごとく、図8(b)の従来におけるγ1よりも大きくなり、当該ローラ間伝達トルク容量増大時における第2ローラ回転軸線O2の変動量ε2を図9(b)に示すごとく、第2ローラ側に集中させたベアリングサポート23,25の伸張量で十分に小さくすることができる。従って、第2ローラ32の回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量の増大を減じて、第2ローラ32およびフロントプロペラシャフト7間の伝動系の耐久性を向上させるという前記の機能を最大限に享受することができる。
　また本実施例においては、図3に示すごとくベアリングサポート23,25に突起23c,25cおよび23d,25dを設け、これら突起23c,25cおよび23d,25dをハウジング内側面11e,11fのガイド溝11g,11hの底面に当接させて、ベアリングサポート23,25が入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りに揺動しないようにしたため、以下の作用効果をも奏し得る。
　ちなみに、ベアリングサポート23,25が突起23c,25cおよび23d,25dを持たず、軸線O1周りに揺動しないようにする対策を行っていない場合の問題を以下に説明する。第2ローラ32を図10Aに示すように第1ローラ31から離れている位置から、図10Bに示すように第1ローラ31と接する位置へと、偏心軸線O3周りに旋回させると、ベアリングサポート23,25は第1ローラ軸線O1周りの回転モーメントを受け、第1ローラ軸線O1の周りで図10Aに示す位置から図10Bに示す位置へと揺動される。
　ところで、この揺動を規制する本実施例の突起23c,25cおよび23d,25dを持たない場合、ベアリングサポート23,25の上記揺動が大きく、第2ローラ32の回転軸線O2の変動量がこの揺動に起因した変動量を加算されて図10Bに示すように大きくなる。当該第2ローラ回転軸線O2の変動量は、第2ローラ回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量に関与し、第2ローラ回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量を大きくする。
　かように第2ローラ回転軸線O2およびフロントプロペラシャフト7間のオフセット量が大きくなると、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量が大きくなり、当該自在継手を含む伝動系の耐久性が低下するという問題に発展する。
　これに対し本実施例のように、ベアリングサポート23,25に突起23c,25cおよび23d,25dを設けて、ベアリングサポート23,25が入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りに揺動しないようにした場合、第2ローラ32を図11Aに示すように第1ローラ31から離れている位置から、図11Bに示すように第1ローラ31と接する位置へと、偏心軸線O3周りに旋回させた結果、ベアリングサポート23,25が第1ローラ軸線O1周りの回転モーメントを受けても、ベアリングサポート23,25は、図11Bから明らかなように第1ローラ軸線O1の周りで揺動されることがない。
　このため第2ローラ32の回転軸線O2の変動量が、ベアリングサポート23,25の揺動に伴う変動量を加算されないこととなり、第2ローラ回転軸線O2の変動量を図11Bに示すように小さくすることができる。当該第2ローラ回転軸線O2の変動量は、第2ローラ回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量に関与し、第2ローラ回転軸線O2とフロントプロペラシャフト7との間におけるオフセット量を小さくすることができる。
　かように第2ローラ回転軸線O2およびフロントプロペラシャフト7間のオフセット量が小さくなると、出力軸13およびフロントプロペラシャフト7間の自在継手が吸収すべき径方向相対変位量も小さくなり、当該自在継手を含む伝動系の耐久性が低下するという、図10A,10Bにつき前述した問題を解消することができる。
　また当該作用効果を達成するのに本実施例では、ベアリングサポート23,25に突起23c,25cおよび23d,25dを設けて、ベアリングサポート23,25を入力軸12（第1ローラ31）の軸線O1周りに揺動しないようにしただけであるため、簡単で安価な構成により上記の作用効果を達成することができる。しかも、突起23c,25cおよび23d,25dを図3に示すごとく、対応するハウジング内側面11e,11fのガイド溝11g,11h内で同図の上下方向へスライド可能にしたため、突起23c,25cおよび23d,25dが、図9につき前述したベアリングサポート23,25の第2ローラ方向における大きな伸張β2を妨げることがなく、同図につき前述した本実施例の作用効果を確実に達成することができる。
＜第2実施例＞
　図5,6は、本発明の第2実施例を示す。
　本実施例は、図1～4の第1実施例が図9(b)にδ2で示した入力軸12の曲げ変形による第1ローラ31の径方向変位を発生させて、その分だけ前記した第1実施例による作用効果を僅かではあるが阻害することから、これに対する対策をも施したものである。
　先ず、第1実施例で発生する入力軸12の曲げ変形による第1ローラ31の径方向変位δ2を、図12Aに基づき以下に説明する。第1ローラ31および第2ローラ32間の径方向押圧力は、第1ローラ31を介し入力軸12に作用し、入力軸12をハウジング11への軸承部であるベアリング14,15間において曲げ変形させようとする。
　しかし第1実施例では、ベアリングサポート23,25がハウジング11の内壁11aとの間に隙間を有し、このハウジング内壁11aに向け矢印A1,A2で示す方向へ移動可能であるため、ローラ間径方向押圧力が上記のごとく入力軸12をベアリング14,15間において曲げ変形させようとするのに何ら抗し得ない。このため、入力軸12が図12Aに示すごとくに曲げ変形されてしまい、この曲げ変形により第1ローラ31がδ2だけハウジング内壁11aに向かう径方向へ変位される。
　かかる第1ローラ31の径方向変位δ2は、図9(b)においてその分だけ第2ローラ旋回中心O3の変位量δ2を小さくし、第2ローラ回転軸線O2の変動量ε2を大きくする結果、前記した第1実施例による作用効果を僅かではあるが阻害する。
　これに対する対策のため本実施例においては図5,6に示すごとく、駆動力配分装置1を基本的に図1～4の第1実施例と同様な構成とするも、ハウジング内壁11aと対面するベアリングサポート23,25の端部に、当該ハウジング内壁11aに当接する突起23e,25eを設ける。
　これら突起23e,25eは図12Bに示すごとく、ハウジング内壁11aとの衝接により、ベアリングサポート23,25が図12Aの矢印A1,A2方向へ移動を禁じ、ローラ間径方向押圧力が入力軸12をベアリング14,15間において曲げ変形させようとするのを阻止する。このため、ローラ間径方向押圧力によっても入力軸12は図12Bに示すごとく、殆ど曲げ変形されることなく真直状態に保たれ、図12Aにδ2で示すような第1ローラ31の径方向変位を生じさせない。
　従って本実施例においては、図9(a),(b)と同じ条件で第2ローラ32を図13(a),(b)に示すごとく、第1ローラ31に対し図13(a)の下死点位置から径方向に同図(b)の上死点位置まで接近させ、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）を増大させる場合につき説明すると、入力軸12の曲げ変形による第1ローラ31の径方向変位δ2が略０であることにより、図13(b)においてその分だけ第2ローラ旋回中心O3の変位量γ3を図9(b)のγ2よりも大きくし得て、第2ローラ回転軸線O2の変動量ε3を図9(b)のε2よりも小さくし得る結果、前記した第1実施例による前記の作用効果を更に顕著なものにすることができる。
　なお本実施例における突起23e,25eは、ハウジング内壁11aとの衝接により、ローラ間径方向押圧力（ローラ間伝達トルク容量）の増大時おけるベアリングサポート23,25の伸張を第2ローラ方向へ集中させるという前記の機能をも果たし、これによる前記第1実施例の作用効果を更に顕著なものにするという付加的な利点もある。
＜その他の実施例＞
　なお上記第1実施例および第2実施例では、図2,5に示すごとく第2ローラ32を、偏心軸線O3周りに回転自在に支持したクランクシャフト52L,52Rの偏心孔52La,52Raにより回転自在に支持し、クランクシャフト52L,52Rを回転させて、第2ローラ32を第1ローラ31と接しない非伝動位置から第1ローラ31に押圧接触された伝動位置へと旋回させるようにした場合について述べたが、この代わりに、図示しなかったが第2ローラ32を、偏心軸線O3周りに回転自在に支持したクランクシャフトの偏心軸部上に回転自在に支持し、このクランクシャフトを旋回させて、第2ローラ32を第1ローラ31と接しない非伝動位置から第1ローラ31に押圧接触された伝動位置へと旋回させるようにした駆動力配分装置に対しても本発明の前記した着想は適用可能であり、この場合も同様な作用効果を達成し得ることは言うまでもない。

Claims (5)

  1. 　ハウジングと、該ハウジング内に収納された第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを備える摩擦伝動装置であって、
    　前記第1ローラおよび第2ローラは、径方向押圧接触により摩擦伝動を行い、第1ローラに対する第2ローラの径方向相対変位によりこれらローラ間の前記径方向押圧接触の状態を変更可能にするものであって、
    　前記回転支持板は、前記第1ローラおよび第2ローラで共通であり、該ローラ間径方向押圧接触により発生する反力を受け止めるものであって、
    　前記第1ローラの回転軸線を径方向に拘束して該第1ローラを前記ハウジングに対し回転自在に軸支することにより、前記第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを前記ハウジング内に支持したことを特徴とする摩擦伝動装置。
  2. 　請求項1に記載の摩擦伝動装置において、
    　前記共通な回転支持板は、第1ローラを挟んで第2ローラとは反対側における前記ハウジングの内壁に当接させて配設したものであることを特徴とする摩擦伝動装置。
  3. 　請求項1または2に記載の摩擦伝動装置において、
    　前記共通な回転支持板は、第1ローラの回転軸線周りの揺動を拘束して前記ハウジング内に配設されたものであることを特徴とする摩擦伝動装置。
  4. 　請求項3に記載の摩擦伝動装置において、
    　前記共通な回転支持板は、第1ローラの回転軸線周りに揺動しないよう前記ハウジングの内壁に衝接する突起を有したものであることを特徴とする摩擦伝動装置。
  5. 　ハウジングと、該ハウジング内に収納された第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを備える摩擦伝動装置であって、
    　前記第1ローラおよび第2ローラは、径方向押圧接触により摩擦伝動を行い、第1ローラに対する第2ローラの径方向相対変位によりこれらローラ間の前記径方向押圧接触の状態を変更可能にするものであって、
    　前記回転支持板は、前記第1ローラおよび第2ローラで共通であり、該ローラ間径方向押圧接触により発生する反力を受け止めるものであって、
    　前記第1ローラが、前記反力による回転支持板の伸張によっても前記ハウジングに対し第2ローラから遠ざかる方向へ変位しないよう拘束され、前記第2ローラが、前記反力による回転支持板の伸張時に前記ハウジングに対し第1ローラから遠ざかる方向へ変位し得るよう、前記第1ローラ、第2ローラ、および回転支持板を有するユニットを前記ハウジング内に支持したことを特徴とする摩擦伝動装置。
PCT/JP2010/052636 2009-03-07 2010-02-22 摩擦伝動装置 WO2010103907A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201080010922.0A CN102341619B (zh) 2009-03-07 2010-02-22 摩擦传动装置
US13/148,540 US8944955B2 (en) 2009-03-07 2010-02-22 Friction gearing
EP10750661.0A EP2405158B1 (en) 2009-03-07 2010-02-22 Friction gearing

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009054295A JP5326676B2 (ja) 2009-03-07 2009-03-07 摩擦伝動装置
JP2009-054295 2009-03-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010103907A1 true WO2010103907A1 (ja) 2010-09-16

Family

ID=42728198

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/052636 WO2010103907A1 (ja) 2009-03-07 2010-02-22 摩擦伝動装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8944955B2 (ja)
EP (1) EP2405158B1 (ja)
JP (1) JP5326676B2 (ja)
CN (1) CN102341619B (ja)
WO (1) WO2010103907A1 (ja)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5817104B2 (ja) * 2010-11-18 2015-11-18 日産自動車株式会社 ローラ式摩擦伝動ユニット
JP5644455B2 (ja) * 2010-12-09 2014-12-24 日産自動車株式会社 ローラ式摩擦伝動ユニット
JP5741226B2 (ja) * 2011-06-03 2015-07-01 日産自動車株式会社 摩擦伝動装置
DE102012100865B4 (de) * 2012-02-02 2016-10-27 Gkn Driveline International Gmbh Antriebsanordnung mit elektrischer Maschine und Kraftfahrzeug mit einer solchen Antriebsanordnung
US20140013902A1 (en) * 2012-07-10 2014-01-16 Nissan Motor Co., Ltd. Drive force distributing apparatus

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005188701A (ja) * 2003-12-26 2005-07-14 Nissan Motor Co Ltd 摩擦伝動装置
WO2006009292A1 (ja) * 2004-07-20 2006-01-26 Mikuni Corporation 動力伝達装置

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1212810B (de) 1964-06-16 1966-03-17 Martha Helene Kratzsch Geb Mue Mehrstufenreibradgetriebe mit zur Umfangskraft proportionaler Anpressung
DD224378A1 (de) 1984-06-06 1985-07-03 Leipzig Drehmaschinen Mehrstufiges reibradgetriebe
JP2002349653A (ja) 2001-05-28 2002-12-04 Nsk Ltd 摩擦ローラ式変速機
US6849025B2 (en) * 2001-04-09 2005-02-01 Nsk Ltd. Frictional roller transmission
US7441634B2 (en) * 2003-12-26 2008-10-28 Nissan Motor Co., Ltd. Friction drive device
JP4816093B2 (ja) * 2006-01-16 2011-11-16 日産自動車株式会社 摩擦伝動装置
JP4694520B2 (ja) * 2007-03-07 2011-06-08 日産自動車株式会社 摩擦伝動変速装置

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005188701A (ja) * 2003-12-26 2005-07-14 Nissan Motor Co Ltd 摩擦伝動装置
WO2006009292A1 (ja) * 2004-07-20 2006-01-26 Mikuni Corporation 動力伝達装置

Also Published As

Publication number Publication date
EP2405158A1 (en) 2012-01-11
JP5326676B2 (ja) 2013-10-30
JP2010209953A (ja) 2010-09-24
EP2405158A4 (en) 2012-06-20
CN102341619B (zh) 2014-07-02
US8944955B2 (en) 2015-02-03
CN102341619A (zh) 2012-02-01
EP2405158B1 (en) 2014-01-08
US20120004072A1 (en) 2012-01-05

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2010140433A1 (ja) トラクション伝動式パートタイム四輪駆動車両の二輪・四輪駆動切り替え制御装置および制御方法
WO2010103907A1 (ja) 摩擦伝動装置
JP2009173261A (ja) 駆動力配分装置
JP5263173B2 (ja) 摩擦ローラ式伝動装置
JP5024391B2 (ja) 摩擦ローラ式伝動装置
EP2463535B1 (en) Roller frictional transmission unit
JP5176977B2 (ja) 駆動力配分装置
JP5163537B2 (ja) 駆動力配分装置
JP2014019168A (ja) 駆動力配分装置
JP2014040892A (ja) 摩擦ローラ式変速機
JP5958255B2 (ja) 駆動力配分装置
JP5741226B2 (ja) 摩擦伝動装置
WO2013183412A1 (ja) 駆動力配分装置
JP2015206372A (ja) 駆動力配分装置
WO2013183413A1 (ja) 駆動力配分装置
JP4941279B2 (ja) 摩擦伝動装置の摩擦ローラ支持構造
WO2014024540A1 (ja) 駆動力配分装置
JP5782798B2 (ja) 不可逆回転伝動系のロックオン制御装置
JP2015205521A (ja) 駆動力配分装置
JP2010059981A (ja) 偏心継手

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080010922.0

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10750661

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13148540

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010750661

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE