專利名稱：輥式摩擦傳動組件的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及作為四輪驅(qū)動車輛的分動箱使用的輥式摩擦傳動組件，特別是涉及在該傳動組件的棍間產(chǎn)生的顫動(噪音或振動)的減輕技術(shù)。
背景技術(shù)：
作為這種輥式摩擦傳動組件，目前已知有例如專利文獻I中記載的技術(shù)。該文獻所記載的輥式摩擦傳動組件具備一對輥，通過使這些輥的外周面相互向徑方向按壓接觸，在兩者間可通過摩擦傳遞動力，將一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的主驅(qū)動輪的驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合，將另一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的從驅(qū)動輪驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合。在該輥式摩擦傳動組件中，在相互接觸的輥外周面為圓筒面的情況下，這些輥外周面線接觸，因此，當(dāng)因組裝誤差及零件的精度誤差等而使輥旋轉(zhuǎn)軸線的平行度降低時，輥式摩擦傳動組件的耐久性及傳動效率顯著惡化，不利于所謂的可靠性。因此，在輥式摩擦傳動組件中，通常，將一方的輥外周面形成為軸線方向中間部高的曲面，輥外周面相互點接觸。該情況下，即使因組裝誤差或零件的精度誤差等而使輥旋轉(zhuǎn)軸線的平行度降低，也能夠維持輥外周面的點接觸,輥式摩擦傳動組件的耐久性及傳動效率不會惡化,可靠性優(yōu)異。但是，上述的當(dāng)前的棍式摩擦傳動組件為棍外周面相互僅通過一點摩擦接觸的構(gòu)成，因此，該接觸部位的輥間的面壓變高，產(chǎn)生如下問題。在輥式摩擦傳動組件中，就牽引系數(shù)(μ )相對于輥間的滑動速度(V)的變化特性、所謂的μ — V特性而言，在輥間滑動速度(V)產(chǎn)生之后，牽引系數(shù)(μ )急劇上升達到最大值，之后，隨著輥間滑動速度(V)的上升，牽引系數(shù)(μ )從最大值逐漸降低。而且，雖然該μ — V特性的趨勢不變，但牽引系數(shù)(μ )達到最大值時的輥間滑動速度(V)即理想滑動速度(Vo)、牽引系數(shù)(μ )的最大值(ymax)、牽引系數(shù)(μ )從最大值(μ max)逐漸降低的負梯度區(qū)域的大小及該負梯度區(qū)域的牽引系數(shù)(μ )的降低梯度(Δ μ )分別根據(jù)輥外周面的相互接觸部位的輥間的面壓而發(fā)生變化。S卩，隨著輥間的面壓變高，(I)理想滑動速度(Vo)降低，負梯度區(qū)域相應(yīng)變寬，(2)牽引系數(shù)(μ )的最大值(μ max)減小，(3)牽引系數(shù)(μ )的降低梯度(Λ μ )變得急劇，負梯度區(qū)域也如上述變寬，負梯度區(qū)域的牽引系數(shù)(μ )的降低量增大。由于現(xiàn)有的輥式摩擦傳動組件構(gòu)成為輥外周面相互僅通過一點接觸,該接觸部位的輥間面壓變高，因此，μ — V特性如圖5中實線所示，具有上述(I) (3)的趨勢，在該μ — V特性的負梯度區(qū)域難以進行順暢的傳遞，在輥間容易產(chǎn)生顫動(噪音或振動)。專利文獻1:(日本)特開2009 — 173261號公報

發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明的目的在于，提供一種輥間面壓降低且在輥間難以產(chǎn)生上述顫動的構(gòu)成，由此，能夠消除上述問題的輥式摩擦傳動組件。本發(fā)明的輥式摩擦傳動組件，使第一輥的外周面及第二輥的外周面相互向徑方向按壓接觸，在這些第一輥及第二輥間通過摩擦可傳遞動力，這些第一輥及第二輥中的一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的主驅(qū)動輪的驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合，另一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的從驅(qū)動輪驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合使用，本發(fā)明中，該輥式摩擦傳動組件的第一輥的外周面及第二輥的外周面分別形成為，這些第一輥的外周面及第二輥的外周面在軸線方向多處相互接觸的形狀。根據(jù)該本發(fā)明的輥式摩擦傳動組件，第一輥的外周面及第二輥的外周面在軸線方向多處相互接觸，因此，每個該接觸部位的輥間面壓降低。由此，上述的負梯度區(qū)域變窄，而且，該負梯度區(qū)域的牽引系數(shù)的降低梯度變得平緩，進而也與牽引系數(shù)的最大值最大，相應(yīng)地，即使在負梯度區(qū)域也能夠進行順暢的傳動。因此，在該負梯度區(qū)域，在輥間難以產(chǎn)生顫動(噪音或振動)，能夠消除上述的有關(guān)該顫動的問題。


圖1是從車輛上方觀察表示具備本發(fā)明第一實施例的輥式摩擦傳動組件的四輪驅(qū)動車輛的動力傳動系的概略平面圖；圖2是圖1的輥式摩擦傳動組件的縱剖側(cè)面圖；圖3是表示本發(fā)明第二實施例的輥式摩擦傳動組件的與圖2相同的縱剖側(cè)面圖；圖4是表示本發(fā)明第三實施例的輥式摩擦傳動組件的與圖2相同的縱剖側(cè)面圖；圖5是將牽引系數(shù)相對于圖1、2所示的第一實施例的輥式摩擦傳動組件的輥間滑動速度的變化特性與現(xiàn)有技術(shù)相比較而所示的特性線圖。
具體實施例方式下面，基于附圖詳細說明本發(fā)明的實施例。(第一實施例的構(gòu)成)圖1是從車輛上方觀察并表示具備本發(fā)明第一實施例的輥式摩擦傳動組件I作為分動箱的四輪驅(qū)動車輛的動力傳動系的概略平面圖。圖1的四輪驅(qū)動車輛是如下的車輛，即將來自發(fā)動機2的旋轉(zhuǎn)通過變速器3變速后，依次經(jīng)由后傳動軸4及后主傳動組件5向左右后輪6L、6R傳遞的后輪驅(qū)動車為基礎(chǔ)車輛，通過輥式摩擦傳動組件I將向左右后輪(主驅(qū)動輪)6L、6R的轉(zhuǎn)矩的一部分依次經(jīng)由前傳動軸7及前主傳動組件8向左右前輪(從驅(qū)動輪)7L、7R傳遞，由此可進行四輪驅(qū)動行駛。輥式摩擦傳動組件I將如上述向左右后輪(主驅(qū)動輪)6L、6R的轉(zhuǎn)矩的一部分向左右前輪(從驅(qū)動輪)7L、7R分配輸出，由此決定左右后輪(主驅(qū)動輪)6L、6R及左右前輪(從驅(qū)動輪)9L、9R間的驅(qū)動力分配比，因此，在本實施例中，如圖2所示那樣構(gòu)成該輥式摩擦傳動組件I。圖2中，11表示組件外殼，在該組件外殼11內(nèi)，以使各自的旋轉(zhuǎn)軸線01、02相互平行的方式配置并橫架輸入軸12及輸出軸13。輸入軸12通過其兩端的軸承14、15旋轉(zhuǎn)自如地支承于組件外殼11，并繞軸線01可自如地旋轉(zhuǎn)。使輸入軸12的兩端分別從組件外殼11突出，圖2中，輸入軸12的左端經(jīng)由變速器3 (參照圖1)與發(fā)動機2結(jié)合，右端經(jīng)由后傳動軸4 (參照圖1)與后主傳動組件5結(jié)合。輸出軸13通過如下的支承構(gòu)造將其兩端旋轉(zhuǎn)自如地支承于組件外殼11。在輸出軸13和其兩端貫通的組件外殼11之間分別游嵌有中空外軸型式的偏心套筒16L、16R，且這些偏心套筒16L、16R構(gòu)成為相同規(guī)格。通過在偏心套筒16L及組件外殼11間介設(shè)軸承17L，將偏心套筒16L在其外周面16Lb旋轉(zhuǎn)自如地支承于組件外殼11，另外，通過在偏心套筒16R及組件外殼11間介設(shè)軸承17R，由此，將偏心套筒16R在其外周面17Rb旋轉(zhuǎn)自如地支承于組件外殼11。通過在偏心套筒16L及輸出軸13間介設(shè)軸承18L，將輸出軸13在其外周面旋轉(zhuǎn)自如地支承于偏心套筒16L的中空孔16La內(nèi)，另外，通過在偏心套筒16R及輸出軸13間介設(shè)軸承18R，將輸出軸13在其外周面旋轉(zhuǎn)自如地支承于偏心套筒16R的中空孔16Ra內(nèi)。這樣，輸出軸13在偏心套筒16L、16R的中空孔16La、16Ra內(nèi)繞軸線02可自如地旋轉(zhuǎn)。通過以上的構(gòu)造，輸出軸13的兩端分別經(jīng)由偏心套筒16L、16R被旋轉(zhuǎn)自如地支承于組件外殼11內(nèi)。這樣，被支承于組件外殼11內(nèi)的輸出軸13將圖2中從組件外殼11突出的左端與前傳動軸7 (參照圖1)結(jié)合，由此，輸出軸13的該左端經(jīng)由前傳動軸7及前主傳動組件8與左右前輪9L、9R結(jié)合。在輸入軸12 —體結(jié)合或一體成形有配置于其兩端間中間部的第一輥21，在輸出軸13 —體結(jié)合或一體成形有配置于其兩端間中間部的第二輥22，將這些第一輥21及第二輥22配置于同軸直角面內(nèi)。在第一輥21的軸線方向兩側(cè)和組件外殼11之間，分別經(jīng)由推力軸承23將第一輥21與輸入軸12 —同沿軸線方向定位。偏心套筒16L、16R的外周面16Lb、16Rb (半徑Ro)使其中心03相對于偏心套筒中空孔16La、16Ra (半徑Ri)的中心02偏心ε。這樣，通過使偏心套筒16L、16R相對于組件外殼11繞旋轉(zhuǎn)軸線03相對旋轉(zhuǎn)，輸出軸13及第二輥22的旋轉(zhuǎn)軸線02繞旋轉(zhuǎn)軸線03旋轉(zhuǎn)。因此，第二輥22 (外周面22a)相對于第一輥21 (外周面21a)的徑方向按壓力變化，可以控制第一輥21及第二輥22間的接觸摩擦力(傳遞轉(zhuǎn)矩容量)。以可進行上述的偏心套筒16L、16R繞旋轉(zhuǎn)軸線03的旋轉(zhuǎn)位置控制的方式，在偏心套筒16L、16R的相互對向的相鄰端附近分別一體設(shè)置同規(guī)格的齒圈16Lc、16Rc。在這些齒圈16Lc、16Rc上分別卩齒合共通的未圖不的同規(guī)格的偏心套筒驅(qū)動小齒輪，將該偏心套筒驅(qū)動小齒輪與未圖不的棍間徑方向按壓力控制電動機結(jié)合。此外，如上述，在齒圈16Lc、16Rc嚙合未圖示的偏心套筒驅(qū)動小齒輪時，將偏心套筒16L、16R設(shè)為兩者的偏心外周面16Lb、16Rb在圓周方向成為相互整齊排列的同相位的旋轉(zhuǎn)位置，進行偏心套筒驅(qū)動小齒輪相對于該齒圈16Lc、16Rc的嚙合。在齒圈16Lc、16Rc和組件外殼11之間分別介設(shè)推力軸承24，同時，在第二輥22和偏心套筒16L、16R之間分別介設(shè)推力軸承25，利用這些推力軸承24、25將偏心套筒16L、16R及第二輥22 (輸出軸13)在軸線方向定位。但是，如上述，在相互摩擦接觸的第一輥21的外周面21a及第二輥22的外周面22a均為圓筒面的情況下，這些輥外周面21a、22a進行線接觸，因此，當(dāng)因組裝誤差或零件的精度誤差等而使輥旋轉(zhuǎn)軸線01、02的平行度降低時，輥式摩擦傳動組件的耐久性及傳動效率顯著惡化，可靠性下降。另一方面，如上述，在輥外周面21a、22a相互僅通過一點摩擦接觸的結(jié)構(gòu)中，該接觸部位的輥間的面呀提高，產(chǎn)生如下問題。即，如上述，在輥外周面21a、22a為相互僅通過一點摩擦接觸的(輥間的面壓高)構(gòu)成的情況下，相對于相互摩擦接觸的輥21、22 (外周面21a、22a)間的滑動速度、即輥間滑動速度(V)，輥21、22間的牽引系數(shù)(μ )基于油種類及動作條件(旋轉(zhuǎn)速度及輥間徑方向按壓力等)呈例如圖5中實線所示的變化特性(所謂的μ — V特性)。就μ — V特性而言，即使諸條件發(fā)生變化其也為同樣的形狀，在輥間滑動速度(V)產(chǎn)生之后，牽引系數(shù)(μ )急劇上升并達到最大值，之后，隨著輥間滑動速度(V)的上升，牽引系數(shù)(μ )從最大值逐漸降低。但是，牽引系數(shù)(μ )達到最大值(μ maxi)時的輥間滑動速度(V)即理想滑動速度(Vol)、牽引系數(shù)(μ )的最大值(μ max)、牽引系數(shù)(μ )從最大值(μ max)逐漸降低的負梯度區(qū)域的大小及該負梯度區(qū)域的牽引系數(shù)(μ )的降低梯度(△ μ I)分別根據(jù)輥外周面21a、22a的相互接觸部位的輥間的面壓而發(fā)生變化。S卩，目前，在輥外周面21a、22a相互僅通過一點摩擦接觸，輥間的面壓變高的結(jié)構(gòu)的情況下，(I)理想滑動速度(Vo)如(Vol)那樣降低，負梯度區(qū)域相應(yīng)變寬，(2)牽引系數(shù)(μ )的最大值如(μ maxi)那樣減小，(3)牽引系數(shù)(μ )的降低梯度如(Λ μ I)那樣陡峭，負梯度區(qū)域也有時如上述那樣變寬，負梯度區(qū)域的牽引系數(shù)(μ )的降低量增大。目前，在輥外周面 21a、22a相互僅通過一點摩擦接觸，輥21、22間的面壓變高的結(jié)構(gòu)的情況下，成為具有上述(I) (3)的趨勢的圖5的實線所示的μ — V特性，因此，難以在該μ — V特性的負梯度區(qū)域進行順暢的傳動，在輥21、22 (外周面21a、22a)間容易產(chǎn)生顫動(噪音或振動)。本實施例中，基于該問題起因于輥21、22 (外周面21a、22a)間的高的面壓的事實情況，在確保上述的可靠性的狀態(tài)下，降低輥21、22 (外周面21a、22a)間的面壓，難以產(chǎn)生上述顫動，因此，變更了輥21、22的外周面21a、22a的結(jié)構(gòu)。S卩，如圖2所示，第二輥22的外周面22a形成為圓筒面，第一輥21的外周面21a形成為由在軸線方向為中高的多個(圖2中為3個)凸曲面21b、21c、21d構(gòu)成的波形。由此，第一輥21的外周面21a在與凸曲面21b、21c、21d的頂點位置相對應(yīng)的軸線方向三處α 1、α 2、α 3與第二輥22的外周面22a相接。(第一實施例的作用)下面說明上述圖1、圖2所示的第一實施例的輥式摩擦傳動組件的作用。來自圖1的變速器3的輸出轉(zhuǎn)矩從圖2的左端向軸12輸入，另一方面，從該輸入軸12直接經(jīng)后傳動軸4及后主傳動組件5向左右后輪6L、6R (主驅(qū)動輪)傳遞。另一方面，輥式摩擦傳動組件I使向左右后輪6L、6R的轉(zhuǎn)矩的一部分從第一輥21經(jīng)第二輥22朝向輸出軸13，到達輸出軸13的轉(zhuǎn)矩在圖2中從輸出軸13的左端經(jīng)由前傳動軸7 (參照圖1)及前主傳動組件8向左右前輪(從驅(qū)動輪)7L、7R傳遞。這樣，車輛可驅(qū)動所有左右后輪6L、6R (主驅(qū)動輪)及左右前輪(從驅(qū)動輪)7L、7R，進行四輪驅(qū)動行駛。該四輪驅(qū)動行駛時的左右后輪6L、6R及左右前輪7L、7R間的驅(qū)動力分配控制可通過如下方式進行，即，利用上述的未圖示的輥間徑方向按壓力控制電動機，并經(jīng)由齒圈16Lc、16Rc使偏心套筒16L、16R繞軸線03旋轉(zhuǎn)。利用偏心套筒16L、16R繞軸線03的旋轉(zhuǎn)，輸出軸13及第二輥22的旋轉(zhuǎn)軸線02繞軸線03旋轉(zhuǎn)，通過輥21、22間的軸間距離的變更，可以任意控制第二輥22相對于第一輥21的徑方向按壓力、即輥21、22間的傳遞轉(zhuǎn)矩容量(前后輪驅(qū)動力分配)，可以進行左右后輪6L、6R及左右前輪7L、7R間的驅(qū)動力分配控制。第一實施例的輥式摩擦傳動組件為如下的構(gòu)成，即，使第二輥22的外周面22a形成為圓筒面，但將第一輥21的外周面22a形成為由在軸線方向中高的多個(圖2中為3個)凸曲面21b、21c、21d構(gòu)成的波形，第一輥21的外周面22a在與凸曲面21b、21c、21d的頂點位置相對應(yīng)的軸線方向三處α 1、α 2、α 3與第二輥22的圓筒外周面22a相接，因此，能夠在確保上述的可靠性的狀態(tài)下，使輥21、22 (外周面21a、22a)間的面壓比現(xiàn)有技術(shù)的面壓低，并具有如下的優(yōu)點。這樣，由于為輥21、22 (外周面21a、22a)間的面壓低的結(jié)構(gòu)，從而即使在完全相同的條件下也能夠?qū)ⅵ?—V特性從圖5中實線特性設(shè)為虛線特性。即，(4)可以使理想滑動速度(Vo)如(Vo2)那樣上升，以相應(yīng)縮窄負梯度區(qū)域。另夕卜，(5)可以將牽引系數(shù)(μ )的最大值如(μ max2)那樣增大。進而，(6)可以使牽引系數(shù)(μ )的降低梯度如(Λ μ 2)那樣平緩，結(jié)合負梯度區(qū)域如上縮窄，可以減少負梯度區(qū)域的牽弓丨系數(shù)(μ)的降低量。

因此，根據(jù)第一實施例的輥式摩擦傳動組件，即使在圖5中虛線所示的μ — V特性的負梯度區(qū)域，也能夠在輥21、22間進行順暢的傳動，能夠避免在該負梯度區(qū)域，在輥21,22 (外周面21a、22a)間產(chǎn)生顫動(噪音或振動)。(第二實施例)圖3表示本發(fā)明第二實施例的輥式摩擦傳動組件。本實施例中，第一輥21的外周面21a形成為軸線方向中間部高的單一凸曲面21e，第二輥22的外周面22a形成為軸線方向中間部低的V形槽面22b、22c。由此，第一輥21的形成為單一凸曲面21e的外周面21a和第二輥22的作為外周面22a的一方的V形槽面22b在β I摩擦接觸，第一輥21的形成為單一凸曲面21e的外周面21a和第二輥22的作為外周面22a的另一方的V形槽面22c在β 2摩擦接觸。即，第一輥21的外周面21a和第二輥22的外周面22a在軸線方向兩處β 1、β 2相互摩擦接觸。在第二實施例的輥式摩擦傳動組件中，第一輥21的外周面21a和第二輥22的外周面22a在軸線方向兩處β 、β 2相互摩擦接觸，因此，能夠在確保上述的可靠性的狀態(tài)下，使輥21、22 (外周面21a、22a)間的面壓比現(xiàn)有技術(shù)低，具有與第一實施例相同的優(yōu)點。而且，根據(jù)本實施例，第一輥21的外周面21a及第二輥22的外周面22a的形狀均比圖2所示的第一實施例的第一輥外周面21a的形成能夠簡單，因此，能夠抑制加工成本使其廉價，有利于降低成本。
另外，在本實施例中，第一輥21的形成為單一凸曲面21e的外周面21a和第二輥22的形成為V形槽面22b、22c的外周面22a通過兩者的協(xié)作，起到使第一輥21及第二輥22的接觸部位β 、β 2的面壓均等的作用，不會使一方的面壓變高而產(chǎn)生顫動。因此，相比第一實施例，能夠更可靠地防止顫動。(第三實施例)圖4表示本發(fā)明第三實施例的輥式摩擦傳動組件。本實施例中，將第一輥21的外周面21a與圖3的第二實施例相同形成為軸線方向中間部高的單一凸曲面21e，但將第二輥22的外周面22a形成為相對于單一凸曲面21e在軸線方向兩處Y 1、Y 2接觸的凹曲面22d、22e的組合構(gòu)成的軸線方向中間部低的連續(xù)凹曲面。由此，第一 輥21的形成為單一凸曲面21e的外周面21a和第二輥22的作為外周面22a的一方的凹曲面22d在Yl摩擦接觸，第一輥21的形成為單一凸曲面21e的外周面21a和第二輥22的作為外周面22a的另一方的凹曲面22e在Y 2摩擦接觸。S卩，第一輥21的外周面21a和第二輥22的外周面22a在軸線方向兩處Y 1、Y 2相互摩擦接觸。第三實施例的輥式摩擦傳動組件中，第一輥21的外周面21a和第二輥22的外周面22a在軸線方向兩處Y 1、Y 2相互摩擦接觸，因此，能夠在確保上述的可靠性的狀態(tài)下，使輥21、22 (外周面21a、22a)間的面壓比現(xiàn)有技術(shù)低，具有與第一實施例及第二實施例相同的優(yōu)點。第三實施例中，進而第一輥21的外周面21a和第二輥22的外周面22a的接觸部位Y 1、Y2成為凸曲面21e和凹曲面22d、22e的曲面彼此的接觸，能夠使接觸面積比第二實施例的情況大。因此，根據(jù)第三實施例，相比第二實施例的情況能夠減小第一輥21及第二輥22間的面壓，能夠使上述的效果更加顯著。(其它實施例)此外，在上述各實施例中，都是將輥式摩擦傳動組件I設(shè)為加減第二輥22 (外周面22a)相對于第一輥21 (外周面21a)的徑方向按壓力，可控制第一輥21及第二輥22間的接觸摩擦力(傳遞轉(zhuǎn)矩容量)的構(gòu)成。但是，在第二輥22 (外周面22a)相對于第一輥21 (外周面21a)的徑方向按壓力為不能加減的固定值，不能控制第一輥21及第二輥22間的接觸摩擦力(傳遞轉(zhuǎn)矩容量)的構(gòu)成的情況下，也可以應(yīng)用本發(fā)明的上述設(shè)想。另外，在任意的實施例中，第一輥外周面21a的形狀和第二輥外周面22a的形狀可以以與圖示例相反的方式進行切換，也能得到相同的優(yōu)點。
權(quán)利要求
1.一種輥式摩擦傳動組件，使第一輥的外周面及第二輥的外周面相互向徑方向按壓接觸，在這些第一輥及第二輥間通過摩擦可傳遞動力， 這些第一輥及第二輥中的一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的主驅(qū)動輪的驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合，將另一方的輥與四輪驅(qū)動車輛的從驅(qū)動輪的驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)合，其中， 所述第一輥的外周面及第二輥的外周面分別形成為，這些第一輥的外周面及第二輥的外周面在軸線方向多處相互接觸的形狀。
2.如權(quán)利要求1所述的輥式摩擦傳動組件,其中， 所述第一輥的外周面及第二輥的外周面中的一方的輥外周面形成為圓筒面，另一方的輥外周面形成為由在軸線方向中高的多個凸曲面構(gòu)成的波形。
3.如權(quán)利要求1所述的輥式摩擦傳動組件,其中， 所述第一輥的外周面及第二輥的外周面中的一方的輥外周面形成為軸線方向中間部高的單一凸曲面，另一方的輥外周面形成為軸線方向中間部低的V形槽面，第一輥的外周面及第二輥的外周面在軸線方向兩處相互接觸。
4.如權(quán)利要求1所述的輥式摩擦傳動組件,其中， 所述第一輥的外周面及第二輥的外周面中的一方的輥外周面形成為軸線方向中間部高的單一凸曲面，另一方的輥外周面形成為由相對于該單一凸曲面在軸線方向兩處接觸的凹曲面的組合構(gòu)成的軸線方向中間部低的連續(xù)凹曲面。
全文摘要
相互摩擦接觸進行動力傳遞的第一輥(21)及第二輥(22)中的第二輥(22)的外周面(22a)形成為圓筒面，第一輥(21)的外周面(21a)形成為由在軸線方向為中高的三個凸曲面(21b、21c、21d)構(gòu)成的波形，使第一輥(21)的外周面(22a)在與凸曲面(21b、21c、21d)的頂點位置相對應(yīng)的軸線方向三處(α1、α2、α3)與第二輥(22)的外周面(22a)接觸。由此，輥間的面壓降低，可以將牽引系數(shù)相對于輥間滑動速度的變化特性設(shè)為負梯度區(qū)域小且負梯度平緩，可以防止輥間產(chǎn)生顫動。
文檔編號B60K17/348GK103201131SQ201180053970
公開日2013年7月10日 申請日期2011年9月27日 優(yōu)先權(quán)日2010年11月18日
發(fā)明者高石哲 申請人:日產(chǎn)自動車株式會社