运动变换传递装置的制作方法

专利名称：运动变换传递装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及变换传递运动的装置，更详细地说涉及在变换运动的同时 以期望的传递比进行传递的运动变换传递装置。
背景技术：
在汽车等车辆的制动装置中，通过驾驶员踩下制动踏板来进行制动操 作，并将制动踏板的行程作为主缸的活塞的行程而传递给该活塞。并且， 通过主缸变换为与被施加给制动踏板的踏力相对应的制动液压，产生与制 动液压相对应的制动力。一般来说，在汽车等车辆的制动装置中，优选制动踏板的行程和踏力 的传递特性为非线性特性。作为用于使制动踏板的行程和踏力的传递特性 成为期望的非线性特性的构造，以往提出了具有各种构成的制动踏板装置，例如日本专利文献特开平11一115699号公报记载了杠杆比可变式的 制动踏板装置。在如上所述的杠杆比可变式的制动踏板装置中，通过包括摆动连杆和 连结连杆的连杆机构使杠杆比变化，因此需要用于能够使连杆运动的较大 的空间。另外，由于杠杆比的变化根据连杆的长度和相互关系而被唯一地 确定，因此杠杆比的变化方式被限定，从而难以将运动和力的传递特性在 大的范围内设定为期望的特性。另外，上述问题不限于杠杆比可变式的制 动踏板装置，在通过一般的凸轮机构等而使运动和力的传递特性可变的其 他现有的运动传递装置中也同样存在。发明内容本发明的主要目的在于提供一种紧凑化的运动变换传递装置，能够通 过在对准轴线而彼此嵌合的部件之间进行旋转运动与直线运动之间的运动7变换以及直线运动与旋转运动之间的运动变换，而将运动和力的传递特性在大范围内设定为期望的特性。
根据本发明，能够提供一种运动变换传递装置，其特征在于，所述运动变换传递装置具有输入部件、中间部件以及输出部件，所述输入部件、所述中间部件以及所述输出部件对准轴线而互相嵌合并且对准轴线进行相对运动，并且所述运动变换传递装置具有第一传递单元和第二传递单元，当将沿轴线的直线运动和绕轴线的旋转运动中的一者作为第一运动，将所述两种运动中的另一者作为第二运动时，所述第一传递单元将输入部件的第一运动变换为第二运动而传递给中间部件，所述第二传递单元将中间部件的第二运动变换为第一运动而传递给输出部件，第一传递单元和第二传递单元的至少一者使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比根据运动传递源的部件的运动量而连续地、非线性地变化。
根据该构成，能够经由中间部件的第二运动将输入部件的第一运动变换为输出部件的第一运动，并且使输出部件的运动量与输入部件的运动量之比可靠地根据输入部件的运动量而连续地、非线性地变化，由此能够在输入部件和输出部件的运动的整个范围内使输入部件的运动量与输出部件的运动量的关系成为期望的连续的非线性特性。
另外，与输入部件和输出部件沿互不相同的轴线直线运动的构造或输入部件或输出部件不与中间部件嵌合的构造的情况相比，能够降低运动变换传递装置的轴线方向的长度，从而可靠地使运动变换传递装置紧凑化。
在上述构成中，可以采用以下方式第一传递单元将输入部件沿轴线的直线运动变换为绕轴线的旋转运动而传递给中间部件，第二传递单元将中间部件绕轴线的旋转运动变换为沿轴线的直线运动而传递给输出部件。
根据该构成，能够使输出部件的直线运动量与输入部件的直线运动量之比可靠地根据输入部件的直线运动量而连续地、非线性地变化，并且使输入部件的直线运动作为直线运动而传递给输出部件。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式第一传递单元将输入部件绕轴线的旋转运动变换为沿轴线的直线运动而传递给中间部件，第二传递单元将中间部件沿轴线的直线运动变换为绕轴线的旋转运动而传递给输出
8部件。
根据该构成，能够使输出部件的旋转运动量与输入部件的旋转运动量之比可靠地根据输入部件的旋转运动量而连续地、非线性地变化，并且使输入部件的旋转运动作为旋转运动而传递给输出部件。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式第一传递单元被构成为使中间部件的运动量与输入部件的运动量之比根据输入部件的运动量而连续地、非线性地变化，第二传递单元被构成为使输出部件的运动量与中间部件的运动量之比根据中间部件的运动量而连续地、非线性地变化。
根据该构成，与仅通过第一传递单元和第二传递单元的某一者使运动量之比连续非线性地变化的构造的情况相比，能够减小第一传递单元和第二传递单元分别应达到的运动量之比的变化量。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式输出部件的运动量与中间部件的运动量之比大于中间部件的运动量与输入部件的运动量之比。
根据该构成，与输出部件的运动量与中间部件的运动量之比小于中间部件的运动量与输入部件的运动量之比的构造的情况相比，能够在实现相同的连续的非线性特性的基础上减小需要的中间部件的运动量。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式第一传递单元和第二传递单元具有凸轮，被设置在运动传递源的部件上；以及凸轮从动件，被设置在运动传递目的地的部件上，与凸轮相配合；通过凸轮从动件从动于凸轮，来使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比根据运动传递源的部件的运动量而连续地、非线性地变化。
根据该构成，能够使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比可靠地根据运动传递源的部件的运动量而连续非线性地变化，并且能够通过设定凸轮和凸轮从动件来实现期望的连续的非线性特性。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式凸轮和凸轮从动件中的一者是凸轮槽，凸轮和凸轮从动件中的另一者是与凸轮槽配合并沿凸轮槽移动的凸轮槽配合部件，第一传递单元和第二传递单元的至少一者的凸轮槽弯曲成相对于绕轴线的周向倾斜延伸且相对于周向的倾斜角连续地逐渐变化。
根据该构成，通过凸轮槽配合部件在与凸轮槽配合的状态下沿凸轮槽移动，能够使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比根据运动传递源的部件的运动量而连续非线性地变化，因此能够通过设定凸轮槽的弯曲形状来实现期望的连续的非线性特性。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽具有当输入部件的运动量为0时在凸轮槽配合部件与凸轮槽配合的位置处相对于周向相同的倾斜角。
根据该构成，与当输入部件的运动量为0时在凸轮槽配合部件与凸轮槽配合的位置处第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽相对于周向所成的倾斜角互不相同的构造的情况相比，能够顺畅地开始和结束输入部件的直线运动开始时和结束时的中间部件的旋转运动。因此，能够顺畅地在输入部件与中间部件之间以及中间部件与输出部件之间进行运动变换和反力的传递。
另外，在上述构成中，可以采用以下方式运动变换传递装置具有容纳输入部件、中间部件以及输出部件的壳体，中间部件在绕着轴线围绕输入部件和输出部件的状态下与输入部件和输出部件嵌合，并且以能够沿轴线直线运动的方式支承输入部件和输出部件，壳体在绕着轴线围绕中间部件的状态下与中间部件嵌合，并且以能够绕轴线旋转的方式支承中间部件，第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽被设置在中间部件上，第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件分别被设置在输入部件和输出部件上，壳体具有沿轴线延伸的导槽，第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件分别贯穿第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽向径向延伸并且能够沿导槽移动地与导槽配合。
根据该构成，与输入部件和输出部件沿互不相同的轴线直线运动的构造或中间部件不与输入部件或输出部件嵌合的构造的情况相比，能够减少运动变换传递装置的轴线方向的长度，从而使运动变换传递装置紧凑化。并且，能够防止直线运动或旋转运动的部件暴露，同时通过将壳体固定在支承单元上，能够将运动变换传递装置容易且可靠地固定在支承单元上。并且，能够从导槽可靠地沿轴线引导第一传递单元和第二传递单元的 凸轮槽配合部件，由此与壳体上未设置导槽的构造的情况相比，能够顺畅 地进行在输入部件的直线运动与中间部件的旋转运动之间的运动变换和中 间部件的旋转运动与输出部件的直线运动之间的运动变换。另外，伴随着 输入部件的直线运动与中间部件的旋转运动之间的运动变换和中间部件的 旋转运动与输出部件的直线运动之间的运动变换，能够通过壳体来承担第 一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件受到的应力的一部分，因此 与壳体上未设置导槽的构造的情况相比，能够提高运动变换传递装置的耐 久性。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元使输出部件沿轴线向与输入部件相同的方向直线运动。
根据该构成，与使输出部件沿轴线向与输入部件相反的方向直线运动 的构造的情况相比，能够减小输入部件的直线运动量为0时输入部件与输 出部件之间的距离，由此能够减小运动变换传递装置沿轴线的方向的长 度。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件在 输入部件的运动量为0时相互抵接。
根据该构成，与在输入部件的运动量为0时输入部件和输出部件也被 相互间隔设置的构造的情况相比，能够减小运动变换传递装置沿轴线的方 向的长度，并且能够可靠地降低输入部件的运动量为0时输入部件和输出 部件的不稳。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件沿 轴线被相互间隔设置在绕轴线的相同的周向位置处，第一传递单元和第二 传递单元的凸轮槽配合部件与第一传递单元和第二传递单元共同的导槽配合。
根据该构成，与输入部件和输出部件被设置在绕轴线的互不相同的周 向位置处、第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件分别与单独的 导槽配合的构造的情况相比，能够降低导槽的数量，简化运动变换传递装 置的构造。另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件具 有沿轴线相互配合的部分，第一传递单元和第二传递单元被设置在相互配 合的部分上，并且在绕轴线的周向上被相互间隔设置。
根据该构成，与输入部件和输出部件不具有沿轴线相互配合的部分并 且第一传递单元和第二传递单元沿轴线被相互间隔设置的构造的情况相 比，能够降低运动变换传递装置的轴线方向的长度，从而使运动变换传递 装置紧凑化。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件分 别具有沿轴线向另一部件延伸的一对臂部，输入部件的一对臂部和输出部 件的一对臂部在绕轴线的周向上看时被交替配置，并且允许输入部件和输 出部件沿轴线的相对直线运动，同时阻止绕轴线的相对旋转运动。
根据该构成，当输入部件的直线运动被变换为中间部件的旋转运动时 输入部件从中间部件接受的旋转反力以及中间部件的旋转运动被变换为输 出部件的直线运动时中间部件从输出部件接受的旋转反力变为彼此绕轴线 的相反的方向。
因此，能够通过输入部件和输出部件来承担由直线运动与旋转运动之 间的运动变换而产生的旋转反力的至少一部分，由此能够降低第一传递单 元和第二传递单元应承担的旋转反力。因而与输入部件的一对臂部和输出 部件的一对臂部未被构成为阻止输入部件和输出部件绕轴线的相对旋转运 动的构造的情况相比，能够提高运动变换传递装置的耐久性。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件具 有相同的形状，并沿所述轴线彼此相对于另一者被反向配置。
根据该构成，能够使输入部件和输出部件成为共同的部件，由此与输 入部件和输出部件是具有互不相同的形状的不同部件的构造的情况相比， 能够降低必要的部件数，从而降低运动变换传递装置的成本。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输入部件和输出部件具 有相同的形状，并沿轴线彼此相对于另一者被反向配置。
根据该构成，与设置在输入部件和输出部件的一者上的轴部不能被设 置在另一部件上的凹部沿轴线相对直线运动地接受的构造的情况相比，能
12够可靠地降低输入部件和输出部件的不稳。
另外，与输入部件和输出部件不具有轴部和凹部、第一传递单元和第 二传递单元沿轴线被相互间隔设置的构造的情况相比，能够降低运动变换 传递装置的轴线方向的长度，从而使运动变换传递装置紧凑化。并且，能 够可靠地防止由于凹部周围的部分而阻碍凸轮槽配合部件相对于凹部周围 的部分相对地沿轴线直线运动。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元被构成为使输出部件沿轴线向与输入部件相反的方向直线运动。
根据该构成，输出部件沿轴线向与输入部件相反的方向直线运动，因 此能够使直线运动的方向反转而将输入部件的直线运动传递给f^出部件。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式输出部件与其他部件共 同作用而在沿轴线的两侧划定由液体填充的容积可变的两个缸室，输出部 件具有连通连接两个缸室的孔，伴随着输出部件的直线运动，液体从一个 缸室经由孔向另 一个缸室流动。
根据该构成，由于液体经由孔流动而产生的阻尼力相对于输出部件作 用在与其运动方向相反的方向上，因此输入部件的直线运动的速度越高， 作用在输出部件上的阻尼力越高。因此，能够按照输入部件的直线运动的 速度越高则反力越高的方式产生与输入部件的直线运动的速度相应的反 力。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元的凸轮槽沿轴线的方向的延伸范围在绕轴线的周向上看时至少部分 相互重叠。
根据该构成，与第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽沿轴线的方向 的延伸范围在绕轴线的周向上看时相互不重叠的构造的情况相比，能够减 小第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件沿轴线的方向的间隔。 因此，能够降低操作模拟器的轴线方向的长度，从而使运动变换传递装置 紧凑化。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式运动变换传递装置具有 容纳输入部件、中间部件以及输出部件的壳体，输入部件和输出部件在绕着轴线围绕中间部件的状态下与中间部件嵌合，并且以能够沿轴线直线运 动的方式支承中间部件，壳体在绕着轴线围绕输入部件和输出部件的状态 下与输入部件和输出部件嵌合，并且以能够绕轴线旋转的方式支承输入部 件和输出部件，第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽被设置在输入部件 和输出部件上，第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件被设置在 中间部件上，壳体具有沿轴线延伸的导槽，第一传递单元和第二传递单元 的凸轮槽配合部件分别贯穿第一传递单元和第二传递单元的凸轮槽向径向 延伸并且能够沿导槽移动地与所述导槽配合。
根据该构成，与壳体上未设置导槽的构造的情况相比，能够顺畅地进 行输入部件的旋转运动与中间部件的直线运动之间的运动变换以及中间部 件的直线运动与输出部件的旋转运动之间的运动变换。并且，伴随着输入 部件的旋转运动与中间部件的直线运动之间的运动变换以及中间部件的直 线运动与输出部件的旋转运动之间的运动变换，能够通过壳体来承担第一 传递单元和第二传递单元的凸轮槽配合部件受到的应力的一部分。因此， 与壳体上未设置导槽的构造的情况相比，能够提高运动变换传递装置的耐 久性。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式凸轮槽配合部件具有 轴部件，被固定在对应的部件上，并向径向延伸；以及凸轮辊，可旋转地 被轴部件支承，并可转动地与凸轮槽的壁面配合。
根据该构成，与凸轮槽配合部件未与凸轮槽的壁面可转动地配合的构 造的情况相比，能够降低凸轮槽配合部件与凸轮槽的壁面之间的摩擦，能 够顺畅地进行运动传递源的运动与运动传递目的地的运动之间的运动变 换。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式凸轮槽配合部件具有导 辊，该导辊可旋转地被轴部件支承，并可转动地与导槽的壁面配合，所述 导槽沿输入部件的直线运动的方向延伸。
根据该构成，与不具有可转动地与导槽的壁面配合的导辊的构造的情 况相比，能够可靠地沿输入部件的直线运动的方向移动轴部件，由此能够 顺畅地进行运动传递源的运动与运动传递目的地的运动之间的运动变换。
14另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元的至少一者使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件 的运动量之比根据运动传递源的部件的运动量而连续非线性地变化，以使 运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比随着运 动传递源的部件的运动量的增大而逐渐增大。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元被构成为 使中间部件的运动量与输入部件的运动量之比根据输入部件的运动量而连 续非线性地变化，以使中间部件的运动量与输入部件的运动量之比随着输 入部件的运动量的增大而逐渐增大，第二传递单元使输出部件的运动量与 中间部件的运动量之比根据中间部件的运动量而连续非线性地变化，以使 输出部件的运动量与中间部件的运动量之比随着中间部件的运动量的增大 而逐渐增大。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式设置有在轴线的周围被 等间隔地间隔设置的多个凸轮槽和凸轮槽配合部件。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式伴随着输入部件的运动 量的增大的输出部件的运动量与中间部件的运动量之比的增大率大于中间 部件的运动量与输入部件的运动量之比的增大率。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元使输出部件绕轴线向与输入部件相同的方向旋转运动。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式第一传递单元和第二传 递单元使输出部件绕轴线向与输入部件相反的方向旋转运动。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式运动变换传递装置将操 作者对操作单元的运动传递给其他的部件。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式运动变换传递装置被配 置在由车辆的驾驶员操作的制动操作单元与将施加给制动操作单元的操作 力变换为液压的单元之间。
另外，在上述构成中，可以采用以下的方式运动变换传递装置与车 轮一起被配置在上下运动的部件与车身之间，输入部件和输出部件与支承 悬架弹簧的弹簧座连结。另外，在上述构成中，可以采用以下的方式运动变换传递装置被配 置在车辆的转向装置的转向盘与将旋转运动变换为转向轮的转向运动的运 动变换机构之间。


图1是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装 置的第一实施例的沿轴线的截面图2是将第一实施例的中间转子展开为平面而表示的展开图3是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装 置的第二实施例的沿轴线的截面图4是将第二实施例的中间转子展开为平面而表示的展开图5是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装
置的第三实施例的沿轴线的截面图6是将第三实施例的中间转子展开为平面而表示的展开图，
图7是在轴线上沿直角相接的两个剖切面剖切作为制动行程模拟器而
构成的本发明中的运动变换传递装置的第四实施例而表示的截面图； 图8是沿图7的线A-A的输入活塞和输出活塞的横截面图； 图9是将第四实施例的中间转子展开为平面而表示的展开图； 图10是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的操作模拟器的
第五实施例的沿轴线的截面图11是将第五实施例的中间转子展开为平面而表示的展开图12是表示作为可以应用制动行程模拟器的实施例的一个应用例的
油压式制动装置的简要构成图13是表示输入活塞的直线运动量与中间转子的旋转运动量之间的
关系的图14是表示中间转子的旋转运动量与输出活塞的直线运动量之间的 关系的图15是表示输入活塞的直线运动量与输出活塞的直线运动量之间的 关系的图；图16是表示制动踏板的踩踏量与踏板反力之间的关系的图； 图17是表示作用在输入活塞上的力与作用在输出活塞上的力之间的 关系的图18是表示作为制动装置的踏力传递装置而构成的本发明中的运动 变换传递装置的第六实施例的截面图19是表示第六实施例的踏力传递装置的沿轴线的放大截面图20是表示作为汽车等车辆的转向系统中的转向运动变换传递装置 而构成的本发明中的运动变换传递装置的第七实施例的沿轴线的截面图21是将第七实施例的输入转子的第一传递单元的凸轮槽的区域展 开为平面而表示的部分展开图22是将第七实施例的输出转子的第二传递单元的凸轮槽的区域展 开为平面而表示的部分展开图23是表示组装了第七实施例的转向系统的说明图24是表示第七实施例中的输入转子的旋转运动量与中间活塞的直 线运动量的关系的图25是表示第七实施例中的中间活塞的直线运动量与输出转子的旋 转运动量的关系的图26是表示第七实施例中的从转向盘的中立位置的旋转角度ein与
下主轴270的旋转角度6 out的关系的图27是表示在第七实施例中从转向盘经由转向运动变换传递装置而 被传递给下主轴的转矩的传递特性的图28是在轴线上沿直角相接的两个剖切面剖切作为汽车等车辆的悬
架行程传递装置而构成的本发明中的运动变换传递装置的第八实施例而表 示的截面图29是将第八实施例的中间转子的第一传递单元的凸轮槽的区域展 开为平面而表示的部分展开图30是将第八实施例的中间转子的第二传递单元的凸轮槽的区域展 开为平面而表示的部分展开图31是表示组装了第八实施例的悬架的说明图；图32是表示第八实施例中的输入转子的直线运动量与中间活塞的旋 转运动量的关系的图33是表示第八实施例中的中间活塞的旋转运动量与输出转子的直 线运动量的关系的图34是表示第八实施例中的输入转子的直线运动量与输出转子的直 线运动量的关系的图35是表示第八实施例中的车轮的行程与压縮螺旋弹簧的弹性变形 量的变化量的关系的图36是表示现有的一般的双叉臂式悬架的说明图37是表示第八实施例和现有的一般悬架的悬架刚度与车轮的縮 弹、回弹的变位量的关系的图。
具体实施例方式
以下，参照附图来详细地说明本发明的几个优选的实施例。
首先，在进行实施例的说明之前，参照图12来说明作为制动行程模 拟器而构成的、可以应用本发明中的运动变换传递装置的后述的第一至第 五实施例的汽车等车辆的制动装置的一个应用例。
图12作为可以应用制动行程模拟器的实施例的一个应用例而示出了 油压式的制动装置210，制动装置120具有主缸214，该主缸214响应于 驾驶员对制动踏板212的踩踏操作而加压输送制动油。制动踏板212被枢 轴212A枢轴支承，并通过运转杆216与主缸214的活塞连结。
主缸214具有第一主缸室214A和第二主缸室214B，在这些主缸室中 分别连接有左前轮用的制动油压供应导管218和右前轮用的制动油压控制 导管220的一端。在制动油压控制导管218和220的另一端分别连接有控 制左前轮和右前轮的制动力的轮缸222FL和222FR。
在制动油压供应导管218和220的中途分别设置有作为连通控制阀而 发挥功能的常开型的电磁开闭阀(所谓主切断阀)224L禾n 224R，电磁开 闭阀224L和224R分别作为控制第一主缸室214A和第二主缸室214B与 相对应的轮缸222FL和222FR的连通的截止阀而发挥功能。另外，在第一主缸214A上通过中途具有常闭型的电磁开闭阀(常闭阀)226的导管 228A来连接有按照本发明而构成的制动行程模拟器10。
在主缸214上连接有储存器230，油压供应导管232的一端与储存器 230连接。在油压供应导管232的中途设置有被电动机234驱动的油泵 236，在油泵236的喷出侧的油压供应导管232上连接有储存高压的油压 的储能器238。在储存器230与油泵236之间的油压供应导管232上连接 有油压排出导管240的一端。储存器230、油泵236、储能器238等如后 面所述作为用于增加轮缸222FL、 222FR、 222RL、 222RR内的压力的高 压的压力源而发挥功能。
另外，虽然图12没有示出，但是设置有连通连接油泵236的吸入侧 的油压供应导管232和油泵236的喷出侧的油压供应导管232的导管，在 该导管的中途设置有安全阀，所述安全阀在储能器238内的压力大于基准 值的情况下开阀，并使油从喷出侧的油压供应导管232返回到吸入侧的油 压供应导管232。
油泵236的喷出侧的油压供应导管232通过油压控制导管242与电磁 开闭阀224L与轮缸222FL之间的制动油压供应导管218连接，通过油压 控制导管244与电磁开闭阀224R与轮缸222FR之间的制动油压供应导管 220连接，通过油压控制导管246与左后轮用的轮缸222RL连接，通过油 压控制导管248与右后轮用的轮缸222RR连接。
在油压控制导管242、 244、 246、 248的中途分别设置有常闭型的电 磁式线性阀250FL、 250FR、 250RL、 250RR。相对于线性阀250FL、 250FR、 250RL、 250RR，轮缸222FL、 222FR、 222RL、 222RR侧的油压 控制导管242、 244、 246、 248分别通过油压控制导管252、 254、 256、 258与油压排出导管240连接，在油压控制导管252、 254的中途设置有常 闭型的电磁式线性阀260FL、 260FR，并且在油压控制导管256、 258的中 途分别设置有比常闭型的电磁式线性阀便宜的常开型的电磁式线性阀 260RL、 260RR。
线性阀250FL、 250FR、 250RL、 250RR分别作为对轮缸222FL、 222FR、 222RL、 222RR的增压阀(保持阀)而发挥功能，线性阀260FL、 260FR、 260RL 、 260RR分别作为对轮缸222FL 、 222FR、 222RL、 222RR的减压阀而发挥功能，因此这些线性阀互相作用，构成控 制从储能器238内对各轮缸的高压油的供应和排出的增减压控制阀。
另外，在驱动电流没有供应给各电磁开闭阀、各线性阀以及电动机 234的非控制时，电磁开闭阀224L和224R被维持为开阀状态，电磁开闭 阀226、线性阀250FL 250RR、线性阀260FL以及260FR被维持为闭阀 状态，线性阀260RL和260RR被维持为开阀状态(非控制模式)，由此 左右前轮的轮缸内的压力直接被主缸214控制。
如图12所示，在第一主缸室214A与电磁开闭阀224之间的制动油压 控制导管218上设置有第一压力传感器266，该第一压力传感器266检测 所述控制导管内的压力来作为第一主缸压力Pml。同样地，在第二主缸室 214B与电磁开闭阀224R之间的制动油压控制导管220上设置有第二压力 传感器268，该第二压力传感器268检测所述控制导管内的压力来作为第 二主缸压力Pm2。在制动踏板212上设置有行程传感器270，该行程传感 器270检测驾驶员对制动踏板的踩踏行程St，在油泵234的喷出侧的油压 供应导管232上设置有压力传感器272，该压力传感器272检测所述油压 供应导管内的压力来作为储能器压力Pa。
在电磁开闭阀224L和224R与轮缸222FL和222FR之间的制动油压 供应导管218和220上分别设置有检测相应导管内的压力来作为轮缸 222FL和222FR内的压力Pfl、 Pfr的压力传感器274FL和274FR。另外， 在电磁开闭阀250RL和250RR与轮缸222RL和222RR之间的油压控制导 管246和248上分别设置有检测相应导管内的压力来作为轮缸222RL和 222RR内的压力Prl、 Prr的压力传感器27斗RL和2MRR。
电磁开闭阀224L和224R、电磁开闭阀226、电动机234、线性阀 250FL 250RR、线性阀260FL 260RR被图12中没有示出的电子控制装 置控制。
分别从压力传感器266和268向电子控制装置输入表示第一主缸压力 Pml和第二主缸压力Pm2的信号，从行程传感器270向电子控制装置输入 表示制动踏板212的踩踏行程St的信号，从压力传感器272向电子控制装置输入表示储能器压力Pa的信号，分别从压力传感器274FL 274RR向 电子控制装置输入表示轮缸222FL 222RR内的压力Pi (i = fl、 fr、 rl、 rr)的信号。
一旦制动踏板212被踩下，则电子控制装置打开电磁开闭阀226，同 时关闭电磁开闭阀224L和224R，并基于在该状态下由压力传感器266、 268检测出的主缸压力Pml、 Pm2以及由行程传感器270检测出的踩踏行 程St来计算车辆的目标减速度Gt，基于车辆的目标减速度Gt来将各车轮 的目标轮缸压力Pti (i=fl、 fr、 rl、 rr)计算为比主缸压力Pml、 Pm2高的 值，并且控制各线性阀250FL 250RR和260FL 260RR，以使各车轮的 制动压力Pi成为目标轮缸压力Pti。
由以上的说明可知，电子控制装置基于驾驶员的制动操作量来将各车 轮的目标轮缸压力计算为比主缸压力Pml、 Pm2高的值，并与电磁开闭阀 224L和224R、电磁开闭阀226、电动机234、线性阀250FL 250RR、线 性阀260FL 260RR、压力传感器266等各传感器共同作用在使用高压的 压力源的压力关闭电磁开闭阔224L和224R的状态下，控制线性阀 250FL 250RR和线性阀260FL 260RR，以使各车轮的轮缸压力成为相 应的目标轮缸压力。
在此情况下，制动行程模拟器IO在通过关闭电磁开闭阀224L和 224R来截断主缸214与轮缸222FL、 222FR的连通的情况下允许驾驶员对 制动踏板212的踩踏行程，并且以期望的连续的非线性特性经由制动踏板 212向驾驶员施加反力。
第一实施例
图1是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装 置的第一实施例的沿轴线的截面图，图2是将第一实施例的输出转子进行 平面展开而表示的展开图。
在这些图中，10整体地示出了制动行程模拟器，行程模拟器10具 有作为输入部件的输入活塞14,沿轴线12延伸，能够沿轴线12直线运 动；作为中间部件的中间转子86，沿轴线12延伸，能够绕轴线12旋转运 动；以及作为输出部件的输出活塞90，沿轴线12延伸，能够沿轴线12直
21线运动。输入活塞14、中间转子86、输出活塞90被配置在壳体16内， 壳体16通过圆筒状的主体16A和通过压入等手段而被固定在该主体16A 的两端的端盖22A和22B而形成。
中间转子86在壳体16的内侧与壳体16嵌合，并在沿其轴线的两端部 通过设置在与壳体16之间的角接触轴承42和44能够相对于壳体16相对 地绕轴线12旋转地被支承。角接触轴承42和44允许中间转子86相对于 壳体16相对地绕轴线12旋转，但是阻止中间转子86相对于壳体16相对 地沿轴线12移动。在相对于角接触轴承42和44靠轴线方向外侧的位置处 安装有绕轴线12环状地延伸的皮碗密封件46和48。皮碗密封件46和48 由如橡胶那样的弹性材料构成，允许中间转子86相对于壳体16相对地绕 轴线12旋转，并且阻止粉尘或泥水等异物侵入到角接触轴承42和44中。
输入活塞14和输出活塞90在中间转子86的内侧与中间转子86嵌 合，并通过中间转子86能够相对于中间转子86相对地沿轴线12往复运动 地被支承。另外，输入活塞14与壳体16的端盖22A和输出活塞90共同 作用而划定了容积可变的第一缸室18。在端盖22A上设置有连通孔20， 第一缸室18经由连通孔20和导管228A与第一主缸室214A连通连接，由 此被油填充。 一旦第一缸室18内的液压上升，则输入活塞14根据该液压 向图1中的左方沿轴线12移动。
另外，输入活塞14与中间转子86和输出活塞90共同作用，而划定了 容积可变的第二缸室24。在输入活塞14的一端的外周安装有皮碗密封件 88，皮碗密封件88密封输入活塞14与中间转子86的内壁面之间，由此截 断了第一缸室18与第二缸室24的连通。在输入活塞14的另一端的外周安 装有如特氟隆(Teflon，注册商标)环那样的减摩环28，减摩环28降低输 入活塞14相对于中间转子86相对地直线运动时的摩擦阻力。另外，虽然 图1和图2没有示出，但是行程模拟器IO通过壳体16、端盖22A或22B
被安装在车身上而被固定在车身上。
输出活塞90与壳体16的端盖22B和中间转子86共同作用而划定容 积可变的第三缸室106。在输出活塞90的两端部的外周面安装有与减摩环 28相同的减摩环28A和28B。在图示的实施例中，输入活塞14和输出活塞90具有向端盖22B敞开的杯形的截面形状，在输出活塞90与端盖22B 之间的第三缸室106中配置有作为反力产生单元的压縮螺旋弹簧92。
负载传递t干30贯穿输入活塞14而与轴线12垂直地延伸，通过压入等 手段而被固定在输入活塞14上。负载传递杆30的两端部贯穿设置在壳体 16的主体16A上的导槽32并延伸到设置在中间转子86上的凸轮槽36 内。另外，负载传递杆30的两端部能够绕自身的轴线30A旋转地支承实 质上为球形的导辊38和凸轮辊40。各导辊38可转动地与相应的导槽32 的壁面配合，各凸轮辊40可转动地与凸轮槽36的壁面配合。导槽32和凸 轮槽36的宽度分别被设定为稍稍大于导辊38和凸轮辊40的最大直径的 值。
同样地，负载传递杆94贯穿输出活塞90而与轴线12垂直地延伸，并 通过压入等手段而被固定在输出活塞90上。负载传递杆94的轴线94A与 负载传递杆30的轴线30A平行地延伸，但是只要轴线94A垂直于轴线 12，也可以沿轴线12看相对于轴线30A倾斜。负载传递杆94的两端部贯 穿设置在中间转子86上的凸轮槽96，并延伸到设置于壳体16的主体16A 上的导槽32内。另外，负载传递杆94的两端部能够绕自身的轴线102旋 转地支承导辊98和凸轮辊100。各导辊98可转动地与导槽32的壁面配 合，各凸轮辊100可转动地与设置在中间转子86上的凸轮槽96的壁面配 合。导槽32禾n凸轮槽96的宽度分别被设定为稍稍大于导辊98和凸轮辊 100的最大直纟5的值。
导糟32净皮设定为稍稍大于导辊36和98的最大直径的值，凸轮槽34 和96的宽度仝、别被设定为稍稍大于凸轮辊38和100的最大直径的值。凸 轮槽34和96 ^、别与第二缸室24和第三缸室106始终连通，并且经由壳体 16的主体16A与中间转子86之间的间隙与导槽32始终连通。导槽32沿 轴线12延伸，以使其作为导辊38和98共同的导槽而发挥功能。在壳体 16的主体16A的外周通过压入等手段固定有圆筒状的封盖104。封盖104 与主体16Al紧密地嵌合，使导槽32与外界隔断。导槽32经由设置在封盖 104上的连通孔41和导管228B与储存器230始终连通。
两个导槽32绕轴线12被彼此间隔180°设置，并且与轴线12平行地直线延伸，因此如果导辊38去除了绕负载传递杆30的旋转运动，则能够
在导槽32内沿轴线12仅在直线上运动。两个凸轮槽36也绕轴线12被彼 此间隔180°设置，但是如图2所示，凸轮槽36以相对于轴线12和周向 倾斜的状态下弯曲延伸。因此，如果凸轮辊40去除了绕负载传递杆30的 旋转运动，则能够在凸轮槽36内仅沿相对于轴线12和周向倾斜弯曲的运 动轨迹运动。
凸轮槽96也相对于轴线12和周向倾斜延伸，但是向与凸轮槽36相反 的方向弯曲延伸，以在图2中看从右端向左端相对于周向的倾斜角逐渐变 大。凸轮槽96的在图2中看时的右端部与凸轮槽36的在图2中看时的左 端部在轴线方向的位置彼此重叠。另外，凸轮槽96的沿轴线12的方向的 延伸长度被设定为比凸轮槽36的沿轴线12的方向的延伸长度大的值。另 外，凸轮槽36和96的在图2中看时的右端部相对于轴线12的倾斜角9 1 和6 2形成相同的角度。
如图1所示，在非制动时，凸轮辊40和100分别位于与凸轮槽36和 96的在图7中看时的右端抵接的初始位置。并且，当凸轮辊40和100位 于初始位置时，输入活塞14位于第一缸室18的容积变为最小的初始位 置，输出活塞90位于与输入活塞14抵接的初始位置，由此压縮螺旋弹簧 92的压縮变形量变为最小。另外，在非制动时，负载传递杆30和94由于 压縮螺旋弹簧92的弹簧力向在图6中看时的右方施力，由此输入活塞14 和输出活塞90被定位在初始位置，当输入活塞14和输出活塞90位于初始 位置时，使得彼此抵接。
另外，当输入活塞14处于初始位置时，输入活塞14的在图1中看时 的左端比凸轮槽36的在图6中看时的左端位于第一缸室18侧。另外，如 上所述，凸轮槽96的在图7中看时的右端部与凸轮槽36的在图2中看时 的左端部在轴线方向的位置彼此重叠。因此，输入活塞14与输出活塞90 之间的第二缸室24经由输入活塞14与输出活塞90之间的间隙与凸轮槽 36和96连通，并通过油填充。另外，当输出活塞90处于初始位置时，输 出活塞90的在图1中看时的左端比凸轮槽96的在图1中看时的左端位于 第一缸室18侦U。因此，输出活塞90与端盖22B之间的第三缸室106与凸轮槽96连通，并通过油填充。
这样，在图示的第一实施例中，负载传递杆30、导槽32、凸轮槽 36、导辊38、凸轮辊40等彼此共同作用，将输入活塞14的沿轴线12的 直线运动变换为绕轴线12的旋转运动而传递给中间转子86，并且如后面 所述作为第一传递单元54而发挥功能，所述第一传递单元54将被中间转 子86传递的反力转矩作为沿轴线12的方向的反力而传递给输入活塞14。 另外，第一传递单元54使中间转子86的旋转运动量与输入活塞14的沿轴 线12的直线运动量之比随着输入活塞14的直线运动量的增大而逐渐增 大。
另外，负载传递杆94、导槽32、凸轮槽96、导辊98、凸轮辊100等 彼此共同作用，将中间转子86的旋转运动变换为沿轴线12的直线运动而 传递给输出活塞90，并经由输出活塞90使压縮螺旋弹簧92压縮变形，并 且作为第二传递单元56而发挥功能，所述第二传递单元56将压縮螺旋弹 簧92的反力作为绕轴线12的反力转矩而传递给中间转子86。另外，第二 传递单元56使输出活塞90的沿轴线12的直线运动量与中间转子86的旋 转运动量之比随着中间转子86的旋转运动量的增大而逐渐增大，由此使 输出活塞90的沿轴线12的直线运动量与输入活塞14的沿轴线12的直线 运动量之比随着输入活塞14的直线运动量的增大而逐渐增大。
在如上所述构成的第一实施例中， 一旦主缸214内的液压上升、输入 活塞14沿轴线12向在图1中看时的左方直线运动，则通过第一传递单元 54将输入活塞14的直线运动变换为绕轴线12的旋转运动而传递给中间转 子86，通过第二传递单元56将中间转子86的旋转运动变换为沿轴线12 的直线运动而传递给输出活塞90。因此，输出活塞90的直线运动量与输 入活塞14的直线运动量之比通过第一传递单元54和第二传递单元56这两 者的作用而被确定，因而压縮螺旋弹簧92的压縮变形量与输入活塞14的 直线运动量之比也通过第一传递单元54和第二传递单元56这两者的作用 而被确定。
这里，如果输入活塞14的直线运动量与中间转子86的旋转运动量的 关系是如图13所示的关系，中间转子86的旋转运动量与输出活塞90的直线运动量的关系是如图14所示的关系，则输入活塞14的直线运动量与输 出活塞90的直线运动量的关系变为如图15所示的关系，因此相对于制动
踏板212的踩踏量的踏板反力的特性变为如图16所示的特性。另外，力 的传递率为运动(变位)的传递率的倒数，因此沿轴线12作用在输入活 塞14上的力与沿轴线12作用在输出活塞90上的力的关系变为如图17所 示的关系。
因此，根据图示的第一实施例，根据期望的传递特性来恰当地设定凸 轮槽36和96的形状，由此能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递 特性从输入活塞14向输出活塞90传递直线运动和力，并且虽然通过输出 活塞90而变形的压縮螺旋弹簧92的弹簧特性是线性的弹簧特性，但是能 够使相对于制动踏板212的踩踏量的踏板反力的特性成为期望的连续的非 线性特性。
另外，在图示的第一实施例中， 一旦输入活塞14沿轴线12向在图1 中看时的左方直线运动，则如上所述输出活塞90也沿轴线12向在图1中 看时的左方直线运动，但是输出活塞90的直线运动量比输入活塞14的直 线运动量大。因此第二缸室24的容积增大，第三缸室106的容积减少。 相反地， 一旦输入活塞14沿轴线12向在图1中看时的右方直线运动，则 第二缸室24的容积减少，第三缸室106的容积增大。
如上所述，第二缸室24与凸轮槽36连通，因此当第二缸室24的容积 增减时油在第二缸室24与凸轮槽36之间流通。另外，如上所述，第三缸 室106与凸轮槽96连通，因此当第三缸室106的容积增减时，油在第三缸 室106与凸轮槽96之间流通。
另外，对于后述的第二至第五实施例，上述第一传递单元54和第二 传递单元56这两者的作用、即将输入活塞14的直线运动变换为中间转子 86的旋转运动并将中间转子86的旋转运动变换为输出活塞90的直线运动 的动作、确定输出活塞90的直线运动量与输入活塞14的直线运动量之比 的动作、将压缩螺旋弹簧92的反力经由输出活塞90和中间转子86传递给 输入活塞14的动作也是相同的。
尤其根据图示的第一实施例，行程模拟器10在主缸和轮缸被截断的情况下也允许驾驶员对制动踏板212的踩踏行程，并且随着制动踏板212
的踩踏量的增大使驾驶员感到的制动操作反力以连续的非线性特性增大，
由此能够完成最佳的制动操作感觉。
另外，根据图示的第一实施例，通过第一传递单元54将输入活塞14 的沿轴线12的直线运动变换为中间转子86的绕轴线12的旋转运动，通过 第二传递单元56将中间转子86的旋转运动变换为输出活塞卯的沿轴线 12的直线运动，压縮螺旋弹簧92沿轴线12被压縮变形，因此能够以轴线 12为基准配置全部的构成部件。另外，这对于后述的其他实施例也是相同 的。
另外，根据图示的第一实施例，当输入活塞14处于初始位置时，输 出活塞90通过压縮螺旋弹簧92向在图1中看时的右方施力，由此负载传 递杆30、 94等被定位在右端的初始位置，并且输出活塞90与输入活塞14 抵接，因此能够在非制动时有效地防止输入活塞14和输出活塞90不稳。
第二实施例
图3是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装 置的第二实施例的沿轴线的截面图，图4是将第二实施例的中间转子展开 为平面而表示的展开图。另外，对图3和图4中与图l和图2所示的部件 相同的部件标注与图1和图2中标注的标号相同的标号，这对于后述的其 他实施例也是相同的。
在该第二实施例中，负载传递杆30和94分别在径向上被分割成两部 分，分别在径向内端部由输入活塞14和输出活塞90悬臂支承。在第二缸 室24内配置有沿轴线12延伸的拉伸螺旋弹簧108。拉伸螺旋弹簧108的 一端被固定在输入活塞14上，另一端被固定在输出活塞90上，由此可以 向输入活塞14和输出活塞90施加将这两者彼此拉在一起的负载。
输入活塞14的轴线方向长度被设定为比上述第一实施例的情况下的 长度短，由此当输入活塞14和输出活塞90处于初始位置时，输入活塞14 在图3中看时的左端也与输出活塞90间隔设置。相反地，输出活塞90的 轴线方向长度被设定为比上述第一实施例的情况下的长度长，由此当第三 缸室106在输出活塞90处于初始位置时，也通过减摩环28B与凸轮槽96截断。
在输出活塞90上设置有与轴线12对准而延伸的孔110，由此第三缸
室106经由孔110和第二缸室24与凸轮槽36始终连通。在端盖22B与角 接触轴承44之间配置有皮碗密封件48，由此使得油不经由角接触轴承44 在第三缸室106与凸轮槽36之间流通。凸轮槽36和96以比上述的第一实 施例的情况大的距离沿轴线12相互间隔设置，由此在图7中看时的凸轮 槽96的右端部和凸轮槽36的左端部在轴线方向的位置彼此不重叠，但是 凸轮槽36和96也可以与上述的第一实施例的情况相同而彼此重叠。该第 二实施例的其他方面与上述的第一实施例相同地构成。
在该第二实施例中，第一传递单元54和第二传递单元56与上述第一 实施例的情况相同地发挥功能，因此一旦输入活塞14沿轴线12向在图3 中看时的左方直线运动，则输出活塞90也沿轴线12向在图3中看时的左 方直线运动，但是输出活塞90的直线运动量比输入活塞14的直线运动量 大。因此，输入活塞14与输出活塞90之间的间隔逐渐增大，而输出活塞 90与端盖22B之间的间隔逐渐减少。
因此，当输入活塞14沿轴线12向在图3中看时的左方直线运动时， 作为输出部件的输出活塞90使压縮螺旋弹簧92压縮变形，并且使拉伸螺 旋弹簧108拉伸变形，因此压縮螺旋弹簧92的压縮变形的反力和拉伸螺 旋弹簧108的拉伸变形的反力作用在输出活塞90上，这些反力按照随着 输入活塞14向图3中看时的左方的直线运动量增大而增大率逐渐增大的 方式非线性地增大。
相反地， 一旦输入活塞14沿轴线12向在图3中看时的右方直线运 动，则输入活塞14与输出活塞90之间的间隔减少，输出活塞90与端盖 22B之间的间隔增大。因此，当输入活塞14沿轴线12向在图3中看时的 右方直线运动时，输出活塞90降低压縮螺旋弹簧92的压縮变形量，并且 降低拉伸螺旋弹簧108的拉伸变形量，因此作用在输出活塞90上的压縮 螺旋弹簧92的压縮变形的反力和拉伸螺旋弹簧108的拉伸变形按照随着 输入活塞14向在图3中看时的右方的直线运动量增大而减少率逐渐减少 的方式非线性地减少。另外，伴随着拉伸螺旋弹簧108的拉伸变形的弹簧力按照降低使输入 活塞14直线运动的力的反力的方式作用在输入活塞14上，而按照增大反 力的方式作用在输出活塞90上，这些弹簧力的方向相反，大小相同，因
此反力不会由于拉伸螺旋弹簧108的弹簧力而增减。
这样，根据图示的第二实施例，与上述的第一实施例的情况相同，能
够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从输入活塞14向输出活 塞90传递直线运动和力，并且能够使相对于制动踏板212的踩踏量的踏 板反力的特性成为期望的连续的非线性特性。
尤其是，根据图示的第二实施例，在输出活塞90上设置有连通连接 第二缸室24和第三缸室106的孔110，制动踏板212的踩踏速度越高，油 通过孔110时的流通阻力越高，流通阻力形成增大反力的作用，因此制动 踏板212的踩踏速度越高，输入活塞14的直线运动的速度越快，越能够 提高操作反力。
另外，根据图示的第二实施例，在输入活塞14与输出活塞90之间弹 性安装有拉伸螺旋弹簧108，因此能够有效地降低输入活塞14、输出活塞 90等不稳，并且输入活塞14和输出活塞90在初始位置也被相互间隔设 置，因此能够可靠地防止在输入活塞14和输出活塞90恢复到各自的初始 位置时它们彼此碰撞。
第三实施例
图5是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递装 置的第三实施例的沿轴线的截面图，图6是将第三实施例的作为中间部件 的中伺转子展开为平面而表示的展开图。
在该第三实施例中，负载传递杆30和94与上述的第二实施例的情况 相同分别在径向上被分割为两部分，分别在径向内端部由输入活塞14和 输出活塞90悬臂支承。输入活塞14具有向端盖22B敞开的杯形的截面形 状，而输出活塞90具有向输入活塞14敞开的杯形的截面形状。作为反力 产生单元的压縮螺旋弹簧92被配置在第二缸室24内，并被弹性安装在输 入活塞14与输出活塞90之间。另外，负载传递杆30和94分别也是贯穿 输入活塞14和输出活塞90并向直径方向延伸的一个棒料。另外，如图6所示，凸轮槽96按照相对于轴线12和周向向与上述的
第一和第二实施例中的凸轮槽96相反的方向倾斜延伸的方式被设置在中 间转子86上。因此，在非制动时，构成第一传递单元54的导辊38和凸轮 辊40分别位于与导槽32和凸轮槽36的在图5中看时的右端抵接的初始位 置，构成第二传递单元56的导辊98和凸轮辊IOO分别位于与导槽32和凸 轮槽96的在图5中看时的左端抵接的初始位置。另外，当导辊38和凸轮 辊40处于初始位置时，输入活塞14最接近于端盖22A，当导辊98和凸轮 辊100处于初始位置时，输出活塞90与端盖22B抵接，由此第一缸室18 和第三缸室106的容积变得最小，第二缸室24的容积变得最大。
该第三实施例的其他方面与上述的第一实施例相同地构成，因此第一 传递单元54与上述的第一实施例的情况相同地发挥功能，第二传递单元 56除了输出活塞90的直线运动的方向相对于中间转子86的旋转运动的方 向的关系相反的方面以外与上述的第一实施例的情况相同地发挥功能。
因此， 一旦输入活塞14沿轴线12向在图5中看时的左方直线运动， 则输出活塞90沿轴线12向在图5中看时的右方直线运动，输入活塞14和 输出活塞90彼此共同作用，使压縮螺旋弹簧92压縮变形。在此情况下， 随着输入活塞14向在图5中看时的左方的直线运动量增大，输入活塞14 与输出活塞90之间的距离的减少率增大，因此作用在输入活塞14上的压 縮螺旋弹簧92的反力按照随着输入活塞14向在图5中看时的左方的直线 运动量增大而增大率逐渐增大的方式非线性地增大。
相反地， 一旦输入活塞14沿轴线12向在图5中看时的右方直线运 动，则输入活塞14与输出活塞90之间的间隔增大，压縮螺旋弹簧92的压 縮变形量降低，因此作用在输入活塞14上的压縮螺旋弹簧92的反力随着 输入活塞14向在图5中看时的右方的直线运动量增大而减少率逐渐减少 的方式非线性地减少。
这样，根据图示的第三实施例，与上述的第一和第二实施例的情况相 同，能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从输入活塞14向 输出活塞90传递直线运动和力，并且能够使相对于制动踏板212的踩踏 量的踏板反力的特性成为期望的连续的非线性特性。尤其是，根据图示的第三实施例，伴随着压縮螺旋弹簧92的压縮变 形的反力不但经由中间转子86等传递给输入活塞14，而且直接作用在输
入活塞14上，因此与上述的第一、第二实施例或后述的第四、第五实施 例的情况相比，可以降低作用在负载传递杆30、 94等上的负载，由此能 够提高制动行程模拟器10的耐久性。 第四实施例
图7是在轴线上沿直角相接的两个剖切面剖切作为制动行程模拟器而 构成的本发明的运动变换传递装置的第四实施例而表示的截面图，图8是 沿图7的线A-A的输入活塞和输出活塞的横截面图，图9是将第四实施例 的中间转子展开为平面而表示的展开图。
在该第四实施例中，输入活塞14具有一对臂部14A，该一对臂部14A 从与中间转子86嵌合的实质上为圆柱形的主体部沿轴线12向输出活塞90 突出，并且一对臂部14A相对于轴线12在径向上被相互间隔设置。同样 地，输出活塞90具有一对臂部90A，该一对臂部90A从与中间转子86嵌 合的实质上为圆柱形的主体部沿轴线12向输入活塞14突出，并且一对臂 部90A相对于轴线12在径向上被相互间隔设置。垂直于各臂部14A和 90A的轴线12的截面具有圆弧状的外径线和内径线，中心角实质上形成 90°的扇形。尤其是，在图示的实施例中，输入活塞14和输出活塞90是 彼此被反向配置的相同的部件。
各臂部14A向绕轴线12的周向看时位于臂部90A之间，由此输入活 塞14和输出活塞90能够沿轴线12彼此相对于另一个相对地直线运动，但 是输入活塞14和输出活塞90按照不会绕轴线12彼此相对于另一个相对地 旋转运动的方式彼此卡合。与上述第一实施例相同，作为反力产生单元的 压縮螺旋弹簧92被弹性设置在输出活塞90与端盖22B之间，当输入活塞 14和输出活塞90处于初始位置时，臂部14A和90A的顶端分别在相互按 压在输出活塞90和输入活塞14的主体部上的状态下抵接。
与上述的第二和第三实施例相同，负载传递杆30和94分别在径向上 被分割为两部分，分别在径向内端部由输入活塞14的臂部14A和输出活 塞90的臂部90A悬臂支承。尤其是，在图示的实施例中，负载传递杆30和94作为沿轴线12的方向的位置位于相同的轴线方向位置，由此这些负
载传递杆沿垂直于轴线12的平面在绕轴线12的周向上交替地以90°的角 度被相互伺隔设置。另外，负载传递杆30和94也可以处于互不相同的轴 线方向位置。
如图9所示，与上述的第一实施例相同，凸轮槽36和96形成与上述 的第一和第二实施例中的凸轮槽36和96相同的方式，但是在周向上被交 替地排列。尤其是，在图示的实施例中，在凸轮槽36和96的图中的右端 部彼此位于相同的轴线方向位置，凸轮槽36的沿轴线12的方向的延伸范 围与凸轮槽96的沿轴线12的方向的延伸范围重叠。
另外，导辊38和98分别与设置在壳体16的主体16A上的导槽32A 和32B卡合，导槽32A和32B沿轴线12直线地延伸，并且在绕轴线12的 周向上交替地以90。的角度被相互间隔设置。如图7所示，导槽32B的长 度被设定为比导槽32A的长度大。该第四实施例的其他方面与上述的第一 实施例相同地构成。
在该第四实施例中，第一传递单元54和第二传递单元56与上述的第 一实施例的情况相同地发挥功能，因此输入活塞14沿轴线12的直线运动 被变换为绕轴线12的旋转运动而被传递给中间转子86，中间转子86的旋 转运动被变换为沿轴线12的直线运动而被传递给输出活塞90。另外，通 过输出活塞90使压縮螺旋弹簧92压縮变形而产生的沿轴线12的方向的反 力被输出活塞90变换为反力转矩而传递给中间转子86，中间转子86的反 力转矩被变换为沿轴线12的方向的反力而被传递给输入活塞14。另外， 输出活塞90的直线运动量相对于输入活塞14的直线运动量之比的特性也 变为与上述的其他的实施例的情况相同的非线性特性。
这样，根据图示的第三实施例，与上述的第一和第二实施例的情况相 同，能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从输入活塞14向 输出活塞90传递直线运动和力，并且能够使相对于制动踏板212的踩踏 量的踏板反力的特性成为期望的连续的非线性特性。
尤其是，根据图示的第四实施例，输入活塞14的臂部14A和输出活 塞90的臂部90A能够沿轴线12彼此相对于另一个相对地直线运动，但是
32由于按照不会绕轴线12彼此相对于另一个相对地旋转运动的方式互相卡
合，因此通过臂部14A和90A也能够引导沿轴线12的输入活塞14和输出 活塞90的相对运动，并且能够阻止绕轴线12的输入活塞14和输出活塞 90的相对旋转，因此与上述的第一和第二实施例的情况相比能够顺畅地进 行输入活塞14和输出活塞90的相对直线运动。
另外，根据图示的第四实施例，输入活塞14和输出活塞90是彼此被 反向配置的相同的部件，因此与输入活塞14和输出活塞90互不相同的其 他实施例的情况相比能够减少部件数，降低行程模拟器10的成本。
第五实施例
图10是表示作为制动行程模拟器而构成的本发明中的运动变换传递 装置的第五实施例的沿轴线的截面图，图11是将第五实施例的中间转子 展开为平面而表示的展开图。
在该第五实施例中，输入活塞14实质上形成与中间转子86嵌合的圆 柱形，但是具有与轴线12对准而延伸的、向输出活塞90敞开的圆筒形的 凹部14B。与此相对，输出活塞90具有从与中间转子86嵌合的实质上为 圆柱形的主体部对准轴线12而向输入活塞14突出的截面为圆形的轴部 90B，轴部90B能够沿轴线12相对变位地嵌入到凹部14B中。作为反力产 生单元的压縮螺旋弹簧92被弹性安装在输出活塞90与端盖22B之间，当 输入活塞14和输出活塞90处于初始位置时，输入活塞14和输出活塞90 在相互按压的状态下抵接。
另外，与上述的第二至第四实施例相同，负载传递杆30和94分别在 径向上被分割为两部分，负载传递杆30在径向内端部由输入活塞14的凹 部14B的周围的部分悬臂支承，负载传递杆94由输出活塞90的轴部90B 悬臂支承。与上述的第四实施例相同，负载传递杆30和94位于相同的轴 线方向位置，由此这些负载传递杆沿垂直于轴线12的平面在绕轴线12的 周向上交替地以90。的角度被相互间隔设置。
另外，输入活塞14在轴线12的周围相对于负载传递杆30形成90° 的角度的位置处具有向输出活塞90敞开的一对狭缝14C，负载传递杆94 能够沿轴线12相对于输入活塞14相对直线运动地在自由嵌入的状态下被插通到狭缝14C中。该第五实施例的其他方面与上述的第四实施例相同地 构成。另外，在该实施例中，负载传递杆30和94也可以处于互不相同的
轴线方向位置。另外，负载传递杆94也可以是贯穿输出活塞90的轴部 90B和输入活塞14的一对狭缝14C并向直径方向延伸的一个棒料。
在该第五实施例中，第一传递单元54和第二传递单元56与上述的第 一实施例的情况相同地发挥功能，因此输入活塞14、中间转子86、输出 活塞90之间的运动的变换传递以及压縮螺旋弹簧92的反力的传递与上述 的第一实施例的情况相同地完成。另外，输出活塞90的直线运动量与输 入活塞14的直线运动量之比的特性也成为与上述的其他实施例的情况相 同的非线性特性。
这样，根据图示的第五实施例，与上述的第一至第四实施例的情况相 同，能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从输入活塞14向 输出活塞90传递直线运动和力，并且能够使相对于制动踏板212的踩踏 量的踏板反力的特性成为期望的连续的非线性特性。
尤其是，根据图示的第五实施例，输出活塞90的轴部90B与输入活 塞14的凹部14B嵌合，通过轴部90B和凹部14B也能够引导沿轴线12的 输入活塞14和输出活塞90的相对运动，因此与上述的第一和第二实施例 的情况相比，能够顺畅地进行输入活塞14和输出活塞90的相对直线运 动。
另外，根据图示的第四和第五实施例，第一传递单元54和第二传递 单元56在绕轴线12被间隔设置的位置处被设置在沿轴线12的相同的轴线 方向位置处，因此与第一传递单元54和第二传递单元56沿轴线12被相互 间隔设置的上述的第一至第三实施例的情况相比，伴随着第一传递单元54 和第二传递单元56的运动变换，降低作用在中间转子86上的扭转，由此 能够顺畅地进行行程模拟器10的动作，并且提高其耐久性，另外能够减 小沿轴线12的方向的行程模拟器10的长度，提高对车辆的安装性。
另外，由以上的说明可知，根据上述的第一至第五实施例，输入活塞 14、中间转子86、输出活塞90对准轴线12而互相嵌合，并且与轴线12 对准而进行相对运动，因此与通过连杆机构等构成为运动或力的传递特性成为期望的特性的情况相比，能够可靠地使作为运动变换传递装置的行程 模拟器10紧凑化。 第六实施例
图18是表示作为制动装置的踏力传递装置而构成的本发明中的运动
变换传递装置的第六实施例的截面图，图19是表示第六实施例的踏力传
递装置的沿轴线的放大截面图。
在这些图中，制动装置210具有制动增压器112，踏力传递装置114 被配置在制动增压器112与制动踏板212之间。制动增压器112、主缸 214、储存器230相对于仪表板116被配置在与制动踏板212的一侧相反的 一侧。在仪表板116上固定有支柱118，在支柱118上通过图中没有示出 的螺栓安装有支架120的上端。支架120的下端通过焊接等手段被固定在 踏力传递装置114的壳体16上。支架120支承枢轴212A，该枢轴212A 枢轴支承制动踏板212。
踏力传递装置114具有与上述的第一实施例的行程模拟器10实质上 相同的构造，但是壳体16具有在一端开口的〕字形的截面形状，并形成 沿轴线12延伸的圆筒形。在壳体16的开口端一体地形成有凸缘16B，凸 缘16B通过被固定在制动增压器112上的螺杆122和与该螺杆122螺合的 螺母124与制动增压器112—起被安装在仪表板116上。
在输入活塞14的图中的右端形成有孔126，设置在连杆128的一端的 滚珠130嵌入到孔126中，由此连杆128在其一端可枢动地与输入活塞14 连结。连杆128贯穿壳体16的端壁而沿轴线12延伸，并在另一端被枢轴 销132枢轴安装在制动踏板212的臂部212B上。在输入活塞14的两端附 近的外周安装有与上述的第一实施例中的减摩环28相同的减摩环26和 28。
另外，在该实施例中，没有设置分别相当于上述的第一实施例中的压 縮螺旋弹簧92和端盖22B的压縮螺旋弹簧和端盖，在输出活塞90上通过 压入等手段一体地连结有沿轴线12延伸的制动增压器112的运转杆134的 顶端。在各缸室未填充有油，在封盖104没有设置相当于连通孔41的连 通孔。该实施例的其他方面与上述的第一实施例相同地构成。
35在图示的第六实施例中， 一旦驾驶员对制动踏板212施加踏力而踩下
制动踏板212，则输入活塞14沿轴线12被向在图18中看时的左方驱动， 通过以与上述的第一实施例相同的要领由第一传递单元54和第二传递单 元56进行运动变换，而输出活塞90沿轴线12被向在图18中看时的左方 驱动，由此制动增压器112的运转杆134被向制动力增大方向驱动。
另外，通过从主缸214向各轮缸222FL 222RR供应制动液压而产生 的反力从轮缸作为液压经由主缸214被传递给制动增压器112，运转杆 134被向在图18中看时的右方按压，由此以与上述的第一实施例相同的要 领而被传递给输入活塞14。然后，反力从输入活塞14经由连杆128被传 递给制动踏板212。
在此情况下，第一传递单元54和第二传递单元56与上述的第一实施 例的情况相同地发挥功能，因此根据图示的第六实施例，与上述的第一至 第五实施例的情况相同，能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特 性从输入活塞14向输出活塞90传递直线运动和力，并且能够使相对于制 动踏板212的踩踏量的踏板反力的特性成为期望的连续的非线性特性。
尤其是，根据图示的第六实施例，踏力传递装置114被配置在制动增 压器112与制动踏板212之间，因此与现有的踏板比可变式的制动踏板的 情况相同，能够使驾驶员对制动踏板的操作量与对于主缸或制动增压器的 输入变位量的关系成为期望的连续的非线性特性。
另外，根据上述的第一至第六实施例，中间转子86在壳体16内由壳 体16可旋转地支承，输入活塞14和输出活塞90由中间转子86可直线运 动地支承，可动部件和反力产生部件未露到壳体16夕卜，因此与作为可动 部件的输出活塞和反力产生部件露到壳体16外的情况相比，能够确保对 车辆等的良好的安装性，并且能够降低由于异物侵入到可动部件与壳体之 间等而引起工作不良的担心。
另外，根据上述的第一至第三实施例以及第六实施例，第一传递单元 54和第二传递单元56沿轴线12被相互间隔设置在轴线12的圆周的相同 位置处，由此负载传递杆30和94位于轴线12的圆周的相同位置处，导槽 32是第一传递单元54和第二传递单元56共同的槽，因此与在第一传递单元54和第二传递单元56的每个单元上设置导槽的后述的第一和第五实施
例的情况相比，能够减少导槽32的加工工序。
第七实施例
图20是表示作为汽车等车辆的转向系统中的转向运动变换传递装置
而构成的本发明中的运动变换传递装置的第七实施例的沿轴线的截面图，
图21是将第七实施例的输入转子的第一传递单元的凸轮槽的区域展开为 平面而表示的部分展开图，图22是将第七实施例的输出转子的第二传递 单元的凸轮槽的区域展开为平面而表示的部分展开图，图23是表示组装 了第七实施例的转向系统的说明图。
如图23所示，转向运动变换传递装置136被配置在通过图23没有示 出的车身能够绕轴线12旋转地支承的上主轴268和下主轴270之间。上主 轴268在上端与转向盘272 —体地连结，在下端与转向运动变换传递装置 136的上端连结。下主轴270在上端与转向运动变换传递装置136的下端 连结，在下端通过万向联轴节274枢轴安装在中间轴276的上端。
中间轴276的下端通过万向联轴节278枢轴安装在齿条小齿轮式的转 向装置280的小齿轮轴282上。转向装置280的齿条扦284的两端通过球 节286L和286R分别枢轴安装在转向横拉杆288L和288R的内端。转向横 拉杆288L和288R的外端分别通过球节294L和294R枢轴安装在可旋转地 支承左右的转向轮290L和290R的车轮支承部件292L和292R的转向节臂 296L和296R上。
因此，通过驾驶员施加给转向盘272的转向转矩以及转向的旋转运动 通过上主轴268经由转向运动变换传递装置136而被传递给下主轴270， 从下主轴270经由中间轴276而被传递给小齿轮轴282。小齿轮轴282的 转矩和旋转运动被转向装置280变换为齿条杆284的车辆横向的力和直线 运动，齿条杆284的车辆横向的力和直线运动被转向横拉杆2S8L、 288R 以及转向节臂296L、 296R变换为绕图中未图示的转向轴的转矩和旋转运 动而被传递给车轮支承部件292L、 292R和转向轮290L、 290R，由此转向 轮290L、 290R被转向。
相反地，转向反力从转向轮290L、 290R通过车轮支承部件292L、292R和转向节臂296L、 296R作为轴力而被传递给转向横拉杆288L、 288R和齿条杆284。齿条杆284的轴力被转向装置280变换为小齿轮轴 282的转矩，小齿轮轴282的转矩经由中间轴276、下主轴270、转向运动 变换传递装置136、上主轴268、转向盘272而被传递给转向盘272。
如图20所示，该第七实施例的转向运动变换传递装置136也具有沿 轴线12被相互间隔设置的第一传递单元54和第二传递单元56。第一传递 单元54具有能够绕轴线12旋转的输入转子138以及能够沿轴线12往复运 动的中间活塞140，第二传递单元56具有中间活塞140以及能够绕轴线 12旋转的输出转子142。
输入转子138在壳体16A的内侧被角接触轴承42A和42B能够相对 于壳体16A相对地绕轴线12旋转地支承。同样，输出转子142在壳体 16B的内侧被角接触轴承44A和44B能够相对于壳体16B相对地绕轴线 12旋转地支承。壳体16A和16B彼此抵接，通过配置在它们的外侧的圆 筒形的封盖104—体地连结。另外，壳体16A和16B分别通过安装支架 144A和144B而被固定在作为车身的一部分的仪表板146上。
输入转子138和输出转子142沿轴线12被彼此间隔开一点设置。输入 转子138在与输出转子142相反侧的端部与上主轴268的下端一体地连 结，输出转子142在与输入转子138相反侧的端部与下主轴270的上端一 体地连结。中间活塞140被配置在输入转子138和输出转子142的内侧， 并被输入转子138和输出转子142能够相对于它们相对地沿轴线12往复运 动地支承。
第一传递单元54的负载传递杆30和第二传递单元56的负载传递杆 94在沿轴线12被相互间隔设置的状态下被固定在中间活塞140上，负载 传递杆30的轴线30A和负载传递杆94的轴线94A位于相同的平面内。第 一传递单元54的导辊38可转动地与设置在壳体16A上的导槽32A的壁面 配合，第二传递单元56的导辊98可转动地与设置在壳体16B上的导槽 32B的壁面配合。在中间活塞140的两端附近的外周安装有与上述的第一 实施例中的减摩环28、 28A、 28B相同的减摩环28A、 28B。
另外，如图21所示，第一传递单元54的凸轮槽36形成连接了与上述的第一实施例的凸轮槽36反向弯曲的两个凸轮槽而成的S字形，当转向
盘272处于中立位置、即车辆的直进位置时，负载传递杆30的轴线30A 位于凸轮槽36的中央的中立位置处。如图22所示，第二传递单元56的凸 轮槽96形成连接了与上述的第一实施例的凸轮槽36相同方向弯曲的两个 凸轮槽而成的S字形，当转向盘272处于中立位置时，负载传递杆94的 轴线94A位于凸轮槽96的中央的中立位置处。由图21和图22的比较可 知，相对于中立位置附近的凸轮槽36的周向的倾斜角被设定为比凸轮槽 96的倾斜角小的值。该第七实施例的其他方面与上述的第一实施例相同地 构成。
在该第七实施例中，如果将转向盘272向车辆的右转弯方向旋转的方 向作为正的旋转方向，则一旦通过转向盘272向正的方向旋转，使上主轴 268绕轴线12向正的方向旋转，则输入转子138也绕轴线12向正的方向 旋转。输入转子138向正的方向的旋转被第一传递单元54变换为向在图 20中看时的左方沿轴线12的直线运动，而被传递给中间活塞140。中间 活塞140向左方的直线运动被第二传递单元56变换为绕轴线12的正的方 向的旋转而被传递给输出转子142，由此下主轴270绕轴线12向正的方向 旋转。
在转向盘272向车辆的左转弯方向旋转的情况下，输入转子138和输 出转子142的旋转方向是与上述方向相反的负方向，中间活塞140的直线 运动的方向是在图20中看时的右方，除此以外，以同样的要领使转向盘 272的旋转运动经由转向运动变换传递装置136而传递给下主轴270。
在上述的情况下，凸轮槽36和96如上所述形成S字形，因此如果无 视转向系的旋转方向的间隙，则输入转子138的旋转运动量与中间活塞 140的直线运动量的关系变为如图24所示的关系，中间活塞140的直线运 动量与输出转子142的旋转运动量的关系变为如图25所示的关系。由图 24和图25可知，对于第一传递单元54和第二传递单元56的某个运动传 递，不管正的旋转方向和负的旋转方向，将与转向盘272的中立位置相对 应的旋转位置作为基准位置，运动传递目的地的部件的运动量与运动传递 源的部件的运动量之比随着运动传递源的部件的运动量的增大而逐渐增大。
因此，从转向盘272的中立位置的旋转角度e in与下主轴270的旋转 角度9 out的关系变为如图26所示的关系。g口，在转向盘272向某个方向 旋转的情况下，下主轴270的旋转运动量与转向盘272的旋转运动量之比 也随着转向盘272的旋转运动量的增大而连续地非线性增大。另外，从转 向盘272经由转向运动变换传递装置136而被传递给下主轴270的转矩的 传递特性变为如图27所示的特性。
这样，根据图示的第七实施例，通过根据期望的传递特性来恰当设定 凸轮槽36和96的形状，能够在整个范围内以期望的连续的非线性传递特 性从输入转子138向输出转子142传递旋转运动和力，由此能够在转向的 整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从转向盘272向转向轮传递转 向运动和转向力。
尤其是，根据图示的第七实施例，下主轴270的旋转运动量与转向盘 272的旋转运动量之比随着转向盘272的旋转运动量的增大而连续地非线 性增大，因此能够使转向轮的转向量与转向盘272的旋转运动量之比随着 转向盘272的旋转运动量的增大而连续地非线性增大。因此，例如能够将 转向盘272的中立位置附近的转向器传动比设定为小于1的值，将转向盘 272的切角大的区域中的转向器传动比设定为比现有的一般的转向装置的 情况大的值，由此与现有的一般的转向装置的情况相比，能够确保车辆良 好的直进行驶的操纵稳定性，并且提高静态转向时等的操纵性。
第八实施例
图28是在轴线上沿直角相接的两个剖切面剖切作为汽车等车辆的悬 架行程传递装置而构成的本发明中的运动变换传递装置的第八实施例而表 示的截面图，图29是将第八实施例的中间转子的第一传递单元的凸轮槽 的区域展开为平面而表示的部分展开图，图30是将第八实施例的中间转 子的第二传递单元的凸轮槽的区域展开为平面而表示的部分展开图，图31 是表示组装了第八实施例的悬架的说明图。
在图31中，标号306表示车轮，由车轮支承部件308能够绕旋转轴线 308A旋转地支承。图31所示的悬架是双叉臂式悬架，在车轮支承部件
40308的上端和下端分别通过球节310和312枢轴安装有上臂314和下臂316 的外端。上臂314和下臂316的内端分别被橡胶衬套装置318和320枢轴 安装在车身322上。在下臂316与车身322之间配置有第八实施例中的悬 架行程传递装置148，悬架行程传递装置148的上端和下端分别被上支座 326和球节328枢轴安装在车身322和下臂316上。
如图28所示，悬架行程传递装置148也具有沿轴线12被相互间隔设 置的第一传递单元54和第二传递单元56。第一传递单元54具有能够沿轴 线12往复运动的输入活塞150和能够绕轴线12旋转的中间转子152，第 二传递单元56具有中间转子152和能够沿轴线12往复运动的输出活塞 154。
中间转子152在壳体16的内侧由角接触轴承42A和42B能够相对于 壳体16相对地绕轴线12旋转地支承。输出活塞154形成按照围绕壳体16 的方式与该壳体16嵌合的圆筒形，并能够相对于壳体16相对地沿轴线12 往复运动地支承。在壳体16的上端通过压入等手段固定有端盖156，端盖 156经由被固定在该端盖156上的上支座326与车身322连结。
输入活塞150嵌入到中间转子152中，能够相对于中间转子152相对 地沿轴线12往复运动地由壳体16和中间转子152支承。在图示的实施例 中，悬架行程传递装置148是减振器内置型的悬架行程传递装置，输入活 塞150形成向下敞开的圆筒形，并作为减振器158的气缸而发挥功能。
在输入活塞150的下端通过压入等手段固定有端盖160，该端盖160 形成向上敞开的有底圆筒形，在端盖160内能够沿轴线12往复运动地配 置有自由活塞162。自由活塞162与端盖160共同作用而划定了气体室 164，在气体室164中封入有高压的气体。在端盖160的上端的内表面安 装有C环166，通过C环166能够阻止自由活塞162从该C环166向上方 移动。另外，虽然图28没有示出，但是在端盖160的下端设置有球节 328。
输入活塞150能够沿轴线12往复运动地接收减振器158的活塞168。 活塞168与输入活塞150共同作用而划定了缸上室170和缸下室172，在 缸上室170和缸下室172中封入有象油这样的粘性液体。在图28中，悬架行程传递装置148以自由状态、即车身重量没有作用在上支座326与输入
活塞150之间的状态被图示，并处于减振器158的活塞168相对于作为气 缸的输入活塞150伸长的状态，因此缸上室170的容积为0。
在活塞168的活塞部168A上设置有多个孔174，该孔174连通连接缸 上室170和缸下室172。活塞168的杆部168B贯穿输入活塞150的端壁而 沿轴线12向上方延伸，在上端与上支座326连结。在输入活塞150与壳体 16之间配置有O环密封件176，在输入活塞150与活塞168的杆部168B 之间配置有0环密封件178。
在输出活塞154的上端一体地形成有上弹簧座180，该上弹簧座180 向径向外方突出并绕轴线12环状地延伸，在输入活塞150的下端一体地 形成有下弹簧座182，该下弹簧座182向径向外方突出并绕轴线12环状地 延伸。在上弹簧座180与下弹簧座182之间弹簧安装有作为悬架弹簧的压 縮螺旋弹簧184，该压縮螺旋弹簧184围绕悬架行程传递装置148并沿轴 线12延伸。
在悬架行程传递装置148的外侧，在悬架弹簧的内侧配置有防尘罩 186，防尘罩186在其上端与输出活塞154的下端连结，在其下端与壳体 16的下端连结。另外，虽然图28没有示出，但是在壳体16的上端设置有 限制器，该限制器限制输出活塞154、从而上弹簧座180在图中向上方移 动。
第一传递单元54在绕轴线12被彼此180。间隔设置的位置处具有负载 传递杆30，该负载传递杆30通过压入等手段被输入活塞150的上端悬臂 支承且向径向外方延伸。负载传递杆30的顶端部贯穿设置在中间转子152 上的凸轮槽36并延伸到设置在壳体16的圆筒部上的导槽32A。另外，负 载传递杆30的顶端部能够绕自身的轴线30A旋转地支承实质上为球形的 导辊38和凸轮辊40。各导辊38可转动地与对应的导槽32A的壁面配合， 各凸轮辊40可转动地与凸轮槽36的壁面配合。
同样地，第二传递单元56在绕轴线12相对于负载传递杆30被180° 间隔设置的位置处具有负载传递杆94，该负载传递杆94通过压入等手段 被输出活塞154的下端部悬臂支承且向径向内侧延伸。负载传递杆94的顶端部贯穿设置在壳体16的圆筒部上的导槽32B并延伸到设置在中间转
子152上的凸轮槽96。另外，负载传递杆94的顶端部能够绕自身的轴线 94A旋转地支承实质上为球形的导辊98和凸轮辊100。各导辊98可转动 地与对应的导槽32B的壁面配合，各凸轮辊100可转动地与凸轮槽96的 壁面配合。
在图29和图30中，332和334分别表示凸轮槽36和96的轴线12的 方向的基准线，336和338分别表示凸轮槽36和96的周向的基准线。如 图29所示，凸轮槽36形成了 S字形的形状，但是如图30所示，凸轮槽 96形成了倾斜方向与凸轮槽36相反的S字形的形状。在图28中，悬架行 程传递装置148以压縮力没有作用在该悬架行程传递装置148上的状态被 示出，但是当车辆的载重为标准的载重并且车轮306处于不縮弹也不回弹 的中立位置时，负载传递杆30和94的轴线30A和94A分别位于凸轮槽 36和96的中央的标准位置、即基准线112和114与基准线336和338的 交点Pl和P2。
另外，在图29和图30中，比凸轮槽36的基准线336靠上侧的部分是 与车轮306的縮弹行程相对应的部分，比凸轮槽36的基准线3316靠下侧 的部分是与车轮306的回弹行程相对应的部分。与此相对，比凸轮槽96 的基准线338靠上侧的部分是与车轮306的回弹行程相对应的部分，比凸 轮槽96的基准线338靠下侧的部分是与车轮306的縮弹行程相对应的部 分。
如图29所示，凸轮槽362相对于基准线332和336倾斜延伸，并且弯 曲成随着远离交点Pl相对于周向的基准线336的倾斜角逐渐减少。尤其 是，在距交点Pl的距离与去除车轮306的縮弹行程和回弹行程的终端区 域的区域相对应的范围内，车轮306的縮弹侧的凸轮槽36相对于周向的 基准线336所成的倾斜角被设定为比车轮306的回弹侧的凸轮槽36相对于 周向的基准线336所成的倾斜角大。但是，在距交点Pl的距离与车轮306 的縮弹行程和回弹行程的终端区域相对应的范围内，车轮306的縮弹侧的 凸轮槽36相对于周向的基准线336所成的倾斜角被设定为比车轮306的回 弹侧的凸轮槽36相对于周向的基准线336所成的倾斜角小。由图29与图30的比较可知，凸轮槽96形成了与使凸轮槽36相对于 周向的基准线336反转并且使弯曲方向相反的形状相同的形状，因此形成 了使凸轮槽36绕交点P1向逆时针方向旋转90。的形状相同的形状。
艮P，如图30所示，凸轮槽96相对于基准线334和338与凸轮槽36相 反方向地倾斜延伸，并且弯曲成随着远离交点P2相对于周向的基准线336 的倾斜角逐渐增大。尤其是，在距交点P2的距离与去除车轮306的縮弹 行程和回弹行程的终端区域的区域相对应的范围内，车轮306的縮弹侧的 凸轮槽96相对于周向的基准线338所成的倾斜角被设定为比车轮306的回 弹侧的凸轮槽96相对于周向的基准线338所成的倾斜角小。但是，在距 交点P2的距离与车轮306的縮弹行程和回弹行程的终端区域相对应的范 围内，车轮306的縮弹侧的凸轮槽106相对于周向的基准线118所成的倾 斜角被设定为比车轮4的回弹侧的凸轮槽96相对于周向的基准线338所成 的倾斜角大。
凸轮辊40如果去除绕负载传递杆30的旋转运动，则能够仅沿在凸轮 槽36内相对于基准线332和336倾斜弯曲成的S形的运动轨迹运动。同样 地，凸轮辊100如果去除绕负载传递杆94的旋转运动，则能够仅沿在凸 轮槽96内相对于基准线334和33S倾斜弯曲成的S形的运动轨迹运动。
在图示的第八实施例中， 一旦车轮306縮弹、输入活塞150沿轴线12 相对于中间转子152和壳体16相对地向上方直线运动，则输入活塞150的 直线运动被第一传递单元54变换为绕轴线12的旋转运动而被传递给中间 转子152。凸轮槽36和96如上所述形成了彼此反向的S字形，因此中间 转子152的旋转运动被第二传递单元56变换为与输入活塞150的直线运动 的方向相反的方向的直线运动而被传递给输出活塞154，由此上弹簧座 180相对于壳体16相对地向下方变位。
另外， 一旦车轮306缩弹、输入活塞150沿轴线12相对于中间转子 152和壳体16相对地向下方直线运动，则中间转子152的旋转运动的方向 和输出活塞154的直线运动的方向与车轮306的縮弹的情况相反，除此以 外以相同的要领通过第一传递单元54和第二传递单元56进行运动变换和 传递，从而上弹簧座180相对于壳体16相对地向上方变位。
44因此，如果将车轮306縮弹时的各部件的运动方向作为正的方向，则
输入活塞150的直线运动量与中间转子152的旋转运动量的关系变为图32 所示的关系，中间转子152的旋转运动量与输出活塞154的直线运动量的 关系变为图33所示的关系，因此输入活塞150的直线运动量与输出活塞 154的直线运动量的关系变为图34所示的关系，在车轮306縮弹的情况和 回弹的情况的任一情况下，输出活塞154的直线运动量的增大率均随着输 入活塞150的直线运动量的增大而逐渐增大。
另外，在车轮306縮弹的情况下，通过输入活塞150向上方移动，下 弹簧座182也向上方移动，但是上弹簧座180相对于壳体16相对地向下方 移动，由此与上弹簧座180不向下方移动的情况相比，压縮螺旋弹簧184 的压縮变形量增大。相反地，在车轮306回弹的情况下，通过输入活塞 150向下方移动，下弹簧座182也向下方移动，但是上弹簧座180相对于 壳体16相对地向上方移动，由此与上弹簧座180不向上方移动的情况相 比，压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的减少量增大。
因此，车轮306的行程与压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的关系变为 图35所示的关系。即，在车轮306縮弹的情况下，随着从车轮306的中立 位置的縮弹行程的增大，压縮螺旋弹簧184的压縮变形量逐渐变大，并且 压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的增大率也逐渐增大。另外，在车轮306 回弹的情况下，随着从车轮306的中立位置的回弹行程的增大，压縮螺旋 弹簧184的压縮变形量逐渐减少，并且压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的 减少率也逐渐变大。
另外，由图35的第一象限与第三象限的比较可知，在去除车轮306 的縮弹行程和回弹行程的终端区域的区域的范围内，伴随着车轮306的縮 弹行程的增大的压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的增大率比伴随着车轮 306的回弹行程的增大的压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的减少率的大小 小。与此相对，在车轮306的縮弹行程和回弹行程的终端区域的范围内， 伴随着车轮306的縮弹行程的增大的压縮螺旋弹簧184的压縮变形量的增 大率比伴随着车轮306的回弹行程的增大的压縮螺旋弹簧184的压縮变形 量的减少率的大小大。这样，根据图示的第八实施例，通过根据期望的传递特性来恰当设定
凸轮槽36和96的形状，能够对于车轮306的縮弹行程和回弹行程的某个 在它们的整个范围内以期望的连续的非线性传递特性从输入活塞150向输 出活塞154传递直线运动和力，由此能够在不受到悬架的连杆机构的运动 的制约的情况下达到期望的先进的弹簧特性。
图36示出了现有的一般的双叉臂式悬架，对与图31所示的部件相对 应的部件标注与图31所标注的标号相同的标号。在图36中，悬架弹簧 340被弹性安装在上座342与下座346之间，该上座342被固定在安装于 车身322的上支承体326上，该下座346被固定在安装于下臂316的下支 承体344上。
下臂316伴随着车轮306的縮弹、回弹而绕内端向上下方向枢动，因 此下座346也沿以下臂316的内端为中心的圆弧状的轨迹向上下方向运 动。因此，随着车轮306的縮弹行程和回弹行程增大，悬架弹簧340的弹 性变形量的变化量与车轮306的行程的增大量之比逐渐减少，车轮306的 行程与悬架刚度(作用在车轮306的位置上的悬架弹簧340的弹簧力的弹 簧常数)的关系变为在图37中例如以虚线所示的向上凸的关系。
根据图示的实施例，随着车轮306的縮弹行程的增大，压縮螺旋弹簧 184的弹性变形量的增大率逐渐增大，随着车轮306的回弹行程的增大， 压縮螺旋弹簧184的弹性变形量的减少率逐渐增大，因此能够对于车轮 306的縮弹行程和回弹行程的某一个也随着车轮306的行程的增大而逐渐 加大悬架刚度，由此，能够使车轮4的行程与悬架刚度的关系成为在图37 中以实线表示的向下凸的关系。因此，与现有的一般的悬架的情况相比， 能够确保通常行驶时的良好的乘坐舒适性，并且能够降低转弯时、加减速 时、不平整道路行驶时等的车轮的縮弹、回弹量，降低车身的姿势变化， 提高车辆的行驶稳定性。
另外，根据图示的第八实施例，悬架行程传递装置148是减振器内置 型的悬架行程传递装置，输入活塞150作为减振器158的气缸而发挥功 能，因此与悬架行程传递装置不内置减振器的构造的情况相比，能够提高 悬架行程传递装置和减振器对车辆的安装性。另外，根据上述的第一至第八实施例，作为输入部件的输入活塞14
和输入转子138、作为中间部件的中间转子86和中间活塞140、作为输出 部件的输出活塞90和输出转子142对准轴线12而相互嵌合并且与轴线12 对准进行相对运动，因此与输入部件和输出部件沿互不相同的轴线直线运 动的构造或者输入部件或输出部件不与中间部件嵌合的构造的情况相比， 能够降低运动变换传递装置的轴线方向的长度，并可靠地使运动变换传递 装置紧凑化。
另外，根据上述的第一至第八实施例，设置有第一传递单元54和第 二传递单元56，第一传递单元54使中间转子86的旋转运动量与输入活塞 14沿轴线12的直线运动量之比随着输入活塞14的直线运动量的增大而逐 渐增大，第二传递单元56使输出活塞90沿轴线12的直线运动量与中间转 子86的旋转运动量之比随着中间转子86的旋转运动量的增大而逐渐增 大，因此与仅第一传递单元54和第二传递单元56的一者使运动传递目的 地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比随着运动传递源的部 件的运动量的增大而逐渐增大的构造的情况相比，能够降低凸轮槽的弯曲 程度，由此能够通过第一传递单元54和第二传递单元56顺畅地进行运动 变换和反力的传递。
另外，根据上述的第一至第八实施例，设置了沿轴线12引导第一传 递单元54的负载传递杆30的导槽32或32A、 32B，并且设置了沿轴线12 引导第二传递单元56的负载传递杆90的导槽32或32B，因此与没有设置 导槽的构造的情况相比，能够可靠地防止输入活塞14和输出活塞90绕轴 线12的旋转，由此能够可靠且准确地使输入活塞14与输出活塞90之间的 直线运动和力的传递特性成为期望的非线性特性。
另外，根据上述的第一至第八实施例，多个可动部件和反力产生部件 被配置成对准轴线12，沿轴线12或绕轴线12运动，因此与多个可动部件
或反力产生部件被配置成分别与互不相同的单独轴线对准的构造的情况相 比，能够使行程模拟器10的构造简单化，并且能够最恰当地进行运动和 反力的传递。
以上针对特定的实施例详细地说明了本发明，但是本发明不限于上述
47的实施例，能够在本发明的范围内以其他各种实施例来实施对本领域技术 人员来说是显而易见的。
例如，在上述的第一至第三实施例中，第一传递单元54和第二传递
单元56沿轴线12被相互间隔设置在绕轴线12的相同的位置处，由此导槽 32是第一传递单元54和第二传递单元56共同的槽，但是第一传递单元54 和第二传递单元56也可以被设置在绕轴线12的互不相同的位置处。
另外，在上述的第一至第六实施例中，第一传递单元54使中间转子 86的旋转运动量与输入活塞14沿轴线12的直线运动量之比随着输入活塞 14的直线运动量的增大而逐渐增大，第二传递单元56使输出活塞90沿轴 线12的直线运动量与中间转子86的旋转运动量之比随着中间转子86的旋 转运动量的增大而逐渐增大，但是也可以修正成仅第一传递单元54和第 二传递单元56的一者使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的 部件的运动量之比随着运动传递源的部件的运动量的增大而逐渐增大。
另外，在上述的第三实施例中，输入活塞14和输出活塞90处于沿轴 线12被始终相互间隔设置的状态，但是输入活塞14和输出活塞90也可以 在压縮螺旋弹簧92的径向内侧或外侧具有如上述的第四和第五实施例那 样能够沿轴线12相对直线运动地配合的部分。
另外，在上述的第四实施例中，输入活塞M和输出活塞90分别具有 一对臂部14A和90A，该一对臂部14A和90A具有扇形的截面形状，但 是臂部14A和90A的截面形状例如也可以被设定为象半圆形那样的任意的 形状。同样地，在上述的第八实施例中，输入活塞14和输出活塞90分别 具有凹部14B和轴部90B，该凹部14B和轴部90B具有圆形的截面形状， 但是凹部14B和轴部90B的截面形状可以被设定为任意的形状，凹部14B 和轴部90B也可以具有能够沿轴线12相对直线运动且不能绕轴线12相对 旋转地彼此配合的平面部。
另外，连接连通第二缸室24和第三缸室106的孔IIO仅被设置在上述 的第二实施例的输出活塞90上，但是与孔110相同的孔也可以被设置在 上述的第一、第三至第五实施例的输出活塞90上。
另外，在上述的第一至第五实施例中，运动变换传递装置为制动行程
48模拟器IO，输出活塞90对压縮螺旋弹簧92施加按压作用，但是第一至第
五实施例的构造的运动变换传递装置的输出活塞90可以被应用在向任意
的其他部件传递运动和力的任意装置上。另外，上述的第六实施例中的踏
力传递装置114具有与上述的第一实施例相同的构造，但是踏力传递装置
也可以具有与上述的第二、第四、第五实施例相同的构造。
另外，在上述的第七实施例中，输入转子138的旋转运动作为相同方 向的旋转运动而被传递给输出转子142，但是将旋转运动变换为直线运 动、将直线运动变换为旋转运动而传递的本发明中的运动变换传递装置可 以构成为例如通过将凸轮槽36和96的弯曲方向设定为彼此相反的方向而 使旋转方向反转来传递旋转运动，并且也可以应用在传递转向运动以外的 用途上。
另外，上述的第八实施例的悬架行程传递装置是减振器内置型的悬架 行程传递装置，但是悬架行程传递装置也可以构成为减振器是与悬架行程 传递装置相独立的悬架部件。
权利要求
1.一种运动变换传递装置，其特征在于，所述运动变换传递装置具有输入部件、中间部件以及输出部件，所述输入部件、所述中间部件以及所述输出部件对准轴线而相互嵌合并且对准所述轴线进行相对运动，并且所述运动变换传递装置具有第一传递单元和第二传递单元，当将沿所述轴线的直线运动和绕所述轴线的旋转运动中的一者作为第一运动，将所述两种运动中的另一者作为第二运动时，所述第一传递单元将所述输入部件的所述第一运动变换为所述第二运动而传递给所述中间部件，所述第二传递单元将所述中间部件的所述第二运动变换为所述第一运动而传递给所述输出部件，所述第一传递单元和所述第二传递单元的至少一者使运动传递目标的部件的运动量对运动传递源的部件的运动量的比根据所述运动传递源的部件的运动量而连续地、非线性地变化。
2. 如权利要求1所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述第一传递单元将所述输入部件沿所述轴线的直线运动变换为绕所 述轴线的旋转运动而传递给所述中间部件，所述第二传递单元将所述中间 部件绕所述轴线的旋转运动变换为沿所述轴线的直线运动而传递给所述输 出部件。
3. 如权利要求1所述的运动变换传递装置，其特征在于， 所述第一传递单元将所述输入部件绕所述轴线的旋转运动变换为沿所述轴线的直线运动而传递给所述中间部件，所述第二传递单元将所述中间 部件沿所述轴线的直线运动变换为绕所述轴线的旋转运动而传递给所述输 出部件。
4. 如权利要求1至3中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述第一传递单元被构成为使所述中间部件的运动量对所述输入部件 的运动量的比根据所述输入部件的运动量而连续地、非线性地变化，所述 第二传递单元被构成为使所述输出部件的运动量对所述中间部件的运动量 的比根据所述中间部件的运动量而连续地、非线性地变化。
5. 如权利要求1至4中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述输出部件的运动量对所述中间部件的运动量的比大于所述中间部 件的运动量对所述输入部件的运动量的比。
6. 如权利要求1至5中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述第一传递单元和所述第二传递单元具有凸轮，被设置在运动传 递源的部件上；以及凸轮从动件，被设置在运动传递目标的部件上，与所 述凸轮相配合；通过所述凸轮从动件从动于所述凸轮，来使所述运动传递 目标的部件的运动量对所述运动传递源的部件的运动量的比根据所述运动 传递源的部件的运动量而连续地、非线性地变化。
7. 如权利要求6所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述凸轮和所述凸轮从动件中的一者是凸轮槽，所述凸轮和所述凸轮 从动件中的另一者是与所述凸轮槽配合并沿所述凸轮槽移动的凸轮槽配合 部件，所述第一传递单元和所述第二传递单元的至少一者的所述凸轮槽弯 曲成相对于绕所述轴线的圆周方向倾斜延伸且相对于圆周方向的倾斜角连 续地逐渐变化。
8. 如权利要求7所述的运动变换传递装置，其特征在于， 所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽在当所述输入部件的运动量为0时所述凸轮槽配合部件与所述凸轮槽配合的位置处相对于 圆周方向具有相同的倾斜角。
9. 如权利要求2、 4至8中任一项所述的运动变换传递装置，其特征 在于，所述运动变换传递装置具有容纳所述输入部件、所述中间部件以及所 述输出部件的壳体，所述中间部件在绕着所述轴线围绕所述输入部件和所 述输出部件的状态下与所述输入部件和所述输出部件嵌合，并且以使所述 输入部件和所述输出部件能够沿所述轴线直线运动的方式支承所述输入部 件和所述输出部件，所述壳体在绕着所述轴线围绕所述中间部件的状态下 与所述中间部件嵌合，并且以使所述中间部件能够绕所述轴线旋转的方式支承所述中间部件，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽 被设置在所述中间部件上，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述 凸轮槽配合部件分别被设置在所述输入部件和所述输出部件上，所述壳体 具有沿所述轴线延伸的导槽，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所 述凸轮槽配合部件分别贯穿所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述 凸轮槽而在径向上延伸并且能够沿所述导槽移动地与所述导槽配合。
10. 如权利要求2、 4至9中任一项所述的运动变换传递装置，其特征 在于，所述第一传递单元和所述第二传递单元被构成为使所述输出部件沿所 述轴线向与所述输入部件相同的方向直线运动。
11. 如权利要求IO所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述输入部件和所述输出部件在所述输入部件的运动量为o时相互抵接。
12. 如权利要求9至11中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述输入部件和所述输出部件沿所述轴线被相互间隔设置在绕所述轴线的相同的圆周方向位置处，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽配合部件与所述第一传递单元和所述第二传递单元共同的导槽配 合。
13. 如权利要求2、 4至12中任一项所述的运动变换传递装置，其特 征在于，所述输入部件和所述输出部件具有沿所述轴线相互配合的部分，所述 第一传递单元和所述第二传递单元被设置在所述相互配合的部分上，并且 在绕所述轴线的圆周方向上被相互间隔设置。
14. 如权利要求13所述的运动变换传递装置，其特征在于， 所述输入部件和所述输出部件分别具有沿所述轴线向另 一部件延伸的一对臂部，所述输入部件的一对臂部和所述输出部件的一对臂部在绕所述 轴线的圆周方向上看时被交替配置，允许所述输入部件和所述输出部件沿 所述轴线相对直线运动，同时阻止所述输入部件和所述输出部件绕所述轴线相对旋转运动。
15. 如权利要求14所述的运动变换传递装置，其特征在于， 所述输入部件和所述输出部件具有相同的形状，并沿所述轴线彼此相对于另一者被反向配置。
16. 如权利要求14所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述输入部件和所述输出部件具有相同的形状，并沿所述轴线彼此相 对于另一者被反向配置。
17. 如权利要求2、 4至9中任一项所述的运动变换传递装置，其特征 在于，所述第一传递单元和所述第二传递单元被构成为使所述输出部件沿所 述轴线向与所述输入部件相反的方向直线运动。
18. 如权利要求2、 4至17中任一项所述的运动变换传递装置，其特 征在于，所述输出部件与其他部件共同作用而在沿所述轴线的两侧划定由液体 填充的容积可变的两个缸室，所述输出部件具有连通连接所述两个缸室的 孔口，伴随着所述输出部件的直线运动，所述液体从一个缸室经由所述孔 口向另一个缸室流动。
19. 如权利要求7至18中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽沿所述轴线的方 向的延伸范围在绕所述轴线的圆周方向上看时至少部分相互重叠。
20. 如权利要求3所述的运动变换传递装置，其特征在于， 所述运动变换传递装置具有容纳所述输入部件、所述中间部件以及所述输出部件的壳体，所述输入部件和所述输出部件在绕着所述轴线围绕所 述中间部件的状态下与所述中间部件嵌合，并且以使所述中间部件能够沿 所述轴线直线运动的方式支承所述中间部件，所述壳体在绕着所述轴线围 绕所述输入部件和所述输出部件的状态下与所述输入部件和所述输出部件 嵌合，并且以使所述输入部件和所述输出部件能够绕所述轴线旋转的方式 支承所述输入部件和所述输出部件，所述第一传递单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽被设置在所述输入部件和所述输出部件上，所述第一传递 单元和所述第二传递单元的所述凸轮槽配合部件被设置在所述中间部件 上，所述壳体具有沿所述轴线延伸的导槽，所述第一传递单元和所述第二 传递单元的所述凸轮槽配合部件分别贯穿所述第一传递单元和所述第二传 递单元的所述凸轮槽而在径向上延伸并且能够沿所述导槽移动地与所述导 槽配合。
21. 如权利要求7至20中任一项所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述凸轮槽配合部件具有轴部件，被固定在对应的部件上，并在径 向上延伸；以及凸轮辊，可旋转地被所述轴部件支承，并可滚动地与所述 凸轮槽的壁面配合。
22. 如权利要求21所述的运动变换传递装置，其特征在于，所述凸轮槽配合部件具有导辊，该导辊可旋转地被所述轴部件支承， 并可滚动地与导槽的壁面配合，所述导槽沿所述输入部件的直线运动的方 向延伸。
全文摘要
本发明的目的在于提供能够将运动和力的传递特性在整个大范围内设定为期望的特性且紧凑化的运动变换传递装置。具有对准轴线而互相嵌合并且对准轴线进行相对运动的输入部件、中间部件以及输出部件。并且具有第一传递单元和第二传递单元，所述第一传递单元将沿轴线的直线运动和绕轴线的旋转运动中的一者和另一者分别作为第一和第二运动，并将输入部件的第一运动变换为第二运动而传递给中间部件，所述第二传递单元将中间部件的第二运动变换为第一运动而传递给输出部件。第一传递单元和第二传递单元中的至少一者使运动传递目的地的部件的运动量与运动传递源的部件的运动量之比根据运动传递源的部件的运动量而连续地、非线性地变化。
文档编号B62D1/16GK101553387SQ200780045249
公开日2009年10月7日 申请日期2007年11月30日 优先权日2006年12月8日
发明者矶野宏 申请人:丰田自动车株式会社