等速万向节使用在车辆的驱动轴等上。等速万向节将驱动侧和从动侧 上的两轴连接，使得转动力可甚至在两轴之间存在角度时以等速传递。包 括腿轴和滚子和等速万向节例如是公知的三销式等速万向节。在三销式等 速万向节的情况下，内侧万向节部件与一个轴相连接，外侧万向节部件与 另一个轴相连接，嵌合到腿轴的滚子容纳在外侧万向节部件的引导槽中， 由此两个轴相互连接并且转矩被传递。内侧万向节部件包括沿径向突出的 三个腿轴。外侧万向节部件呈中空的圆筒状，它包括沿其轴向延伸的三个 引导槽。
如图10所示，在公知的三销式等速万向节中，滚子6包括内滚子6b 和外滚子6a，它们能够沿轴向彼此相对移动使得滚子6可沿引导槽2a平 行移动。在腿轴5a的顶端部上形成有凸球面，在内滚子6b的内周面上形 成有凹球面，使得腿轴5a和内滚子6b可彼此相对摇动(例如，参见日本 特开平No.2002-147482)。在这种结构下，当万向节1在存在万向节夹角 的情况下转动时，嵌合到腿轴5a的内滚子6b相对于外滚子6a沿轴向移动。 然而，外滚子6a仅沿引导槽2a平行移动。因此，与整个滚子6沿轴向位 移的情况相比较，摩擦较少。因而，能够抑制外侧万向节部件2的由于摩 擦而产生的沿轴向的推力以及由于该推力而产生的振动。
在具有上述结构的这种等速万向节中，外滚子可与外侧万向节部件的 引导槽形成角接触，以便使得外滚子的姿势更加稳定。图11示出外滚子 6a与外侧万向节部件2的引导槽2a形成角接触的情况。外滚子6a在接触 点A和B处与引导槽2a接触，接触点A和B相对于通过外滚子6a轴向 中心并且垂直于轴线的平面对称。
然而，当外滚子与外侧万向节部件的引导槽接触时，因为腿轴与内滚 子之间的接触点由于等速万向节的转动而移动，所以沿外侧万向节部件的 轴向(下文中称为“Z轴方向”)产生推力，并且由于该推力产生等速万向 节部件的振动，下文中详细说明。
下面参照图11详细说明产生上述推力的原因。当等速万向节在存在万 向节夹角的情况下转动时，腿轴5a和嵌合到腿轴5a的内滚子6b沿内滚子 6b的轴向两方向(下文中称为“Y轴方向”)移动，并且在内滚子6b与滚 针轴承7之间发生摩擦。因此，腿轴5a与内滚子6b之间的接触点如箭头 D所示沿内滚子6b的内球面移动，这样在接触点处产生与摩擦力平衡的 力。
当如上所述腿轴5a与内滚子6b之间的接触点如箭头D所示移动时， 在外滚子6a与滚针轴承7之间产生围绕Z轴的力矩Mz。为了平衡该力矩 Mz，例如在与承受负荷的一侧相反的背面侧上的一点K处产生接触负荷 Fk。在滚子组件6沿Z轴方向移动同时施加接触负荷Fk时，在点K处产 生摩擦力Rk。此外，由于摩擦力Rk而产生围绕Y轴的力矩My。因此， 为了平衡由于摩擦力Rk产生的力矩My，在外滚子6a与外侧万向节部件 2之间承受负荷的一侧上的接触点A和B处还产生摩擦力Ra和Rb。图 12是说明摩擦力Ra和Rb的方向和大小的示意图。图12是沿图11中线 XII-XII截取的示意性矢量截面图。如图12所示，在接触点A和B处产生 的用于使得力矩My变成零的摩擦力Ra和Rb被沿与摩擦力Rk施加方向 相同的方向施加。因此，推力是三个摩擦力Rk，Ra和Rb的合力，如式1 所示。此外，根据表示摩擦力Ra和Rb与力矩My之间的平衡的示2得出 摩擦力Ra和Rb。因而，当腿轴5a与内滚子6b之间的接触点移动时产生 沿Z轴方向的大推力。
(式1)推力＝-(Rk+Ra+Rb)
(式2)My＝Rk×d1-(Ra+Rb)×d2＝0
在式2中，d1表示从内滚子的轴线到点K沿X轴方向的长度，d2表 示从内滚子的轴线到点A(或点B)沿X轴方向的长度。

因此，本发明的一个目的是提供一种能够抑制转动期间产生的推力的 等速万向节。
本发明的一个方向涉及一种等速万向节，它包括(a)其内周面上沿轴 向形成有多个引导槽并且与第一轴相连接的中空外侧万向节部件，这些引 导槽沿外侧万向节部件的轴向延伸；(b)与第二轴相连接并且容纳在外侧 万向节部件中的内侧万向节部件；(c)设置在内侧万向节部件上并且都沿 第二轴的径向突出且都在顶端部中形成有凸球面的多个腿轴；以及(d)滚 子组件，该滚子组件包括其内周面上形成有与每个腿轴的凸球面相接合的 凹球面的内滚子和容纳在外侧万向节部件的每个引导槽中以便可滑动的外 滚子，内滚子和外滚子可通过转动体沿内滚子和外滚子的轴向彼此相对移 动，其中每个腿轴和内滚子可彼此相对摇动，其中(e)腿轴和内滚子可彼 此相对摇动。所述等速万向节的特征在于：(f)在外滚子的径向外侧面上 形成有圆柱面(圆筒面)；(g)在外侧万向节部件的每个引导槽的侧面上 形成有与外滚子的圆柱面相接合的平侧面；以及(h)外滚子的圆柱面满足 以下两式，
(式3)W1＞PCR(1-cosθ)/2+μ3R3+μ2R1
(式4)W2＞3PCR(1-cosθ)/2-μ3R3+μ2R1
在这些式中，W1表示从圆柱面轴向中心到圆柱面位于外侧万 向节部件的外周侧上的端部的轴向长度，W2表示从圆柱面轴向中 心到圆柱面位于外侧万向节部件的万向节中心侧上的端部的轴向长度， PCR表示从内侧万向节部件的轴线到每个腿轴的凸球面的中心的距离，θ 表示要求的最大万向节夹角，R1表示外滚子的圆柱面的半径，R3表示内 滚子的凹球面的半径，μ2表示在内滚子相对于外滚子沿内滚子的轴向移动 时的摩擦系数；以及μ3表示每个腿轴的凸球面与内滚子的凹球面之间的摩 擦系数。
在上述结构的等速万向节中，式3的右侧表示从圆柱面的轴向中心到 腿轴已经沿径向向外侧万向节部件的外侧移动到最大程度时负荷被集中的 位置(下文中称为“负荷集中位置”)的沿外滚子轴向的距离。式4的右 侧表示从圆柱面的轴向中心到腿轴已经沿径向向外侧万向节部件的万向节 中心侧移动到最大程度时的负荷集中位置的沿外滚子轴向的距离。因此， 当外滚子的圆柱面的轴向长度被设定成满足式3和式4时，只要万向节夹 角等于或小于最大万向节夹角θ，就防止外滚子的负荷集中位置移出外滚 子的圆柱面。因此，在腿轴与内滚子之间的接触点移动时产生的用于使外 滚子倾斜的力矩被在外侧万向节部件的引导槽的平侧面与外滚子的圆柱面 之间吸收。因此，在背面侧上产生的接触负荷减少，并且相应地，摩擦力 减低。因而，能够抑制转动期间的推力。
此外，在上述等速万向节中，在外滚子的圆柱面的轴向两侧的每一侧 上形成有其直径朝向端部缩小的锥形面，在每个引导槽的侧面上与外滚子 的每个锥形面相对的部位处形成有锥形面，形成在每个引导槽的侧面上的 锥形面向外滚子的轴向两侧的每一侧而越发靠近包含外滚子的轴线和外侧 万向节部件的轴线的平面。
在外滚子的圆柱面的轴向两侧的每一侧上形成有呈曲面状的倒角(倾 斜面)。
此外，在每个引导槽的侧面上与外滚子的每个倒角相对的部位处形成 有凹曲面。
在上述等速万向节中，在外滚子的圆柱面的轴向两侧的每一侧上形成 有其直径朝向端部缩小的锥形面，在每个引导槽的侧面上与外滚子的每个 锥形面相对的部位处形成有朝向外侧万向节部件的内侧突出的凸曲面。
利用具有上述结构的等速万向节，能够更可靠地防止外滚子的位于轴 向外侧上的端面接触外侧万向节部件的内表面。此外，能够容易地制造其 中在外滚子的圆柱面的轴向两侧中的每一侧上形成有呈曲面状的倒角并且 在每个引导槽的侧面上与外滚子的每个倒角相对的部位处形成有凹曲面的 等速万向节。
附图说明
通过阅读以下结合附图对本发明示例性实施例的详细说明可较好地理 解本发明的上述和/或其它目的、特征、优点、技术以及工业实用性，其中：
图1是根据本发明一实施例的等速万向节沿垂直于外侧万向节部件的 轴线的平面截取的截面图；
图2是图1的等速万向节沿包含外侧万向节部件的轴线的平面截取的 截面图；
图3是沿与图1相同的平面截取的等速万向节的截面图，说明了圆柱 面从圆柱面轴向中心到圆柱面位于外侧万向节部件的外周侧上的端部的轴 向长度W1；
图4是图3中主要部分的放大图；
图5是沿与图1相同的平面截取的等速万向节的截面图，说明了圆柱 面从所述圆柱面轴向中心到所述圆柱面位于所述外侧万向节部件的万向节 中心侧上的端部的轴向长度W2；
图6是图5中主要部分的放大图；
图7是示出根据本发明第一修正示例的等速万向节中的一部分内滚子 和一部分外滚子的放大图，该等速万向节不同于图1中的等速万向节；
图8是示出根据本发明第二修正示例的等速万向节中的一部分内滚子 和一部分外滚子的放大图，该等速万向节不同于图1和图7中的等速万向 节；
图9是示出根据本发明第三修正示例的等速万向节中的一部分内滚子 和一部分外滚子的放大图，该等速万向节不同于图1，图7和图8中的等 速万向节；
图10是示出根据日本特开平No.2002-147482中所公开的常规示例(现 有技术)的等速万向节的视图；
图11是示出根据常规示例的等速万向节的视图，其中外滚子与外侧万 向节部件的引导槽形成角接触；以及
图12是沿图11中的线XII-XII截取的示意性截面图，其中说明了在 图11中的点A和B处产生的摩擦力Ra和Rb的方向和大小。

在下面的描述和附图中，将结合示例性实施例更详细地说明本发明。 图1是根据本发明的等速万向节10沿垂直于外侧万向节部件12的轴线ax1 的平面截取的截面图。图2是等速万向节10沿包含外侧万向节部件12的 轴线ax1的平面截取的截面图。
等速万向节10是双滚子型的，它包括外侧万向节部件12，内侧万向 节部件14和滚子组件15。外侧万向节部件12是中空部件，并且在轴向的 一个端部处具有底部20。外侧万向节部件12的轴向的另一个端部是开口 的。第一轴22与外侧万向节部件12的底部20相连接，使得第一轴22的 轴线与外侧万向节部件12的轴线ax1重合，由此外侧万向节部件12与第 一轴22成为一体。在外侧万向节部件12的内周面上以沿周向的等间隔形 成有沿轴线ax1的方向延伸的三个引导槽24(图1中仅示出一个引导槽 24)。
内侧万向节部件14从外侧万向节部件12的开口部(未示出)引入外 侧万向节部件12的内部，从而内侧万向节部件14容纳在外侧万向节部件 12中。内侧万向节部件14包括圆筒状凸台部26。第二轴28嵌入凸台部 26，使得第二轴28不能相对于凸台部26转动。三个腿轴30从凸台部26 沿径向突出(图1中仅示出一个腿轴)。三个腿轴30以沿轴向的等间隔突 出。在每个腿轴30的顶端部处形成有凸球面30a。
滚子组件15包括内滚子16和外滚子18。内滚子16是圆筒状部件。 在内滚子16的内周面上形成有凹球面16a。凹球面16a在沿周向的整个部 分上与每个腿轴30的凸球面30a接合。内滚子16不可相对于腿轴30沿轴 线ax2的方向移动，并且可围绕轴线ax2转动。此外，内滚子16嵌合到腿 轴30上，使得内滚子16和腿轴30可彼此相对摇动。
外滚子18是圆筒状部件。内滚子16配合在外滚子18的内周侧上。外 滚子18的轴线与内滚子16的轴线ax2一致。此外，外滚子18容纳在引导 槽24中使得外滚子18不能沿轴线ax2的方向移动，并且能够沿外侧万向 节部件12的轴线ax1的方向滑动。外滚子18的径向外侧面包括圆柱面18a 和形成在圆柱面18a的轴向两侧上的锥形面18b。锥形面18b中的每一个 形成为其半径朝向端部线性缩小。
容纳外滚子18的引导槽24包括一对平侧面24a，一对内锥形侧面24b， 一对外锥形侧面24c，以及连接面24d。平侧面24a与包含外侧万向节部件 12的轴线ax1和外滚子18的轴线ax2的平面平行。每个内锥形侧面24b 与每个平侧面24a的内侧(外侧万向节部件12的万向节中心侧)线相连接。 每个外锥形侧面24c与每个平侧面24a的外侧线相连接。连接面24d将一 对外锥形侧面24c相连接。
每个平侧面24a沿宽度方向的长度与外滚子18的每个圆柱面18a沿轴 向的长度相同。一对平侧面24a中的每个平侧面在沿宽度方向的整个部分 处与外滚子18的圆柱面18a接合。因此，平侧面24a用作接合面。内锥形 侧面24b和外锥形侧面24c中的每一个形成为随着朝向沿外滚子18的轴线 ax2方向的两侧而靠近包含外滚子18的轴线ax2和外侧万向节部件12的 轴线ax1的平面。内锥形侧面24b和外锥形侧面24c中的每一个的倾斜比 外滚子18的每个锥形面18b的倾斜缓和，使得每个内侧锥形侧面24b和 每个外锥形侧面24c不与外滚子18的每个锥形面18b和沿轴向的每个端面 接触。
用作转动体的多个针形滚子32沿周向设置在构成滚子组件15的外滚 子18与内滚子16之间。用于防止针形滚子32从外滚子18与内滚子16 之间掉落的卡环34和36固定在外滚子18的内周面的轴向两端部处。
此外，外滚子18的圆柱面18a的长度被设定成满足下面的式3和式4。
(式3)W1＞PCR(1-cosθ)/2+μ3R3+μ2R1
(式4)W2＞3PCR(1-cosθ)/2-μ3R3+μ2R1
在这些式中，W1表示圆柱面从圆柱面18a轴向中心到圆柱面位于外 侧万向节部件12的外周侧上的端部的轴向长度，W2表示圆柱面从圆柱面 18a轴向中心到圆柱面位于外侧万向节部件12的万向节中心侧上的端部的 轴向长度，PCR表示从内侧万向节部件14的轴线到每个腿轴30的凸球面 30a的中心的距离，θ表示要求的最大万向节夹角，R1表示外滚子18的圆 柱面18a的半径，R3表示内滚子16的凹球面16a的半径，μ2表示内滚子 16与针形滚子32之间的摩擦系数，μ3表示每个腿轴30的凸球面30a与内 滚子16的凹球面16a之间的摩擦系数。
接下来参照图3和图4详细说明式3。在等速万向节10中，凸球面30a 形成在每个腿轴30的顶端部处，与每个凸球面30a接合的凹球面16a形成 在内滚子16的内周面上。因此，当等速万向节在存在万向节夹角的情况下 转动时，每个腿轴30和内滚子16相对于外滚子18沿轴线ax2的两个方向 移动，并且腿轴30与内滚子16之间的接触点C移动。因此，产生围绕外 侧万向节部件12的轴线ax1(下文中称为“Z轴”)的力矩Mz，该力矩使 外滚子18向垂直于Z轴的方向倾斜。
如果外滚子18的圆柱面18a沿轴向的长度和引导槽24的平侧面24a 沿宽度方向的长度足够长，则由于力矩Mz而产生作用在圆柱面18a和平 侧面24a上的负荷。可以看作负荷作用在一点。该点在内滚子16的轴线 ax2(下文中称为“Y轴”)方向上的位置称为“负荷集中位置P”。负荷集中 位置P会在腿轴30与内滚子16之间的接触点C移动时移动。
最大万向节夹角θ是其中推力的发生以及由推力造成的振动被要求减 低时的万向节夹角范围中的最大值。当等速万向节10转动同时万向节夹角 为最大万向节夹角θ时，从外滚子18的中心O1(即，万向节夹角为0度 时腿轴30的凸球面30a的中心O2)到沿Y轴方向的最上负荷集中位置P1 的长度是腿轴移动量D(θ)，腿轴接触点移动量L，从接触点C到负荷 集中位置P(在式3中，最上负荷集中位置P1)的Y轴方向的长度S的总 和，如图3和下面说明的式5所示。最上负荷集中位置P1是在腿轴30的 凸球面30a的中心O2沿径向向外侧万向节部件12的外侧移动到最大程度 时的负荷集中位置P。腿轴移动量D(θ)是万向节夹角为0度时腿轴30 的凸球面30a的移动量。腿轴接触点移动量L是从凸球面30a的中心O2 到腿轴30与内滚子16之间的接触点C的Y轴方向的长度。
(式5)D(θ)+L+S
腿轴移动量D(θ)是根据下面的式6，通过基于腿轴30的节距圆半 径PCR(即，从内侧万向节部件14的轴线ax1到腿轴30的凸球面30a的 中心O2的距离)以及最大万向节夹角θ的几何学计算得出的。
(式6)D(θ)＝PCR(1-cosθ)/2
如图4所示，腿轴接触点移动量L是根据下面的式7得出的。
(式7)L＝R3×sinγ
在式7中，R3是内滚子16的凹球面16a的半径。因为γ的值非常小， 因此可认为sinγ基本等于0tanγ。tanγ的值根据表示接触点C处沿Y轴 方向的平衡的式8得出。
(式8)F×tanγ＝fv×cosγ+fi
在式8中，F表示当腿轴30转动时从腿轴30作用在内滚子16的负荷， fv表示当接触点C移动时产生的摩擦力，fi表示针形滚子32与内滚子16 之间摩擦力。当μ2表示内滚子16与针形滚子32之间摩擦系数，μ3表示腿 轴30的凸球面30a与内滚子16的凹球面16a之间的摩擦系数时，分别根 据式9和式10得出fv和fi。
(式9)fv＝μ3×F/cosγ
(式10)fi＝μ2×F
通过将式9和式10代入式8中，得出下面的式11。
(式11)tanγ(基本等于sinγ)＝μ3+μ2
相应地，腿轴接触点移动量L根据下面的式12得出。
(式12)L＝R3×sinγ＝R3(μ3+μ2)
此外，从接触点C到最上负荷集中位置P1的Y轴方向的长度S根据 表示与内滚子16和外滚子18有关的力矩Mz的平衡的式13得出。
(式13)Mz＝-(R1-R3)×(F×tanγ-fv×cosγ)+F×S＝0
因为式14是根据图4得出的，所以式13可变形成下面的式15。
(式14)F×tanγ-fv×cosγ＝fi
(式15)-(R1-R3)×fi+F×S＝0
此外，通过将式15代入式10种，可得出下面的式16。
(式16)-(R1-R3)×μ2×F+F×S＝0
通过变形式16，得出下面的式17。
(式17)S＝μ2×(R1-R3)
基于式6、式12和式17，可将从外滚子18到最上负荷集中位置P1 的Y轴方向的长度的式5变形为下面的式18。因而得出式3的右侧。
(式18)PCR(1-cosθ)/2+μ3R3+μ2R1
相应地，当W1表示圆柱面从外滚子18的圆柱面18a的轴向中心到圆 柱面18a位于外侧万向节部件12的外周侧上的端部的轴向长度，且W1 满足式3时，防止负荷集中位置P向上侧(即，外侧万向节部件的外周侧) 移出圆柱面18a。
接下来，参照图5和图6说明式4。当等速万向节10在万向节夹角为 最大万向节夹角θ的情况下转动时，从外滚子18的中心O1到最下负荷集 中位置P2的Y轴方向的长度是通过用从接触点C到负荷集中位置P(在 式4中，最下负荷集中位置P2)的Y轴方向的长度S加上通过腿轴接触点 移动量L减去腿轴移动量D(θ)所得到的值而得出的值，如图5和式19 所示。最下负荷集中位置P2是腿轴30的凸球面30a的中心O2已经沿径向 向外侧万向节部件12的万向节中心侧移动到最大程度时的负荷集中位置 P。
(式19)D(θ)-L+S
腿轴移动量D(θ)是根据式20，通过基于腿轴30的节距圆半径PCR 以及最大万向节夹角θ的几何学计算得出的。
(式20)D(θ)＝3PCR(1-cosθ)/2
如图6所示，腿轴接触点移动量L是根据上述的式7得出的。
(式7)L＝R3×sinγ
此外，因为γ的值非常小，所以可认为sinγ基本等于tanγ。tanγ的值 可根据表示接触点C处沿Y轴方向的力之间的平衡的式21得出。
(式21)F×tanγ＝fv×cosγ-fi
通过将式9和式10代入式21，得出下面的式22。
(式22)tanγ(基本等于sinγ)＝μ3-μ2
相应地，腿轴接触点移动量L是根据下面的式23得出的。
(式23)L＝R3×sinγ＝R3(μ3-μ2)
从接触点C到最下负荷集中位置P2的Y轴方向的长度S是根据表示 与内滚子16和外滚子18有关的力矩Mz的平衡的式24得出的
(式24)Mz＝-(R1-R3)×(F×tanγ-fv×cosγ)-F×S＝0
利用式14可将式24变形为下面的式25。
(式25)-(R1-R3)×(-fi)-F×S＝0
此外，通过将式10代入式25，得出下面的式26。
(式26)(R1-R3)×μ2×F+F×S＝0
通过变形式26得出下面的式27。
(式27)S＝μ2(R1-R3)
基于式20、式23和式27，可将表示从外滚子16的中心O1到最下负 荷集中位置P2的Y轴方向的长度的式19变形为下面的式28。因而，得出 式4的右侧。
(式28)3PCR(1-cosθ)/2-μ3R3+μ2R1
相应地，当W2表示圆柱面18a从外滚子18的圆柱面18a的轴向中心 到圆柱面18a位于外侧万向节部件12的万向节中心侧上的端部的轴向长 度，且W2满足式4时，防止负荷集中位置P朝向下侧(外侧万向节部件 的万向节中心侧)移出圆柱面18a。
如上所述，根据本实施例，式3的右侧表示从圆柱面18a的轴向中心 到腿轴30已经沿径向向外侧万向节部件12的外侧移动到最大程度时的负 荷集中位置P的沿外滚子18的轴线ax2方向的距离。式4的右侧表示从 圆柱面18a的轴向中心到腿轴30已经沿径向向外侧万向节部件12的万向 节中心侧移动到最大程度时的负荷集中位置P的沿外滚子18的轴线ax2 方向的距离。因此，当外滚子18的圆柱面18a的轴向长度被设定成满足式 3和式4时，只要万向节夹角等于或小于最大万向节夹角θ，就防止外滚子 18的负荷集中位置P移出外滚子18的圆柱面18a。因此，在腿轴30与内 滚子16之间的接触点移动时产生的用于使外滚子18倾斜的力矩Mz被在 外侧万向节部件12的引导槽24的平侧面24a与外滚子18的圆柱面18a 之间吸收。结果，在背面侧上产生接触负荷被减少，并且相应地，摩擦力 被减低。因而，可抑制转动期间的推力。
根据本实施例，锥形面18b形成在外滚子18的圆柱面18a的轴向两侧 上，锥形侧面24b和24c形成在引导槽24的侧面上与锥形面18b相对的部 位处。因此，能够更可靠地防止外滚子18的位于轴向外侧上的端面接触外 侧万向节部件12的内表面。相应地，还能够抑制由于外滚子18的位于轴 向外侧上的端面与外侧万向节部件12的内表面之间的接触产生的摩擦力， 以及由该摩擦力导致的推力。
尽管已经结合附图详细说明了本发明的实施例，但本发明还可以其它 实施例实现。
例如，在上述实施例中，锥形面18b形成在外滚子18的圆柱面18a 的轴向两侧上，锥形侧面24b和24c形成在引导槽24的侧面上与锥形面 18b相对的部位处。但本发明不仅限于此实施例。例如，作为第一修正示 例，可在外滚子18的圆柱面18a的轴向两侧中的每一侧上形成有呈曲面状 的倒角40，作为锥形面18b的一部分的替代品，如图7所示。此外，作为 第二修正示例，可在外滚子18的圆柱面18a的轴向两侧中的每一侧上形成 有呈曲面状的倒角(斜面)40，作为锥形面18b的一部分的替代品，并且 可在引导槽24的平侧面24a的两侧中的每一侧上形成有凹曲面42，作为 锥形侧面24b或24c的一部分的替代品，或者作为整个锥形侧面24b或24c 的替代品，如图8所示。此外，作为第三修正示例，可形成有朝向外侧万 向节部件12的内侧突出的凸曲面44，如图9所示。在第一修正示例(图7)， 第二修正示例(图8)，第三修正示例(图9)中，如上述实施例一样，能 够更可靠地防止外滚子18的位于轴向外侧上的端面接触外侧万向节部件 12的内表面。此外，与上述实施例、第一修正示例(图7)以及第三修正 示例(图9)中的等速万向节相比较，能够容易地制造第二修正示例中的 等速万向节，其中在外滚子18的圆柱面18a的轴向两侧上以及在引导槽 24的平侧面24a的两侧上形成有倒角40和42。
此外，在上述实施例中，设置有三个腿轴30。还可设置四个或更多个 腿轴。