JP2005133898A - 摩擦ローラ式変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】 各ローラと、高速側シャフトとの接触部に於けるチルトやスキューの発生を極めて少なくして、各ローラの寿命向上（長寿命化）を図ること。
【解決手段】 高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフト１７の中心点移動量（δ）よりも大きくなるように設定してある。即ち、外輪５２の上側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε１とし、外輪５２の下側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε２とすると、ε１＋ε２＝ε＞δ、となるように設定してある。これにより、加工公差に起因する中心点移動量（δ）を、隙間（ε１＋ε２＝ε）により吸収し、ローラ３７ａ等と高速側シャフト１７との接触部のチルトやスキューを極力低減できる。
【選択図】 図８

Description

本発明は、例えば、自動車産業（スタータ減速機、スーパーチャージャー用増速機、コンプレッサ用増速機、各種補機用減速機など）、工作機械、半導体製造装置、水車、風車など、各種産業機械に使用できる、くさび作用を利用した摩擦ローラ式変速機に関する。

トラクションドライブ式変速機は、静かで滑らかであることから産業上の各種用途に開発され、さらに近年は自動車や自転車といったパーソナルユースに応用する試みがなされ、次世代の動力伝達方式として注目されている。

トラクションドライブ式変速機とは、歯車伝動とは異なり、滑らかな表面をもつ少なくとも２個の回転体を強く押し付け、これらの間に潤滑油膜（例えばＥＨＬ油膜）を介在させて、動力を伝達する機構であり、その基礎式は、Ｆｔ＝μ・Ｆｃという簡単な摩擦の式で表される（Ｆｔ：トラクション力）。ここで、Ｆｃは、押し付け力と呼び、この発生に様々な方法が開発されている。

このトラクションドライブ式変速機の一つとして、特許文献１に開示してあるように、くさび作用を利用した摩擦ローラ式変速機（以後本明細書中では、くさびローラ式変速機と記す）がある。くさびローラ式変速機とは、高速側シャフトの先端部の周囲に、該高速側シャフトに対し偏心した状態で、回転自在に設けられた外輪と、該高速側シャフトの外周面である動力伝達用円筒面と前記外輪の内周面である動力伝達用円筒面との間に存在して、径方向に関する幅が円周方向に関して不同である環状空間内に配置される、それぞれの外周面を動力伝達用円筒面とした、少なくとも１個のガイドローラおよび少なくとも１個の可動ローラとを備えた変速機のことを言う。又、可動ローラとは、くさび作用により押付け力を発生するローラであり、半径方向、円周方向に動くローラのことを言う。

このくさびローラ式変速機では、正転時には、可動ローラは、高速側シャフトと外輪との間で「くさび」に食い込む方向に移動し、押し付け力Ｆｃを発生する。このＦｃによりトラクション力が発生し、トルクを伝達することができる。

一方、逆転時には、可動ローラは、「くさび」から離れる方向に移動し、押し付け力Ｆｃ＝０となり、入力側の回転が出力側へ伝わるのを停止する。

くさびローラ式変速機は、低速側シャフト（外輪側）を入力側とした場合には、高速側シャフトを出力側とした増速機として作用し、低速側シャフト（外輪側）を出力側とした場合には、高速側シャフトを入力側とした減速機として作用する。

また、くさびローラ式変速機において、正転時には、トルクを伝達する一方、逆転時には、空転してトルクを伝達しないワンウェイクラッチ機能を有しているものと、正逆両方向の回転時に、トルクを伝達することができるものとがある。
特開平１０−２５２８５３号公報

くさびローラ式変速機の主な構成部品は、上述したように、可動ローラと、ガイドローラ（大、小）と、外輪（低速側リング）と、高速側シャフトと、各ローラを支持する（例えば、３個の）支持軸である
これら支持軸の基本設計は、ハウジングに設けた二つの支持軸の中心点を基準として、ガイドローラ（大、小）の外径部と、高速側シャフトのトラクション部の外径部とが外接するように設定している。

加えて、各構成部品の加工公差は、設計上「零」と仮定して、これを理想の状態としている。

しかしながら、加工部品には、必ず加工公差が存在する。そのため、高速側シャフトのトラクション部の外径部と、ガイドローラ（大、小）の外径部とが外接するには、高速側シャフトが移動（傾動）せざるを得ないことがある。

すなわち、高速側シャフトを支える軸受の内部隙間分だけ、高速側シャフトが径方向に移動し、さらに、高速側シャフトを支える軸受を支点にして、高速側シャフトが斜めに傾動する。

この高速側シャフトの移動量（シャフト中心点の移動量とする）が存在すると、
ローラと、高速側シャフトとの接触部では、チルトやスキューが発生することがある。

したがって、そのような状態で使用されると、上記の接触部の面圧は、設計値より大きくなり、各ローラの寿命に影響を与えるといった虞れがある。

本発明は、上述したような事情に鑑みてなされたものであって、各ローラと、高速側シャフトとの接触部に於けるチルトやスキューの発生を極めて少なくして、各ローラの寿命向上（長寿命化）を図ることができる摩擦ローラ式変速機を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するため、本発明の請求項１に係る摩擦ローラ式変速機は、ハウジングに回転自在に支持され、一端部に外輪を設けた低速側シャフトと、前記低速側シャフト及び前記外輪に対して偏心して、ハウジングに回転自在に支持された高速側シャフトと、前記外輪と前記高速側シャフトとの間に回転自在に支持された、少なくとも１個のガイドローラと少なくとも１個の可動ローラとから成るくさび作用を利用した摩擦ローラ式変速機において、
前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の隙間は、各構成部品の加工公差に起因する前記高速側シャフトの中心点移動量よりも大きくなるように設定してあることを特徴とする。

本発明の請求項２に係る摩擦ローラ式変速機は、前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の前記隙間に、弾性部材が介装してあることを特徴とする。

本発明の請求項３に係る摩擦ローラ式変速機は、弾性部材は、０リングであることを特徴とする。

本発明の請求項４に係る摩擦ローラ式変速機は、前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の前記隙間に、トレランスリングが介装してあることを特徴とする。

以上説明したように、本発明によれば、高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、ハウジングの内径との間の隙間は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフトの中心点移動量よりも大きくなるように設定してあることから、各ローラと、高速側シャフトのトラクション部との接触部における、チルトやスキューを著しく小さくすることができる。従って、可動ローラやガイドローラの寿命向上（長寿命化）を図ることができる。

以下、本発明の実施の形態に係る摩擦ローラ式変速機を図面を参照しつつ説明する。

先ず、くさびローラ式変速機の内部構造について詳述し、次いで、実施の形態について説明する。

また、説明の便宜上、１個の可動ローラを用いたくさびローラ式変速機を説明し、その後、２個の可動ローラを用いた両方向動力伝達型のくさびローラ式変速機について説明する。

また、動力の伝達の方法を説明する時は、くさびローラ式変速機が減速機として作用する場合を代表して記述している。減速機において、正回転とは、高速側シャフト１７から外輪３２に動力を伝える方向であり、逆回転とは、高速側シャフト１７が空転し、外輪３２へのトルク（動力）伝達を停止する方向である。

（くさびローラ式変速機の内部構造）
図１は、くさびローラ式変速機の縦断面図である。

図２は、ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、ワンウェイクラッチ機能を有するくさびローラ式変速機の断面図である（図１のＩＩ−ＩＩ線に沿った断面図）。

図３は、減速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。

図５は、ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、正逆両方向の回転時にトルク（動力）を伝達可能なくさびローラ式変速機の断面図である。

なお、図４には、参考のため、増速機としてのくさびローラ式変速機の作用の説明図を示す。

くさびローラ式変速機Ａは、低速側シャフト３（外輪側）を出力側とした場合には、高速側シャフト１７を入力側とした減速機として作用する。

なお、図４に示すように、低速側シャフト３（外輪側）を入力側とした場合には、高速側シャフト１７を出力側とした増速機として作用する。

また、図２に示すように、１個の可動ローラ３８を用いたくさびローラ式変速機Ａは、正転時には、トルク（動力）を伝達する一方、逆転時には、空転してトルク（動力）を伝達しないワンウェイクラッチ機能を有しているが、図５に示すように、２個の可動ローラ３８ａ,３８ｂを用いたくさびローラ式変速機Ａは、正逆両方の回転時にトルク（動力）を伝達することができる。

くさびローラ式変速機Ａは、図１、図２において、略円筒状の第１ハウジング１に、仕切板である第２ハウジング２が固定してある。第１ハウジング１には、低速側シャフト３が回転自在に支持してあり、第１ハウジング１内の低速側シャフト３の端部に、円盤状部材４が設けてあり、この円盤状部材４の外縁部に、外輪３２が取付けてある。

仕切板である第２ハウジング２には、高速側シャフト１７が低速側シャフト３及び外輪３２に対して偏心（オフセット）して回転自在に設けてある。

図２に示すように、外輪３２と、高速側シャフト１７との間には、大径のガイドローラ３７ａと、小径のガイドローラ３７ｂと、トルク（動力）伝達時に移動する可動ローラ３８とが介装してある。

可動ローラ３８を回転自在に支持する支持軸３９ｂは、図３に示すように、減速機の場合、高速側シャフト１７と外輪３２との間で「くさび」に食い込む方向に移動できるように構成してあり、また、この「くさび」に食い込む方向にシリンダ孔４６に設置した圧縮バネ等の弾性材４７（予圧バネ、図２参照）により付勢してある。

これにより、正転時には、可動ローラ３８は、高速側シャフト１７と外輪３２との間で「くさび」に食い込む方向に移動し、押し付け力Ｆｃを発生する。このＦｃによりトラクション力が発生し、トルク（動力）を伝達することができる。

一方、逆転時には、可動ローラ３８は、「くさび」から離れる方向に移動し、押し付け力Ｆｃ＝０となり、入力側の回転が出力側へ伝わるのを停止する。

図２に示すように、外輪３２の内周面と高速側シャフト１７の先端部外周面との間には、径方向に関する幅が円周方向に関して不同である環状空間３６が設けられる。

この様な環状空間３６内には、２個のガイドローラ３７ａ、３７ｂと１個の可動ローラ３８とを設置して、上記くさびローラ式変速機Ａを構成している。図２において、可動ローラ３８は切欠いて部分的に示している。これら各ローラ３７ａ、３７ｂ、３８を設置する為に上記環状空間３６部分には、３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂを設けている。これら３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂのうち、２本の支持軸３９ａ，３９ａは、それぞれの両端部を第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４に形成した嵌合孔４０、４０に圧入固定している。従って、上記２本の支持軸３９ａ，３９ａが、上記環状空間３６内で円周方向或は直径方向に変位する事はない。これに対して、上記３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂのうち、残り１本の支持軸３９ｂは、両端部を上記第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４に対し、上記外輪３２の円周方向及び直径方向に関する若干の変位可能に支持している。この為に、上記第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４の一部で上記１本の支持軸３９ｂの両端部に整合する部分に、この支持軸３９ｂの外径よりも大きな内径を有する支持孔４１を形成し、これら各支持孔４１に、上記支持軸３９ｂの両端部を緩く係合させている。

そして、上述の様に支持した各支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂの中間部周囲に、それぞれ上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を、それぞれラジアルニードル軸受４２、４２等の軸受により、回転自在に支持している。尚、上記連結板（第３ハウジング）１４を上記第２ハウジング２に結合固定する為、この連結板（第３ハウジング）１４の片面に突設した、前記各突部２７、２７は、この連結板（第３ハウジング）１４の円周方向に関して、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８同士の間に存在する。言い換えれば、上記環状空間３６内に上記各突部２７、２７と上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ又は可動ローラ３８とが、上記環状空間３６の円周方向に関して交互に存在する。又、これら各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ又は可動ローラ３８の外周面と上記各突部２７、２７の円周方向側面とが干渉する（擦れ合う）事はない。

この様にして、上記各支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂにより上記第２ハウジング２と連結板（第３ハウジング）１４との間に回転自在に支持した、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である、動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂは、それぞれ前記高速側シャフト１７の先端部の外周面である動力伝達用円筒面４４と前記外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５とに当接させている。前述した通り、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を設置した上記環状空間３６の径方向に関する幅は、円周方向に関して不同である。この様に、この環状空間３６の幅寸法を円周方向に関して不同にした分、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外径を異ならせている。即ち、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８のうち、それぞれ上記外輪３２に対し高速側シャフト１７の先端部が偏心している側に位置する可動ローラ３８及びガイドローラ３７ｂの外径を、互いに同じにすると共に比較的小径にしている。これに対し、上記外輪３２に対し高速側シャフト１７の先端部が偏心しているのと反対側に位置するガイドローラ３７ａの外径を、上記可動ローラ３８及びガイドローラ３７ｂの外径よりも大きくしている。そして、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である上記各動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂを、それぞれ上記動力伝達用円筒面４４、４５に当接させている。

尚、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８のうち、各ガイドローラ３７ａ、３７ｂを支持した支持軸３９ａ、３９ａの両端部は、前述の様に、前記第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４に対し（環状空間３６内に）固定している。これに対して、上記可動ローラ３８を支持した支持軸３９ｂは、やはり前述した様に上記第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４に対し（環状空間３６内に）、円周方向及び直径方向に関する若干の変位を可能に支持している。従って、上記可動ローラ３８も、上記環状空間３６内で円周方向及び直径方向に若干の変位可能である。そして、前記第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４のシリンダ孔４６内に設置した、圧縮バネ等の弾性材４７（予圧バネ）により、上記可動ローラ３８を支持した支持軸３９ｂを、これら支持軸３９ｂに回転自在に支持した可動ローラ３８を前記環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動させるべく、弾性的に軽く押圧している。

上述の様に構成するくさびローラ式変速機により回転軸を回転駆動する場合（減速機の場合）には、正転時、高速側シャフト１７に駆動力を入力することにより、高速側シャフト１７を図３の矢印方向に回転させる。この高速側シャフト１７の回転は、各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を介して、外輪３２に伝わり、外輪３２を図３の矢印方向に回転させる。

外輪３２とガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８との間の動力伝達、並びに、これらガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８と高速側シャフト１７との間の動力伝達は、何れも摩擦伝達により行なわれる為、動力伝達時に発生する騒音並びに振動は低い。

又、可動ローラ３８は、高速側シャフト１７から外輪３２に伝達するトルクの大きさに応じた力で、環状空間３６の幅が狭い部分に食い込む傾向となる。この為、外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５とガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂとの当接部、並びに、これら各動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂと高速側シャフト１７の外周面である動力伝達用円筒面４４との当接部の面圧は、何れも、上記トルクが大きくなる程高くなる。逆に言えば、このトルクが小さい場合には、各当接部の面圧が低い状態となる。この為、これら各当接部の面圧を、伝達すべきトルクに合わせた適正値にして、トルク伝達を効率良く行なえる。

即ち、高速側シャフト１７を図３の矢印方向に回転させる際には、可動ローラ３８が、外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５及び高速側シャフト１７の外周面である動力伝達用円筒面４４から、弾性材４７（予圧バネ）による押圧力と同方向の力を受けて、環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動する傾向となる。

上述の様にして、可動ローラ３８を環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動させようとする力は、高速側シャフト１７から外輪３２に伝達する回転駆動力の大きさに応じて変化する。そして、この力が大きくなる程、動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂと動力伝達用円筒面４４との当接部である内側当接部４８、及び、この動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂと動力伝達用円筒面４５との当接部である外側当接部４９の当接圧が高くなる。従って、この様な作用に基づき、上記伝達する回転駆動力に応じた当接圧を自動的に選定して、くさびローラ式変速機Ａの伝達効率を確保できる。

図２に示した例の場合には、くさびローラ式変速機Ａは、ワンウェイクラッチ機能を備えており、減速機の場合、外輪３２の回転速度が高速側シャフト１７の回転速度に見合う速度、即ち、この高速側シャフト１７の回転速度にくさびローラ式変速機Ａの減速比を掛けた速度よりも速くなった場合には、このくさびローラ式変速機Ａの接続が断たれる。即ち、この場合には、上記可動ローラ３８が、前記弾性材４７（予圧バネ）の弾力に抗して、上記環状空間３６の幅の広い側に変位する。この結果、上記内側、外側両当接部４８、４９の当接圧が低下若しくは喪失して、高速側シャフト１７の回転が外輪３２にまでは伝わらなくなる。

次に、図５に示す、正逆両方向の回転時にトルクを伝達可能なくさびローラ式変速機について説明する。

図５は、高速側シャフト１７を時計、反時計の両方向に回転駆動自在な構造について示している。

この様な本例の構造の揚合には、くさびローラ式変速機Ａを構成する３個のローラとして、１個のガイドローラ３７と２個の可動ローラ３８ａ，３８ｂとを使用している。このうち、環状空間３６のうちで最も幅が広くなった部分に設置したローラを、比較的大径で設置位置が変化しないガイドローラ３７としている。これに対して、上記環状空間３６の幅が最も狭くなった部分を挟んで設けた１対のローラを、それぞれ比較的小径で円周方向及び直径方向に関する若干の変位を可能にした可動ローラ３８ａ，３８ｂとしている。これら各可動ローラ３８ａ，３８ｂを支持した各支持軸３９ｂ，３９ｂを、環状空間３６の最も幅が狭くなった部分に向けそれぞれ弾性的に押圧している。

上述の様に構成する本例の構造の場合には、高速側シャフト１７が図５で時計方向に回転する場合には、可動ローラ３８ａが上記環状空間３６の幅が狭くなった部分に食い込む。

これに対して、高速側シャフト１７が図５で反時計方向に回転する場合には、可動ローラ３８ｂが上記環状空間３６の幅が狭くなった部分に食い込む。

又、本例の場合には、これら各可動ローラ３８ａ，３８ｂを支持した支持軸３９ｂ，３９ｂの両端部を支持する為、第２ハウジング２及び連結板（第３ハウジング）１４に形成した支持孔４１ａ，４１ａ（長溝）の、上記環状空間３６の円周方向に関する長さを規制している。具体的には、これら各支持孔４１ａ，４１ａ（長溝）のうち、上記環状空間３６の幅が広い側の端部の位置を、前述した図２で示した場合よりも、この環状空間３６の最も幅が狭くなった位置に近づけている。そして、上記各可動ローラ３８ａ，３８ｂが、上記環状空間３６の幅の広い側に過度に退避しない様にしている。

上述の様に構成する本例の場合には、減速機の場合、高速側シャフト１７が時計、反時計の何れの方向に回転する場合でも、何れかの可動ローラ３８ａ（３８ｂ）が上記環状空間３６の幅の狭い部分に食い込み、当該可動ローラ３８ａ（３８ｂ）に関する内側、外側各当接部４８，４９の当接圧を高める。一方、上記環状空間３６の幅の狭い部分から退避する方向に変位する可動ローラ３８ｂ（３８ａ）に関しても、その退避量は限られる。この結果、両可動ローラ３８ａ，３８ｂ及び前記ガイドローラ３７に関して、内側、外側各当接部４８，４９の当接圧が十分に上昇し、高速側シャフト１７から外輪３２にまで、動力を効率良く伝達できる。この様に、高速側シャフト１７から外輪３２への時計、反時計の両方向の動力伝達を可能にした点以外は、図２に前述した場合と同様であるから、同等部分に関する図示並びに説明は省略する。

（参考例）
図６（ａ）は、本発明の参考例に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり（理想の組立状態：加工公差零、組立公差零）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図である。

図７（ａ）は、本発明の参考例に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり（実際の組立状態）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図であり、（ｃ）は、高速側シャフトの横断面模式図である。

図６に示すように、くさびローラ式変速機Ａの主な構成部品は、可動ローラ３８と、ガイドローラ（大、小）３７ａ，３７ｂと、外輪（低速側リング）３２と、高速側シャフト１７と、各ローラを支持する３個の支持軸３９ａ，３９ａ，３９ｂである
これら支持軸３９ａ，３９ａ，３９ｂの基本設計は、第２ハウジング２と連結板１４とに設けた二つの支持軸３９ａ，３９ａの中心点を基準として、ガイドローラ（大、小）３７ａ，３７ｂの外径部と、高速側シャフト１７のトラクション部の外径部とが外接するように設定している。

加えて、各構成部品の加工公差は、図６に示すように、設計上「零」と仮定して、これを理想の組立状態（加工公差零、組立公差零）としている。

しかしながら、加工部品には、必ず加工公差が存在する。そのため、高速側シャフト１７のトラクション部の外径部と、ガイドローラ（大、小）３７ａ，３７ｂの外径部とが外接するには、図７に示すように、高速側シャフト１７が移動（傾動）せざるを得ないことがある。

すなわち、高速側シャフト１７を支える軸受５０の内部隙間分だけ、高速側シャフト１７が径方向に移動する。即ち、図７（ｂ）において、Ｌ１は、理想状態におけるガイドローラ（大）３７ａの中心線（ｘ方向）である一方、Ｌ２は、組立状態におけるガイドローラ（大）３７ａの中心線（ｘ方向）であり、これらＬ１とＬ２との間隔だけ、ｙ方向に位置ずれしている。

さらに、図７（ａ）に示すように、高速側シャフト１７を支える軸受５０を支点にして、高速側シャフト１７が斜めに傾動する。

さらに、図７（ｃ）に示すように、Ｐ１は、理想状態における高速側シャフト１７の中心位置である一方、Ｐ２は、実際の組立状態における高速側シャフト１７の中心位置であり、各構成部品の加工公差に起因して、高速側シャフト１７の中心点は、「δ：移動量」だけ移動している。

この高速側シャフト１７の移動量（δ：シャフト中心点の移動量とする）が存在すると、ローラ３７ａ，３７ｂ，３８と、高速側シャフト１７との接触部では、チルトやスキューが発生することがある。

したがって、そのような状態で使用されると、上記の接触部の面圧は、設計値より大きくなり、各ローラ３７ａ，３７ｂ，３８の寿命に影響を与えるといった虞れがある。

なお、符号６１は、第２ハウジング２とガイドローラ３７ａとの間に設けたスラストニードル軸受であり、符号６２は、連結板１４とガイドローラ３７ａとの間に設けたスラストニードル軸受である。

また、符号５１は、軸受５０の内輪であり、符号５２は、その外輪であり、符号５３は、軸受５０を固定するための止め輪である。

（第１実施の形態）
図８（ａ）は、本発明の第１実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。

本実施の形態では、第２ハウジング２の内径側で低速側端部に、径方向内方を向いたフランジ２ａが形成してあり、軸受５０の外輪５２は、スリーブ状押圧部材５４により固定するようになっている。

高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフト１７の中心点移動量（δ）よりも大きくなるように設定してある。この中心点移動量（δ）は、図７（ｃ）に示したものである。

すなわち、図８（ａ）に示すように、外輪５２の上側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε１とし、外輪５２の下側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε２とすると、
ε１＋ε２＝ε＞δ
となるように設定してある。

このように、加工公差に起因する中心点移動量（δ）を、上記の隙間（ε１＋ε２＝ε）により吸収し、ローラ３７ａ，３７ｂ，３８と、高速側シャフト１７との接触部に於けるチルトやスキューを極力低減し、可動ローラ３８やガイドローラ３７ａ，３７ｂの寿命向上（長寿命化）を図っている。

なお、組立時、軸受５０の外輪５２に接するスリーブ状押圧部材５４は、最後に締付けているため、高速側シャフト１７は 中心点移動量（δ）程度、移動した後に固定されている。また、軸受５０は、スリーブ状押圧部材５４により拘束されているため、運転中にガタ付くといったこともない。

（第２実施の形態）
図９（ａ）は、本発明の第２実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。

本実施の形態でも、第２ハウジング２の内径側で低速側端部に、径方向内方を向いたフランジ２ａが形成してあり、軸受５０の外輪５２は、スリーブ状押圧部材５４により固定するようになっている。

高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフト１７の中心点移動量（δ）よりも大きくなるように設定してある。この中心点移動量（δ）は、図７（ｃ）に示したものである。

すなわち、図８（ａ）に示すように、外輪５２の上側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε１とし、外輪５２の下側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε２とすると、
ε１＋ε２＝ε＞δ
となるように設定してある。

このように、加工公差に起因する中心点移動量（δ）を、上記の隙間（ε１＋ε２＝ε）により吸収し、ローラ３７ａ，３７ｂ，３８と、高速側シャフト１７との接触部に於けるチルトやスキューを極力低減し、可動ローラ３８やガイドローラ３７ａ，３７ｂの寿命向上（長寿命化）を図っている。

なお、符号ε，δは、図７及び図８に示した通りである。

本実施の形態では、高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）に、弾性部材５５が介装してある。

従って、第１実施の形態よりも、運転中の軸受５０のガタ付きに対して信頼性が向上する。また軸受５０のクリープに対しても、信頼性が向上する。

また、弾性部材５５の種類については、トラクション油、トラクショングリースとと相性の良いゴム材料、またはプラスチック材料が使用できる。

（第３実施の形態）
図１０（ａ）は、本発明の第３実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。

本実施の形態でも、第２ハウジング２の内径側で低速側端部に、径方向内方を向いたフランジ２ａが形成してあり、軸受５０の外輪５２は、スリーブ状押圧部材５４により固定するようになっている。

高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフト１７の中心点移動量（δ）よりも大きくなるように設定してある。この中心点移動量（δ）は、図７（ｃ）に示したものである。

すなわち、図８（ａ）に示すように、外輪５２の上側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε１とし、外輪５２の下側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε２とすると、
ε１＋ε２＝ε＞δ
となるように設定してある。

このように、加工公差に起因する中心点移動量（δ）を、上記の隙間（ε１＋ε２＝ε）により吸収し、ローラ３７ａ，３７ｂ，３８と、高速側シャフト１７との接触部に於けるチルトやスキューを極力低減し、可動ローラ３８やガイドローラ３７ａ，３７ｂの寿命向上（長寿命化）を図っている。

なお、符号ε，δは、図７及び図８に示した通りである。

本実施の形態では、高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）に、Ｏリング５６が介装してある。

従って、第１実施の形態よりも、運転中の軸受５０のガタ付きに対して信頼性が向上する。また軸受５０のクリープに対しても、信頼性が向上する。

（第４実施の形態）
図１１（ａ）は、本発明の第４実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。

本実施の形態でも、第２ハウジング２の内径側で低速側端部に、径方向内方を向いたフランジ２ａが形成してあり、軸受５０の外輪５２は、スリーブ状押圧部材５４により固定するようになっている。

高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）は、各構成部品の加工公差に起因する高速側シャフト１７の中心点移動量（δ）よりも大きくなるように設定してある。この中心点移動量（δ）は、図７（ｃ）に示したものである。

すなわち、図８（ａ）に示すように、外輪５２の上側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε１とし、外輪５２の下側の外径とハウジング２の内径との間の隙間を、ε２とすると、
ε１＋ε２＝ε＞δ
となるように設定してある。

このように、加工公差に起因する中心点移動量（δ）を、上記の隙間（ε１＋ε２＝ε）により吸収し、ローラ３７ａ，３７ｂ，３８と、高速側シャフト１７との接触部に於けるチルトやスキューを極力低減し、可動ローラ３８やガイドローラ３７ａ，３７ｂの寿命向上（長寿命化）を図っている。

なお、符号ε，δは、図７及び図８に示した通りである。

本実施の形態では、高速側シャフト１７を支持する軸受５０の外輪５２の外径と、ハウジング２の内径との間の隙間（ε）に、トレランスリング５７が介装してある。

従って、第１実施の形態よりも、運転中の軸受５０のガタ付きに対して信頼性が向上する。なお、トレランスリング５７は、例えば、レンコール、トレランスリング、ジャパン（株）などの製品が使用できる。

また、第２乃至第４実施の形態に関して、弾性部材５５やトレランスリング５７の特性により、軸受５０の周辺部に減衰効果を持たせることができる。そのため、変速機ユニットの音や振動の低減化には有効である。また、その効果は。特に高速回転条件下で更に期待することができる。

なお、本発明は、上述した実施の形態に限定されず、種々変形可能である。

くさびローラ式変速機の縦断面図である。 ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、ワンウェイクラッチ機能を有するくさびローラ式変速機の断面図である（図１のＩＩ−ＩＩ線に沿った断面図）。 減速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。 増速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。 ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、正逆両方向の回転時にトルク（動力）を伝達可能なくさびローラ式変速機の断面図である。 （ａ）は、本発明の参考例に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり（理想の組立状態：加工公差零、組立公差零）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図である。 （ａ）は、本発明の参考例に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり（実際の組立状態）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図であり、（ｃ）は、高速側シャフトの模式図である。 （ａ）は、本発明の第１実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。 （ａ）は、本発明の第２実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。 （ａ）は、本発明の第３実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。 （ａ）は、本発明の第４実施の形態に係るくさびローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）の要部の拡大図である。

符号の説明

１ 第１ハウジング
２ 第２ハウジング
２ａ フランジ
３ 低速側シャフト
４ 円盤状部材
４ａ 先端爪部
１４ 連結板（第３ハウジング）
１７ 高速側シャフト
２７ 突部
３２ 外輪（低速側シャフト）
３６ 環状空間
３７ａ、３７ｂ ガイドローラ
３８ 可動ローラ
３７ ガイドローラ
３８ａ、３８ｂ 可動ローラ
３９ａ ガイドローラのための支持軸
３９ｂ 可動ローラのための支持軸
４０ 嵌合孔
４１、４１ａ 支持孔
４２ ラジアルニードル軸受
４３ａ ガイドローラのための動力伝達用円筒面
４３ｂ 可動ローラのための動力伝達用円筒面
４４ 動力伝達用円筒面
４５ 動力伝達用円筒面
４６ シリンダ孔
４７ 弾性材（予圧バネ）
４８ 内側当接部
４９ 外側当接部
Ａ くさびローラ式変速機
５０ 軸受
５１ 内輪
５２ 外輪
５３ 止め輪
５４ スリーブ状押圧部材
５５ 弾性部材
５６ Ｏリング
５７ トレランスリング
６１、６２ スラストニードル軸受

Claims (4)

1. ハウジングに回転自在に支持され、一端部に外輪を設けた低速側シャフトと、前記低速側シャフト及び前記外輪に対して偏心して、ハウジングに回転自在に支持された高速側シャフトと、前記外輪と前記高速側シャフトとの間に回転自在に支持された、少なくとも１個のガイドローラと少なくとも１個の可動ローラとから成るくさび作用を利用した摩擦ローラ式変速機において、
   前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の隙間は、各構成部品の加工公差に起因する前記高速側シャフトの中心点移動量よりも大きくなるように設定してあることを特徴とする摩擦ローラ式変速機。
2. 前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の前記隙間に、弾性部材が介装してあることを特徴とする請求項１に記載の摩擦ローラ式変速機。
3. 弾性部材は、０リングであることを特徴とする請求項２に記載の摩擦ローラ式変速機。
4. 前記高速側シャフトを支持する軸受の外輪の外径と、前記ハウジングの内径との間の前記隙間に、トレランスリングが介装してあることを特徴とする請求項１に記載の摩擦ローラ式変速機。

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