JP2018197594A - 摩擦ローラ式減速機及びこれを用いた減速機ユニット - Google Patents

Abstract

【課題】遠心油圧の影響を受けずに高い動力伝達効率が得られ、しかも減速機自体の軸方向長さを短縮して小型軽量化が図れる摩擦ローラ式減速機及びこれを用いた減速機ユニットを提供する。【解決手段】摩擦ローラ式減速機は、サンローラ１５が、入力軸１１の軸方向に並設された一対のサンローラ素子３５，３７を有する。サンローラ素子３５，３７の転がり接触面３７ａ，３７ａと中間ローラ１９の転がり接触面１９ａ，１９ｂは、サンローラ素子同士が互いに対向する対向側端面４１，４３から軸方向反対側の外側端面４５，４７に向かって、入力軸１１の中心線Ａｘまでの半径距離が短くなる傾斜面である。サンローラ素子３５，３７の対向側端面の間には、サンローラ素子同士を軸方向に離反させる軸方向力を発生させるピストン室８９と、遠心油圧を低減させるキャンセラ室９１とが形成されている。【選択図】図２

Description

本発明は、摩擦ローラ式減速機及びこれを用いた減速機ユニットに関する。

電気自動車の駆動源となる電動モータの出力軸に接続され、モータ出力軸の回転を減速して駆動輪に伝達する摩擦ローラ式減速機が知られている（例えば特許文献１，２）。この摩擦ローラ式減速機は、図９（Ａ），（Ｂ）に一例として示すように、モータ出力軸に接続される入力軸３０１に取り付けられたサンローラ３０３と、サンローラ３０３の外周面に転がり接触する複数の中間ローラ３０５と、サンローラ３０３と同心に配置され内周面に中間ローラ３０５が転がり接触するリングローラ３０７と、ローディングカム機構３０９と、を有する。リングローラ３０７は減速機の出力軸に接続される。上記構成の摩擦ローラ式減速機は、サンローラ３０３が、電動モータからの回転トルクを、中間ローラ３０５を介してリングローラ３０７に伝達する。このリングローラ３０７の回転トルクが減速機の出力軸から取り出される。

図示例のサンローラ３０３は、一対のサンローラ素子３１１，３１３からなる。一方のサンローラ素子３１１は、入力軸３０１に固定される。他方のサンローラ素子３１３は、入力軸３０１に回転方向に関して固定され、軸方向に関して移動可能に支持される。サンローラ素子３１３のサンローラ素子３１１と反対側の背面には、ローディングディスク３１５が配置される。このローディングディスク３１５は、入力軸３０１に固定される。サンローラ素子３１３の背面と、この背面に対面するローディングディスク３１５の片側端面には、それぞれカム溝３１７，３１９が形成され、カム溝３１７，３１９の間に玉３２１が配置される。このローディングカム機構３０９により、入力軸３０１からの回転トルクが増大するほど、サンローラ素子３１３の軸方向移動に伴う中間ローラ３０５へのトラクション面法線方向の法線力が高められる。

上記のローディングカム機構３０９は、サンローラ３０３の軸方向片側のみに配置されているが、図１０に示すように、カム溝３１７が形成されたサンローラ素子３１４に対面してローディングカム機構３０９Ａが配置され、サンローラ素子３１３に対面してローディングカム機構３０９Ｂが配置された構成、つまり、サンローラ素子３１３，３１４からなるサンローラ３０３Ａの軸方向両側にローディングカム機構３０９Ａ，３０９Ｂが配置された構成にもできる。

特開２０１２−２０７７７８号公報 特開２０１４−１９０５３７号公報

サンローラ素子に軸方向力を付与する機構としては、上記した図９（Ａ），（Ｂ）や図１０に示すローディングカム機構のようなトルク感応式や、バネによる固定押付式の機構が多く採用される。ローディングカム機構の場合、伝達トルクの低トルク領域における最低限の軸方向力を確保するために、バネとローディングカムとを組み合わせて用いる形式が多い。
このローディングカム機構は、いかなる運転条件であっても、設計時に決められたトラクション係数に基づいて通過トルクに比例した軸方向力を発生させるため、ロバスト性が高い。しかし、ローディングカム機構のような機械式ローディングデバイスにおいては、使用温度や通過トルク等の運転条件の変化に応じてトラクション係数の変更ができない不利がある。
自動車用途の摩擦ローラ式減速機は，使用温度や通過トルク等の運転条件が常に変化し、トラクション面のグロススリップ発生限界となる限界トラクション係数も常に変化する。トラクション係数が限界トラクション係数を超えた場合、トラクション面にはグロススリップが発生し、特に通過動力等が過酷となる条件下では、焼付き等の破損を生ずるおそれがある。
そこで、上記の機械式ローディングデバイスにおいては、運転時のトラクション係数が、常に変化する限界トラクション係数を超えないように、相当の余裕を見込んで設計トラクション係数を決定している。

一般に、トラクション油のトラクションカーブ（横軸をクリープ、縦軸をトラクション係数とした特性カーブ）において、設計トラクション係数をトラクションカーブが比例関係にある領域内に定めている場合が多い。この比例領域内では、トラクション係数が高いほど軸方向力が減少するため、動力伝達効率が向上する。そのため、トルク感応型の機械式ローディングデバイスにおいては、上記の通りグロススリップ発生限界に対して十分な余裕を見込む必要があるため、動力伝達効率の向上には改善の余地があった。

また、動力伝達効率を改善するためには、運転条件に応じて、伝達トルクだけでなく、運転時のトラクション油の温度や、その他の要因を加味して軸方向力を任意に調整できる油圧式を採用することが好ましい。
しかしながら、油圧式ローディングデバイスを採用した場合、回転速度に依存した遠心油圧が発生し、油圧駆動されるピストンの動きを阻害したり、必要以上の軸方向力を付与したりして、動力伝達効率が低下するおそれがある。また、機械式だけでなく油圧式も含めたローディングデバイスは、２個のサンローラ素子同士の軸方向外側に配置される構成が一般的である。そのため、摩擦ローラ式減速機の軸方向長さが大きくなることが避けられず、小型軽量化には改善の余地があった。

そこで本発明は、油圧式ローディングデバイスを採用した場合でも遠心油圧の影響を受けずに高い動力伝達効率が得られ、しかも減速機自体の軸方向長さを短縮して小型軽量化が図れる摩擦ローラ式減速機及びこれを用いた減速機ユニットの提供を目的とする。

本発明は下記構成からなる。
（１） 入力軸と同心に配置されるサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同心に配置され、出力軸に連結されるリングローラと、前記サンローラの外周面と前記リングローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のサンローラ素子を有し、前記サンローラ素子は、前記入力軸の軸方向に移動可能、且つ回転方向に固定された状態で前記入力軸にそれぞれ支持され、
前記サンローラ素子の転がり接触面と前記中間ローラの転がり接触面は、前記サンローラ素子同士の対向側端面から軸方向反対側の外側端面に向かって、前記入力軸の中心線までの半径距離が短くなる傾斜面であり、
一対の前記サンローラ素子の間に、それぞれトラクション油が供給されるピストン室とキャンセラ室とが設けられ、
前記ピストン室は、前記サンローラ素子同士を前記軸方向に離反させる軸方向力を発生し、
前記キャンセラ室は、前記入力軸の回転によって前記ピストン室に発生する遠心油圧を低減させる軸方向力を発生する摩擦ローラ式減速機。
（２） （１）に記載の摩擦ローラ式減速機と、
前記ピストン室と前記キャンセラ室のそれぞれにトラクション油を個別に供給する油圧供給部と、
前記摩擦ローラ式減速機の運転条件を検出する運転条件検出部と、
検出された前記運転条件に応じて前記ピストン室の油圧を増減させる圧力制御部と、
を備える減速機ユニット。

本発明は、油圧式ローディングデバイスを採用した場合でも遠心油圧の影響を受けずに高い動力伝達効率が得られ、しかも減速機自体の軸方向長さを短縮して小型軽量化が図れる。

本発明の摩擦ローラ式減速機の一部断面斜視図である。 図１に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。 図２のサンローラ素子のＡ−Ａ線断面図である。 ピストン室とキャンセラ室の部分拡大断面図である。 （Ａ），（Ｂ）はサンローラ素子の軸方向位置をピストン室の油圧によって変更する様子を示す説明図である。 駆動ローラと従動ローラに作用する法線力と接線力との関係を示す説明図である。 トラクション油の温度に対するトラクション係数の特性カーブを示すグラフである。 減速機ユニットの概略的なブロック構成図である。 （Ａ），（Ｂ）は従来のローディングカム機構の模式的な動作説明図である。 従来の他のローディングカム機構の模式的な動作説明図である。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
＜摩擦ローラ式減速機の基本構成＞
図１は本発明の摩擦ローラ式減速機の一部断面斜視図、図２は図１に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。
摩擦ローラ式減速機１００は、動力を発生するモータ（不図示）に接続される入力軸１１と、出力軸１３とが同心に配置され、入力軸１１から入力される回転動力を出力軸１３に減速しながら伝達する。この摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１と同軸上に配置されるサンローラ１５と、リングローラ１７と、複数の中間ローラ１９とを備える。リングローラ１７は、リングローラホルダ２１によって出力軸１３と連結される。また、中間ローラ１９は、サンローラ１５の外周面とリングローラ１７の内周面に転がり接触し、揺動ホルダ２５、キャリア２７を介してハウジング２０に支持される。

中間ローラ１９は、中間ローラ１９の中心軸上に延設される支持軸２２の両端部が、転がり軸受２３を介して揺動ホルダ２５に支持される。揺動ホルダ２５は、詳細な説明を省略するが、支持軸２２を入力軸１１と平行にした状態でキャリア２７に支持される。キャリア２７は、上記構成の中間ローラ１９を支持する複数の揺動ホルダ２５を、円周方向に沿って等間隔の配置位置で支持する。

リングローラ１７は、リングローラホルダ２１に対して軸方向に関して相対移動不能に支持される。ただし、わずかな隙間は許容され、相対移動不能にするための軸方向寸法の調整手段や部材は不要となる。また、中間ローラ１９も同様に，揺動ホルダ２５に軸方向に関して相対移動不能に支持される。ただし、わずかな隙間は許容され、相対移動不能にするための軸方向寸法の調整手段や部材は不要となる。一方で、リングローラ１７の転がり接触面１７ａ、及び後述するサンローラ１５のリングローラ１７との転がり接触面１９ｃは、それぞれ軸方向と平行な円筒面形状である。そのため、リングローラ１７と中間ローラ１９とは、相互の軸方向位置が拘束されない。よって、本構成の摩擦ローラ式減速機１００においては、リングローラ１７と中間ローラ１９の相対的な軸方向位置を調整する調整手段は不要となる。

＜摩擦ローラ式減速機の各部の詳細＞
次に、摩擦ローラ式減速機１００の各部の構成を順次説明する。
サンローラ１５は、図２に示すように、入力軸１１の中心線Ａｘに沿った方向（以下、軸方向とも称する）に並設された一対のサンローラ素子３５，３７を有する。サンローラ素子３５，３７は、軸方向に対面し合う対向側端面４１，４３の間に隙間を設けた状態で、互いに入力軸１１と同心に配置される。

サンローラ素子３５，３７の転がり接触面３５ａ，３７ａは、サンローラ素子同士の互いに対向する対向側端面４１，４３から軸方向反対側の外側端面４５，４７に向かって、入力軸１１の中心線Ａｘまでの半径距離が短くなる傾斜面にされている。また、中間ローラ１９のサンローラ素子３５，３７との転がり接触面も同様の形状を有する。

中間ローラ１９の外周面には、第１転がり接触面１９ａ、第２転がり接触面１９ｂ、第３転がり接触面１９ｃが形成される。第１転がり接触面１９ａは、一方のサンローラ素子３５の転がり接触面３５ａに転がり接触し、第２転がり接触面１９ｂは、他方のサンローラ素子３７の転がり接触面３７ａに転がり接触する。また、第３転がり接触面１９ｃは、第１転がり接触面１９ａと第２転がり接触面１９ｂとの間に形成される。また、前述したように、リングローラ１７の転がり接触面１７ａ（図１参照）に転がり接触する。上記した第３転がり接触面１９ｃと、リングローラ１７の転がり接触面１７ａは、いずれも軸方向と平行な円筒面形状である。

ここで、図３に図２のサンローラ素子３５のＡ−Ａ線断面図を示す。なお、図３は図２のサンローラ素子３７のＢ−Ｂ線断面図と同一であるので、ここではサンローラ素子３５，３７について纏めて説明する。

サンローラ素子３５，３７は、軸方向外側の内周面３５ｂ，３７ｂにスプライン溝を有し、入力軸１１は、内周面３５ｂ，３７ｂに対面する外周面５１，５３にスプライン溝を有する。サンローラ素子３５，３７は、これらスプライン溝の係合によって、回転方向に固定された状態で入力軸１１に支持される。これにより、入力軸１１からの回転トルクは、スプライン溝によってサンローラ素子３５，３７に伝達される。また、サンローラ素子３５，３７の軸方向内側の内周面には、図示しない凹部と凸部とが係合するいんろう部を有する。これらスプライン溝といんろう部とが協働して、サンローラ素子３５，３７と入力軸１１との高精度な同軸が確保される。

図２に示すように、入力軸１１は、サンローラ素子３５の軸方向外側に段付き部４９が形成される。この段付き部４９よりも更に軸方向外側は、サンローラ素子３５を支持する外周面５１よりも大径となっている。

また、入力軸１１には、サンローラ素子３７の軸方向外側に円環溝５０が形成され、円環溝５０に止め輪４８が係止される。止め輪４８は、入力軸１１のサンローラ素子３７を支持する外周面５３よりも径方向外側に突出し、サンローラ素子３５，３７の入力軸１１からの抜け止めとして機能する。

サンローラ素子３７は、対向側端面４３の外周部からサンローラ素子３５に向けて軸方向に突出する外周側円筒部５５が形成される。サンローラ素子３５は、対向側端面４１の内周部からサンローラ素子３７に向けて軸方向に突出する内周側円筒部５６が形成される。

内周側円筒部５６の先端部５６ａには、外周側円筒部５５の内周面５５ａと入力軸１１の外周面１１ａとに液密に摺動する円環状のピストンリング８５が設けられる。また、外周側円筒部５５のピストンリング８５よりも軸方向外側の先端部５５ｃには、外周側円筒部５５の内周面５５ａと内周側円筒部５６の外周面５６ｂとに液密に摺動する円環状のキャンセラリング８７が設けられる。ピストンリング８５とは反対側の外周側円筒部５５の内周面５５ａに凹溝５５ｄが形成される。凹溝５５ｄには止め輪８８が装着される。この止め輪８８によって、キャンセラリング８７は軸方向外側への移動が規制される。

外周側円筒部５５の内周面５５ａ、内周側円筒部５６の外周面５６ｂ、及び入力軸１１の外周面１１ａは、それぞれ滑らかな円筒面で形成され、ピストンリング８５とキャンセラリング８７の軸方向への円滑な相対移動が可能となっている。

なお、外周側円筒部５５の外周面５５ｂは、サンローラ素子３７の転がり接触面３７ａの最大径部３９よりも小径な円筒面であり、中間ローラ１９の第３転がり接触面１９ｃとは常に非接触となる。

ピストンリング８５とキャンセラリング８７が配置されることで、サンローラ素子３７の対向側端面４３と、外周側円筒部５５と、ピストンリング８５と、入力軸１１の外周面１１ａとに囲まれて、ピストン室８９が画成される。また、外周側円筒部５５と、内周側円筒部５６と、ピストンリング８５と、キャンセラリング８７とに囲まれてキャンセラ室９１が画成される。

入力軸１１は、ピストン室８９に連通する第１油路９３と、キャンセラ室９１に連通する第２油路９５とが個別に設けられる。図１に示すように、入力軸１１のハウジング２０側（図１の左側）となる基端側において、第１油路９３に第１油圧供給部９７が接続され、第２油路９５に第２油圧供給部９９が接続される。第１油圧供給部９７と第２油圧供給部９９は、それぞれ油圧ポンプ等により構成される。油圧ポンプは電動式でもよく、ポンプ軸と駆動ユニットのいずれかの回転軸とを、本構成の摩擦ローラ式減速機１００と機械的に結合させた機械式であってもよい。第１油圧供給部９７は、第１油路９３を通じてピストン室８９にトラクション油を供給してピストン室８９の油圧を調整する。第２油圧供給部９９は、第２油路９５を通じてキャンセラ室９１の油圧を調整する。

また、入力軸１１の出力軸１３側における他端側は、第１油路９３と第２油路９５とが栓体３４により塞がれている。

第１油圧供給部９７は、ピストン室８９の油圧を増減制御することで、サンローラ素子３５，３７同士を軸方向に離反させる軸方向力を発生させる。

図４はピストン室８９とキャンセラ室９１の部分拡大断面図である。
ピストン室８９に充填されるトラクション油には、入力軸１１の回転速度に依存した遠心油圧ＣＦが生じる。この遠心油圧ＣＦは径方向外側ほど大きくなる。ピストン室８９に生じる遠心油圧ＣＦは、ピストンリング８５の動きを阻害したり、サンローラ素子３５，３７に必要以上の軸方向力を付与したりして、動力伝達効率を低下させる要因となる。

本構成の遊星ローラ式減速機においては、ピストン室８９と同様に、トラクション油が充填され、遠心油圧ＣＦが発生するキャンセラ室９１を設けてある。このキャンセラ室９１のトラクション油は、入力軸１１の回転によって遠心油圧を生じ、ピストン室８９から発生する遠心油圧を相殺する。これにより、完全ではないがピストン室８９の遠心油圧をゼロに近い状態にしている（キャンセルさせる）。これらピストン室８９とキャンセラ室９１は、入力軸１１の径方向外側に画成された円環状の空間である。したがって、ピストン室８９とキャンセラ室９１とが円周方向に連続した空間であるため、バランス良く軸方向力を発生でき、円周方向に分散配置された場合よりも大きな軸方向力が得られる。

ピストン室８９とキャンセラ室９１は、オイルシール等のシール部材６９によって外部と仕切られている。したがって、ピストン室８９への油圧力の付与時にトラクション油が漏洩することはない。また、キャンセラ室９１からもトラクション油が漏洩することはない。

ピストン室８９には、図１に示す第１油圧供給部９７から、第１油路９３を通じて油圧が付与される。キャンセラ室９１には、第２油圧供給部９９から、第２油路９５を通じて油圧が付与される。第１油路９３は、入力軸１１の中心線Ａｘに沿った油路から径方向に延びる分岐油路９３ａを有し、分岐油路９３ａを通じてピストン室８９に油圧が付与される。また、第２油路９５は、入力軸１１の中心線Ａｘに沿った油路から径方向に延びる分岐油路９５ａと、サンローラ素子３５の内周側円筒部５６に径方向内外を貫通する傾斜油路９５ｂを有し、分岐油路９５ａと傾斜油路９５ｂを通じてキャンセラ室９１と連通している。

サンローラ素子３５，３７への軸方向力は、ピストン室８９の油圧をキャンセラ室９１の油圧より大きくし、ピストン室８９の油圧とキャンセラ室９１の油圧との差を生じさせることで付与される。

つまり、サンローラ素子３７には、対向側端面４３に軸方向力が付与され、サンローラ素子３５にはピストンリング８５を介して軸方向力が付与される。また、キャンセラ室９１から発生する遠心油圧は、ピストンリング８５に付与される。ピストン室８９の遠心油圧とキャンセラ室９１の遠心油圧は逆向きの力として作用するため、ピストン室８９で発生した遠心油圧は、キャンセラ室９１で発生した遠心油圧によってキャンセルされる。

図５（Ａ），（Ｂ）はサンローラ素子３５，３７の軸方向位置をピストン室８９の油圧によって変更する様子を示す説明図である。
図５（Ａ）に示すように、ピストン室８９の油圧が低い場合には、サンローラ素子３５，３７には、互いに離間する向きに必要最小限の軸方向力が作用する。そのため、サンローラ素子３５，３７の転がり接触面３５ａ，３７ａと、中間ローラ１９の第１転がり接触面１９ａ及び第２転がり接触面１９ｂと、にそれぞれ作用する法線力は、転がり接触面間に存在するトラクション油をガラス遷移圧力以上にする最低限の力にされる。

つまり、この場合のピストン室８９の油圧は、後述するトラクション面の面圧がガラス遷移圧力を超えるのに必要な最低限の力をサンローラ素子３５，３７に付与する。ここで、ガラス遷移圧力とは、加圧流体のせん断応力が急激に上昇する圧力である。一対のローラ間の動力をトラクション面で伝達するためには、ローラ間に存在するトラクション油の圧力をガラス遷移圧力以上にする必要がある。一般に、このガラス遷移圧力は、ローラ間の接触点平均圧力で、概ね０．８ＧＰａ以上となる。

一方、図５（Ｂ）に示すように、第１油圧供給部９７（図１参照）が第１油路９３を通じてピストン室８９の油圧を増加させると、サンローラ素子３５，３７同士を軸方向に離間させる軸方向力Ｆが発生する。この軸方向力Ｆによってサンローラ１５、中間ローラ１９、リングローラ１７がそれぞれ弾性変形して、サンローラ素子３５，３７が互いに離間する方向に移動する。

つまり、この状態では、傾斜面からなる第１転がり接触面１９ａ、第２転がり接触面１９ｂ、及び転がり接触面３５ａ，３７ａの当接面が、中間ローラ１９の軸方向外側、つまり、サンローラ素子３５，３７の径方向外側に移動して、各転がり接触面１９ａ，１９ｂ，３５ａ，３７ａにおける法線力が増加した状態となる。

この場合、ピストン室８９の油圧の大きさに応じて、サンローラ１５と中間ローラ１９とリングローラ１７はそれぞれ弾性変形する。そして、２つのサンローラ素子３５，３７は、その弾性変形に追従するために、互いに離間する方向、即ち、ピストン室８９が広がる方向に変位する。

また、ピストンリング８５の軸方向変位に応じて、キャンセラ室９１の容積変化分のトラクション油が第２油圧供給部９９の駆動により調整される。この調整により、キャンセラ室９１の静的な油圧が一定に維持される。

ここで、キャンセラ室９１は、ピストン室８９と共に回転するため、キャンセラ室９１に、ピストン室８９と同程度の遠心油圧が発生する。キャンセラ室９１に発生した遠心油圧は、ピストンリング８５を介してピストン室８９に伝達される。このようにして、キャンセラ室９１に作用する遠心油圧は、ピストン室８９に作用する遠心油圧の殆どをキャンセルする。そのため、サンローラ素子３５，３７は、ピストン室８９に発生する遠心油圧に影響されずに、正確に軸方向に位置決めされる。

また、第１油圧供給部９７によってピストン室８９の油圧を減少させると、再び図５（Ａ）に示すようにサンローラ素子３５，３７が互いに接近する方向に変位し、各転がり接触面１９ａ，１９ｂ，３５ａ，３７ａの法線力が減少する。

ピストン室８９の油圧を増減調整することで、各転がり接触面１９ａ，１９ｂ，３５ａ，３７ａの法線力が増減し、これにより、各転がり接触面１９ａ，１９ｂ，３５ａ，３７ａにおけるトラクション係数を、より限界トラクション係数に近づけることができる。

ピストンリング８５は、図５（Ｂ）に示すサンローラ素子３５側（図中左側）に軸方向力を受けるため、常にサンローラ素子３５と一体となって移動する。そのため、サンローラ素子３５とピストンリング８５とをボルトや止め輪等によって入力軸１１に固定する必要はない。キャンセラリング８７は、サンローラ素子３７に取り付けられた止め輪８８により、軸方向移動が規制される。そのため、サンローラ素子３７と一体となって移動する。

また、サンローラ素子３７とキャンセラリング８７との固定には、止め輪８８を使用せず、例えばボルト等の締結部材によって固定してもよい。

上記構成の摩擦ローラ式減速機１００によれば、ピストン室８９に供給する油圧力を、動力を発生するモータ（不図示）からの伝達動力、摩擦ローラ式減速機１００が伝達する伝達トルク、軸の回転速度、トラクション油の温度等、各種の運転条件に応じて適宜調整できる。このため、各ローラのトラクション係数を、動的に限界トラクション係数に近づけられ、その結果、各ローラに過剰な法線力が生じにくくなり、動力伝達効率の向上と、耐久寿命の向上が図れる。

また、上記構成の摩擦ローラ式減速機１００は、第１油圧供給部９７からトラクション油の圧力がピストン室８９に供給されることで、一対のサンローラ素子３５，３７がそれぞれ軸方向に離反する方向の軸方向力が発生する。そして、ピストン室８９に発生する遠心油圧が、キャンセラ室９１からの軸方向力によってキャンセルされる。つまり、サンローラ素子３５，３７を離反させる軸方向力を、ピストン室８９に生じる遠心油圧の影響をキャンセルしつつ発生させることで、サンローラ素子３５，３７に適切な法線力が生じる。更に、前述の図９（Ａ），（Ｂ）や図１０に示すような、従前から用いられていたローディングカム機構を不要にできる。

本構成の摩擦ローラ式減速機１００によれば、ローディングカム機構を用いず、しかも、サンローラ素子３５，３７同士の間の隙間をピストン室８９とキャンセラ室９１として利用して、遠心油圧の影響を受けずに軸方向力を発生させている。これにより、摩擦ローラ式減速機１００を、動力伝達効率の高い構成にでき、しかも、従来よりも軸方向サイズを短縮でき、よりコンパクトで軽量な構成にできる。

＜減速機ユニットの構成と作用＞
次に、上記構成のサンローラ素子３５，３７を、ピストン室８９からの軸方向力により駆動し、トラクション面の法線方向の法線力を、遠心油圧の影響を受けることなく、伝達トルクに比例して増減させる減速機ユニットの構成とその作用について説明する。

一般に、本構成の摩擦ローラ式減速機１００のようなトラクションドライブにおいては、トラクション面にグロススリップが発生することは、動力伝達面の損傷を伴うため回避する必要がある。トラクションドライブに使用されるトラクション油は、動力伝達点の温度、伝達トルク等に依存して、伝達可能なトルクの大きさが決定される。

ここで、伝達可能な最大トルクは、トルク作用点までの半径距離によらない接線力として考えると、下記（１）式で表現される。

Ｆtmax：伝達可能な最大接線力
Ｆc：法線力
μmax：限界トラクション係数

図６は駆動ローラと従動ローラに作用する法線力と接線力との関係を示す説明図である。
駆動ローラ７１から従動ローラ７３へ負荷される法線力Ｆａは、その反力として従動ローラ７３から法線力Ｆｃを生じさせる。この法線力Ｆｃに応じたトラクション面の接線力Ｆｔは、トラクション係数μと法線力Ｆｃの積として求められる。そこで、各ローラを駆動制御する場合には、伝達したいトルク（接線力Ｆｔ）に対して、運転時のトラクション係数μが限界トラクション係数μmaxを超えないように法線力Ｆｃを調整する。しかし、限界トラクション係数μmaxは、上記したように、動力伝達点の温度、伝達トルク等の運転条件によって変動する。

図７はトラクション油の温度に対するトラクション係数の特性カーブを示すグラフである。図中に実線で示すように、限界トラクション係数はトラクション油の温度に応じて増減する。従前のローディングカム機構のような機械式ローディングデバイスにおいては、トラクション係数が常に一定値となるため、トラクション油の温度が変化しても、設計トラクション係数が限界トラクション係数を超えないように設定される（破線参照）。しかし、トラクション油の温度によっては、設計トラクション係数と限界トラクション係数との差Δμが特に大きくなる領域がある。差Δμが大きい場合、法線力Ｆｃを過剰に発生させることになり、動力伝達効率の低下や耐久寿命の低下を招くことになる。

そこで、本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、運転条件の変動に応じて、ピストン室８９からサンローラ素子３５，３７への軸方向力を発生させ、法線力Ｆｃの増減調整を可能としている。そのため、一点鎖線で示すように調整後（修正後）のトラクション係数を、常に限界トラクション係数μmax近くに設定でき、動力伝達効率の向上や耐久寿命の向上に寄与できる。

より詳しくは、本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、常温時（例えば０℃〜１００℃の範囲）では、最低限必要な押付力を付与して一定のトラクション係数μｃを得、高温時（例えば１００℃を超える温度）と低温時（例えば０℃未満の温度）では、ピストン室８９からサンローラ素子３５，３７への軸方向力を発生させてトラクション係数を低減させ（低減されたトラクション係数をμ１，μ２で示す）、グロススリップの発生を抑制すると共に，特に常温領域での効率向上を実現する。上記の常温限界（高温、低温）の各温度は、油種、運転条件、装置構成に応じて予め定めておけばよい。

次に、ピストン室８９の油圧を制御する具体的な減速機ユニットの構成とその作用について説明する。
図８は減速機ユニットの概略的なブロック構成図である。
減速機ユニット２００は、前述した第１油圧供給部９７、第２油圧供給部９９を含む摩擦ローラ式減速機１００と、トラクション油の温度を検出する油温センサ７５と、コントローラ７９と、記憶部８１と、を備える。

第１油圧供給部９７、第２油圧供給部９９は、コントローラ７９からの指令に基づいて、図１に示す入力軸１１に形成された第１油路９３、第２油路９５にトラクション油を供給する。これにより、ピストン室８９の油圧が増減駆動されると共に、キャンセラ室９１に生じる遠心油圧によって、ピストン室８９に生じる遠心油圧がキャンセルされる。

油温センサ７５は、図示はしないが、図１に示すサンローラ１５の近傍に配置され、トラクション面付近のトラクション油の温度を検出する。油温センサ７５は、好ましくは、サンローラ素子３５，３７の転がり接触面３５ａ，３７ａに近い外表面に配置される。また、油温センサ７５は中間ローラ１９側に配置してもよい。

油温センサ７５からの出力信号は、コントローラ７９に入力される。また、コントローラ７９には、摩擦ローラ式減速機１００に接続される不図示のモータの駆動状況を表す信号（例えば、回転速度信号、モータ駆動電流やモータ駆動電圧を表す駆動信号等）の伝達トルク情報が入力されてもよい。油温センサ７５や各種の伝達トルク情報を出力する情報出力手段は、摩擦ローラ式減速機１００の運転条件を検出する運転条件検出部として機能する。

なお、トラクション面の面圧を、トラクション油の油圧を測定する適宜な油圧測定手段から推定し、推定されたトラクション面の面圧を、上記した運転条件の一つして扱うことも可能である。

コントローラ７９に接続される記憶部８１は、検出された運転条件に対応するピストン室８９の油圧設定値が登録された駆動テーブルを記憶する。コントローラ７９は、入力された運転条件に基づいて記憶部８１の駆動テーブルを参照して、限界トラクション係数に近いトラクション係数が得られる油圧設定値を求める。コントローラ７９は、ピストン室８９の油圧が、求めた油圧設定値となるように、サンローラ素子３５，３７を軸方向に駆動させる駆動信号を第１油圧供給部９７に出力する。

第１油圧供給部９７は、コントローラ７９からの駆動信号に基づき、図示しない油圧モータを駆動して、トラクション油をピストン室８９に供給する。これにより、ピストン室８９の油圧が所望の圧力に調整され、トラクション面の法線力Ｆｃが過剰にならず、且つ、限界トラクション係数を超えない範囲に設定される。このように、上記の第１油圧供給部９７と、コントローラ７９は、ピストン室８９の油圧を増減させる圧力制御部として機能する。また、ピストン室８９に生じる遠心油圧は、キャンセラ室９１に生じる遠心油圧によってキャンセルされる。

本構成の減速機ユニット２００によれば、経時的に変動する運転条件に応じて、限界トラクション係数を超えず、且つ、限界トラクション係数にできるだけ近いトラクション係数となるように、ピストン室８９の油圧が調整される。このピストン室８９の油圧は、遠心油圧に影響されることはない。これにより、摩擦ローラ式減速機の動力伝達効率を向上させ、小型化軽量化が図れる。

本発明は上記の実施形態に限定されるものではなく、実施形態の各構成を相互に組み合わせることや、明細書の記載、並びに周知の技術に基づいて、当業者が変更、応用することも本発明の予定するところであり、保護を求める範囲に含まれる。
例えば、サンローラと入力軸との間の動力伝達手段は、角スプライン、ボールスプライン、インボリュートスプライン以外にも、キーとキー溝等、入力軸とサンローラとの同軸確保しつつ、動力伝達も可能で、且つ軸方向の相対移動を妨げないものであれば、任意の手段が適用可能である。

以上の通り、本明細書には次の事項が開示されている。
（１） 入力軸と同心に配置されるサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同心に配置され、出力軸に連結されるリングローラと、前記サンローラの外周面と前記リングローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のサンローラ素子を有し、前記サンローラ素子は、前記入力軸の軸方向に移動可能、且つ回転方向に固定された状態で前記入力軸にそれぞれ支持され、
前記サンローラ素子の転がり接触面と前記中間ローラの転がり接触面は、前記サンローラ素子同士の対向側端面から軸方向反対側の外側端面に向かって、前記入力軸の中心線までの半径距離が短くなる傾斜面であり、
一対の前記サンローラ素子の間に、それぞれトラクション油が供給されるピストン室とキャンセラ室とが設けられ、
前記ピストン室は、前記サンローラ素子同士を前記軸方向に離反させる軸方向力を発生し、
前記キャンセラ室は、前記入力軸の回転によって前記ピストン室に発生する遠心油圧を低減させる軸方向力を発生する摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、一対のサンローラ素子の間にピストン室とキャンセラ室とを形成し、ピストン室の油圧の増減により、一対のサンローラ素子への軸方向力を増減でき、キャンセラ室に生じる遠心油圧により、ピストン室に生じる遠心油圧を低減できる。これにより、サンローラ素子、中間ローラ、リングローラの各転がり接触面に作用する法線力を遠心油圧の影響を受けることなく変更でき、運転時のトラクション係数を限界トラクション係数に正確に近づけることができる。

（２） 前記ピストン室と前記キャンセラ室は、前記入力軸の径方向外側に画成された円環状の空間である（１）に記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、ピストン室とキャンセラ室とが円周方向に連続した空間であるため、バランス良く軸方向力を発生でき、円周方向に分散配置された場合よりも大きな軸方向力が得られる。

（３） 前記中間ローラの転がり接触面は、一対の前記サンローラ素子の一方に転がり接触する第１転がり接触面と、他方に転がり接触する第２転がり接触面と、前記第１転がり接触面と前記第２転がり接触面との間に形成され、前記リングローラに転がり接触する第３転がり接触面と、を有する（１）又は（２）に記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、第１転がり接触面と第２転がり接触面が各サンローラ素子と転がり接触し、第３転がり接触面がリングローラの転がり接触面と転がり接触するため、サンローラ素子が軸方向に移動しても、中間ローラの軸方向位置が変動しない。

（４） 前記入力軸は、前記ピストン室に連通する第１油路と、前記キャンセラ室に連通する第２油路とが個別に設けられている（１）〜（３）のいずれか一つに記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、入力軸を通じてピストン室とキャンセラ室に油圧が付与されるため、油圧力を供給する油路が煩雑化しない。また、第１油路と第２油路が個別に設けられているため、第１油路の油圧によらず、キャンセラ室の油圧を調整できる。

（５） 一対の前記サンローラ素子の一方は、前記対向側端面の外周部から他方の前記サンローラ素子に向けて円筒状の外周側円筒部が前記軸方向に突出して形成され、
一対の前記サンローラ素子の他方は、前記対向側端面の内周部から一方の前記サンローラ素子に向けて前記外周側円筒部よりも小径な内周側円筒部が前記軸方向に突出して形成され、
前記内周側円筒部の先端部には、前記外周側円筒部の内周面と前記入力軸の外周面とに液密に摺動するピストンリングが設けられ、
前記外周側円筒部の前記ピストンリングよりも外側の先端部には、前記外周側円筒部の内周面と前記内周側円筒部の外周面とに液密に摺動するキャンセラリングが設けられ、
前記ピストン室は、一対の前記サンローラ素子の一方の前記対向側端面と、前記外周側円筒部と、前記ピストンリングと、前記入力軸の外周面とに囲まれて画成され、
前記キャンセラ室は、前記外周側円筒部と、前記内周側円筒部と、前記ピストンリングと、前記キャンセラリングとに囲まれて画成された（１）〜（４）のいずれか一つに記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、サンローラ素子同士の間にピストン室とキャンセラ室が画成されるため、スペース効率を高めた構成にでき、軸方向長さを短縮できる。

（６） （１）〜（５）のいずれか一つに記載の摩擦ローラ式減速機と、
前記ピストン室と前記キャンセラ室のそれぞれにトラクション油を個別に供給する油圧供給部と、
前記摩擦ローラ式減速機の運転条件を検出する運転条件検出部と、
検出された前記運転条件に応じて前記ピストン室の油圧を増減させる圧力制御部と、
を備える減速機ユニット。
この減速機ユニットによれば、ローラの軸方向移動に遠心油圧による影響が及ぶことを防止でき、また、運転条件によって限界トラクション係数が変化しても、この限界トラクション係数に運転時のトラクション係数を近づけることができる。これにより、動力伝達効率と耐久寿命を共に向上させることができる。

（７） 前記運転条件は、前記転がり接触面におけるトラクション油の温度、前記摩擦ローラ式減速機を通過する伝達トルクのいずれかを含む（６）に記載の減速機ユニット。
この減速機ユニットによれば、トラクション油の温度や伝達トルクの変動に応じて、常に適正なトラクション係数に調整できる。

１１ 入力軸
１３ 出力軸
１５ サンローラ
１７ リングローラ
１９ 中間ローラ
１９ａ 第１転がり接触面
１９ｂ 第２転がり接触面
１９ｃ 第３転がり接触面
３５ サンローラ素子
３５ａ 転がり接触面
３７ サンローラ素子
３７ａ 転がり接触面
４１，４３ 対向側端面
５５ 外周側円筒部
５６ 内周側円筒部
７５ 油温センサ
８５ ピストンリング
８７ キャンセラリング
８９ ピストン室
９１ キャンセラ室
９３ 第１油路
９５ 第２油路
９７ 第１油圧供給部
９９ 第２油圧供給部
１００ 摩擦ローラ式減速機
２００ 減速機ユニット

Claims (7)

1. 入力軸と同心に配置されるサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同心に配置され、出力軸に連結されるリングローラと、前記サンローラの外周面と前記リングローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
   前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のサンローラ素子を有し、前記サンローラ素子は、前記入力軸の軸方向に移動可能、且つ回転方向に固定された状態で前記入力軸にそれぞれ支持され、
   前記サンローラ素子の転がり接触面と前記中間ローラの転がり接触面は、前記サンローラ素子同士の対向側端面から軸方向反対側の外側端面に向かって、前記入力軸の中心線までの半径距離が短くなる傾斜面であり、
   一対の前記サンローラ素子の間に、それぞれトラクション油が供給されるピストン室とキャンセラ室とが設けられ、
   前記ピストン室は、前記サンローラ素子同士を前記軸方向に離反させる軸方向力を発生し、
   前記キャンセラ室は、前記入力軸の回転によって前記ピストン室に発生する遠心油圧を低減させる軸方向力を発生する摩擦ローラ式減速機。
2. 前記ピストン室と前記キャンセラ室は、前記入力軸の径方向外側に画成された円環状の空間である請求項１に記載の摩擦ローラ式減速機。
3. 前記中間ローラの転がり接触面は、一対の前記サンローラ素子の一方に転がり接触する第１転がり接触面と、他方に転がり接触する第２転がり接触面と、前記第１転がり接触面と前記第２転がり接触面との間に形成され、前記リングローラに転がり接触する第３転がり接触面と、を有する請求項１又は請求項２に記載の摩擦ローラ式減速機。
4. 前記入力軸は、前記ピストン室に連通する第１油路と、前記キャンセラ室に連通する第２油路とが個別に設けられている請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の摩擦ローラ式減速機。
5. 一対の前記サンローラ素子の一方は、前記対向側端面の外周部から他方の前記サンローラ素子に向けて円筒状の外周側円筒部が前記軸方向に突出して形成され、
   一対の前記サンローラ素子の他方は、前記対向側端面の内周部から一方の前記サンローラ素子に向けて前記外周側円筒部よりも小径な内周側円筒部が前記軸方向に突出して形成され、
   前記内周側円筒部の先端部には、前記外周側円筒部の内周面と前記入力軸の外周面とに液密に摺動するピストンリングが設けられ、
   前記外周側円筒部の前記ピストンリングよりも外側の先端部には、前記外周側円筒部の内周面と前記内周側円筒部の外周面とに液密に摺動するキャンセラリングが設けられ、
   前記ピストン室は、一対の前記サンローラ素子の一方の前記対向側端面と、前記外周側円筒部と、前記ピストンリングと、前記入力軸の外周面とに囲まれて画成され、
   前記キャンセラ室は、前記外周側円筒部と、前記内周側円筒部と、前記ピストンリングと、前記キャンセラリングとに囲まれて画成された請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の摩擦ローラ式減速機。
6. 請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の摩擦ローラ式減速機と、
   前記ピストン室と前記キャンセラ室のそれぞれにトラクション油を個別に供給する油圧供給部と、
   前記摩擦ローラ式減速機の運転条件を検出する運転条件検出部と、
   検出された前記運転条件に応じて前記ピストン室の油圧を増減させる圧力制御部と、
   を備える減速機ユニット。
7. 前記運転条件は、前記転がり接触面におけるトラクション油の温度、前記摩擦ローラ式減速機を通過する伝達トルクのいずれかを含む請求項６に記載の減速機ユニット。

Images