JP6642079B2 - 摩擦ローラ式減速機 - Google Patents

Description

本発明は、摩擦ローラ式減速機に関する。

電気自動車、ハイブリット自動車、又は電動四輪駆動車等の電動車両用の駆動装置、或いは産業機械用の駆動装置に組み込まれ、電動モータ等の駆動部の回転駆動力を減速又は増速しつつ被駆動部に伝達する摩擦ローラ式変速機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この種の摩擦ローラ式変速機は、サンローラとリングローラとが同軸上に配置され、サンローラとリングローラとの間に、複数の中間ローラが自転自在に配置される。また、リングローラには、ローディングカム機構が設置され、変速機に伝達されるトルクの大きさに比例して各ローラのトラクション面における押し付け力を付与している。

特許文献１に記載の摩擦ローラ式変速機は、リングローラを構成する一対のリングローラ素子の両側又は片側にローディングカム機構を備える。ローディングカム機構は、リングローラ素子及びローディングカムの相互に対面する対向面に設けられたくさび型の溝に、玉が設置されて構成される。ローディングカム機構は、ローディングカムを通過するトルクに比例して、２つのリングローラ素子を相互に近づけるように移動させる。これにより、各ローラ同士の接触点でトラクションドライブによる動力伝達を行うために必要な押し付け力が得られる。

特開２０１４−４０８８５号公報

しかしながら、特許文献１の摩擦ローラ式変速機は、２つのリングローラ素子を通過するトルクが一致しない場合、２つのリングローラ素子の弾性変形が一致しない場合、中間ローラが軸方向に拘束される場合等において、トルク変動時に一対のローディングカムの角速度が揃わない現象が発生する虞がある。また、片側のリングローラ素子にローディングカムを備える摩擦ローラ式変速機では、ローディングカムが設置される一方のリングローラ素子が、他方のリングローラに対して相対回転しながら接近するため、瞬間的に２つのリングローラ素子の角速度が異なるという現象が生じる。このため、運転条件によっては、トルク変動時に瞬間的なグロススリップが発生する虞がある。このグロススリップの発生を防止するためには、設計トラクション係数を低く設定する必要があり、伝達効率向上の妨げとなる。
また、リングローラ素子にローディングカムを備えるローディングカム機構では、ローディングカムが入力軸や出力軸等に設けた給油路から離れた奥側に位置する。このため、ローディングカム機構の近傍に配置した回転支持部は、潤滑油が引き込まれにくくなる。その結果、ローディングカム機構の回転支持部には、潤滑不良による損傷（フレッチング）等が発生する虞がある。

本発明は上記状況に鑑みてなされたもので、その目的は、トルク変動時の２つのローラ素子間の瞬間的な軸方向移動の不均衡や角速度変化を生じさせず、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止して、高い設計トラクション係数を有し、伝達効率の高い摩擦ローラ式減速機を提供することにある。

本発明は下記構成からなる。
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、出力軸に接続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との間で、前記入力軸と平行な自転軸を中心に支持され、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、伝達トルクの大きさに比例して押し付け力を付与するローディングカム機構と、を備え、前記入力軸の回転を前記ローディングカム機構を介して出力軸に伝達する摩擦ローラ式減速機であって、
前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のリングローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記リングローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記リングローラ素子のうち、いずれか一方のリングローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクは、前記一方のリングローラ素子から伝達される前記入力軸周りの回転動を前記一方のリングローラ素子の軸方向移動に変換して前記押し付け力を付与するものであり、
一対の前記リングローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するリングローラ連結部と、
前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
を備え、
前記回転支持部の内径側を覆って配置される内径側部材の少なくとも一部に、径方向に貫通して前記回転支持部へ潤滑油を供給する油路を設けたことを特徴とする摩擦ローラ式減速機。

本発明に係る摩擦ローラ式減速機によれば、摩擦ローラ式減速機に伝達されるトルクが変動した場合でも、２つのローラ素子間の瞬間的な軸方向移動の不均衡や角速度変化を生じさせることなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止することができる。これにより、摩擦ローラ式減速機の伝達効率を向上できる。

第１構成例の摩擦ローラ式減速機の断面図である。 図１に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。 一対のリングローラ素子のリングローラ連結部を示す一部断面斜視図である。 図１に示すローディングカム機構要部拡大図である。 第２構成例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングカム機構の要部拡大図である。 第３構成例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングディスク近傍の断面図である。 図６に示すローディングカム機構の要部拡大図である。 第４構成例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングカム機構の要部拡大図である。

以下、本発明の各構成例について、図面を参照して詳細に説明する。
（第１構成例）
図１は第１構成例の摩擦ローラ式減速機の断面図、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。
本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１に接続されるサンローラ１３と、リングローラ１５と、複数の中間ローラ１７と、出力軸１９に接続される連結部材４５と、ローディングカム機構２０とを備える。この摩擦ローラ式減速機１００は、図示しない電動モータ等の駆動軸に結合した入力軸１１によりサンローラ１３が回転駆動される。このサンローラ１３の回転は、複数個の中間ローラ１７を介してリングローラ１５に伝達され、連結部材４５を介して出力軸１９に取り出される。

入力軸１１は、基端側が玉軸受（図示略）を介して軸Ａｘ１上に支持される。また、出力軸１９も同一の軸Ａｘ１上で支持される。出力軸１９には、軸方向に沿って給油路１２が形成され、給油路１２内には潤滑油が供給される。給油路１２内の潤滑油は、出力軸１９の内端面に開口する噴出口から各摺動部に向けて噴射供給される。

サンローラ１３は、入力軸１１の一端部に形成された中実構造のローラであり、入力軸１１と一体に回転する。サンローラ１３の外周面１３ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線であり、中間ローラ１７との転がり接触面となる。入力軸１１からの回転トルクは、外周面１３ａに接する各中間ローラ１７に伝達される。

リングローラ１５は、サンローラ１３の周囲にサンローラ１３と同心に配置される。リングローラ１５の内周面３９は、中間ローラ１７との転がり接触面となる。本構成のリングローラ１５は、入力軸１１の軸方向に並設された一対のリングローラ素子１２１，１２３を有する。

各リングローラ素子１２１，１２３の転がり接触面１２１ａ，１２３ａは、図２に示すように、リングローラ素子１２１，１２３の互いに対向する対向側端面２５，２７から、これら対向側端面２５，２７の軸方向反対側の外側端面３５，３７に向かって、中間ローラ１７の自転軸Ａｘ２までの距離が短くなる傾斜面とされる。これら傾斜面は、軸断面の外縁形状が直線状である以外にも、単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であってもよい。

図１に示すように、サンローラ１３の外周面１３ａとリングローラ１５の内周面３９との間の環状空間には、複数の中間ローラ１７が配置される。中間ローラ１７は、軸受４９（ニードルベアリング）を介して、入力軸１１と平行な支持軸４７に回転自在に且つ軸方向に移動可能に、それぞれ中間ローラホルダ４１によって支持される。各中間ローラ１７の外周面４３は、サンローラ１３とリングローラ１５の転がり接触面にそれぞれ転がり接触する。

中間ローラホルダ４１は、図示しないモータ等の固定側に接続される固定側の部材であるキャリア４２に支持される。各中間ローラホルダ４１は、サンローラ１３の周囲で円周方向に沿って均等配置される。また、中間ローラホルダ４１は、図示しない揺動軸を中心としてキャリア４２に揺動自在に支持されることで、中間ローラ１７が、サンローラ１３の中心軸Ａｘ１からの半径距離を可変に支持される。

リングローラ１５の外周側には、有底円筒状の連結部材４５が配置される。連結部材４５は、リングローラ１５やローディングカム機構２０等を内径部に収容する円筒部４５ａと、出力軸１９に接続される底部４５ｂとを備える。円筒部４５ａと底部４５ｂとは、それぞれ別体に形成された後、互いに組み合わされて一体にされる。

図２に示すように、連結部材４５の円筒部４５ａの内径側には、底部４５ｂ側から順に、波板状の予圧バネ６３、アンギュラ玉軸受５７、ローディングディスク５５、玉７９、リングローラ素子１２３、１２１、止め輪５９が配置される。

図３は一対のリングローラ素子１２１，１２３のリングローラ連結部を示す一部断面斜視図である。
一方のリングローラ素子１２１の対向側端面２５には、軸方向へ突出する凸部８１ａ及び凹部８１ｂを有する係合爪部８１が形成される。また、他方のリングローラ素子１２３の対向側端面２７には、軸方向へ突出する凸部８３ａ及び凹部８３ｂを有する係合爪部８３が形成される。これら係合爪部８１，８３は、凸部８１ａと凹部８３ｂ、凸部８３ａと凹部８１ｂとが相互に係合することで、一対のリングローラ素子１２１，１２３が、軸方向に相対移動可能、且つ回転方向に関して固定される。つまり、一対のリングローラ素子１２１，１２３は、それぞれの軸方向移動を可能に、且つ相対回転を不能にするリングローラ連結部（係合爪部８１，８３）によって連結される。

連結部材４５の底部４５ｂには、ローディングディスク５５に対面する対向側端面に、軸方向に沿って凹溝６８が形成される。また、ローディングディスク５５には、連結部材４５の底部４５ｂに対面する対向側端面に軸方向へ突出する環状部５６が形成される。環状部５６には、更に軸方向へ突出する複数（本構成例では３つ）の凸部７０が環状部５６の円周方向に等間隔で形成される。凸部７０と底部４５ｂは、相互に係合することで、ローディングディスク５５と連結部材４５の底部４５ｂとを、軸方向に相対移動可能、且つ回転方向に関して固定する。

そして、図２に示すように、アンギュラ玉軸受５７は、ローディングディスク５５と連結部材４５の円筒部４５ａとの間に配置される。このアンギュラ玉軸受５７は、内輪５７ｂの背面５７ｃが、ローディングディスク５５のフランジ端面５５ａに当接して固定される。また、外輪５７ａの背面５７ｄが、連結部材４５の円筒部４５ａの軸方向端部内面４６にすき間嵌めされる。これにより、アンギュラ玉軸受５７は、ローディングディスク５５を、出力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部として機能する。

止め輪５９は、リングローラ素子１２１の軸方向位置を規制して、リングローラ素子１２１を円筒部４５ａから抜け止めする。また、止め輪５９は、リングローラ素子１２１を回転方向に固定して、連結部材４５の円筒部４５ａとの相対回転を阻止する。つまり、アンギュラ玉軸受５７の回転摩擦係数と、リングローラ素子１２１−止め輪５９間の摩擦係数とは、リングローラ素子１２１−止め輪５９間の摩擦係数が圧倒的に高い。そのため、ローディングディスク５５とリングローラ素子１２３が相対回転する場合、リングローラ素子１２１−止め輪５９間は、回転方向に固定され、アンギュラ玉軸受５７が相対回転する。その結果、リングローラ素子１２１は円筒部４５ａと一体に回転する。

連結部材４５の円筒部４５ａは、出力軸１９側の一端部に、内径側へ向けて突出するフランジ部７２が形成される。このフランジ部７２の一部を環状に切欠いた切欠き部に、予圧バネ６３が装着される。予圧バネ６３は、入力軸１１から伝達される回転トルクが小さい場合に、アンギュラ玉軸受５７とローディングディスク５５と介してリングローラ素子１２３に予圧を付与する。この予圧によって、各リングローラ素子１２１，１２３と中間ローラ１７との転がり接触面における接触面圧が所定値以上に確保される。

図４は図１に示すローディングカム機構要部拡大図である。
摩擦ローラ式減速機１００は、回転支持部であるアンギュラ玉軸受５７に、ローディングディスク（内径側部材）５５が近接して配置される。ローディングディスク５５の環状部５６には、アンギュラ玉軸受５７へ潤滑油を供給可能とする油路が半径方向に貫通して穿設される。

本構成例のローディングディスク５５は、出力軸１９を中心に環状に形成され、出力軸１９に向かって延出してアンギュラ玉軸受５７の内周面（内輪５７ｂ）に接する環状部５６を有する。また、ローディングディスク５５には、少なくとも一部に、径方向に貫通する油路が形成される。本構成における油路は、環状部５６に穿設される切り欠き孔９１である。

環状部５６に穿設される切り欠き孔９１は、出力軸１９に沿う方向に長い長穴や楕円穴とすることができる。環状部５６の内周には、連結部材４５の底部４５ｂから延出した延出筒部９２の外周が切り欠き孔９１の長手方向（出力軸の軸方向）の略半分の位置まで重なる。つまり、切り欠き孔９１は、略半分が延出筒部９２に覆われることなく表出する。よって、切り欠き孔９１は、主にこの表出部分から潤滑油を引き込み、アンギュラ玉軸受５７へ潤滑油を供給可能とする。

切り欠き孔９１は、周方向に沿って等配に形成されることが好ましく、より好ましくは、アンギュラ玉軸受５７の転動体個数と同等かそれ以上に形成すると、軸受転動面への潤滑がより好適に行われる。

切り欠き孔９１の穴個数と配置は、回転支持部が別の形態のものでも同様のことがいえる。例えば、回転支持部としてスラストニードル軸受を設置する場合においては、ニードルの個数と同等かそれ以上に、切り欠き孔９１を形成することが好ましい。

次に、上記構成のリングローラ１５及びローディングカム機構２０の作用について説明する。
リングローラ１５及びローディングカム機構２０によれば、
入力軸からのトルクがリングローラ素子１２１，１２３に伝達されると、リングローラ素子１２１，１２３は、図３に示す係合爪部８１，８３の係合によって回転方向に関して一体となって回転する。また、リングローラ素子１２３の回転は、カム面７５、７７に挟持された玉７９を介してローディングディスク５５に伝達される。リングローラ素子１２３とローディングディスク５５との間には、前述したローディングカム機構２０の作用により、双方の相対回転に伴う軸方向変位と、ローディングディスク５５との相対的な回転変位を生じる。

軸方向変位については、図２に示すように、ローディングディスク５５が、アンギュラ玉軸受５７を介して連結部材４５の円筒部４５ａに軸方向に関して規制される。そのため、発生した軸方向変位は、リングローラ素子１２３がリングローラ素子１２１に向かう方向に作用する。

回転変位については、リングローラ素子１２３がリングローラ素子１２１の係合爪部８１，８３によって相対回転が阻止される。しかし、ローディングディスク５５は、リングローラ素子１２３に対する相対回転が生じる。ところが、このローディングディスク５５の回転変位は、アンギュラ玉軸受５７によって吸収され、連結部材４５の円筒部４５ａに伝達されない。また、ローディングディスク５５の凸部７０は、連結部材４５の底部４５ｂの凹溝６８と係合しているため、ローディングディスク５５の回転変位は、連結部材４５の底部４５ｂを介して出力軸１９に伝達される。

そして、軸方向変位を伴ったローディングディスク５５の回転変位が、トルクに応じた最大変位量に達すると、リングローラ素子１２３とローディングディスク５５とが一体となって回転する。そうすると、中間ローラ１７からのトルクは、リングローラ素子１２１，１２３、玉７９、ローディングディスク５５（凸部７０）、連結部材４５の底部４５ｂ（出力軸１９）の順で伝達される。

このときのリングローラ素子１２３に伝達されたトルクの約半分は、係合爪部８１，８３を介してリングローラ素子１２１に伝達される。また、ローディングカム機構２０と予圧バネ６３とによって発生する軸方向力に応じて、中間ローラ１７とリングローラ素子１２１，１２３との間に必要な押し付け力（法線力）が付与される。

以上より、中間ローラ１７からリングローラ素子１２１，１２３にトルクが伝達されると、リングローラ素子１２１，１２３が連結部材４５の円筒部４５ａと共に回転する。その際、リングローラ素子１２３とローディングディスク５５とは、相対回転して、ローディングディスク５５と円筒部４５ａとの間に回転差が生じるが、この回転差は、アンギュラ玉軸受５７により吸収される。これにより、リングローラ素子１２１，１２３は、相対回転が阻止されると共に、リングローラ素子１２３の軸方向移動がなされる。

この場合、２つのリングローラ素子１２１と１２３との間の瞬間的な角速度変化を生じさせることなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止でき、摩擦ローラ式減速機１００の伝達効率を向上させることができる。

上記は入力軸１１側から出力軸１９側にトルクが伝達される場合の挙動であるが、反対に、出力軸１９側から入力軸１１側にトルクが伝達される場合も同様の効果が得られる。ローディングディスク５５は、伝達されたトルクによって回転変位する。その際、ローディングディスク５５からリングローラ素子１２３に玉７９を介して軸方向力が負荷され、リングローラ素子１２３が軸方向変位する。一方、ローディングディスク５５の回転変位は、連結部材４５の円筒部４５ａとの間に回転差を生じさせるが、この回転差は、アンギュラ玉軸受５７により吸収される。これにより、ローディングディスク５５の回転変位は、連結部材４５の円筒部４５ａに伝達されることがない。

なお、ここで用いるローディングカム機構２０は、ローディングディスク５５の端面（リングローラ素子１２３の外側端面３７に対向する端面）に形成された複数（本構成では周方向に沿った３箇所）の第１のカム面７５と、リングローラ素子１２３の外側端面３７に形成された複数（本構成では周方向に沿った３箇所）の第２のカム面７７と、第１及び第２のカム面７５、７７との間に挟持される玉７９と、により構成される。

上記構成の摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１から入力される回転トルクが、サンローラ１３から各中間ローラ１７に伝達され、更に、各中間ローラ１７からリングローラ１５に減速されて伝達される。リングローラ１５は連結部材４５を介して出力軸１９と接続されており、これにより、入力軸１１の回転が出力軸１９に減速して伝達される。

よって、本構成の摩擦ローラ式減速機１００の各ローラの接触面圧は、入力軸１１と出力軸１９との間で伝達すべき回転トルクの大きさに応じて適正化され、回転トルクの増加に伴って押し付け力がスムーズに増加する。その結果、各ローラ部で過大な滑りが発生することがなく、また、これら各ローラ部の押し付け力が過大になることに伴う転がり抵抗の増大を防止できる。

また、一対のリングローラ素子１２１，１２３は、係合爪部８１，８３により軸方向移動可能、且つ相対回転を不能に連結されて、完全に同期して回転するので、トルクが変動した場合でも、一対のリングローラ素子１２１，１２３間の瞬間的な角速度変化がなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップが防止される。これにより、トラクション係数を高く設定することができ、摩擦ローラ式減速機１００の伝達効率が向上する。

これに加え、本実施形態の摩擦ローラ式減速機１００は、回転支持部（アンギュラ玉軸受５７）へ潤滑油が引き込まれやすくなる。すなわち、ローディングディスク５５とローディングカム溝付リングローラ（リングローラ素子１２３）間の相対回転角は、駆動時のフルトルク状態から、回生時のフルトルク状態まででも、１０°程度に過ぎない。実車運転時において、駆動時のフルトルク状態から、回生時のフルトルク状態までを瞬時に入れ変わる状況(例えば、前進最大加速から、前進最大減速する状況)は、そう多いとはいえない。このため、アンギュラ玉軸受５７は、相対回転する機会が少なく、また、相対角速度も小さい。その結果、アンギュラ玉軸受５７の軌道輪と転動体間には潤滑油が引き込まれにくくなり、潤滑不良による損傷（フレッチング）等が発生するおそれがある。

これに対し、本構成の摩擦ローラ式減速機１００では、アンギュラ玉軸受５７に近接するローディングディスク５５に、アンギュラ玉軸受５７へ油を供給可能とする油路（切り欠き孔９１）を設けたので、アンギュラ玉軸受５７へ潤滑油が引き込まれやすくなる。その結果、アンギュラ玉軸受５７は、潤滑不良による損傷（フレッチング）等の発生を確実に抑制できる。

このように、本構成の摩擦ローラ式減速機１００では、アンギュラ玉軸受５７に近接配置されるローディングディスク５５に、アンギュラ玉軸受５７へ油を供給可能とする切り欠き孔９１が設けられる。ローディングディスク内径及び出力軸１９の側壁面に付着した潤滑油は、出力軸１９及びローディングディスク５５の回転に伴う遠心力で、ローディングディスク５５の切り欠き孔９１、アンギュラ玉軸受５７を通過して、リングローラ１５から外側に排出される。その結果、アンギュラ玉軸受５７は、軌道輪と転動体間に潤滑油が引き込まれやすくなり、潤滑不良による損傷（フレッチング）等の発生を抑制できる。

（第２構成例）
次に、環状部５６が凸部７０の突出方向と反対方向に切り欠かれた第２構成例の摩擦ローラ式減速機について説明する。
本構成の摩擦ローラ式減速機は、切り欠き孔９１が形成された環状部５６が、凸部７０の軸方向へ突出する向きとは反対に向けて切り欠かれたこと以外は、第１構成例の摩擦ローラ式減速機１００と同様の構成である。そのため、同一の部分や部材には、同一の符号を付することで、その説明を省略、又は簡略化する。

図５、図６は第２構成例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングカム機構の要部拡大図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機は、環状部５６（図６参照）が３つ以上の凸部７０を円周方向に等間隔で残して切り欠かれる。環状部５６は、第１構成例の摩擦ローラ式減速機１００における切り欠き孔９１が形成された部分が除去される。つまり、環状部５６は、凸部７０の突出している以外の部分で、更に凸部７０の突出方向と反対側に深く切り込まれている。これにより、円周方向で隣接する凸部同士の間は、新たな深い油路である切り欠き９３となる。

環状部５６は、連結部材４５の底部４５ｂから延出した延出筒部９２の外周が、内周に重なる。このため、環状部５６は、いんろう部とも称すことができる。凸部７０もいんろう部といえる。なお、凸部７０（いんろう部）は、３等配であることに限らず、６等配や、１２等配等、任意の等配数であってもよい。また、凸部７０は、不等配となっても構わない。但し、凸部７０を不等配とした場合には、動バランスを改善するため、他の部位を除去、若しくは付加して、バランス修正を行う。

この摩擦ローラ式減速機では、ローディングディスク５５の環状部５６が、複数の凸部７０を残して切り欠かれる。ローディングディスク５５は、全周にわたって環状部５６が切り欠かれると、出力軸１９とローディングディスク５５の案内面となる環状部５６(いんろう部)が失われる。そこで、ローディングディスク５５は、環状部５６に複数の凸部７０を残すことで、出力軸１９とローディングディスク５５の案内面を確保しつつ、より大きな油路（すなわち、切り欠き９３）を設けることができる。

（第３構成例）
次に、回転支持部であるアンギュラ玉軸受５７をスラスト軸受９４に換装した第３構成例の摩擦ローラ式減速機について説明する。
本構成の摩擦ローラ式減速機は、アンギュラ玉軸受５７をスラスト軸受９４に換装した以外は、第２構成例の摩擦ローラ式減速機と同様の構成である。そのため、同一の部分や部材には、同一の符号を付することで、その説明を省略、又は簡略化する。

図７は第３構成例の摩擦ローラ式減速機のローディングカム機構の要部拡大図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機は、回転支持部がスラスト軸受９４である。スラスト軸受９４は、スラストニードル軸受が好適に用いられる。

この摩擦ローラ式減速機では、回転支持部がスラスト軸受９４となる。そして、スラスト軸受９４（スラストニードル軸受）の場合、転動体（ニードル９８）に作用する遠心力が軸方向力に変換されることがない。そのため、摩擦ローラ式減速機は、ローディングカム機構にスラストニードル軸受を用いることにより、特に、高速回転時において、必要とされる押し付け力よりも過剰な荷重が作用することを防止できる。

（第４構成例）
次に、強制的に潤滑油を供給する第４構成例の摩擦ローラ式減速機について説明する。
図８は第４構成例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングカム機構の要部拡大図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機は、キャリア４２に、アンギュラ玉軸受５７へ強制的に潤滑油を供給する油穴９６を追加した以外は、第１構成例の摩擦ローラ式減速機１００と同様の構成である。そのため、同一の部分や部材には、同一の符号を付することで、その説明を省略、又は簡略化する。

摩擦ローラ式減速機は、中間ローラ１７が中間ローラホルダ４１（図１参照）に支持され、中間ローラホルダ４１がキャリア４２に支持される。すなわち、本構成例において、内径側部材は、キャリア４２となる。油路は、キャリア４２に形成される複数の油穴９６の少なくとも１つとなる。この油穴９６は、アンギュラ玉軸受５７の内輪５７ｂに向けて潤滑油を供給する。供給された潤滑油は、ローディングディスク５５の切り欠き９１、アンギュラ玉軸受５７を通過して、リングローラ１５から外側に排出される（図８中矢印ａ参照）。

上記した第１構成例〜第３構成例は、トラクション面等に供給した油の飛沫を利用して、軸受を潤滑しているが、本構成例のように強制的に潤滑油を供給するとフレッチング等をより効果的に防止できる。なお、キャリア４２には、ローディングカムボール（玉７９）や、トラクション面に向けて潤滑するためのその他の油穴９６も形成される。

キャリア４２には、図８に断面で示すキャリア柱部が、他に２ヶ所、合計３ヶ所、１２０°等配で形成される。油穴９６は、３つのキャリア柱部の全てで、同図に示すように２ヶ所のトラクション面とアンギュラ玉軸受潤滑用の油路として形成される必要はない。油穴９６は、例えば、ある１つのキャリア柱部において２ヶ所のトラクション面とローディングカムボールに向けて開口され、他の２つのキャリア柱部において２ヶ所のトラクション面とアンギュラ玉軸受５７に向けて開口されていてもよい。

本構成の摩擦ローラ式減速機では、キャリア４２に形成される油穴９６の少なくとも一つをアンギュラ玉軸受５７用の油穴９６として利用することで、回転支持部であるアンギュラ玉軸受５７へ潤滑油を強制的に供給できるようになる。これにより、フレッチング等をより効果的に防止することができる。

なお、本構成例は第１構成例のキャリア油路の改良を説明したが、これは第２構成例及び第３構成例にも適用可能となる。

上記各構成の摩擦ローラ式減速機は、例えば、電気自動車、ハイブリッド自動車、或いは電動四輪駆動車などに用いられる電動車両の駆動装置に好適に使用できる。

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、第３構成例のスラスト軸受（スラストニードル軸受）をスラスト玉軸受に換装してもよい。また、ローディングカム機構を構成する玉は、ころに置き換えてもよい。また、アンギュラ玉軸受は、軸方向力を伝達でき、且つ相対回転を許容できる形式の軸受であれば形式は限定されない。換言すれば、ラジアル円筒ころ軸受や、ラジアルニードル軸受等のラジアル方向の荷重しか受けられないものは不適である。また、サンローラ素子にアンギュラ玉軸受の外輪軌道面を一体に形成してもよい。更に、止め輪は、コッタ等軸方向力を伝達可能なその他の手段を用いることもできる。

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、出力軸に接続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との間で、前記入力軸と平行な自転軸を中心に支持され、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、伝達トルクの大きさに比例して押し付け力を付与するローディングカム機構と、を備え、前記入力軸の回転を前記ローディングカム機構を介して出力軸に伝達する摩擦ローラ式減速機であって、
前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のリングローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記リングローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記リングローラ素子のうち、いずれか一方のリングローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクは、前記一方のリングローラ素子から伝達される前記入力軸周りの回転動を前記一方のリングローラ素子の軸方向移動に変換して前記押し付け力を付与するものであり、
一対の前記リングローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するリングローラ連結部と、
前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
を備え、
前記回転支持部の内径側を覆って配置される内径側部材の少なくとも一部に、径方向に貫通して前記回転支持部へ潤滑油を供給する油路を設けたことを特徴と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、一対のリングローラ素子１２１，１２３同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持する係合爪部８１，８３（連結部）と、ローディングディスク５５を、出力軸１９に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持するアンギュラ玉軸受５７（回転支持部）とを備える。これにより、ローディングカム機構２０にトルクが伝達されても、アンギュラ玉軸受５７によりローディングディスク５５がリングローラ素子１２３に対して相対回転可能となる。また、ローディングカム機構２０による軸方向移動は、アンギュラ玉軸受５７がローディングディスク５５の軸方向移動を不能にするため、リングローラ素子１２３に作用する。リングローラ素子１２１とリングローラ素子１２３とは、係合爪部８１，８３により連結され、軸方向移動が可能に且つ相対回転が不能となっているため、リングローラ素子１２１とリングローラ素子１２３とが同位相で回転し続けることができる。これにより、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止でき、摩擦ローラ式減速機１００の伝達効率を向上させることができる。
これに加え、この摩擦ローラ式減速機１００によれば、回転支持部（アンギュラ玉軸受５７）へ潤滑油が引き込まれやすくなる。すなわち、摩擦ローラ式減速機１００によれば、回転支持部に近接する内径側部材（ローディングディスク５５、キャリア４２）に、回転支持部へ油を供給可能とする油路（切り欠き孔９１、切り欠き９３、油穴９６）を設けたので、回転支持部へ潤滑油が引き込まれやすくなる。その結果、回転支持部は、潤滑不良による損傷（フレッチング）等の発生を抑制できる。

（２） （１）の摩擦ローラ式減速機であって、前記内径側部材が前記ローディングディスクであり、前記ローディングディスクは、前記出力軸を中心に環状に形成され前記出力軸に向かって延出して前記回転支持部の内周面に接する環状部を有し、前記油路が前記環状部に形成される切欠であることを特徴と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、回転支持部（アンギュラ玉軸受５７）に近接配置される内径側部材（ローディングディスク５５）に、回転支持部へ油を供給可能とする油路（切欠９１）が設けられる。ローディングディスク内径及び出力軸１９の側壁面に付着した潤滑油は、出力軸１９及びローディングディスク５５の回転に伴う遠心力で、ローディングディスク５５の切欠９１、アンギュラ玉軸受５７を通過して、リングローラ１５から外側に排出される。その結果、アンギュラ玉軸受５７は、軌道輪と転動体間に潤滑油が引き込まれやすくなり、潤滑不良による損傷（フレッチング）等の発生を抑制できる。

（３） （２）の摩擦ローラ式減速機であって、前記環状部が３つ以上の凸部を円周方向に等間隔で残して切り欠かれ、前記油路が円周方向で隣接する前記凸部同士の間の切欠であることを特徴と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、ローディングディスク５５の環状部５６が、３つ以上の凸部７０を残して切り欠かれる。ローディングディスク５５は、全周にわたって環状部５６が切り欠かれると、出力軸１９とローディングディスク５５の案内面(いんろう部)が失われる。そこで、ローディングディスク５５は、環状部５６に３つ以上の凸部７０を残すことで、出力軸１９とローディングディスク５５の案内面を確保しつつ、大きな油路（切り欠き９３）を設けることができる。

（４） （３）の摩擦ローラ式減速機であって、前記回転支持部がスラスト軸受であることを特徴と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、回転支持部がスラスト軸受９４となる。回転支持部がアンギュラ玉軸受５７の場合、転動体とリングの間には接触角があるため、リングローラ１５の回転に応じて転動体９５に作用する遠心力によって、軸方向力が発生する。スラストニードル軸受の場合は転動体（ニードル９８）に作用する遠心力が軸方向力に変換されることがない。そのため、特に、高速回転時において、過剰な荷重が作用することを防止することができる。

（５） （１）の摩擦ローラ式減速機であって、前記中間ローラが中間ローラホルダに支持され、前記中間ローラホルダがキャリアに支持され、前記内径側部材部材が前記キャリアであり、前記油路が前記キャリアに形成される複数の油穴の少なくとも１つであることを特徴と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、キャリア４２に形成される油穴９６の少なくとも一つを回転支持部用の油穴９６として利用することで、回転支持部（アンギュラ玉軸受５７）へ潤滑油を強制的に供給できるようになる。これにより、フレッチング等をより効果的に防止することができる。

１１ 入力軸
１３ サンローラ
１５ リングローラ
１７ 中間ローラ
１９ 出力軸
２０ ローディングカム機構
２５，２７ 対向側端面
３５，３７ 外側端面
４５ 連結部材
５５ ローディングディスク（内径側部材）
５７ アンギュラ玉軸受（回転支持部）
７５，７７ カム面
８１ 係合爪部（リングローラ連結部）
８３ 係合爪部（リングローラ連結部）
９１ 切り欠き孔（油路）
９３ 切り欠き（油路）
９６ 油穴（油路）
１００ 摩擦ローラ式減速機
１２１，１２３ リングローラ素子
Ａｘ２ 自転軸

Claims (1)

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、出力軸に接続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との間で、前記入力軸と平行な自転軸を中心に支持され、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、伝達トルクの大きさに比例して押し付け力を付与するローディングカム機構と、を備え、前記入力軸の回転を前記ローディングカム機構を介して出力軸に伝達する摩擦ローラ式減速機であって、
   前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のリングローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記リングローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
   前記ローディングカム機構は、一対の前記リングローラ素子のうち、いずれか一方のリングローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクは、前記一方のリングローラ素子から伝達される前記入力軸周りの回転動を前記一方のリングローラ素子の軸方向移動に変換して前記押し付け力を付与するものであり、
   一対の前記リングローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するリングローラ連結部と、
   前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
   を備え、
   前記回転支持部の内径側を覆って配置される内径側部材の少なくとも一部に、径方向に貫通して前記回転支持部へ潤滑油を供給する油路を設けたことを特徴とする摩擦ローラ式減速機。

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