JP6702310B2

JP6702310B2 - 摩擦ローラ式減速機

Info

Publication number: JP6702310B2
Application number: JP2017509388A
Authority: JP
Inventors: 弘志河原; 吉岡　宏泰; 宏泰吉岡; 竹原　徹; 徹竹原; 下村　祐二; 祐二下村
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2015-03-30
Filing date: 2016-02-24
Publication date: 2020-06-03
Anticipated expiration: 2036-02-24
Also published as: EP3889465B1; US20180347675A1; EP3279509A4; EP3279509A1; JPWO2016158106A1; EP3279509B1; WO2016158106A1; EP3889465A1; US10359102B2

Description

本発明は、摩擦ローラ式減速機に関する。

近年普及し始めている電気自動車の利便性を向上させるべく、充電１回当りの走行可能距離を長くする為に、電動モータの効率向上が強く要望されている。電動モータの効率向上には、高速回転する小型の電動モータを使用し、モータ出力軸の回転を減速してから車両の駆動輪に伝達することが望ましい。この場合、モータ出力軸に接続される減速機は、運転速度が非常に速くなり、振動や騒音を発しやすくなる。そこで、運転時の振動や騒音を抑える為に、摩擦ローラ式減速機を使用することが考えられている。従来の摩擦ローラ式減速機としては、例えば特許文献１、２に記載されたものが知られている。

特許文献１に記載された摩擦ローラ式減速機５００は、図２６に示すように、入力軸に接続されたサンローラ５１１と、一端に保持筒５１３を有する出力軸５１２と、１対のリングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂからなるリングローラ５１５と、リングローラ５１５の内周面とサンローラ５１１の外周面との間の環状空間内に配置された複数個の中間ローラ５１６と、リングローラ素子５１４Ａの側面に配置された面圧付与装置５１７と、備える。

サンローラ５１１の外周面は、軸方向に関して外径が変化しない円筒面である。リングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂの内周面は、リングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂの互いに対向する面である先端面側ほど内径が大きくなる方向に傾斜した、部分円錐面である。また、中間ローラ５１６の外周面は、軸方向中間部が軸方向に関して外径が変化しない円筒面であり、軸方向両端部が、中間ローラ５１６の軸方向両端面に向かうほど外径が小さくなる方向に傾斜した、部分円錐面となっている。そして、サンローラ５１１の回転を、各中間ローラ５１６を介してリングローラ５１５に伝達し、このリングローラ５１５の回転を、保持筒５１３を介して出力軸５１２から取り出すようにしている。

上記構成では、面圧付与装置５１７をリングローラ５１５側に設けている。これにより、サンローラ５１１側に設けた構成と比較して、入力軸の回転中心から、リングローラ５１５の内周面、及び各中間ローラ５１６の外周面の各転がり接触部までの回転半径が長くしている。よって、転がり接触部における接触領域（接触楕円）の軸方向両端の半径距離差を、半径距離に対して小さくでき、接触楕円内で発生する周速差を小さく抑えることができる。

特許文献２に記載された摩擦ローラ式減速機は、サンローラと、サンローラと同心に配置されるリングローラと、サンローラの外周面とリングローラとの内周面との間で、回転自在に支持される複数の中間ローラと、を備える。サンローラは、一対のサンローラ素子からなり、ローディングカム機構により、伝達トルクに応じて一方のサンローラ素子を他方のサンローラ素子に対して軸方向へ接近又は離反させ、サンローラ素子、中間ローラ、リングローラの各面圧を変更している。

日本国特開２０１４−４０８８５号公報日本国特開２０１３−１０４５４５号公報

しかしながら、上記特許文献１の構成では、中間ローラ５１６の軸方向両端部の外周面（部分円錐面）の傾斜角度は、リングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂの内周面（部分円錐面）の傾斜角度と等しくする必要がある。そのため、双方の傾斜角度を複合的に調整しなければならず、加工コストが嵩む問題がある。

また、中間ローラ５１６の軸方向両端部の外周面とリングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂの内周面との滑りを低減するためには、中間ローラ５１６の外周面を円弧形状とすることが考えられる。こうすることで、中間ローラ１１６とリングローラ素子５１４Ａ，５１４Ｂとの転がり接触部を、接触面積が小さい点接触状態にできる。しかし、中間ローラ５１６の外周面を円弧形状とすると、円筒面であるサンローラ５１１の外周面との接触部が点接触となり、接触面圧が高くなる。更に、中間ローラ５１６は、リングローラ５１５と２箇所で接触するのに対して、サンローラ５１１とは１箇所で接触するので、接触面圧が増大する傾向にある。そのため、サンローラ５１１と中間ローラ５１６との接触面圧の増大は、高速回転するサンローラ５１１の耐久寿命に影響を及ぼしかねない。

特許文献２の構成においては、一対のローディングカム機構を設けて一対のサンローラ素子を相互に接近又は離反させるため、中間ローラの軸方向に関する中心位置が一定に保たれる。しかし、減速機の部品点数削減、小型化、組立性の向上の観点から、ローディングカム機構を片側にのみ設けた構成も採用される。その場合、一対のサンローラ素子は、一方が固定側、他方が可動側となり、可動サンローラ素子のみが軸方向に移動する。可動サンローラ素子のみ軸方向に移動すると、各サンローラ素子と転がり接触する中間ローラには、軸方向力が作用する。しかし、一般に中間ローラは、軸方向移動を想定せず軸支される構造であるため、発生した軸方向力によって、中間ローラのトラクション部に余分な摩擦力が生じる。この摩擦力がトラクション部に摩耗を引き起こす原因となる。このことは、サンローラに限らず、リングローラが軸方向に分割された一対のリングローラ素子を有する構成の場合でも同様である。

上記摩耗を回避する手段としては、遊星歯車減速機等においては、歯車（ローラ）の内径側にニードル軸受を配置し、回転可能、且つ軸方向移動可能に支持するのが一般的である。

ところが、摩擦ローラ式の場合、ローラに負荷される法線力により、ローラが径方向に弾性変形するという特有の問題を有している。つまり、上記構成の場合、伝達トルクの増加に伴って中間ローラに負荷される法線力が増加した際に、ニードル軸受の内部すきまが小さくなる。すると、ニードル軸受の初期すきまの設定によっては、内部すきまが負すきまになることがある。ニードル軸受が負すきまになると、トラクション面の接触面圧が設計値より大きくなり、軸受の耐久寿命が短くなる。
また、ニードル軸受は、回転軸と内外輪の軌道面との間に相対的な傾き（スキュー）が発生する。このスキューは、軸受内部に滑りによる軸方向荷重を生じさせる。一般的に、スキューにより生じる軸方向荷重は、転動体荷重の総和と相関を有する。つまり、中間ローラの内径部にニードル軸受を配置した構成では、軸受内部すきまが負になりやすく、スキューによる軸方向荷重が大きくなる。スキューによる軸力がローラに生じると、トラクション面の面圧が高くなり、減速機の寿命に影響を及ぼすことになる。

本発明は、前述した課題に鑑みてなされたものであり、その第１の目的は、加工コストの増加やサンローラの耐久性低下を招くことなく、中間ローラとリングローラとの間の滑り損失を低減させてトルク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。
また、第２の目的は、伝達トルクが増大した場合でも、中間ローラの弾性変形の影響を受けることなく、ローディングによるローラの変位を円滑にし、摩擦や摩耗の発生を抑制できる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。
（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として回転自在に支持され、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、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、各ローラの転がり接触面の接触面圧を変更するローディングカム機構と、を備え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ローラ素子からなり、
前記一対のローラ素子の少なくとも一方は、前記軸方向に移動自在な可動ローラ素子であり、
前記ローディングカム機構は、前記可動ローラ素子の前記軸方向の外側端面側にのみ配置され、前記入力軸の回転トルクに応じて、前記可動ローラ素子を他方の前記ローラ素子に向けて変位させるものであり、
前記サンローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であり、
前記中間ローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる凸曲面であり、
前記中間ローラの外周面は、前記リングローラの内周面と２箇所で接触すると共に、前記サンローラの外周面と１箇所で接触し、前記１箇所は、前記凹曲面と前記凸曲面とによる接触楕円での接触である摩擦ローラ式減速機。
（２）前記ローディングカム機構は、該可動ローラ素子の外側端面の円周方向に沿った複数箇所に設けられた第１カム溝と、前記可動ローラ素子の外側端面に対面配置され前記第１カム溝に対応する複数箇所に第２カム溝が設けられたカムリングと、前記第１カム溝と前記第２カム溝との間にそれぞれ挟持される複数の転動体と、を有し、前記第１カム溝と前記第２カム溝は、それぞれ前記軸方向の深さが円周方向に沿って漸次変化して、カム溝の円周方向端部に向かうに従って浅くなる形状にされている（１）の摩擦ローラ式減速機。
（３）前記中間ローラと、前記サンローラと、前記リングローラのうち、
いずれか一つのローラは、軸回転可能で且つ軸方向変位不能に支持され、
前記いずれか一つのローラ以外のローラは、軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持される（１）又は（２）の摩擦ローラ式減速機。
（４）複数の前記中間ローラのそれぞれに設けられ、前記自転軸を支持するホルダを備え、
前記中間ローラは、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トラクション面を外周面に有するローラ本体の両端部に、前記自転軸が延設され、
前記ホルダは、ホルダ内面と前記ローラ本体の端面との間に、前記中間ローラが前記軸方向に移動可能な隙間を有し、前記自転軸をニードル軸受を介して回転自在、且つ前記軸方向へ移動自在に支持する（３）の摩擦ローラ式減速機。

本発明の摩擦ローラ式減速機によれば、リングローラ側に配置されたローディングカム機構を備え、サンローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であり、中間ローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる凸曲面であるので、加工コストを増加させることなく、中間ローラとリングローラとの転がり接触部における接触領域の軸方向両端と中央部の周速の差を小さくできる。これにより、摩擦損失を低減させ、トルク伝達効率を向上させることができる。また、中間ローラの外周面とサンローラの外周面との転がり接触部における接触面圧を低減させてサンローラの耐久性を向上させることができる。
また、本発明によれば、中間ローラの両端部に延設された自転軸がニードル軸受を介してホルダに支持されるため、中間ローラを回転自在、且つ軸方向に移動自在に支持できる。この構成により、伝達トルクに応じて中間ローラに法線力が負荷されても、ニードル軸受の内部すきまは変化しないため、軸受の耐久寿命を向上できる。また、中間ローラの支持スパンが広がり、スキューが生じ難くなる。

第１構成例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断面図である。ローディングカム機構のカム面を示すカムリングの平面図である。図３のIV−IV断面図であって、ローディングカム機構が推力を発生していない状態（Ａ）と、推力を発生している状態（Ｂ）とをそれぞれ示す断面図である。無負荷状態において、サンローラの外周面の円弧状凹曲面中心に対して中間ローラの外周面の円弧状凸曲面中心がオフセットされた状態を示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。負荷状態において、サンローラの外周面の円弧状凹曲面中心と、中間ローラの外周面の円弧状凸曲面中心とが一致した状態を示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。電気自動車用駆動装置に摩擦ローラ式減速機を組み込むことによる効果を示す説明図で、（Ａ）は変速機付き場合の走行速度に対する駆動トルクの変化を示すグラフ、（Ｂ）は変速機なしの場合の走行速度に対する駆動トルクの変化を示すグラフである。伝達トルクと中間ローラの軸方向移動量との関係を示すグラフである。サンローラの円弧状凹曲面における頂点から離れた点と、その点での傾斜角を示す拡大説明図である。一対のローラを模式的に示す説明図である。（Ａ）は図１０（Ａ）の上方から見た平面図、（Ｂ）はローラＲ２の転走面を模式的に展開して示す説明図である。トラクション係数μとトラクション面の滑り率との相関を示すグラフである。リングローラ側をテーパ面、サンローラ側を接触角を有さないトラクション面とした場合に、中間ローラとサンローラにスキューが生じた様子を示す説明図である。リングローラ側をテーパ面、サンローラ側を接触角を有さないトラクション面とした場合に、中間ローラとリングローラにスキューが生じた様子を示す説明図である。サンローラ及びリングローラの双方のトラクション面をテーパ面とした場合に、中間ローラとサンローラにスキューが生じた様子を示す説明図である。摩擦ローラ式減速機の出力軸支持構造を示す正面図である。摩擦ローラ式減速機の出力軸支持構造の他の例を示す分解斜視図である。第２構成例の摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。中間ローラを支持する揺動ホルダの一部断面斜視図である。キャリアの分解斜視図である。中間ローラを支持する揺動ホルダの一部断面斜視図である。揺動ホルダが支持されたキャリアの一部断面斜視図である。揺動ホルダを揺動軸の中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図である。アーム部単体の斜視図である。図２４に示すIIXV−IIXV線断面斜視図である。従来の摩擦ローラ式減速機の要部断面図である。

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。
［第１構成例］
まず、発明の実施形態を説明する摩擦ローラ式減速機の第１構成例を説明する。
＜摩擦ローラ式減速機の構成＞
図１は第１構成例の摩擦ローラ式減速機の一部断面斜視図、図２は摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。図１及び図２に示すように、摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１と同心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、リングローラ１７と出力軸１３とを連結する連結部２１と、ローディングカム機構２３と、を備える。

サンローラ１５は、入力軸１１の一端に、入力軸１１と同心に一体形成された中実構造のローラである。サンローラ１５の外周面１５ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面に形成されている。

リングローラ１７は、軸方向に並設された一対のリングローラ素子であって、固定リングローラ素子２７と、軸方向に移動自在な可動リングローラ素子２９とを有する。これら各リングローラ素子２７，２９は、カップ状の連結部２１の内側に収容された状態でサンローラ１５の外周側にサンローラ１５と同心に配置される。

固定リングローラ素子２７及び可動リングローラ素子２９は、内周面２７ａ，２９ａが、環状の傾斜面となっている。これら傾斜面は、各リングローラ素子２７，２９同士の互いに対向する対向側端面３３，３５から軸方向反対側の外側端面１３７，１３９に向かうに従って、中間ローラ１９の自転軸中心までの距離が短くなる傾斜面である。つまり、外側端面１３７，１３９に向かうに従って内径が小さくなる傾斜面である。これらの傾斜面は、中間ローラ１９が転動する転がり接触面となる。内周面２７ａ，２９ａは、上記傾斜面に限らず、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であってもよい。

複数の中間ローラ１９は、それぞれニードル軸受２２を介して支持軸（自転軸）３１に回動自在、且つ軸方向に変位可能に支持され、サンローラ１５の外周面１５ａとリングローラ１７の内周面１７ａとの間に配置される。支持軸３１の両端は、揺動ホルダ３２に支持される。また、揺動ホルダ３２は、中間ローラ１９を入力軸１１の径方向に移動（揺動）可能にキャリア３３に支持される。キャリア３３は、図示しないモータ本体に締結部材によって固定される。

各中間ローラ１９の外周面１９ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる凸曲面であり、それぞれサンローラ１５の外周面１５ａとリングローラ１７の内周面１７ａに転がり接触する。

連結部２１は、略円板状に形成され中心部が出力軸１３に連結される基端部３７と、基端部３７の外周縁から軸方向に延設されて内径側にリングローラ１７が保持される円筒状のローラ保持部３９と、を有する。

ローラ保持部３９の内部には、基端部３７側から、波板状の予圧スプリング６７、カムリング４９、転動体である玉５１、可動リングローラ素子２９、固定リングローラ素子２７、止め輪４７がこの順で挿入され、これら各部材がローラ保持部３９に組み付けられる。

ローラ保持部３９の内周部には、複数の凹溝４３が軸方向に沿って形成される。また、ローラ保持部３９の基端部３７とは反対側の端部の内周部には、円周方向にリング溝４５（図１参照）が形成される。

凹溝４３は、固定リングローラ素子２７の外周部の複数箇所に形成された、径方向外側に突出する複数の突起２８を収容する。固定リングローラ素子２７の突起２８は、ローラ保持部３９の凹溝４３に回転方向のがたつきがない状態で係合し、ローラ保持部３９とリングローラ１７との回転トルクの伝達を可能にする。

リング溝４５は、止め輪４７が嵌入される。止め輪４７は、固定リングローラ素子２７の軸方向位置を規制し、固定リングローラ素子２７をローラ保持部３９に固定する。

連結部２１の基端部３７は、例えば、旋盤加工等の切削加工により形成され、ローラ保持部３９は、プレス成形等の塑性加工により形成される。これら基端部３７とローラ保持部３９とを単体で形成した後、双方を接合することで、低コストで高精度に軸芯を一致させる構成にできる。また、基端部３７とローラ保持部３９は、ビーム溶接で接合処理される。これにより、狭幅のビードで、しかも短時間で加熱接合でき、熱歪を最小限に抑えて芯ずれの発生が抑制可能となる。

カムリング４９は、その外周部から径方向外側に突出する複数の突起６１を有する。カムリング４９の突起６１は、固定リングローラ素子２７の突起２８と同様に、それぞれローラ保持部３９の凹溝４３に係合する。

カムリング４９は、出力軸側の外側端面に、外径側の一部を環状に切欠いた切欠き部６３が形成され、この切欠き部６３に予圧スプリング６７が装着される。

上記サンローラ１５は、高速回転するために、微小な重心のずれがあると異常振動の振動源となる虞がある。しかし、本構成のサンローラ１５は、入力軸１１と一体形成されるので、容易にバランス修正が可能であり、振動の発生を低減できる。また、サンローラ１５は、剛性が高く、高い共振周波数を有するので、共振による異常振動の発生が低減する。更に、サンローラ１５を中実構造とすることで、後述する荷重が負荷された際のサンローラ１５の弾性変形量が小さくなる。これにより、中間ローラ１９とリングローラ１７の軸方向変位量が小さくなり、転がり接触面の接触状態を設計通りの良好な状態に維持できる。

＜ローディングカム機構＞
次に、ローディングカム機構について説明する。
図１に示す可動リングローラ素子２９と、カムリング４９と、転動体である玉５１は、ローディングカム機構２３を構成する。このローディングカム機構２３は、サンローラ１５、リングローラ１７、及び中間ローラ１９の各転がり接触面の接触面圧を変更する。

可動リングローラ素子２９の外側端面には、図３及び図４に示すように、円周方向に沿って複数（図示例では３箇所）の第１カム溝５３が形成される。カムリング４９は、第１カム溝５３に対面配置され、第１カム溝５３に対応する円周方向位置に、複数（図示例では３箇所）の第２カム溝５５が形成される。これら第１カム溝５３と第２カム溝５５との間には、それぞれ玉５１が挟持される。

第１カム溝５３及び第２カム溝５５は、軸方向の溝深さが、円周方向に関して中央部で最も深く、円周方向に沿って漸次変化して、カム溝５３，５５の円周方向端部に向かうに従って浅くなる形状にされる。

入力軸１１が停止している状態では、図４（Ａ）に示すように、各玉５１は各カム溝の最も深くなった部分に位置する。この状態では、カムリング４９は、予圧スプリング６７の弾性力により、可動リングローラ素子２９側に向けて押圧されている。

入力軸１１が回転駆動されると、図４（Ｂ）に示すように、各玉５１が各カム溝５３，５５の浅くなった部分に移動する。これにより、可動リングローラ素子２９を固定リングローラ素子２７に向けて押圧する軸方向推力が発生する。ローディングカム機構２３が発生する軸方向推力は、固定リングローラ素子２７と可動リングローラ素子２９との間隔を縮める。すると、リングローラ１７の内周面１７ａと、各中間ローラ１９の外周面１９ａとの転がり接触部における接触面圧が上昇する。これと共に、各中間ローラ１９の外周面１９ａとサンローラ１５の外周面１５ａとの転がり接触部の接触面圧も上昇する。その結果、入力軸１１と出力軸１３との間に存在する複数の転がり接触部の接触面圧が上昇する。この接触面圧は、入力軸１１と出力軸１３との間で伝達するトルクが大きくなるほど上昇する。

また、ローディングカム機構２３が発生する軸方向推力は、リングローラ１７等のトラクション部品に弾性変形や各接触点の弾性変形を生じさせる。また、中間ローラ１９は、可動リングローラ素子２９の軸方向変位に伴って、固定リングローラ素子２７側に軸方向変位する。

＜各部材の軸心を一致させる構造＞
図２に示すように、連結部２１の基端部３７における入力軸１１側の内側面には、出力軸１３と平行な内周面を有する円環状の第１段付部４１が形成される。

また、カムリング４９の外側端面には、リング中心と同心に形成され、連結部２１の基端部３７の第１段付部４１と軸方向に沿って係合する外周面を有する第２段付部６５が、軸方向に突出して形成される。

カムリング４９と連結部２１とは、第１段付部４１と第２段付部６５とが嵌合することによって高精度に軸心が一致する。これにより、可動リングローラ素子２９もカムリング４９を介して軸心位置が正確に位置決めされる。また、固定リングローラ素子２７は、中間ローラ１９によって径方向に位置決めされる。中間ローラ１９は、入力軸１１と同心のサンローラ１５によって径方向に位置決めされ、入力軸１１と出力軸１３とは同心に配置される。これにより、サンローラ１５、中間ローラ１９、リングローラ１７、及びカムリング４９は、各軸心が正確に一致した状態となっている。

また、切欠き部６３によって連結部２１の基端部３７の内側面６９との間に形成された環状空間７１には、予圧スプリング６７が配置される。カムリング４９は、この予圧スプリング６７によって、基端部３７とは軸方向反対側に付勢された状態で、第２段付部６５が基端部３７の第１段付部４１に嵌合する。この嵌合長は、予圧スプリング６７の弾性変形代より長くされている。これにより、カムリング４９を基端部３７に組み付ける際に、予圧スプリング６７がカムリング４９と基端部３７との間から外れず、減速機の組立性が向上する。

＜中間ローラの軸方向位置のオフセット＞
次に、中間ローラ１９の軸方向位置のオフセットについて説明する。
図５に無負荷状態で中間ローラ１９がオフセットされた状態を示す。無負荷状態では、中間ローラ１９の外周面の円弧状凸曲面の中心は、サンローラ１５の外周面の円弧状凹曲面の中心に対して軸方向に所定量オフセットされる。

入力軸１１が停止され、予圧スプリング６７の弾性力のみによりカムリング４９が押圧されている無負荷状態（図４（Ａ）の状態）においては、中間ローラ１９の外周面１９ａである円弧状凸曲面の中心Ｃ２は、サンローラ１５の外周面１５ａである円弧状凹曲面の中心Ｃ１に対して、カムリング４９側に軸方向に沿った所定量Ｌだけオフセットされている。また、中間ローラ１９と転がり接触するリングローラ１７の中心も同様に、所定量Ｌだけオフセットされている。なお、このオフセット量Ｌについての詳細は後述する。

ここで、入力軸１１が回転駆動されると（図４（Ｂ）の状態）、リングローラ１７等のトラクション部品の弾性変形や各接触点の弾性変形により、中間ローラ１９も可動リングローラ素子２９の移動に伴って、固定リングローラ素子２７側に軸方向変位する。これにより、中間ローラ１９の外周面１９ａの中心Ｃ２が、サンローラ１５の外周面１５ａの中心Ｃ１に接近する。この結果、オフセット量Ｌが小さくなり、中間ローラ１９の円弧状凸曲面と、サンローラ１５の円弧状凹曲面との曲面同士が一致する方向に変位する。なお、中間ローラ１９の軸方向変位量は、可動リングローラ素子２９の軸方向変位量の略１／２である。

また、カムリング４９には押圧力の反力が作用するので、カムリング４９は予圧スプリング６７を押し潰しながら押圧方向とは逆方向に移動して、第２段付部６５の外側面７３が、基端部３７の内側面６９に当接して、カムリング４９の軸方向位置が規制される。

ローディングカム機構２３が軸方向の推力を発生すると、固定リングローラ素子２７と可動リングローラ素子２９との間隔が縮まる。すると、固定リングローラ素子２７と可動リングローラ素子２９により構成されるリングローラ１７の内周面１７ａと、各中間ローラ１９の外周面１９ａとの転がり接触部における接触面圧が上昇する。この接触面圧の上昇に伴って、各中間ローラ１９の外周面１９ａとサンローラ１５の外周面１５ａとの転がり接触部の接触面圧も上昇する。その結果、入力軸１１と出力軸１３との間に存在する複数の転がり接触部の接触面圧が、入力軸１１と出力軸１３との間で伝達するトルクが大きくなるほど上昇する。

入力軸１１が回転駆動された状態では、入力軸１１の回転が、サンローラ１５から各中間ローラ１９に伝達される。そして、各中間ローラ１９が支持軸３１を中心として自転する。各中間ローラ１９の自転によってリングローラ１７が回転し、固定リングローラ素子２７の突起２８がローラ保持部３９の凹溝４３に係合することで、ローラ保持部３９と接続される出力軸１３が回転する。

このときの各転がり接触部の接触面圧は、入力軸１１と出力軸１３との間で伝達するトルクの大きさに応じた適正な面圧となる。よって、各転がり接触部で過大な滑りの発生や、各転がり接触部の接触面圧が過大になることに伴う転がり抵抗の増大が防止される。

また、入力軸１１と出力軸１３との間にトルクが伝達されている間、固定リングローラ素子２７は、止め輪４７に当接して軸方向位置が規制される。また、カムリング４９は、第２段付部６５の外側面７３と基端部３７の内側面６９とが当接することで軸方向位置が規制される。つまり、突起２８を有する固定リングローラ素子２７、及び突起６１を有するカムリング４９は、凹溝４３と係合して回転動力が伝達され、軸方向には実質的に変位しない。そのため、係合部で磨耗が生じることを防止できる。

ここで、上記オフセット量Ｌについて説明する。図７（Ａ），（Ｂ）は電気自動車用駆動装置に摩擦ローラ式減速機を組み込むことによる効果を示す説明図であり、図８は中間ローラの軸方向移動量と伝達トルクとの関係を示すグラフである。

例えば、電気自動車の駆動源である電動モータの出力軸と、駆動輪に繋がるデファレンシャルギヤの入力部との間部分に、減速比の大きな動力伝達装置を設けた場合、電気自動車の駆動トルクＴと走行速度Ｖとの関係は、図７（Ａ）の実線Ｐａの左半部と一点鎖線Ｐｂとを連続させた特性になる。即ち、低速時の加速性能は優れているが、高速走行には不向きとなる。

これに対して、減速比の小さな動力伝達装置を設けた場合、駆動トルクＴと走行速度Ｖとの関係は、図７（Ａ）の二点鎖線Ｐｃと実線Ｐａの右半部とを連続させた特性になる。即ち、高速走行は可能になるが、低速時の加速性能が損なわれる。また、出力軸と入力部との間に変速機を設け、車速に応じてこの変速機の減速比を変えれば、実線Ｐａの左半部と右半部とを連続させた特性が得られる。この特性は、図７（Ａ）に破線Ｐｄで示される同程度の出力を有するガソリンエンジン車の特性と略同等になる。

ところで、実際の車両走行においては、車両発進状態では低速、高トルク領域が使用されるものの、全般的に使用頻度が高い通常走行状態は、図７（Ａ）に領域Ｗで示す中速から高速、低トルク領域が頻繁に使用される。この使用頻度が高い領域における平均的な駆動トルクをＴａとする。

一方、本発明の摩擦ローラ式減速機１００の出力軸１３に出力される駆動トルクＴと、中間ローラ１９の軸方向移動量Ｓとは、図８に模式的に示すように、概ね比例関係にあることが知られている。

したがって、通常走行での使用頻度が高い領域の平均的なトルクＴａを出力する中間ローラ１９の軸方向移動量Ｓを、中間ローラ１９の外周面１９ａの中心Ｃ２と、サンローラ１５の外周面１５ａの中心Ｃ１とのオフセット量Ｌに設定しておけば、摩擦ローラ式減速機１００の作動時間のうちの多くの時間が、オフセット量ゼロの状態、換言すれば、図６に示すように、サンローラ１５の円弧状凹曲面の中心Ｃ１と、中間ローラ１９の円弧状凸曲面の中心Ｃ２とが一致した状態となる。

これにより、摩擦ローラ式減速機１００の作動時間のうちの多くの時間を、サンローラ１５と中間ローラ１９との転がり接触部の接触を良好な状態に維持でき、減速機の耐久性が向上する。また、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触点になる接触楕円が、軸受の軸方向に対して傾かない状態が維持されるので、トルクの伝達効率が向上する。

図７（Ｂ）に示すように、出力軸と入力部との間に変速機を設けず、ガソリンエンジン車の特性と略同等に改良された動力伝達装置を用いる場合も同様である。即ち、実線Ｐａで示す特性のうち、使用頻度が高い領域Ｗにおける平均的な駆動トルクをＴａとする。このトルクＴａを出力する中間ローラ１９の軸方向移動量Ｓを、中間ローラ１９の外周面１９ａの中心Ｃ２と、サンローラ１５の外周面１５ａの中心Ｃ１とのオフセット量Ｌに設定する。これにより、上記同様の理由で転がり接触部の接触を良好な状態に維持でき、トルクの伝達効率を向上できる。

＜摩擦ローラ式減速機による効果＞
中間ローラ１９の外周面１９ａは、円弧状凸曲面とされている。そのため、リングローラ１７と中間ローラ１９との接触状態が点接触となり、転がり接触部における滑り損失を低減できる。また、中間ローラ１９の円弧状凸曲面のクラウニング半径を小さくできるため、中間ローラ１９とリングローラ１７の接触面等価半径を小さくして滑り損失を低減できる。

更に、サンローラ１５の外周面１５ａは、円弧状凹曲面とされている。そのため、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触は、円弧状凹曲面と円弧状凸曲面との組合せとなり、中間ローラ１９の外周面１９ａとの転がり接触領域の面積が大きくなる。この結果、転がり接触領域の接触面圧が低下してサンローラ１５の摩耗が抑制され、減速機の耐久性が向上する。

また、ローディングカム機構２３は、リングローラ１７側に設けてある。そのため、サンローラ１５側に設けた構成と比較して、リングローラ１７の回転中心から、リングローラ１７の各内周面１７ａと、各中間ローラ１９の外周面１９ａとの転がり接触部までの半径距離が長くなる。これにより、転がり接触領域（接触楕円）の両端における周速差を小さく抑えることができ、リングローラ１７側の転がり接触部での摩擦損失が低減して、高効率でトルクを伝達できる。

＜各部材の寸法＞
本構成の摩擦ローラ式減速機１００の具体的な一寸法例を以下に説明する。サンローラ１５の外周面１５ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる円弧状凹曲面であり、その直径は３０ｍｍである。また、円弧状凹曲面の逆クラウニング半径は１９ｍｍ以上であり、中間ローラ１９のクラウニング半径の１．０８倍以上となっている。中間ローラ１９の外周面１９ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる円弧状凸曲面であり、その直径は５０ｍｍである。

サンローラ１５の逆クラウニング半径１９ｍｍとは、図９に示すように、逆クラウニングの頂点Ｐ１からΔＬ（＝１ｍｍ）オフセットした点Ｐ２の傾斜角θが３°になる寸法である。逆クラウニング半径を１９ｍｍ以下に設定すると、中間ローラ１９の変位によりサンローラ１５と中間ローラ１９との接触点に傾斜角が発生して滑り損失が大きくなり、トルク伝達効率が低下するので好ましくない。

例えば、サンローラ１５の直径を３０ｍｍ、中間ローラ１９の直径を５０ｍｍ、伝達接線力を１０００Ｎとしたとき、傾斜角θが３°の場合のトルク伝達効率の低下は５％となる。このように、サンローラ１５の逆クラウニング半径を１９ｍｍ以下とすると、摩擦ローラ式減速機１００のトルク伝達効率が著しく低下する。

サンローラ１５の逆クラウニング半径と、中間ローラ１９のクラウニング半径とが近いほど、転がり接触領域での接触楕円が大きくなり、耐久性が向上して有利となる。しかし、各クラウニング半径のばらつきによって、意図しない部位での接触が生じる可能性がある。したがって、サンローラ１５の逆クラウニング半径と、中間ローラ１９のクラウニング半径とを等しくするよりは、サンローラ１５の逆クラウニング半径を中間ローラのクラウニング半径の１．０８倍以上にすることが好ましい。

負荷運転時における中間ローラ１９の軸方向変位量は、少ない方が摩擦ローラ式減速機１００の性能が安定するため、軸方向変位量を２ｍｍ以内に抑えることが好ましい。また、リングローラ１７の軸方向変位量は、中間ローラ１９の軸方向変位量の略２倍であり、リングローラ１７の軸方向変位量が極端に大きくなると、ローディングカム機構２３から玉５１が脱落する原因となる。

＜ローディングカム機構におけるローラのスキューによる影響＞
上記したローディングカム機構２３を用い、伝達トルクに応じた法線力をローラに付勢する摩擦ローラ式減速機が多数提案されている。また、この減速機のローラに生じるスキューが、減速機のトルク伝達効率や、耐久性、周辺部品の設計に大きく影響を与えることも知られており、その対策についても各種の提案がなされている。

例えば、ローラにスキューが生じると、ローラ軸方向にスキュー力が発生し、各ローラの支持軸受にアキシアル荷重が作用する。このアキシアル荷重は、支持軸受の摩擦トルクや耐久寿命に影響を及ぼす。

更に、トラクション面に傾斜角を有した摩擦ローラ式減速機において、ローラのスキューが発生すると、スキュー力がトラクション面の法線力に変換される。そのため、トラクション面の接触面圧が伝達トルクに対して過大となり、トルク伝達効率の低下、耐久寿命の低下といった影響を及ぼす。また、場合によっては、減速機を破損に至らせる可能性を生じる虞がある。

そこで、上記したローラにスキューが発生した場合でも、スキュー力及びトラクション面の法線力を加速度的に増加させないようにすることが重要となる。以下に、上記法線力を発散させずに小さく収束できる条件について詳細に説明する。なお、以降の説明においては、上述した部材と同一の部材については、同一の符号を付与することで、その説明を簡単化、又は省略する。

図１０は一対のローラを模式的に示す説明図、図１１（Ａ）は図１０（Ａ）の上方から見た平面図、図１０（Ｂ）はローラＲ２の転走面を模式的に展開して示す説明図である。

図１０に示す一対のローラＲ１，Ｒ２の一方が他方に回転駆動される場合、図１１（Ａ）に示すように、ローラＲ２に対してローラＲ１にスキュー（角度φ）が生じることがある。その際に、図１１（Ｂ）に示すように、ローラＲ１はローラＲ２に対して、図中破線で示す軌道Ｌ_ＯＢ（理想転走面）に沿った方向、即ち、ローラＲ２の円周方向から角度φだけ傾斜した方向に転がろうとする。

しかしながら、ローラＲ１は軸方向に位置が規制されているため、実際には、ローラＲ２の円周方向に沿った図中実線で示す軌道Ｌ_Ｒ（実転走面）を滑りながら転がる。その際、ローラＲ１，Ｒ２間には、滑り率（：tanφ）に応じた軸方向の滑りＳａが生じる。そのため、一対のローラＲ１，Ｒ２間の法線力に応じたトラクション力が、ローラＲ１，Ｒ２の軸方向に作用する。

このときのスキュー力Ｆ_ｓｋｅｗは、トラクション係数μ、及び法線力Ｆ_ｃによって（１）式で表すことができる。

トラクション係数μは、トラクション面の滑り率と相関を有しており、一般的には、図１２に示すような特性として知られている。スキュー力を考える場合、図１２の横軸は上記した滑り率（：tanφ）に相当する。このことから、ローラのスキュー角φが大きいほど、トラクション係数μが高くなり、スキュー力Ｆ_ｓｋｅｗが大きくなることが分かる。

次に、スキュー力Ｆ_ｓｋｅｗと、トラクション面の法線力Ｆ_Ｃとの関係について説明する。
図１３は、リングローラ１７側をテーパ面、サンローラ１５側を接触角を有さないトラクション面とした場合に、中間ローラ１９とサンローラ１５にスキューが生じた様子を示す説明図である。

サンローラ１５と中間ローラ１９との間の初期法線力をＦ_Ｃ０、サンローラ１５と中間ローラ１９との間のスキュー力をＦ_ｓｋｅｗ、トラクション面の傾斜角をαとすると、サンローラ１５と中間ローラ１９との間の法線力Ｆ_ＣＳは、（２）式で表される。

ここで、摩擦ローラ式減速機１００の中間ローラ１９の数をｎとすると、（２）式より、法線力Ｆ_ＣＳは、（３）式で表すことができる。

以上のことから、中間ローラ１９に角度φのスキューが生じた場合、任意の時間ｔにおける法線力Ｆ_ＣＳ（ｔ）は、（１）、（３）式から、以下の（４）式のように表すことができる。

上記（４）式から、ｎ・μ／tanα≧１の場合、ローラにスキューが生じると、法線力Ｆ_ＣＳが発散することが分かる。このような条件下で一度ローラにスキューが生じると、スキュー力によって法線力Ｆ_ＣＳが加速度的に増加し、最悪の場合、各トラクション部品が破損に至る可能性がある。これに対し、ｎ・μ／tanα＜１の場合、ローラにスキューが生じても、法線力Ｆ_ＣＳが比較的小さな所定値内に収束するため、トラクション部品が破損に至ることを防止できる。

次に、中間ローラ１９とリングローラ１７にスキューが生じた場合について説明する。
図１４は、リングローラ１７側をテーパ面、サンローラ１５側を接触角を有さないトラクション面とした場合に、中間ローラ１９とリングローラ１７にスキューが生じた様子を示す説明図である。

リングローラ１７と中間ローラ１９との間の初期法線力をＦ_ＣＲ０、一対のリングローラ素子２７，２９と中間ローラ１９との間の各スキュー力をＦ_{ｓｋｅｗ１}，Ｆ_{ｓｋｅｗ２}、トラクション面の傾斜角をαとすると、一対のリングローラ素子２７，２９と中間ローラ１９との間の各法線力Ｆ_ＣＲ１，Ｆ_ＣＲ２は、（５）、（６）式で表される。

ここで、摩擦ローラ式減速機１００の中間ローラ１９の数をｎとすると、（６）式より、法線力Ｆ_ＣＲ２は（７）式のように表せる。

以上のことから、中間ローラ１９に角度φのスキューが生じた場合、任意の時間ｔにおける法線力Ｆ_ＣＲ（ｔ）は、（１）式及び（７）式から、（８）式のように表すことができる。

（８）式から、前述のサンローラ１５と中間ローラ１９との間でスキューが生じた場合と同様に、ｎ・μ／tanα≧１の条件下でローラにスキューが生じると、法線力Ｆ_ＣＲが発散することが分かる。

図１２，図１３においては、リングローラ１７側をテーパ面、サンローラ１５側を接触角を有さないトラクション面として説明したが、サンローラ１５側をテーパ面とし、リングローラ１７側を接触角を有さないトラクション面としても、前述の条件は同じである。

ここで、具体的な数値を一例として挙げて前述の条件を説明する。ここでは、中間ローラ１９を３つ有した摩擦ローラ式減速機１００において、最大トラクション係数μ_ｍａｘ＝０．１のトラクションオイルを用いるものとする。

ローディングカム機構を有したローラ（図１においてはリングローラ１７）には、軸方向荷重を法線力に変換するためのテーパが設けられており、このテーパの傾斜角をαとする。

その場合には、前述の収束条件式である、ｎ・μ／tanα＜１から、tanα＞０．３が求まり、傾斜角αを１６．７°よりも大きく設計すべきことが分かる。

一般的にトラクションオイルのトラクション特性のカーブ（図１２参照）は、接触面圧やトラクション面の周速、伝達動力、油温等によって変化することが知られている。そのため、最大トラクション係数μ_ｍａｘは、これら各条件の組合せにおける最大値であることが好ましい。

次に、サンローラ１５及びリングローラ１７の双方のトラクション面にテーパ面を有する場合を例示する。
図１５は、サンローラ１５及びリングローラ１７の双方のトラクション面をテーパ面とした場合に、中間ローラ１９とサンローラ１５にスキューが生じた様子を示す説明図である。

リングローラ１７と中間ローラ１９との間の初期法線力をＦ_ＣＳ０、一対のリングローラ素子２７，２９と中間ローラ１９との間の各スキュー力をＦ_{ｓｋｅｗ１}，Ｆ_{ｓｋｅｗ２}、トラクション面の傾斜角をαとすると、一対のリングローラ素子２７，２９と中間ローラ１９との間の各法線力Ｆ_ＣＳ１，Ｆ_ＣＳ２は、（９）、（１０）式で表せる。

ここで、摩擦ローラ式減速機１００の中間ローラ１９の数をｎとすると、（１０）式より、法線力Ｆ_ＣＳ２は、（１１）式で表せる。

以上のことから、中間ローラ１９に角度φのスキューが生じた場合、任意の時間ｔにおける法線力Ｆ_ＣＳ（ｔ）は、（１）式及び（１１）式から、以下の（１２）式のように表すことができる。

（１２）式から、ｎ・μ／（２tanα）≧１の条件下で、ローラにスキューが生じると、法線力Ｆ_ＣＳが発散することが分かる。これに対し、ｎ・μ／２（tanα）＜１とすれば、ローラにスキューが生じても、法線力Ｆ_ＣＳが所定値内で収束するため、トラクション部品が破損するまでに至らない。

＜各ローラの支持形態について＞
上記構成の摩擦ローラ式減速機１００においては、ローディングカム機構の動作、各ローラのミスアライメント、或いはスキューによって、例えば、サンローラと中間ローラとの軸方向位置がずれることがある。その場合、サンローラの凹状のトラクション面の円弧中心と、中間ローラの凸状のトラクション面の円弧中心とが一致せず、サンローラと中間ローラとの接触面に接触角が生じる。

ローラ間の接触面に接触角が生じると、接触面内の滑りが増えてトルク伝達効率が低下する。また、接触面に法線力の軸方向分力が発生するため、各トラクション面の法線力にアンバランスが生じる。法線力がアンバランスになると、接触面における接線力もアンバランスとなり、中間ローラをスキューさせる力が作用する可能性がある。

そこで、図１に示す入力軸１１からの駆動力を中間ローラ１９に伝達するサンローラ１５と、中間ローラ１９からの駆動力を出力軸１３に伝達するリングローラ１７のうち、いずれか一つのローラを、軸回転可能で且つ軸方向変位不能に支持し、上記いずれか一つのローラ以外のローラは、軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持する構成にする。

上記の摩擦ローラ式減速機と出力軸の具体的な構成例を図１６に示す。図１６は、摩擦ローラ式減速機の出力軸支持構造を示す正面図である。

摩擦ローラ式減速機１００に接続される出力軸１３Ａは、図示しないハウジングに円筒ころ軸受８１を介して回転自在に支持される。円筒ころ軸受８１は、出力軸１３Ａを軸方向変位可能に支持する。また、出力軸１３Ａの摩擦ローラ式減速機１００との接続側とは反対側の一端部には、図示しない被駆動体に回転トルクを伝達するトルク伝達部８３が設けてある。このトルク伝達部８３としては、出力軸１３Ａの軸方向変位を吸収可能なボールスプラインを用いることができる。

中間ローラ１９は、前述したように、ニードル軸受２２（図１参照）によって軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持される。

上記した摩擦ローラ式減速機１００と、出力軸１３Ａの支持構造においては、図１に示すように、入力軸１１Ａに接続されるサンローラ１５は、軸回転可能で且つ軸方向変位不能に支持される。また、中間ローラ１９と、リングローラ１７の可動リングローラ素子２９は、それぞれ軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持される。

上記構成によれば、摩擦ローラ式減速機１００のローディングカム機構２３によって可動リングローラ素子２９が軸方向に変位すると、この軸方向移動に伴って、中間ローラ１９とサンローラ１５に軸方向力が作用する。この軸方向力により、中間ローラ１９は軸方向に変位する。一方、サンローラ１５は、軸方向に変位不能に支持されるため、出力軸１３Ａをサンローラ１５への軸方向力の作用方向とは逆向きに変位させる。

この出力軸１３Ａの変位の際、出力軸１３Ａに設けたトルク伝達部８３のボールスプラインによって、被駆動体との間の軸方向変位が吸収される。このため、中間ローラ１９や出力軸１３Ａが軸方向に変位しても、被駆動体に軸方向変位の影響が及ぶことなく、しかも、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触点のずれの発生が抑えられる。

よって、本構成によれば、ローラのミスアライメントやスキューの発生によって、ローラが競り合うことを防止でき、摩擦ローラ式減速機１００の耐久性、トルク伝達効率の向上が図られる。

図１７は、摩擦ローラ式減速機の出力軸支持構造の他の例を示す分解斜視図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機２００は、入力軸１１と同心に配置される図示しないサンローラと、リングローラ１７と、複数の中間ローラ１９と、リングローラ１７と出力軸１３とを連結する連結部８５と、ローディングカム機構２３と、を備える。

リングローラ１７Ａは、固定リングローラ素子２７と、軸方向に移動自在な可動リングローラ素子２９とを有する。リングローラ素子２７，２９は、円筒状のリングローラ収容部８７の内側に収容された状態で、サンローラ及び入力軸１１と同心に配置される。

また、出力軸１３には円板状の基端部８９が固定される。これらリングローラ収容部８７と基端部８９とは、連結部８５を構成する。

基端部８９の外周には、固定リングローラ素子２７やカムリング４９と同様に、複数の突起爪９１が径方向外側に突出して形成される。これら突起爪９１は、リングローラ収容部８７の内径面に形成された凹溝４３に挿入される。凹溝４３内の突起爪９１は、円周方向（回転方向）にはがたつきがない状態で係合され、軸方向には摺動変位可能に係合される。これにより、リングローラ収容部８７と基端部８９は、リングローラ１７Ａからの回転トルクを出力軸１３に伝達する。

つまり、本構成の連結部８５は、出力軸１３側の基端部８９と、リングローラ１７Ａ側のリングローラ収容部８７とが別体に構成される。リングローラ１７Ａと出力軸１３との間のトルク伝達は、基端部８９の突起爪９１とリングローラ収容部８７の凹溝４３とが係合し、基端部８９とリングローラ収容部８７とが一体に回転することで行われる。

上記構成においては、リングローラ１７Ａと中間ローラ１９とが軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持され、不図示のサンローラが軸回転可能で且つ軸方向変位不能に支持される。これにより、可動リングローラ素子２９が軸方向変位して、中間ローラ１９やサンローラに軸方向力が作用すると、中間ローラ１９は軸方向変位する。一方、サンローラは、軸方向力を受けても軸方向への移動が不能である。そのため、サンローラ周囲の中間ローラ１９、リングローラ１７Ａ、リングローラ収容部８７が、軸方向力の作用方向とは逆向きに変位する。

すなわち、リングローラ収容部８７の凹溝４３と、基端部８９の突起爪９１とは、軸方向力によって軸方向へ相対変位する。その結果、発生した軸方向力による変位が吸収され、サンローラと中間ローラ１９との接触点のずれが抑えられる。また、本構成では、図１６に示す構成とは異なり、出力軸１３が軸方向に変位しないため、ボールスプラインのような複雑なトルク伝達部を出力軸１３に設ける必要がなくなる。

更に、連結部８５が大径となるため、突起爪９１と凹溝４３に作用する荷重は比較的小さくなる。そのため、突起爪９１と凹溝４３に、特に高い部材強度を持たせる必要がなくなる。また、凹溝４３は、前述の固定リングローラ素子２７、カムリング４９（図１参照）の突起２８，６１が係合される溝と共用する構成としている。これにより、摩擦ローラ式減速機を製造する際の加工工数を削減でき、減速機を安価な構成にできる。

図１６，図１７に示す摩擦ローラ式減速機の構成においては、中間ローラ１９と可動リングローラ素子２９とが軸方向変位可能に支持されるが、軸方向変位可能なローラの組合せは、これに限らない。

しかしながら、サンローラの回転速度は他のローラより高いため、各ローラ間の回転速度のバランスを良化させることが求められる。その場合には、中間ローラ１９と可動リングローラ素子２９とを軸方向に変位可能とし、サンローラ１５を軸方向変位不能に支持する構成にすることが好ましい。この構成によれば、高速回転するサンローラ１５側の入力軸１１に、ボールスプラインのような複雑な構造体を設けずに済む。

［第２構成例］
次に、摩擦ローラ式減速機の第２構成例を説明する
＜中間ローラのキャリアへの支持形態＞
本構成の摩擦ローラ式減速機は、基本的に前述の図１に示す構成と同様である。ここで、中間ローラ１９の支持形態について説明する。図１８は第２構成例の摩擦ローラ式減速機３００の要部拡大断面図、図１９は中間ローラ１９を支持する揺動ホルダ３２の一部断面斜視図である。

図１８，図１９に示すように、中間ローラ１９は、トラクション面となる外周面１９ａを有するローラ本体１９Ａと、ローラ本体１９Ａの両端部の端面１９ｂ，１９ｂから軸方向に延設される一対の支持軸３１，３１と、を有する。中間ローラ１９は、ローラ本体１９Ａと一対の支持軸３１，３１とが一体に形成された中実体である。

一対の支持軸３１，３１は、それぞれニードル軸受２２を介して揺動ホルダ３２のアーム部１７３，１７５に支持される。

揺動ホルダ３２は、一方のアーム部１７３を有する本体部１７７と、他方のアーム部１７５との２部品が、揺動軸１７９Ｂに設けたねじを用いて接合される。

本体部１７７は、アーム部１７３と、アーム部１７３の基端側が接続される基部１８１とを有する。基部１８１の内部には、揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂが挿通される後述の揺動軸孔が形成される。

アーム部１７３，１７５は、それぞれの先端側に、中間ローラ１９の支持軸３１を収容する軸穴１８２が対面して形成される。軸穴１８２は、一端が閉口した止まり穴となっており、この軸穴１８２に、中間ローラ１９の支持軸３１がニードル軸受２２を介して支持される。

ニードル軸受２２は、針状ころ１８３と保持器１８５と外輪１８７とを有するシェル型ニードル軸受、又はソリッド型ニードル軸受である。ニードル軸受２２は、中間ローラ１９を、回転自在に、且つ軸方向へ移動自在に支持する。

上記構成の揺動ホルダ３２は、図１に示すように、支持軸３１，３１が入力軸１１と平行にして配置される。また、揺動ホルダ３２は、中間ローラ１９を入力軸１１の径方向へ移動（揺動）可能にキャリア３３に支持される。

図２０はキャリア３３の分解斜視図である。キャリア３３は、キャリア本体１９１と、キャリア本体１９１の一端側に固定される円輪状の連結板１９３とを有する。キャリア本体１９１は、円輪状の底部１９５、及び底部１９５の円周方向に等間隔となる複数箇所（図示例では３箇所）に立設された柱部１９７を有する。連結板１９３は、柱部１９７の先端部１９７ａに固定される。

柱部１９７と連結板１９３は、軸方向に沿って貫通するボルト挿通孔１９９，２０１が形成される。キャリア本体１９１は、ボルト挿通孔１９９，２０１に挿入されるボルト等の締結部材によって、図示しないモータ本体に固定される。

円周方向に並ぶ柱部１９７同士の間には、中間ローラ１９を支持する揺動ホルダ３２が配置される。揺動ホルダ３２の一方の揺動軸１７９Ｂは、連結板１９３に形成された軸孔２０５に挿入される。また、他方の揺動軸（図１９の揺動軸１７９Ａ）は、キャリア本体１９１の底部１９５に形成された軸孔（図示略）に挿入される。これにより、中間ローラ１９は、揺動軸１７９，１７９Ｂを中心に揺動可能に軸支され、中間ローラ１９がキャリア３３の径方向へ出没自在となる。

上記のように、揺動ホルダ３２は、複数の中間ローラ１９に対して、それぞれ独立して設けられ、各揺動ホルダ３２に一つの中間ローラ１９が支持される。

＜中間ローラの軸方向変位＞
次に、中間ローラ１９の軸方向変位について説明する。
本構成の摩擦ローラ式減速機３００は、図１、図１８に示すように、ローディングカム機構２３が、リングローラ素子２７，２９のうち一方の軸方向外側である外側端面側にのみ配置される。ローディングカム機構２３は、入力軸１１からの回転トルクに応じて、可動リングローラ素子２９を固定リングローラ素子２７に向けて変位させる。すると、中間ローラ１９には軸方向力が作用する。

中間ローラ１９は、この軸方向力を受けて軸方向にスライドする。このスライド動作は、ニードル軸受２２によって実現される。ニードル軸受２２は、中間ローラ１９の軸方向変位を阻害せず、低抵抗でスムーズなスライド動作を可能にする。これによって、中間ローラ１９がローディングカム機構２３から軸方向力を受けた場合に、円滑にスライドし、摩耗やフリクションの発生を抑制する。これにより、各トラクション面の面圧が不均衡になることを防止できる。

なお、中間ローラ１９は、軸方向移動が可能なように揺動ホルダ３２に支持される。ローラ本体１９Ａの一方及び他方の端面１９ｂと、揺動ホルダ３２のホルダ内面との間、すなわち、端面１９ｂと一対のアーム部１７３，１７５の対面する内面との間には、それぞれ隙間δが形成される。これらの隙間δによって中間ローラ１９の軸方向移動が可能となる。

＜揺動ホルダの構造＞
次に、揺動ホルダ３２の基部１８１の更に詳細な構成を説明する。図２１に中間ローラ１９を支持する揺動ホルダ３２の一部断面斜視図を示す。

揺動ホルダ３２は、本体部１７７とアーム部１７５とが、揺動軸１７９Ｂによって接合される。揺動ホルダ１７１の基部１８１には揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂが取り付けられる揺動軸孔２１１が形成される。

基部１８１は、揺動軸孔２１１内に雌ねじ部２１３と、大径部２１５とを有する。アーム部１７５には、大径部２１５と同径の揺動軸孔２１７が形成される。

これら揺動軸孔２１１，２１７に挿入される揺動軸１７９Ｂは、基部１８１への挿入先端側から順に、結合用の雄ねじ部２１９と、位置決め部２２１と、フランジ部２２３と、キャリア１８９の揺動軸孔２１１に挿入される係止軸２２５とを有する。

この揺動軸１７９Ｂは、アーム部１７５の揺動軸孔２１７を通じて、基部１８１の揺動軸孔２１１に挿入され、先端の雄ねじ部２１９が雌ねじ部２１３と螺合する。揺動軸１７９Ｂは、フランジ部２２３の一端面がアーム部１７５に当接し、ねじの螺合により双方を締め付けた状態で固定される。

このとき、位置決め部２２１が、大径部２１５と揺動軸孔２１７に嵌入されることで、基部１８１とアーム部１７５とが位置決めされる。つまり、揺動軸１７９Ｂの位置決め部２２１と、大径部２１５及び揺動軸孔２１７とは、インロー接続機能を有する。揺動軸１７９の位置決め部２２１の一部には、後述する油路となる環状溝２２７が形成される。

揺動軸１７９Ａは、基部１８１への挿入先端側から順に、位置決め部２３１と、フランジ部２３３と、キャリア１８９の軸孔に挿入される係止軸２３５とを有する。位置決め部２３１の一部には、後述する油路となる環状溝２３７が形成される。

＜中間ローラの支持構造による作用効果＞
以上説明した中間ローラ１９の支持構造によれば、次の作用効果が得られる。
図１９に示すように、中間ローラ１９を支持するニードル軸受２２をトラクション面の両脇側に配置することで、ニードル軸受２２が中間ローラ１９の弾性変形の影響を受けなくなる。よって、中間ローラ１９に法線力が負荷されても、ニードル軸受２２の軸受内部すきまが縮小しない。これにより、ニードル軸受２２の耐久寿命を向上できる。

また、ニードル軸受２２のスキューによる軸方向荷重の発生が低減される。更に、中間ローラ１９の両脇側が支持されるため、ローラ本体１９Ａの内周で支持する場合と比較して、支持スパンが広くなる。その結果、ニードル軸受２２と中間ローラ１９との相対スキューが生じ難くなる。

また、中間ローラ１９は、ローラ本体１９Ａと支持軸３１，３１とが一体になった中実構造であるため、剛性が高められる。これにより、中空構造よりも法線力による弾性変形量が少なくなり、可動リングローラ素子２９からの軸方向推力による中間ローラ１９の軸方向変位を小さく抑えることができる。

更に、中間ローラ１９のバランス修正が容易となり、重心ずれによる異常振動を防止でき、安定した高速回転を実現できる。また、中間ローラ１９は、剛性の向上により共振周波数が高められ、これによっても、共振による異常振動の発生が低減される。中間ローラ１９が中実構造であることの上記作用効果は、サンローラ１５に対しても同様のことがいえる。

図２２に揺動ホルダ３２が支持されたキャリア３３の一部断面斜視図を示す。揺動軸１７９Ａのフランジ部２３３は、一方の端面２３３ａが揺動軸１７９Ａの締結時の座面として機能する。他方の端面２３３ｂは、キャリア３３の連結板１９３との当接面となる。連結板１９３の軸孔２０５には、滑りブッシュ２４１が装填され、滑りブッシュ２４１内に揺動軸１７９Ａの係止軸２３５が挿入される。係止軸２３５は、フランジ部２３３と連結板１９３との間にワッシャ２４３が介装される。

揺動軸１７９Ｂのフランジ部２２３も同様に、一方の端面２２３ａは揺動軸１７９Ｂの締結時の座面として機能する。他方の端面２２３ｂは、キャリア３３のキャリア本体１９１との当接面となる。そして、揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂの各係止軸２２５，２３５には、それぞれ滑りブッシュ２４１とワッシャ２４３が介装される。

このような構成にすると、フランジ部２３３，２２３がキャリア３３に挟持された状態になる。そのため、仮に揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂのねじ等が緩むことがあっても、揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂが軸孔２０５，２０６から抜け落ちることはなく、揺動ホルダ３２が分解することもない。

＜中間ローラの支持軸受への給油路＞
次に、中間ローラ１９の支持軸受に潤滑油を供給する給油路について説明する。
中間ローラ１９は、高速回転駆動されるため給油が不可欠な部材である。しかし、中間ローラ１９に上記の軸方向力が作用すると、中間ローラ１９の軸方向変位によって、給油位置が狙った位置からずれることがある。そこで、中間ローラ１９への給油油路を別途に設け、中間ローラ１９に確実な給油を行うことが望ましいが、軸方向移動に対応させる油路構造が複雑となり、装置自体の製造コストやメンテナンスコストを増大させる要因となる。

本構成の摩擦ローラ式減速機３００は、中間ローラ１９がニードル軸受２２によって軸方向移動自在に支持される。この構成であっても、潤滑油の供給油路を複雑化することなく、潤滑油を適正な供給位置に適正な油量で供給可能になっている。

図２３は揺動ホルダ３２を揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂの中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図である。キャリア３３に形成された潤滑油供給路２４７（図２２参照）は、揺動軸１７９Ｂに潤滑油を供給する。図２３に示すように、揺動軸１７９Ａ，１７９Ｂは、油路となる軸孔２５１，２５３が内径部に形成される。

潤滑油は、これら軸孔２５１，２５３を通じて、アーム部１７３，１７５に形成された油路２５５，２５７へ供給される。

具体的には、揺動軸１７９Ｂの軸孔２５１に供給された潤滑油の一部は、位置決め部２２１の一部に形成された環状溝２２７内に、図示しない開口孔を通じて供給される。同様に、揺動軸１７９Ａの位置決め部２３１に形成された環状溝２３７内にも潤滑油が供給される。

環状溝２２７内の潤滑油は、アーム部１７５に形成された油路２５５を通じてニードル軸受２２を支持する軸穴１８２に送られる（図中矢印Ｄ１）。また、環状溝２３７内の潤滑油も同様に、アーム部１７３に形成された油路２５７を通じてアーム部１７３側の軸穴１８２に送られる。

図２４はアーム部１７５単体の斜視図、図２５は図２４に示すIIXV−IIXV線断面斜視図である。アーム部１７５は、揺動軸１７９Ｂ（図２３参照）が挿入される揺動軸孔２１７と、ニードル軸受２２（図２３参照）を支持する軸穴１８２と、揺動軸孔２１７から軸穴１８２までを連通する油路２５５とが形成される。

油路２５５は、孔部２５９を通じて穿設される直線状の孔である。また、軸穴１８２の内周面には、軸穴１８２の軸線に沿って油溝２６１が形成される。油溝２６１は、軸穴１８２の底部側から油路２５５の開口部まで形成され、油路２５５と連通する。軸穴１８２の底部に油溝２６１が穿設された部位には、潤滑油が漏れないように止め栓２６３（図２３参照）が圧入される。

図２３に示す油路２５５を通じて供給された潤滑油は、軸穴１８２内の油溝２６１と外輪１８７の外周面との間に形成される油路を通じて、軸穴１８２の底部に供給される（図中矢印Ｄ２）。軸穴１８２の底部に到達した潤滑油は、外輪１８７の端面を通じてニードル軸受２２の径方向内側に向かい（図中矢印Ｄ３）、支持軸３１上のニードル軸受２２の内部空間を通過する（図中矢印Ｄ４）。

また、アーム部１７３側についても同様に、潤滑油がＤ１〜Ｄ４で示す流れに対応する流れに沿って供給される。

上記の油路２５５，２５７、孔部２５９、油溝２６１等の各油路は、放電加工や機械加工によって形成する。例えば、油路２５５及び孔部２５９、並びに油路２５７及び孔部２５９は、アーム部１７３，１７５の先端側から揺動中心の基端側に向けて形成される。油溝２６１は軸穴１８２の底部外側から油路２５５の開口に向けて形成される（アーム部１７３側も同様）。油路２５５，２５７を形成する際に開口したアーム部１７３，１７５の先端の孔部２５９，２５９は、ニードル軸受２２の外輪１８７によって塞がれるため、止め栓を組み込む必要はない。

本構成の摩擦ローラ式減速機３００によれば、中間ローラ１９に供給する潤滑油の供給油路を複雑化せず、中間ローラ１９が軸方向に移動した場合でも、適正な供給位置に適正な油量の潤滑油を供給できる。また、ニードル軸受２２に常に適正量の潤滑油が供給され、中間ローラ１９の円滑な回転が実現できる。

以上、説明したように、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。

本出願は２０１５年３月３０日出願の日本国特許出願（特願２０１５−６９８４６）、２０１５年６月９日出願の日本国特許出願（特願２０１５−１１６７６０）、及び２０１５年４月１３日出願の日本国特許出願（特願２０１５−８１８８７）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。

１１入力軸
１３出力軸
１５サンローラ
１５ａ外周面
１７リングローラ
１７ａ内周面
１９中間ローラ
１９ａ外周面（トラクション面）
１９ｂ，１９ｂ端面
１９Ａローラ本体
２１連結部
２２ニードル軸受
２３ローディングカム機構
２７固定リングローラ素子（固定ローラ素子）
２７ａ内周面（転がり接触面）
２９可動リングローラ素子（可動ローラ素子）
２９ａ内周面（転がり接触面）
３１支持軸（自転軸）
３２揺動ホルダ（ホルダ）
４９カムリング
５１玉（転動体）
５３第１カム溝
５５第２カム溝
１３３，１３５対向側端面
１３７，１３９外側端面
１７９Ａ，１７９Ｂ揺動軸
１００，２００，３００摩擦ローラ式減速機

Claims

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として回転自在に支持され、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、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、各ローラの転がり接触面の接触面圧を変更するローディングカム機構と、を備え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ローラ素子からなり、
前記一対のローラ素子の少なくとも一方は、前記軸方向に移動自在な可動ローラ素子であり、
前記ローディングカム機構は、前記可動ローラ素子の前記軸方向の外側端面側にのみ配置され、前記入力軸の回転トルクに応じて、前記可動ローラ素子を他方の前記ローラ素子に向けて変位させるものであり、
前記サンローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であり、
前記中間ローラの外周面は、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる凸曲面であり、
前記中間ローラの外周面は、前記リングローラの内周面と２箇所で接触すると共に、前記サンローラの外周面と１箇所で接触し、前記１箇所は、前記凹曲面と前記凸曲面とによる接触楕円での接触である
摩擦ローラ式減速機。
前記ローディングカム機構は、該可動ローラ素子の外側端面の円周方向に沿った複数箇所に設けられた第１カム溝と、前記可動ローラ素子の外側端面に対面配置され前記第１カム溝に対応する複数箇所に第２カム溝が設けられたカムリングと、前記第１カム溝と前記第２カム溝との間にそれぞれ挟持される複数の転動体と、を有し、前記第１カム溝と前記第２カム溝は、それぞれ前記軸方向の深さが円周方向に沿って漸次変化して、カム溝の円周方向端部に向かうに従って浅くなる形状にされている
請求項１に記載の摩擦ローラ式減速機。
前記中間ローラと、前記サンローラと、前記リングローラのうち、
いずれか一つのローラは、軸回転可能で且つ軸方向変位不能に支持され、
前記いずれか一つのローラ以外のローラは、軸回転可能で且つ軸方向変位可能に支持される
請求項１又は請求項２に記載の摩擦ローラ式減速機。
複数の前記中間ローラのそれぞれに設けられ、前記自転軸を支持するホルダを備え、
前記中間ローラは、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トラクション面を外周面に有するローラ本体の両端部に、前記自転軸が延設され、
前記ホルダは、ホルダ内面と前記ローラ本体の端面との間に、前記中間ローラが前記軸方向に移動可能な隙間を有し、前記自転軸を、ニードル軸受を介して回転自在、且つ前記軸方向へ移動自在に支持する
請求項３に記載の摩擦ローラ式減速機。