WO2012014611A1

WO2012014611A1 - トラクションドライブ機構

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Publication number: WO2012014611A1
Application number: PCT/JP2011/064649
Authority: WO
Inventors: 祥宏水野; 早川　喜三郎; 西澤　博幸; 山口　裕之; 清一須浪
Original assignee: 株式会社豊田中央研究所
Priority date: 2010-07-26
Filing date: 2011-06-27
Publication date: 2012-02-02
Also published as: EP2600034A4; US20130123059A1; JP5310667B2; EP2600034A1; EP2600034B1; CN103003593A; US8771126B2; CN103003593B; JP2012026531A

Abstract

　ピニオンローラ（２３）、（６３）の数Ｎ₁、Ｎ₂、リングローラ（２２）の内径とサンローラ（２１）の外径との比ρ₁、リングローラ（６２）の内径とサンローラ（６１）の外径との比ρ₂に関して、Ｎ₁＝３、及び(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≧２４＋１６×２^0.5が成立し、Ｎ₂＝３ならば、　ρ₁≧０．１０２×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．１９６、及び　ρ₁≦min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5] が成立し、Ｎ₂＝４ならば、　ρ₁≧(２－２^0.5)×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)／４－１、及び　ρ₁≦min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5] が成立する。

Description

トラクションドライブ機構

　本発明は、遊星ローラ機構を用いたトラクションドライブ機構に関する。

　遊星ローラ機構を用いたトラクションドライブ機構の関連技術が下記特許文献１，２に開示されている。特許文献１，２のトラクションドライブ機構においては、第１遊星ローラ機構のリングローラ及び第２遊星ローラ機構のリングローラが固定されており、第１遊星ローラ機構のキャリアと第２遊星ローラ機構のサンローラが連結されていることで、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構が直列接続されている。特許文献１，２のトラクションドライブ機構は減速機構として機能し、第１遊星ローラ機構のサンローラに入力された動力は、第１遊星ローラ機構で減速されて第１遊星ローラ機構のキャリアから第２遊星ローラ機構のサンローラに伝達され、さらに、第２遊星ローラ機構で減速されて第２遊星ローラ機構のキャリアから出力される。また、下記非特許文献１には、リングローラの周方向に沿って並べられたピニオンローラ（遊星ローラ）の個数が４個である遊星ローラ機構が開示されている。

特開昭６１－７４９５２号公報特開平７－５４９４６号公報特開平５－３３２４１３号公報特公平７－２１３０３号公報

河野晶彦、「印刷機用遊星ローラ式トラクションドライブ減速ユニットについて」、Koyo Engineering Journal No.165、２００４年、p.60-64

　遊星ローラ機構においてトルク伝達を行う際には、サンローラとピニオンローラ（遊星ローラ）との接触部、及びピニオンローラとリングローラとの接触部に過大滑り（グロススリップ）が生じないように、トルク伝達に必要な押付力（法線方向の力）をこれらの接触部に作用させる必要がある。各接触部に押付力を作用させる際には、リングローラは、ピニオンローラからの反力を受けることで径方向外側へ弾性変形する。リングローラの径方向外側への変形量は、周方向位置に応じて異なり、ピニオンローラとの接触部の周方向位置で最大となり、ピニオンローラとの接触部から離れるほど小さくなる。リングローラに対してピニオンローラが相対的に公転すると、ピニオンローラとリングローラとの接触部の周方向位置が周期的に変化するため、リングローラの径方向外側への変形量が最大となる周方向位置が周期的に変化することで、リングローラには径方向への変形が繰り返し発生する。このリングローラの繰り返し変形が振動・騒音の原因となり、リングローラの径方向への変形量が大きいほど、リングローラの繰り返し変形による振動・騒音レベルが大きくなる。

　また、遊星ローラ機構においては、周方向に沿って並べるピニオンローラ同士が互いに干渉しないように、リングローラの内径とサンローラの外径との比を設計する必要があるので、遊星ローラ機構で実現可能な変速比（減速比）も、ピニオンローラの個数に応じた上限値より小さい範囲に制限される。例えば、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数が４個である非特許文献１では、４個のピニオンローラ同士が互いに干渉しない、リングローラの内径とサンローラの外径との比が、上限値（３＋２×２^0.5）≒５．８３より小さい範囲に制限されるため、リングローラを固定した場合の、サンローラからキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２^0.5）≒６．８３より小さい範囲に制限され、この上限値（４＋２×２^0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、特許文献１，２のように、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構を２段に直列接続した場合でも、第１遊星ローラ機構のサンローラから第２遊星ローラ機構のキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２^0.5）²＝（２４＋１６×２^0.5）≒４６．６より小さい範囲に制限され、この上限値（２４＋１６×２^0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、遊星ローラ機構を３段以上に直列接続すると、トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことになる。

　トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことなく、減速比をさらに大きくするためには、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を減らして、１段あたりの遊星ローラ機構で実現可能な減速比を大きくすることが考えられる。ただし、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を減らすと、サンローラとピニオンローラとの接触部の数、及びピニオンローラとリングローラとの接触部の数も減少することで、伝達トルク容量も低下するので、この伝達トルク容量の低下分を補償するために、各接触部に作用させる押付力を増加させる必要がある。しかし、各接触部に作用させる押付力を増加させると、リングローラの径方向への変形量も大きくなるため、リングローラの繰り返し変形による振動・騒音レベルも大きくなる。また、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を２個以下にすると、ピニオンローラに押圧されるサンローラの位置が安定しなくなり、各接触部に押付力を安定して作用させることが困難となる。

　本発明は、リングローラの径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、体格の大型化を招くことなく変速比の増大を可能にするトラクションドライブ機構を提供することを目的とする。

　本発明に係るトラクションドライブ機構は、第１キャリアに回転自在に支持された複数の第１遊星ローラが第１サンローラと第１リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第１遊星ローラ機構と、第２キャリアに回転自在に支持された複数の第２遊星ローラが第２サンローラと第２リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第２遊星ローラ機構とが直列接続されたトラクションドライブ機構であって、第１遊星ローラの数Ｎ₁、第２遊星ローラの数Ｎ₂、第１リングローラの内径と第１サンローラの外径との比ρ₁、第２リングローラの内径と第２サンローラの外径との比ρ₂に関して、
　Ｎ₁＝３、Ｎ₂＝３，４，５または６、及び
　(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≧２４＋１６×２^0.5
が成立する。

　さらに、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ₂＝３ならば、
　（０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
　min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．１０２×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．１９６、及び
　ρ₁≦min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5]
が成立する。

　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ₂＝４ならば、
　（０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
　min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧(２－２^0.5)×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)／４－１、及び
　ρ₁≦min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5]
が成立する。

　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ₂＝５ならば、
　（０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
　min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．２０６×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１、及び
　ρ₁≦min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，７＋４×３^0.5]
が成立する。

　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ₂＝６ならば、
　（０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
　min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．２５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１、及び
　ρ₁≦min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，７＋４×３^0.5]
が成立する。

　本発明の一態様では、第２サンローラと第１キャリアが連結されており、第１及び第２リングローラの回転が拘束されていることが好適である。

　本発明によれば、第１及び第２リングローラの径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことなくトラクションドライブ機構全体の変速比の増大を実現することができる。

本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。リングローラの変形を説明する図である。遊星ローラ機構の設計方法の一例を説明するフローチャートである。遊星ローラ機構の減速比とリングローラの質量との関係を示す図である。ピニオンローラの個数と遊星ローラ機構における締め代との関係を示す図である。リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。

　以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。

　図１～３は本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構１０の概略構成を示す図であり、図１はリングローラ２２，６２の中心軸方向（軸線方向）と直交する方向から見た断面図を示し、図２は図１のＡ－Ａ断面図を示し、図３は図１のＢ－Ｂ断面図を示す。本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０は、互いに直列接続された２つの遊星ローラ機構１２，５２を備える。

　遊星ローラ機構（第１遊星ローラ機構）１２は、内周面（第１内周面）３２が形成されたリングローラ（第１リングローラ）２２と、リングローラ２２の内周面３２の内側（径方向内側）に配置されたサンローラ（第１サンローラ）２１と、リングローラ２２の内周面３２の周方向に沿って互いに間隔をおいて並べられ、各々がサンローラ２１の外周面３１とリングローラ２２の内周面３２との間にこれらと接触して挟持（挟圧保持）された複数のピニオンローラ（第１遊星ローラ）２３と、各ピニオンローラ２３を回転自在に支持するキャリア（第１キャリア）２４と、を有する。複数のピニオンローラ２３は、リングローラ２２の内周面３２の周方向に関して互いに等間隔で（あるいはほぼ等間隔で）配置されている。サンローラ２１、リングローラ２２、及びキャリア２４の中心軸（軸線）は互いに一致している。そして、ピニオンローラ２３が自転するときの回転中心軸（軸線）はリングローラ２２の中心軸と平行である。

　遊星ローラ機構（第２遊星ローラ機構）５２は、リングローラ２２とその軸線方向に間隔をおいて配置され、内周面（第２内周面）７２が形成されたリングローラ（第２リングローラ）６２と、リングローラ６２の内周面７２の内側（径方向内側）に配置されたサンローラ（第２サンローラ）６１と、リングローラ６２の内周面７２の周方向に沿って互いに間隔をおいて並べられ、各々がサンローラ６１の外周面７１とリングローラ６２の内周面７２との間にこれらと接触して挟持（挟圧保持）された複数のピニオンローラ（第２遊星ローラ）６３と、各ピニオンローラ６３を回転自在に支持するキャリア（第２キャリア）６４と、を有する。複数のピニオンローラ６３は、リングローラ６２の内周面７２の周方向に関して互いに等間隔で（あるいはほぼ等間隔で）配置されている。サンローラ６１、リングローラ６２、及びキャリア６４の中心軸（軸線）は互いに一致しており、さらに、サンローラ２１、リングローラ２２、及びキャリア２４の中心軸（軸線）と一致している。そして、ピニオンローラ６３が自転するときの回転中心軸（軸線）はリングローラ６２の中心軸と平行である。図１～３に示す例では、リングローラ２２，６２がケーシング２０（回転の固定された固定部材）に固定されており、ピニオンローラ２３，６３の外周面３３，７３とそれぞれ接触する内周面３２，７２が形成された固定リングが、リングローラ２２，６２により構成される。そして、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１が遊星ローラ機構１２のキャリア２４に機械的に連結されていることで、遊星ローラ機構１２と遊星ローラ機構５２とが機械的に直列接続されている。

　遊星ローラ機構１２，５２（トラクションドライブ機構１０）においては、ローラ同士の油膜を介した接触部に押付力（法線方向の力）が作用することで生じる油膜のせん断力（接線方向のトラクション力）によってトルク伝達を行うことが可能であるが、トルク伝達を行う際には、各接触部において過大滑り（グロススリップ）が生じないように、トルク伝達に必要な押付力（法線力）を各接触部に作用させる必要がある。遊星ローラ機構１２において、サンローラ２１の外周面３１と各ピニオンローラ２３の外周面３３との接触部２７、及び各ピニオンローラ２３の外周面３３とリングローラ２２の内周面３２との接触部２８に押付力（法線力）を作用させるためには、例えば焼き嵌めや締まり嵌め等によってサンローラ２１及び各ピニオンローラ２３をリングローラ２２の内側に嵌め込み、遊星ローラ機構１２に締め代を生じさせる。この締め代によってリングローラ２２が径方向外側へ弾性変形することで径方向内側（ピニオンローラ２３側）への弾性力（復元力）が生じ、リングローラ２２は、この弾性力によって各ピニオンローラ２３をサンローラ２１側へ押圧することで、接触部２７，２８に法線力を作用させることができる。同様に、遊星ローラ機構５２においても、例えば焼き嵌めや締まり嵌め等によってサンローラ６１及び各ピニオンローラ６３をリングローラ６２の内側に嵌め込み、遊星ローラ機構５２に締め代を生じさせることで、サンローラ６１の外周面７１と各ピニオンローラ６３の外周面７３との接触部６７、及び各ピニオンローラ６３の外周面７３とリングローラ６２の内周面７２との接触部６８に押付力を作用させることができる。また、各接触部２７，２８，６７，６８に押付力を付加する既知の押付力付加機構を設けることもできる。このように、各接触部２７，２８，６７，６８に法線方向の力を作用させることで、各接触部２７，２８，６７，６８に接線方向のトラクション力を発生させることができ、サンローラ２１と各ピニオンローラ２３との間、各ピニオンローラ２３とリングローラ２２との間、サンローラ６１と各ピニオンローラ６３との間、及び各ピニオンローラ６３とリングローラ６２との間でトルク伝達をそれぞれ行うことができる。

　なお、遊星ローラ機構１２に生じる締め代ａ₁は、サンローラ２１（外周面３１）の外径をｄｓ₁、ピニオンローラ２３（外周面３３）の外径をｄｐ₁、リングローラ２２（内周面３２）の内径をｄｒ₁とすると、以下の（１）式で表される。同様に、遊星ローラ機構５２に生じる締め代ａ₂は、サンローラ６１（外周面７１）の外径をｄｓ₂、ピニオンローラ６３（外周面７３）の外径をｄｐ₂、リングローラ６２（内周面７２）の内径をｄｒ₂とすると、以下の（２）式で表される。

　ａ₁＝(ｄｓ₁＋２×ｄｐ₁－ｄｒ₁)／２　　・・・(1)
　ａ₂＝(ｄｓ₂＋２×ｄｐ₂－ｄｒ₂)／２　　・・・(2)

　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０については、変速機構として用いることが可能である。図１～３に示す例では、リングローラ２２，６２がケーシング２０に固定され、リングローラ２２，６２の回転が拘束されているため、サンローラ２１とキャリア６４との間で動力を変速して伝達することができる。サンローラ２１からキャリア６４へ動力を伝達する場合は、トラクションドライブ機構１０は、サンローラ２１からキャリア６４へ動力を減速して伝達する減速機構として機能する。その際には、遊星ローラ機構１２では、サンローラ２１からキャリア２４へ動力が減速して伝達され、遊星ローラ機構５２では、キャリア２４に連結されたサンローラ６１からキャリア６４へ動力が減速して伝達される。ただし、トラクションドライブ機構１０を、キャリア６４からサンローラ２１へ動力を増速して伝達する増速機構として機能させることも可能である。

　減速機構として機能するトラクションドライブ機構１０において、各接触部２７，２８に滑りが発生していないものとした場合の、遊星ローラ機構１２のサンローラ２１からキャリア２４にかけての理論的な変速比（減速比）ｅ₁は、サンローラ２１（外周面３１）の外径ｄｓ₁及びリングローラ２２（内周面３２）の内径ｄｒ₁を用いた以下の（３）式で表され、各接触部６７，６８に滑りが発生していないものとした場合の、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１からキャリア６４にかけての理論的な変速比（減速比）ｅ₂は、サンローラ６１（外周面７１）の外径ｄｓ₂及びリングローラ６２（内周面７２）の内径ｄｒ₂を用いた以下の（４）式で表される。そして、各接触部２７，２８，６７，６８に滑りが発生していないものとした場合の、トラクションドライブ機構１０のサンローラ２１からキャリア６４にかけての理論的な総変速比（総減速比）ｅ₀は、以下の（５）式で表される。ただし、各接触部２７，２８，６７，６８では、トルク伝達の際に微少滑りが発生しているため、実際の変速比（減速比）は、厳密には、理論的な変速比（減速比）と比較して、微少滑りの分だけ僅かな差が生じる。

　ｅ₁＝ｄｒ₁／ｄｓ₁＋１　　・・・(3)
　ｅ₂＝ｄｒ₂／ｄｓ₂＋１　　・・・(4)
　ｅ₀＝ｅ₁×ｅ₂＝(ｄｒ₁／ｄｓ₁＋１)×(ｄｒ₂／ｄｓ₂＋１) ・・・(5)

　遊星ローラ機構１２において、接触部２７，２８に押付力を作用させる際には、リングローラ２２は、例えば図４に示すように、各ピニオンローラ２３からの反力を受けることで径方向外側へ弾性変形する。ただし、図４では、説明の便宜上、リングローラ２２の変形量を実際の変形量よりも大きくして図示している。リングローラ２２の径方向外側への変形量は、周方向位置に応じて異なり、ピニオンローラ２３との接触部２８の周方向位置で最大となり、ピニオンローラ２３との接触部２８から離れるほど小さくなる。リングローラ２２とキャリア２４との間に相対回転が発生する（リングローラ２２に対してピニオンローラ２３が相対的に公転する）と、接触部２８の周方向位置が周期的に変化するため、リングローラ２２の径方向外側への変形量が最大となる周方向位置が周期的に変化することで、リングローラ２２には径方向への変形が繰り返し発生する。同様に、遊星ローラ機構５２においても、リングローラ６２に径方向への変形が繰り返し発生する。このリングローラ２２，６２の繰り返し変形が振動・騒音の原因となる。

　リングローラ２２のある周方向位置θでの径方向振動変位ｒ₁、及びリングローラ６２のある周方向位置θでの径方向振動変位ｒ₂は、いずれも正弦波で表され、以下の（６）、（７）式でそれぞれ表される。（６）、（７）式において、ａ₁は遊星ローラ機構１２における締め代（（１）式参照）、ａ₂は遊星ローラ機構５２における締め代（（２）式参照）、ω₁はキャリア２４の回転速度、ω₂はキャリア６４の回転速度、ｔは時間である。

　ｒ₁＝ａ₁×cos(ω₁×ｔ＋θ) ・・・(6)
　ｒ₂＝ａ₂×cos(ω₂×ｔ＋θ) ・・・(7)

　キャリア２４の回転速度ω₁、及びキャリア６４の回転速度ω₂は、以下の（８）、（９）式でそれぞれ表される。（８）、（９）式において、ω_inはサンローラ２１の回転速度（入力回転速度）、Ｎ₁は周方向に沿って並べるピニオンローラ２３の個数、Ｎ₂は周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数、ｅ₁は遊星ローラ機構１２のサンローラ２１からキャリア２４にかけての減速比（（３）式参照）、ｅ₂は遊星ローラ機構５２のサンローラ６１からキャリア６４にかけての減速比（（４）式参照）である。

　ω₁＝ω_in×Ｎ₁／ｅ₁　　・・・(8)
　ω₂＝ω_in×Ｎ₂／(ｅ₁×ｅ₂) ・・・(9)

　リングローラ２２のある周方向位置θでの径方向振動速度ｖ₁、及びリングローラ６２のある周方向位置θでの径方向振動速度ｖ₂は、（６）、（７）式の時間微分により、以下の（１０）、（１１）式でそれぞれ表される。

　ｖ₁＝－ａ₁×ω₁×sin(ω₁×ｔ＋θ) ・・・(10)
　ｖ₂＝－ａ₂×ω₂×sin(ω₂×ｔ＋θ) ・・・(11)

　リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ₀は、リングローラ２２のある周方向位置θでの単位θあたりの質量ｍ₁と速度ｖ₁の積ｍ₁×ｖ₁と、リングローラ６２のある周方向位置θでの単位θあたりの質量ｍ₂と速度ｖ₂の積ｍ₂×ｖ₂との和（ｍ₁×ｖ₁＋ｍ₂×ｖ₂）を、リングローラ２２，６２全周に渡って積分することで算出され、以下の（１２）式で表される。（１２）式において、Ｍ₁はリングローラ２２の質量、Ｍ₂はリングローラ６２の質量である。（１２）式に示すように、リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ₀は、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁（リングローラ２２の内径ｄｒ₁とサンローラ２１の外径ｄｓ₁との比ρ₁）、リングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂、遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ₁，ａ₂、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に応じて変化する。リングローラ２２，６２の繰り返し変形による振動・騒音レベルを低減するためには、（１２）式で表される振動パワーＰ₀を小さくすることが望ましい。

　遊星ローラ機構１２，５２（リングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂、及び遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ₁，ａ₂）の設計方法の一例を図５のフローチャートに示す。まずステップＳ１０１では、与えられた遊星ローラ機構１２，５２の減速比ｅ₁，ｅ₂、及びリングローラ２２，６２（内周面３２，７２）の内径ｄｒ₁，ｄｒ₂（一定値とする）に対して、サンローラ２１，６１（外周面３１，７１）の外径ｄｓ₁，ｄｓ₂、及びピニオンローラ２３，６３（外周面３３，７３）の外径ｄｐ₁，ｄｐ₂が算出される。図１～３に示す例では、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁が遊星ローラ機構５２の減速比ｅ₂より大きいため、リングローラ２２の内径ｄｒ₁とサンローラ２１の外径ｄｓ₁との比ρ₁（＝ｄｒ₁／ｄｓ₁）が、リングローラ６２の内径ｄｒ₂とサンローラ６１の外径ｄｓ₂との比ρ₂（＝ｄｒ₂／ｄｓ₂）より大きく、さらに、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ₁，ｄｒ₂が等しいため、サンローラ２１の外径ｄｓ₁がサンローラ６１の外径ｄｓ₂より小さく、ピニオンローラ２３の外径ｄｐ₁がピニオンローラ６３の外径ｄｐ₂より大きい。次にステップＳ１０２では、与えられた入力トルク（サンローラ２１への入力トルク）Ｔｓ₁、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に対して、接触部２７，６７に必要な押付力Ｆｓ₁，Ｆｓ₂が以下の（１３）、（１４）式により算出される。（１３）、（１４）式において、Ｔｓ₂はサンローラ６１のトルク（＝ｅ₁×Ｔｓ₁）、μは接触部２７，６７でのトラクション係数である。

　Ｆｓ₁＝Ｔｓ₁／(μ×ｄｓ₁×Ｎ₁) ・・・(13)
　Ｆｓ₂＝Ｔｓ₂／(μ×ｄｓ₂×Ｎ₂) ・・・(14)

　次にステップＳ１０３では、与えられた接触部２７，６７での面圧Ｐｓ₁，Ｐｓ₂（一定値とする）に対して、サンローラ２１，６１、ピニオンローラ２３，６３、及びリングローラ２２，６２の軸長（接触部２７，２８，６７，６８の軸線方向長さ）が算出され、リングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂が算出される。図１～３に示す例では、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１、ピニオンローラ６３、及びリングローラ６２の軸長（接触部６７，６８の軸線方向長さ）が、遊星ローラ機構１２のサンローラ２１、ピニオンローラ２３、及びリングローラ２２の軸長（接触部２７，２８の軸線方向長さ）より長い。次にステップＳ１０４では、接触部２７，６７に押付力Ｆｓ₁，Ｆｓ₂を作用させるために必要な、遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ₁，ａ₂が算出される。

　総減速比ｅ₀一定、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ₁，ｄｒ₂一定、入力トルクＴｓ₁一定、及び接触部２７，６７での面圧Ｐｓ₁，Ｐｓ₂一定の条件で、図５のフローチャートに従って遊星ローラ機構１２，５２を設計した場合における、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁とリングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂との関係を計算した結果を図６に示す。図６に示すように、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ₁が大きいほど、リングローラ２２の質量Ｍ₁が大きくなる。これは、１段目減速比ｅ₁が大きい場合、サンローラ２１の外径ｄｓ₁が小さくなることで接触部２７の面圧Ｐｓ₁が高くなるのを抑制するために、リングローラ２２の軸長を長くする必要があるからである。また、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂の増加によってリングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂が減少しているが、特に遊星ローラ機構５２（２段目）の方が質量低減効果が大きい。図６に示すように、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁の変更に伴い、リングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂も変化し、（１２）式で表される振動パワーＰ₀も変化する。（１２）式から、リングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂が小さい方が、振動パワーＰ₀が小さくなる傾向にある。

　また、総減速比ｅ₀一定、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ₁，ｄｒ₂一定、入力トルクＴｓ₁一定、及び接触部２７，６７での面圧Ｐｓ₁，Ｐｓ₂一定の条件で、図５のフローチャートに従って遊星ローラ機構１２，５２を設計した場合における、遊星ローラ機構１２のピニオンローラ２３の個数Ｎ₁と積ａ₁×Ｎ₁との関係を計算した結果を図７に示す。遊星ローラ機構１２において、接触部２７での伝達トルクＴｓ₁は押付力Ｆｓ₁とピニオンローラ２３の個数Ｎ₁に比例し、押付力Ｆｓ₁は締め代ａ₁と相関がある。伝達トルクＴｓ₁一定とした場合に、ピニオンローラ２３の個数Ｎ₁が増えると、押付力Ｆｓ₁つまり締め代ａ₁は小さくなる。さらに、ピニオンローラ２３の個数Ｎ₁の増加割合に対して、締め代ａ₁が小さくなる割合の方が大きいため、図７に示すように、Ｎ₁≦５の場合にピニオンローラ２３の個数Ｎ₁の増加に伴い積ａ₁×Ｎ₁が減少し、Ｎ₁＝６の場合に積ａ₁×Ｎ₁が最小となる。ただし、Ｎ₁≧７の場合は、ピニオンローラ２３の個数Ｎ₁の増加割合に対して、締め代ａ₁の減少割合が小さくなるため、ピニオンローラ２３の個数Ｎ₁の増加に伴い積ａ₁×Ｎ₁は増加する。なお、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ₂と積ａ₂×Ｎ₂との関係も図７に示す関係と同様である。図７に示すように、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂の変更に伴い、積ａ₁×Ｎ₁，ａ₂×Ｎ₂も変化し、（１２）式で表される振動パワーＰ₀も変化する。（１２）式から、積ａ₁×Ｎ₁，ａ₂×Ｎ₂が小さい方が、振動パワーＰ₀が小さくなる傾向にある。

　ただし、遊星ローラ機構１２で実現可能な減速比ｅ₁は、周方向に沿って並べるピニオンローラ２３同士が互いに干渉しないように、ピニオンローラ２３の個数Ｎ₁に応じた上限値より小さい範囲に制限される。これは遊星ローラ機構５２についても同様である。より具体的には、遊星ローラ機構５２で実現可能な減速比ｅ₂は、以下の（１５）式で表される上限値λ_N2より小さい範囲に制限される。つまり、リングローラ６２の内径ｄｒ₂とサンローラ６１の外径ｄｓ₂との比ρ₂（＝ｄｒ₂／ｄｓ₂）が、上限値（λ_N2－１）より小さい範囲に制限される。例えばＮ₂＝３の場合は、λ_N2＝８＋４×３^0.5≒１４．９３であり、Ｎ₂＝４の場合は、λ_N2＝４＋２×２^0.5≒６．８３であり、Ｎ₂＝５の場合は、λ_N2≒４．８５であり、Ｎ₂＝６の場合は、λ_N2＝４．０である。

　λ_N2＝(１＋sin(π／Ｎ₂))／(１－sin(π／Ｎ₂))＋１　　・・・(15)

　周方向に沿って並べるピニオンローラの個数が４個である非特許文献１では、リングローラを固定した場合の、サンローラからキャリアにかけての減速比が、（１５）式から、上限値（４＋２×２^0.5）≒６．８３より小さい範囲に制限され、この上限値（４＋２×２^0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、特許文献１，２のように、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構を２段に直列接続した場合でも、第１遊星ローラ機構のサンローラから第２遊星ローラ機構のキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２^0.5）²＝（２４＋１６×２^0.5）≒４６．６より小さい範囲に制限され、この上限値（２４＋１６×２^0.5）以上の減速比を実現することができない。本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０では、遊星ローラ機構１２のキャリア２４と遊星ローラ機構５２のサンローラ６１とを連結し、遊星ローラ機構１２，５２を２段に直列接続することで、総減速比ｅ₀の増大を図っているものの、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現するためには、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂のいずれか１つ以上を３個以下に減らす必要がある。ただし、ピニオンローラの個数を３個以下に減らすと、図７に示すように、遊星ローラ機構の締め代とピニオンローラの個数との積が増大することで、（１２）式で表される振動パワーＰ₀の増大を招きやすくなる。さらに、ピニオンローラの個数を２個以下にすると、ピニオンローラに押圧されるサンローラの位置が安定しなくなり、各接触部に押付力を安定して作用させることが困難となる。

　トラクションドライブ機構１０全体の総減速比ｅ₀（＝ｅ₁×ｅ₂）が（２４＋１６×２^0.5）以上、サンローラ２１の回転速度（入力回転速度）ω_inが一定の条件で、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂を変更しながら、リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ₀による騒音レベルを計算した結果を図８～１０に示す。図８は総減速比ｅ₀が５０である場合の騒音レベルの計算結果を示し、図９は総減速比ｅ₀が６５である場合の騒音レベルの計算結果を示し、図１０は総減速比ｅ₀が８０である場合の騒音レベルの計算結果を示す。（１２）式で表される振動パワーＰ₀の計算の際には、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ₁，ｄｒ₂一定、入力トルクＴｓ₁一定、接触部２７，６７での面圧Ｐｓ₁，Ｐｓ₂一定とし、図５のフローチャートに従って、図６，７に示す関係を用いてリングローラ２２，６２の質量Ｍ₁，Ｍ₂及び積ａ₁×Ｎ₁，ａ₂×Ｎ₂を算出している。そして、騒音レベルの計算の際には、振動から音響への変換効率σを振動パワーＰ₀に乗じている。図８～１０において、実線部分は、ピニオンローラ２３同士及びピニオンローラ６３同士が干渉しない範囲を示し、破線部分は、ピニオンローラ２３同士及びピニオンローラ６３同士のいずれかが干渉して実際には成立しない範囲を示す。

　図８に示すように、ｅ₀＝５０の条件において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合は、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ₁が１０．１８のときに騒音レベル（振動パワーＰ₀）が最小となり（最下点となり）、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合は、１段目減速比ｅ₁が８．５５のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合は、１段目減速比ｅ₁が１０．３１のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合は、１段目減速比ｅ₁が１２．５０のときに騒音レベルが最小となる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合は、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、騒音レベルが最小となる１段目減速比ｅ₁が決まる。一方、Ｎ₁＝４且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が６．８３のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ₁＝５且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が４．８５のときに騒音レベルが最小となるが、これらの場合の最小値は、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝４の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝５の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝６の場合の最小値よりも大きくなる。

　図９に示すように、ｅ₀＝６５の条件において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が１２．４６のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合は、１段目減速比ｅ₁が１０．４３のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合は、１段目減速比ｅ₁が１３．４０のときに騒音レベルが最小となる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合は、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、騒音レベルが最小となる１段目減速比ｅ₁が決まる。一方、Ｎ₁＝４且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が６．８３のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ₁＝５且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が４．８５のときに騒音レベルが最小となるが、これらの場合の最小値は、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝４の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝５の場合の最小値よりも大きくなる。

　図１０に示すように、ｅ₀＝８０の条件において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が１４．５７のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合は、１段目減速比ｅ₁が１２．２０のときに騒音レベルが最小となる（最下点となる）。一方、Ｎ₁＝４且つＮ₂＝３の場合は、１段目減速比ｅ₁が６．８３のときに騒音レベルが最小となるが、この場合の最小値は、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合やＮ₁＝３且つＮ₂＝４の場合の最小値よりも大きくなる。

　したがって、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現するために、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂のいずれか１つ以上を３個に減らすことにより、振動パワーＰ₀に影響を与える積ａ₁×Ｎ₁，ａ₂×Ｎ₂のいずれか１つ以上が増大しても、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁を調整することで、騒音レベル（振動パワーＰ₀）を小さくすることが可能となる。さらに、少なくとも遊星ローラ機構１２のピニオンローラ２３の個数Ｎ₁を３個に減らす場合の方が、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ₂を３個に減らす場合よりも、騒音レベルの最小値を小さくすることができる。さらに、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ₂を増やして締め代ａ₂を小さくすることで、騒音レベルの最小値をより小さくすることが可能となる。ただし、ピニオンローラ６３の個数Ｎ₂を７個以上に増やすと、ピニオンローラ６３の個数Ｎ₂の増加割合に対して、締め代ａ₂の減少割合が小さくなることで、振動パワーＰ₀に影響を与える積ａ₂×Ｎ₂が増大し、ピニオンローラ６３の個数Ｎ₂の増加による振動パワーＰ₀の低減効果が得られなくなる。そこで、本実施形態では、周方向に沿って並べるピニオンローラ２３の個数Ｎ₁を３個に設定し、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ₂を３個以上且つ６個以下に設定する。図３は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ₂が３個である例を示しており、図１１は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ₂が４個である例を示しており、図１２は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ₂が５個である例を示しており、図１３は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ₂が６個である例を示している。

　また、１ｄＢ程度の騒音レベルの変化については、人間はその差をほとんど認識できない。そこで、本実施形態では、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に対して、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁を、騒音レベル（振動パワーＰ₀）が最小値から＋１ｄＢ以下となる範囲内に設定する。以下、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ₁の範囲について説明する。

　図２，３に示すＮ₁＝３且つＮ₂＝３の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ₁の範囲は、図８に示すｅ₀＝５０の条件では、その下限値が７．２７であり、その上限値が１４．２７である。図９に示すｅ₀＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、その下限値が８．８７であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３^0.5）である。図１０に示すｅ₀＝８０の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、その下限値が１０．３３であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３^0.5）である。ｅ₀＝６５，８０の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の上限値が決まる。

　図２，１１に示すＮ₁＝３且つＮ₂＝４の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、図８に示すｅ₀＝５０の条件では、その下限値が７．３２（≒２５－１２．５×２^0.5）であり、その上限値が１１．４８である。図９に示すｅ₀＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、その下限値が９．５２（≒３２．５－１６．２５×２^0.5）であり、その上限値が１４．５７である。図１０に示すｅ₀＝８０の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、その下限値が１１．７２（≒４０－２０×２^0.5）であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３^0.5）である。ｅ₀＝５０，６５，８０の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の下限値が決まり、ｅ₀＝８０の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の上限値が決まる。

　Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、図８に示すｅ₀＝５０の条件では、その下限値が１０．３１であり、その上限値が１２．２６である。図９に示すｅ₀＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、その下限値が１３．４０であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３^0.5）である。ｅ₀＝５０，６５の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の下限値が決まり、ｅ₀＝６５の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の上限値が決まる。

　Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ₁の範囲は、図８に示すｅ₀＝５０の条件では、その下限値が１２．５０であり、その上限値が１４．１９である。ｅ₀＝５０の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ₁の範囲の下限値が決まる。

　さらに、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３～６の各条件において、総減速比ｅ₀（＝ｅ₁×ｅ₂）を（２４＋１６×２^0.5）以上の範囲で変更しながら、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ₁の範囲を調べた計算結果を図１４～１７に示す。図１４はＮ₁＝３且つＮ₂＝３の場合の計算結果を示し、図１５はＮ₁＝３且つＮ₂＝４の場合の計算結果を示し、図１６はＮ₁＝３且つＮ₂＝５の場合の計算結果を示し、図１７はＮ₁＝３且つＮ₂＝６の場合の計算結果を示す。図１４～１７の斜線部分が、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に対して、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、総減速比ｅ₀と１段目減速比ｅ₁との関係を表す。

　Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合、図１４の斜線部分の範囲は、以下の（１６）～（１８）式で表すことができる。ただし、（１８）式において、min[０．２０４×ｅ₀＋４．１２３，８＋４×３^0.5]は、（０．２０４×ｅ₀＋４．１２３）と（８＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。ｅ₀≦５３．０の場合は、ｅ₁≦０．２０４×ｅ₀＋４．１２３であり、ｅ₀＞５３．０の場合は、ｅ₁≦８＋４×３^0.5である。

　ｅ₀≧２４＋１６×２^0.5　　・・・(16)
　ｅ₁≧０．１０２×ｅ₀＋２．１９６　　・・・(17)
　ｅ₁≦min[０．２０４×ｅ₀＋４．１２３，８＋４×３^0.5] ・・・(18)

　（１６）～（１８）式は、リングローラ２２の内径ｄｒ₁とサンローラ２１の外径ｄｓ₁との比ρ₁（＝ｄｒ₁／ｄｓ₁）、及びリングローラ６２の内径ｄｒ₂とサンローラ６１の外径ｄｓ₂との比ρ₂（＝ｄｒ₂／ｄｓ₂）を用いて、以下の（１９）～（２１）式に変形できる。ただし、（２１）式において、min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5]は、（０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≦５３．０の場合は、ρ₁≦０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３であり、(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＞５３．０の場合は、ρ₁≦７＋４×３^0.5である。

　(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≧２４＋１６×２^0.5　　・・・(19)
　ρ₁≧０．１０２×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．１９６　　・・・(20)
　ρ₁≦min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5] ・・・(21)

　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合は、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となるように、（１９）～（２１）式（（１６）～（１８）式）が成立する範囲内にρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定する。これによって、騒音レベル（振動パワーＰ₀）を低減しつつ、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現することができる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合、総減速比ｅ₀の最大値は、１２４．８となる。

　さらに、図１４の破線は、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に対して、騒音レベルが最小値（最下点）となる、総減速比ｅ₀と１段目減速比ｅ₁との関係を表す。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合、図１４の破線は、以下の（２２）式で表すことができ、さらに、以下の（２３）式に変形できる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝３の場合に、騒音レベルをさらに低減するためには、（２３）式（（２２）式）がほぼ成立するように、ρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定することが好ましい。

　ｅ₁＝０．１４６×ｅ₀＋２．８９０　　・・・(22)
　ρ₁＝０．１４６×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．８９０　　・・・(23)

　また、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合、図１５の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（２４）、（２５）式で表すことができる。ただし、（２５）式において、min[０．１８５×ｅ₀＋２．３２０，８＋４×３^0.5]は、（０．１８５×ｅ₀＋２．３２０）と（８＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。ｅ₀≦６８．２の場合は、ｅ₁≦０．１８５×ｅ₀＋２．３２０であり、ｅ₀＞６８．２の場合は、ｅ₁≦８＋４×３^0.5である。

　ｅ₁≧(２－２^0.5)×ｅ₀／４　　・・・(24)
　ｅ₁≦min[０．１８５×ｅ₀＋２．３２０，８＋４×３^0.5] ・・・(25)

　（２４）、（２５）式は、以下の（２６）、（２７）式に変形できる。ただし、（２７）式において、min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5]は、（０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≦６８．２の場合は、ρ₁≦０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０であり、(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＞６８．２の場合は、ρ₁≦７＋４×３^0.5である。

　ρ₁≧(２－２^0.5)×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)／４－１　　・・・(26)
　ρ₁≦min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5] ・・・(27)

　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合は、（１９）、（２６）、（２７）式（（１６）、（２４）、（２５）式）が成立する範囲内にρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ₀）を低減しつつ、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現することができる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合、総減速比ｅ₀の最大値は、１０１．９となる。

　さらに、図１５の破線は、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ₁，Ｎ₂に対して、騒音レベルが最小値（最下点）となる、総減速比ｅ₀と１段目減速比ｅ₁との関係を表す。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合、図１５の破線は、以下の（２８）式で表すことができ、さらに、以下の（２９）式に変形できる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝４の場合に、騒音レベルをさらに低減するためには、（２９）式（（２８）式）がほぼ成立するように、ρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定することが好ましい。

　ｅ₁＝０．１２２×ｅ₀＋２．４８８　　・・・(28)
　ρ₁＝０．１２２×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．４８８　　・・・(29)

　また、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合、図１６の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（３０）、（３１）式で表すことができる。ただし、（３１）式において、min[０．２３４×ｅ₀＋０．５２０，８＋４×３^0.5]は、（０．２３４×ｅ₀＋０．５２０）と（８＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。ｅ₀≦６１．６の場合は、ｅ₁≦０．２３４×ｅ₀＋０．５２０であり、ｅ₀＞６１．６の場合は、ｅ₁≦８＋４×３^0.5である。

　ｅ₁≧０．２０６×ｅ₀　　・・・(30)
　ｅ₁≦min[０．２３４×ｅ₀＋０．５２０，８＋４×３^0.5] ・・・(31)

　（３０）、（３１）式は、以下の（３２）、（３３）式に変形できる。ただし、（３３）式において、min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，７＋４×３^0.5]は、（０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≦６１．６の場合は、ρ₁≦０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０であり、(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＞６１．６の場合は、ρ₁≦７＋４×３^0.5である。

　ρ₁≧０．２０６×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１　　・・・(32)
　ρ₁≦min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，７＋４×３^0.5] ・・・(33)

　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合は、（１９）、（３２）、（３３）式（（１６）、（３０）、（３１）式）が成立する範囲内にρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ₀）を低減しつつ、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現することができる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合、総減速比ｅ₀の最大値は、７２．４となる。

　さらに、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝５の場合は、図１６の斜線部分の上限から下限に移行するにつれて騒音レベルが小さくなるので、騒音レベルをさらに低減するためには、ρ₁＝０．２０６×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１（ｅ₁＝０．２０６×ｅ₀）がほぼ成立するように、ρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定することが好ましい。この場合、周方向に隣接するピニオンローラ６３間にトラクション力が発生しない程度の微小間隔を空けた状態で、５個のピニオンローラ６３が周方向に沿って並べられる。

　また、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合、図１７の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（３４）、（３５）式で表すことができる。ただし、（３５）式において、min[０．２７８×ｅ₀＋０．３９７，８＋４×３^0.5]は、（０．２７８×ｅ₀＋０．３９７）と（８＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。ｅ₀≦５２．３の場合は、ｅ₁≦０．２７８×ｅ₀＋０．３９７であり、ｅ₀＞５２．３の場合は、ｅ₁≦８＋４×３^0.5である。

　ｅ₁≧０．２５×ｅ₀　　・・・(34)
　ｅ₁≦min[０．２７８×ｅ₀＋０．３９７，８＋４×３^0.5] ・・・(35)

　（３４）、（３５）式は、以下の（３６）、（３７）式に変形できる。ただし、（３７）式において、min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，７＋４×３^0.5]は、（０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を表す。(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≦５２．３の場合は、ρ₁≦０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３であり、(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＞５２．３の場合は、ρ₁≦７＋４×３^0.5である。

　ρ₁≧０．２５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１　　・・・(36)
　ρ₁≦min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，７＋４×３^0.5] ・・・(37)

　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合は、（１９）、（３６）、（３７）式（（１６）、（３４）、（３５）式）が成立する範囲内にρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ₀）を低減しつつ、Ｎ₁＝Ｎ₂＝４では実現不可能な（２４＋１６×２^0.5）以上の大きい総減速比ｅ₀を実現することができる。Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合、総減速比ｅ₀の最大値は、５９．７となる。

　さらに、Ｎ₁＝３且つＮ₂＝６の場合は、図１７の斜線部分の上限から下限に移行するにつれて騒音レベルが小さくなるので、騒音レベルをさらに低減するためには、ρ₁＝０．２５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１（ｅ₁＝０．２５×ｅ₀）がほぼ成立するように、ρ₁，ρ₂（ｅ₁，ｅ₂）を設定することが好ましい。この場合、周方向に隣接するピニオンローラ６３間にトラクション力が発生しない程度の微小間隔を空けた状態で、６個のピニオンローラ６３が周方向に沿って並べられる。

　以上説明したように、本実施形態によれば、リングローラ２２，６２の径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、トラクションドライブ機構１０の体格の大型化を招くことなくトラクションドライブ機構１０全体での総減速比ｅ₀の増大を実現することができる。

　本実施形態では、キャリア２４及びリングローラ６２をケーシング２０に固定して回転を拘束し、リングローラ２２とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とキャリア６４との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からキャリア６４へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。また、リングローラ２２及びキャリア６４をケーシング２０に固定して回転を拘束し、キャリア２４とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とリングローラ６２との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からリングローラ６２へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。また、キャリア２４，６４をケーシング２０に固定して回転を拘束し、リングローラ２２とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とリングローラ６２との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からリングローラ６２へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。

　以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。

　１０　トラクションドライブ機構、１２，５２　遊星ローラ機構、２０　ケーシング、２１，６１　サンローラ、２２，６２　リングローラ、２３，６３　ピニオンローラ、２４，６４　キャリア、２７，２８，６７，６８　接触部。

Claims

　第１キャリアに回転自在に支持された複数の第１遊星ローラが第１サンローラと第１リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第１遊星ローラ機構と、第２キャリアに回転自在に支持された複数の第２遊星ローラが第２サンローラと第２リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第２遊星ローラ機構とが直列接続されたトラクションドライブ機構であって、
　第１遊星ローラの数Ｎ₁、第２遊星ローラの数Ｎ₂、第１リングローラの内径と第１サンローラの外径との比ρ₁、第２リングローラの内径と第２サンローラの外径との比ρ₂に関して、
　Ｎ₁＝３、Ｎ₂＝３，４，５または６、及び
　(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)≧２４＋１６×２^0.5
が成立し、
　Ｎ₂＝３ならば、
　（０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．１０２×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．１９６、及び
　ρ₁≦min[０．２０４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋３．１２３，
７＋４×３^0.5]
が成立し、
　Ｎ₂＝４ならば、
　（０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧(２－２^0.5)×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)／４－１、及び
　ρ₁≦min[０．１８５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)＋１．３２０，
７＋４×３^0.5]
が成立し、
　Ｎ₂＝５ならば、
　（０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．２０６×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１、及び
　ρ₁≦min[０．２３４×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．４８０，
７＋４×３^0.5]
が成立し、
　Ｎ₂＝６ならば、
　（０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３）と（７＋４×３^0.5）の小さい方の値を
min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，７＋４×３^0.5]
とすると、
　ρ₁≧０．２５×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－１、及び
　ρ₁≦min[０．２７８×(ρ₁＋１)×(ρ₂＋１)－０．６０３，
７＋４×３^0.5]
が成立する、トラクションドライブ機構。
　請求項１に記載のトラクションドライブ機構であって、
　第２サンローラと第１キャリアが連結されており、
　第１及び第２リングローラの回転が拘束されている、トラクションドライブ機構。