WO2015178098A1 - 摩擦ローラ式変速機 - Google Patents

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WO2015178098A1
WO2015178098A1 PCT/JP2015/059229 JP2015059229W WO2015178098A1 WO 2015178098 A1 WO2015178098 A1 WO 2015178098A1 JP 2015059229 W JP2015059229 W JP 2015059229W WO 2015178098 A1 WO2015178098 A1 WO 2015178098A1
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WO
WIPO (PCT)
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sun roller
cam
roller
input shaft
cage
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/059229
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English (en)
French (fr)
Inventor
吉岡　宏泰
松田　靖之
一宇 田中
今西　尚
Original Assignee
日本精工株式会社
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Publication date
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Priority to US15/313,167 priority patent/US10309501B2/en
Priority to EP15795781.2A priority patent/EP3147541B1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/10—Means for influencing the pressure between the members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/06—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members with members having orbital motion
    • F16H13/08—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members with members having orbital motion with balls or with rollers acting in a similar manner
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/02—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members without members having orbital motion
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H25/00—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms
    • F16H25/18—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions
    • F16H25/186—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions with reciprocation along the axis of oscillation

Definitions

  • the present invention relates to a friction roller transmission.
  • Patent Document 1 proposes a friction roller transmission that is incorporated into a drive device for an electric vehicle such as an electric vehicle, a hybrid vehicle, or an electric four-wheel drive vehicle, or a drive device for an industrial machine.
  • the friction roller transmission transmits the rotational driving force of a driving unit such as an electric motor to a driven unit while decelerating or increasing the speed.
  • FIG. 18 shows a sectional view as an example of the friction roller type transmission.
  • the annular roller 1 and a pair of sun roller elements 2A and 2B serving as sun rollers are arranged on the same axis.
  • a plurality of intermediate rollers 3 are arranged in the space between the annular roller 1 and the pair of sun roller elements 2A, 2B so as to be rotatable at equal intervals in the circumferential direction by the intermediate roller holder 4.
  • the sun roller elements 2A and 2B are supported by the input shaft 5, and a cam ring 6 fixed to the input shaft 5 is disposed on the opposite side of the sun roller element 2B from the sun roller element 2A side.
  • the sun roller element 2 ⁇ / b> A rotates with the input shaft 5.
  • the sun roller element 2 ⁇ / b> B is provided so as to be movable in the axial direction with respect to the input shaft 5, and rotational torque is transmitted through the cam ring 6.
  • the cam ring 6 is transmitted with rotational torque from the input shaft 5 by a key or a spline.
  • cam surfaces 7 are formed at a plurality of locations along the circumferential direction on the opposing surfaces of the cam ring 6 and the sun roller element 2 ⁇ / b> B, and a pair of cam surfaces 7, 7 facing each other.
  • a rolling element (steel ball) 8 is sandwiched therebetween.
  • the cam surfaces 7 and 7 and the rolling elements 8 constitute a loading cam mechanism 9 (see FIG. 18) that transmits power between the cam ring 6 and the sun roller element 2B.
  • Rotational torque applied to the input shaft 5 of the friction roller transmission is transmitted to the output shaft 11 through the sun roller elements 2A and 2B, the intermediate roller 3, the annular roller 1, and the connecting bracket 10.
  • the loading cam mechanism 9 applies an axial force corresponding to the rotational torque of the input shaft 5 to the sun roller element 2B when the input shaft 5 rotates.
  • the sun roller element 2B moves in a direction in which the distance between the sun roller elements 2A and 2B is narrowed in order to follow the elastic deformation of the sun roller elements 2A and 2B, the intermediate roller 3, the annular roller 1, and the connecting bracket 10.
  • FIG. 20A and 20B are sectional views taken along the line XX-XX shown in FIG. 19, and are explanatory views schematically showing the loading cam mechanism 9.
  • FIG. 20A the loading cam mechanism 9 enters a state in which the rolling elements 8 enter the bottoms of the cam surfaces 7 and 7 or the side close to the bottom when the rotational torque is not applied to the input shaft 5. From this state, when rotational torque is applied to the input shaft 5 of the friction roller type speed reducer, the rolling element 8 becomes shallower from the bottom of the cam surfaces 7 and 7 as the cam ring 6 rotates as shown in FIG. 20B. Relatively move toward the part. At this time, the axial distance ⁇ between the cam ring 6 and the sun roller element 2B increases.
  • the sun roller element 2B is pressed toward the other sun roller element 2A, and the contact pressure between the sun roller elements 2A, 2B and the intermediate roller 3 increases.
  • the contact pressure between the intermediate roller 3 and the annular roller 1 also increases.
  • the contact pressure of each roller changes in accordance with the magnitude of the rotational torque to be transmitted between the input shaft 5 and the output shaft 11 shown in FIG. 18, and the power is generated without causing excessive slip on each roller. Communication is possible.
  • the rolling elements 8 are arranged so as to be held by the cam surfaces 7 and 7. Therefore, when the centrifugal force Fc acts on the rolling element 8, as shown in FIG. 22, the axial component force (thrust Ft) depends on the contact angle of the contact point between the rolling element 8 and the cam surfaces 7 and 7. Works.
  • the acting thrust Ft is determined by the magnitude of the centrifugal force Fc and the contact angle, but it is difficult to accurately determine the contact angle at the time of design.
  • Patent Document 2 discloses a technique for providing a protrusion on the retainer to prevent the retainer from collapsing.
  • the stability of the rotational operation is improved by preventing the cage from falling down.
  • the centrifugal force acting on the rolling elements is large, and the strength of the cage that receives the centrifugal force becomes a problem.
  • the pocket of the cage has a small cross-sectional area, and if there is a change in the cross-sectional area due to the pocket, stress concentration tends to occur.
  • the sun roller is driven to rotate under an ultra-high speed condition where the maximum rotation speed is about 40000 rpm. Therefore, in the friction roller type transmission, it is important to improve the dynamic balance at the time of rotation, that is, to reduce the residual unbalance amount in order to reduce the vibration and noise of the entire transmission. Electric vehicles are particularly required to be quieter than conventional internal combustion engine-type vehicles, and reducing noise and noise generated by equipment is one of the important issues.
  • the shake accuracy during rotation of the cage is determined by the dimensions and position accuracy of the cam surfaces formed on the sun roller and the cam ring, the rolling elements, and the pocket of the cage. In this way, the more a plurality of parts are related, the more easily the runout accuracy deteriorates, and the residual unbalance amount in the assembled state tends to increase.
  • an object of the present invention is to provide a friction roller type transmission in which the loading cam mechanism can have a structure with excellent dynamic balance so that the power transmission efficiency during high-speed rotation does not decrease.
  • the present invention has the following configuration. (1) An input shaft, a sun roller disposed concentrically with the input shaft and having a rolling contact surface on the outer peripheral surface, and a concentric contact with the sun roller on the outer peripheral side of the sun roller and rolling contact surface on the inner peripheral surface And an annular space between the rolling contact surface of the sun roller and the rolling contact surface of the annular roller, the sun roller being supported rotatably about a rotation shaft disposed in parallel with the input shaft.
  • a friction roller transmission comprising: a plurality of intermediate rollers that are in rolling contact with an outer peripheral surface of the annular roller; and an output side shaft connected to an axial side surface of the annular roller or the intermediate roller.
  • the sun roller includes a pair of sun roller elements divided in the axial direction of the input shaft, and at least one of the pair of sun roller elements is a movable sun roller element movable in the axial direction, A first cam surface formed along the circumferential direction of the input shaft and having an axial depth that gradually changes in the circumferential direction, and a second cam surface disposed to face the first cam surface A rolling element that is sandwiched between the first and second cam surfaces, and an annular cage that holds the rolling element in a pocket, and the first or second cam surface is A loading cam mechanism that rotates together with the input shaft to displace the movable sun roller element in an axial direction;
  • the friction roller transmission wherein the cage is provided on an inner diameter surface, and has an inner diameter surface guide portion that is inserted into the input shaft and positions the cage with respect to the input shaft.
  • the first cam surface is formed at a plurality of locations along the circumferential direction on the outer end surface of the movable sun roller element opposite to the other sun roller element.
  • the second cam surface is opposed to the outer end surface of the movable sun roller element via the retainer, and is arranged on the end surface of a cam ring that rotates together with the input shaft.
  • the second cam surface corresponds to the first cam surface.
  • the cage has a plurality of pockets that respectively hold the plurality of rolling elements.
  • the loading cam mechanism can have a structure with excellent dynamic balance so that the power transmission efficiency during high-speed rotation does not decrease.
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view including an input shaft shown in FIG. 1 and members inserted into the input shaft.
  • FIG. 4 is a partially exploded perspective view including an input shaft, a sun roller element, a cage, and a cam ring shown in FIG. 3. It is a top view of a holder
  • FIG. 5 is an assembly diagram of each member in the section taken along line VI-VI in FIG. 4.
  • FIG. 5 is an assembly diagram of each member in a section taken along line VII-VII in FIG. 4.
  • FIG. 6 is a partially exploded perspective view including an input shaft, a sun roller element, a cage, and a cam ring in a second configuration example.
  • FIG. 11 is an assembly view taken along line XI-XI in FIG. 10. It is a principal part perspective view which shows the 3rd structural example of a friction roller type transmission.
  • FIG. 13 is a side view showing a state in which the loading cam mechanism shown in FIG. 12 is assembled.
  • FIG. 14 is a partial cross-sectional view taken along line XIV-XIV shown in FIG. 12. It is a graph which shows the relationship with the peripheral speed v of the traction part of traction coefficient (mu). It is sectional drawing of the cam surface and ball
  • FIG. 14 is a cross-sectional view taken along line XX-XX in FIG. 13 and is an explanatory view schematically showing a loading cam mechanism.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view taken along line XX-XX in FIG. 13 and is an explanatory view schematically showing a loading cam mechanism.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view taken along line XX-XX in FIG. 13 and is an explanatory view schematically showing a loading cam mechanism. It is sectional drawing of the conventional cam ring and a sun roller element. It is a partially expanded sectional view of the conventional cam ring and sun roller element.
  • FIG. 1 is a view for explaining an embodiment of the present invention, and is a sectional view of a friction roller type transmission.
  • the friction roller transmission 100 includes an input shaft (sun shaft) 12, a sun roller 13, an annular roller 15, a plurality of intermediate rollers 17, an output shaft 19 connected to the annular roller 15, and a loading cam mechanism 20.
  • the sun roller 13 is rotationally driven by an input shaft 12 coupled to a drive shaft such as an electric motor (not shown), and the rotation of the sun roller 13 is rotated via a plurality of intermediate rollers 17. Is transmitted to the output shaft 19.
  • the input shaft 12 and the output shaft 19 are supported on the same shaft Ax1 by a bearing (not shown).
  • the sun roller 13 has a pair of sun roller elements 21 and 23 divided along a direction along the axis Ax1 of the input shaft 12 (hereinafter referred to as an axial direction).
  • the pair of sun roller elements 21 and 23 are arranged concentrically with each other in a state where a gap 29 is provided between the opposed side end faces 25 and 27 facing each other in the axial direction.
  • the sun roller element 23 is a movable sun roller element that is arranged so as to be movable in the axial direction so as to be rotatable relative to the input shaft 12.
  • a part of the outer peripheral surface 31 of the sun roller element 21 has an inclined surface whose outer diameter increases from the opposing end surface 25 toward the outer end surface 35 opposite to the opposing end surface 25.
  • the outer peripheral surface 33 of the sun roller element 23 also has an inclined surface having an outer diameter that increases from the opposing side end surface 27 toward the outer side end surface 37 opposite to the opposing side end surface 27.
  • the annular roller 15 is an annular roller disposed on the outer peripheral side of the sun roller 13 and concentrically with the input shaft 12 and the sun roller 13.
  • the inner peripheral surface 39 of the annular roller 15 has an inclined surface that is inclined in a direction in which the inner diameter increases toward the axial center, and this inclined surface serves as a rolling contact surface with the intermediate roller 17.
  • the annular roller 15 is supported by a connecting bracket 45 whose one axial inner peripheral surface is connected to the output shaft 19 while being movable in the axial direction and fixed in the rotational direction.
  • the annular roller 15 rotates integrally with the output shaft 19.
  • the intermediate roller 17 is disposed at a plurality of locations along the circumferential direction in the annular space between the outer peripheral surfaces 31 and 33 of the sun roller 13 and the inner peripheral surface 39 of the annular roller 15.
  • Each intermediate roller 17 is supported by an intermediate roller holder 41 so as to be rotatable about a rotation axis Ax2 parallel to the input shaft 12.
  • the intermediate roller holder 41 rotatably supports shaft end portions 47 and 47 of each intermediate roller 17 by radial bearings 49 and 49.
  • the outer peripheral surface 43 of the intermediate roller 17 is a convex curved surface having a generatrix shape, and is in rolling contact with the outer peripheral surfaces 31 and 33 of the sun roller 13 and the inner peripheral surface 39 of the annular roller 15, respectively.
  • FIG. 2 shows a perspective view of the intermediate roller 17 and the carrier 42 supported by the intermediate roller holder 41.
  • the cross-sectional view shown in FIG. 1 shows the II cross section of FIG.
  • a plurality (three in the present configuration example) of intermediate rollers 17 are arranged at equal intervals in the circumferential direction around the central axis Ax1 of the input shaft 12, and the outer peripheral surface 43 is exposed to the outer peripheral side of the central axis Ax1.
  • These intermediate roller holders 41 are supported by the carrier 42 so as to be capable of swinging radially outward about the swing shaft 44 and movable in the axial direction along the swing shaft 44.
  • the carrier 42 is fixed to a housing on the fixed side (not shown).
  • the intermediate roller 17 is supported so as to be prevented from revolving with respect to the input shaft 12, and to swing freely protruding and retracted radially outward of the central shaft Ax ⁇ b> 1 and movable in the axial direction.
  • the loading cam mechanism 20 presses the sun roller element 23 toward the sun roller element 21 in the axial direction as the transmission torque of the input shaft 12 shown in FIG.
  • FIG. 3 shows a partial cross-sectional view including the input shaft 12 shown in FIG. 1 and each member inserted into the input shaft 12.
  • 4 is a partially exploded perspective view including the input shaft 12, the sun roller element 23, the retainer 51, and the cam ring 53 shown in FIG.
  • the distal end portion 12a side that is the output shaft 19 side of the input shaft 12 is referred to as the distal end side (right side in FIG. 3), and the opposite side is referred to as the proximal end side (left side in FIG. 3).
  • the input shaft 12 includes a stepped portion 55 formed on the proximal end side of the input shaft 12 and having a side surface facing the distal end side, and a distal end portion of the input shaft 12 from the stepped portion 55.
  • a small-diameter shaft portion 57 that is thinner than the outer diameter of the stepped portion 55.
  • the sun roller element 21, the sun roller element 23, the retainer 51, the cam ring 53, the backup member 59, and the loading nut 61 that are in contact with the stepped portion 55 are mounted on the small diameter shaft portion 57 in this order. Further, a needle bearing 65 that is in rolling contact with the output shaft 19 shown in FIG. 1 is mounted on the outer peripheral surface of the distal end portion 12a of the small-diameter shaft portion 57.
  • the sun roller element 21 rotates integrally with the input shaft 12 by abutting against the stepped portion 55.
  • the sun roller element 23, the cam ring 53, and the backup member 59 are supported by the small-diameter shaft portion 57 so as to be movable along the axial direction.
  • the cage 51 disposed between the sun roller element 23 and the cam ring 53 holds a plurality of rolling elements (balls) 63.
  • An annular disc spring 67 as a spring member is mounted between the cam ring 53 and the backup member 59.
  • the disc spring 67 urges the cam ring 53 toward the base end side to apply a preload to the sun roller element 23 from the backup member 59 side toward the base end side.
  • the cam ring 53, the backup member 59, and the disc spring 67 are collectively referred to as a loading portion 69.
  • the loading unit 69 displaces the sun roller element 23 in the axial direction.
  • the small-diameter shaft portion 57 is formed with a male screw portion 71 on the outer peripheral surface on the tip side of the axial region where the sun roller 13 and the loading portion 69 are arranged.
  • the loading nut 61 is screwed into the male thread portion 71, the sun roller elements 21 and 23 and the loading portion 69 are prevented from being detached from the small diameter shaft portion 57.
  • the back-up member 59 and the cam ring 53 have an engaging claw portion (not shown) formed of a convex portion and a concave portion protruding in the axial direction on the outer peripheral end surface portion facing each other.
  • the protrusions and recesses of these engaging claws are engaged with each other, whereby the backup member 59 and the cam ring 53 are prevented from rotating relative to each other, and rotate integrally in a state of being able to advance and retract in the axial direction. Therefore, the rotational torque from the input shaft 12 and the pre-pressure from the disc spring 67 are transmitted to the sun roller element 23 at the same time.
  • the loading cam mechanism 20 includes a first cam surface 75 on the sun roller element 23 side, a second cam surface 77 on the cam ring 53 side, a first cam surface 75, and a second cam surface. 77, each having a ball 63 sandwiched between them.
  • the first cam surface 75 is provided on the outer end surface 37 of the sun roller element 23 at a plurality of locations along the circumferential direction (three locations in this configuration) at equal intervals.
  • the second cam surface 77 is formed on the outer end surface 37 of the sun roller element 23 on the end surface 91 of the cam ring 53 that is disposed so as to face the cage 51, and a plurality of locations corresponding to the first cam surface 75 (this configuration) In three places).
  • the first cam surface 75 and the second cam surface 77 each have an axial depth that gradually changes along the circumferential direction, and the central portion along the circumferential direction is deepest, and the circumference of the cam surface It has a shape that becomes shallower toward the direction end (both ends).
  • the ball 63 is held in a pocket 79 formed in the cage 51 and is in rolling contact with the first cam surface 75 and the second cam surface 77.
  • each ball 63 is positioned at the deepest portion of the first cam surface 75 and the second cam surface 77 in a state where the input shaft 12 stops rotating (see FIG. 14A). State shown). In this state, due to the elastic force of the disc spring 67, only the pre-pressure that the sun roller element 23 presses against the other sun roller element 21 works.
  • the sun roller element 23 is pressed toward the sun roller element 21 in the axial direction.
  • the sun roller element 23 is directed toward the sun roller element 21 on the axial base end side by the elastic force generated from the disc spring 67 and the axial thrust generated by the balls 63 riding on the cam surfaces 75 and 77. Pressed.
  • the sun roller element 23 is rotationally driven around the input shaft 12 by applying rotational torque from the cam ring 53 via the balls 63.
  • the axial distance between the sun roller element 21 and the sun roller element 23 is narrowed by the axial thrust generated by the loading cam mechanism 20.
  • the contact surface pressure is increased on the outer circumferential surface of each sun roller element 21, 23, the outer circumferential surface of the intermediate roller 17, and the inner circumferential surface of the annular roller 15, thereby preventing slippage.
  • each intermediate roller 17 and the annular roller 15 are moved and aligned in the axial direction as the sun roller element 23 moves in the axial direction.
  • the contact surface pressure of each roller is optimized according to the magnitude of the rotational torque to be transmitted between the input shaft 12 and the output shaft 19, and the rotation As the torque increases, the contact surface pressure increases smoothly. As a result, excessive slip does not occur in each roller portion, and it is possible to prevent an increase in rolling resistance due to an excessive contact surface pressure of each roller portion in a low speed region.
  • FIG. 5 is a plan view of the cage 51
  • FIG. 6 is an assembly view of each member in the section taken along line VI-VI in FIG. 4
  • FIG. 7 is an assembly view of each member in the section taken along line VII-VII in FIG.
  • the retainer 51 faces a plurality of pockets 79 that accommodate the balls 63, an inner surface guide portion 81 provided on the inner surface, and the movable sun roller element 23 shown in FIG.
  • a plurality of guide protrusions 87 as end face guides provided on the end face 83 and a plurality of guide protrusions 89 as end face guides provided on the end face 85 facing the cam ring 53 are provided.
  • the guide projections 87 and 89 on both end faces 83 and 85 of the cage 51 are formed at the same protruding height toward the outside in the axial direction of the cage 51. As shown in FIGS. 5 and 7, the guide protrusions 87 and 89 are provided in the same phase at three locations with respect to each end face at equal intervals along the circumferential direction.
  • the pocket 79 is arranged along the circumferential direction with an equal circumferential angle ⁇ p (120 °), and the guide protrusions 87 and 89 also have the same circumferential angle ⁇ G (120 °). Are arranged along the circumferential direction.
  • the guide protrusions 87 and 89 are arranged with a phase shift from the pocket 79 by ⁇ G / 2 (60 °).
  • the guide protrusions 87 and 89 are arranged at an intermediate position between the pockets 79 adjacent to each other in the circumferential direction, and are arranged with a phase shift from the pocket 79 in the circumferential direction. Accordingly, the strength and rigidity of the cage 51 can be made uniform, and even if wear powder is generated when the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 come into contact with each other, the first and second cam surfaces 75 are used. , 77 and the surface of the ball do not adhere to the wear powder. Therefore, there is no possibility of causing cam malfunction (thrust reduction, excessive thrust) due to biting, reduction in surface roughness, plastic deformation, or the like.
  • the outer end surface 37 of the movable sun roller element 23 serves as an end surface guide portion that guides the guide projection 87 to a position corresponding to the guide projection 87 of the cage 51.
  • a guide groove 93 is formed.
  • guide grooves 95 as end surface guide portions for guiding the guide projection portions 89 are also formed on the end surface 91 facing the cage 51 of the cam ring 53 at positions corresponding to the guide projection portions 89 of the cage 51. .
  • the cage 51 is positioned with respect to the radial direction when the input shaft 12 is inserted into the inner diameter surface guide portion 81. Thereby, the holder
  • the axial thickness of the inner diameter surface guide portion 81 is 2 to 10%, preferably 3 to 5%, of the diameter of the cage 51. The larger the axial thickness of the inner diameter surface guide portion 81, the more difficult it is for the cage 51 to fall.
  • the guide protrusions 87 and 89 are guided by the corresponding guide grooves 93 and 95, respectively, so that the cage 51 can be prevented from falling down more reliably. By doing so, high shake accuracy of the cage 51 is ensured, and generation of vibration and noise of the entire device can be suppressed.
  • FIG. 8 shows a cross-sectional view of the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 along the circumferential direction.
  • the guide protrusions 87 and 89 have the shortest distance from the guide grooves 93 and 95, and become the first contact portions when the cage 51 falls down.
  • the state shown in FIG. 8 shows a state in which the cage 51 does not fall down. However, even when elastic deformation occurs in the sun roller element 23, the cam ring 53, and the cage 51 shown in FIG. It is necessary to secure a certain amount of clearance tc1 between the guide grooves 93 and 95.
  • the guide grooves 93 and 95 of the present configuration guide the guide projections 87 and 89 that come into contact with each other by being tilted to the bottom of the groove, thereby returning the cage 51 to the normal position and posture.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view along the circumferential direction of the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 in a state where a rotational torque is applied between the sun roller 13 and the cam ring 53 shown in FIG. In this state, the distance between the sun roller element 23 and the cam ring 53 is increased, but the top portions of the guide protrusions 87 and 89 are displaced from the bottom portions of the guide grooves 93 and 95.
  • the guide grooves 93 and 95 are formed as inclined surfaces having an inclination angle ⁇ 1 with respect to the circumferential direction so as not to contact the guide protrusions 87 and 89 even when the top portions are displaced.
  • the inclination angle ⁇ 1 may be substantially the same as the inclination angle along the circumferential direction of the first and second cam surfaces 75 and 77.
  • the guide grooves 93 and 95 have groove bottom surfaces having the same inclination as the first and second cam surfaces 75 and 77. In this case, even if the first and second cam surfaces 75 and 77 approach and separate from each other via the ball 63, the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 are substantially the same distance as the axial movement amount. And the clearance tc2 between the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 is secured. Therefore, interference between the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 is prevented.
  • ⁇ 1 tan ⁇ 1 ⁇ Lc / (2 ⁇ r) ⁇ (1)
  • r is the arc radius [mm] of the guide grooves 93 and 95
  • the cam lead Lc is inclined corresponding to the axial movement amount [mm / 360 °] per rotation of the first and second cam surfaces 75 and 77. Degree.
  • the amount of elastic deformation of the power transmission members such as the sun roller 13, the annular roller 15, and the intermediate roller 17 changes according to the increase or decrease of the rotational torque.
  • the sun roller element 23 slightly moves in the rotational direction and the axial direction with respect to the input shaft 12 in order to follow the respective elastic deformation amounts.
  • the cage 51 and the ball 63 move by 1 ⁇ 2 of the relative movement amount of the sun roller element 23 in the axial direction.
  • the protrusion height H of the guide protrusions 87 and 89 of the retainer 51 needs to be at least half the relative movement amount.
  • the ball 63 is held by the cage 51, so that the thrust acts on the sun roller element 23 and the cam ring 53 in the axial direction by the centrifugal force acting on the ball 63 during high-speed rotation.
  • the guide protrusions 87 and 89 of the cage 51, the sun roller element 23, and the guide grooves 93 and 95 of the cam ring 53 regulate the axial position of the cage 51 and prevent it from collapsing. Accurate and appropriate.
  • the cage 51 adjusts the axial center position by the inner diameter surface guide portion 81 regardless of the balls 63, it is easy to ensure the deflection accuracy during rotation. As a result, the residual unbalance amount in the assembled state is reduced, generation of vibration and sound can be reduced, and high silence can be obtained. Furthermore, according to this configuration, it is not necessary to prepare a new jig for correcting the dynamic balance or to assemble the ball 63, the sun roller element 23, and the cam ring 53 for the purpose of holding the cage. Down can be realized.
  • FIG. 10 is a partially exploded perspective view including the input shaft 12, the sun roller element 23, the retainer 51A, and the cam ring 53A of the second configuration example
  • FIG. 11 is an assembly view taken along the line XI-XI in FIG.
  • the loading cam mechanism 20A of this configuration is the same as that of the first configuration example described above except that the boss portion 97 of the cam ring 53A is inserted into the inner diameter surface guide portion 81A of the cage 51A.
  • the same reference numerals are assigned to the same members, and the description is simplified or omitted.
  • the cam ring 53A has an annular boss portion 97 extending in the axial direction on the inner peripheral side.
  • the retainer 51A has an inner diameter surface guide portion 81A into which the boss portion 97 is inserted. By inserting the boss portion 97 into the inner diameter surface guide portion 81A, the axial center position of the retainer 51A with respect to the input shaft 12 is It is adjusted with higher accuracy. Other operational effects are obtained in the same manner as in the first configuration example.
  • the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 in each of the above-described configuration examples are all pitch pitch diameters P. C. D. (see FIG. 5) is formed on the inner diameter side. C. D. May be formed on the outer diameter side of P.P. C. D. It may be formed on the line.
  • the balls 63 are often formed of a high carbon chrome bearing steel such as SUJ2 generally defined in JIS G 4805 or a ferrous metal material such as stainless steel. Therefore, when the balls 63 are formed of a ceramic material containing silicon nitride Si 3 N 4 , silicon carbide SiC, alumina Al 2 O 3 , and zirconia ZrO 2 , the specific gravity is smaller than that of the Fe-based material, and the thrust Ft caused by centrifugal force (Refer to FIG. 16) The specific gravity of the Fe-based material is about 7.8, whereas silicon nitride is 3.2, silicon carbide is 3.2, alumina is 3.9, zirconia Is a specific gravity of about 6.0).
  • the guide projections 87 and 89 provided on the cages 51 and 51A are formed separately from the cage body by fixing the projection members such as pins by means such as press-fitting and welding, which are not separated during operation. May be.
  • the cage and the member for guiding the cage are made of different materials.
  • At least one of the cage and the member that guides the cage may be subjected to a surface treatment for ensuring slidability.
  • a surface treatment include applying and baking a solid lubricant, PVD, CVD, nitriding, carburizing and quenching, carbonitriding, and formation of a DLC (Diamond-Like Carbon) film.
  • the treatment with higher hardness than the base material is preferable from the viewpoint of ensuring the durability of the sliding portion.
  • FIG. 12 is a perspective view of a main part showing a third configuration example of the friction roller transmission.
  • the friction roller type speed reducer of this configuration also ensures durability and transmission efficiency while suppressing the occurrence of gross slip by adjusting the traction coefficient ⁇ of each traction part according to the peripheral speed v of each traction part. It has the structure which aims to improve.
  • the traction coefficient ⁇ in this case is adjusted so that the normal force acting on the traction surface increases as the peripheral speed v of the traction portion increases.
  • the structure and operation of the other parts are the same as those described above. Therefore, here, the description will focus on the features of this configuration.
  • a pair of loading cam mechanisms 20B and 20C are installed at positions sandwiching the pair of sun roller elements 21 and 23 constituting the sun roller 13 from both sides in the axial direction.
  • the structure of the pair of loading cam mechanisms 20B and 20C is the same except for a portion not related to the gist of the present invention, such as a symmetrical structure of a portion for applying a preload to each of the sun roller elements 21 and 23. Therefore, in the following description, only one of the pair of loading cam mechanisms 20B, 20C (right side in FIG. 12) is performed.
  • the loading cam mechanism 20 ⁇ / b> B includes a sun roller element 23, a cam ring 53, a plurality of balls 63, and a holder 51 that holds the balls 63.
  • the sun roller element 23 is supported at the intermediate portion of the input shaft 12 so as to be concentric with the input shaft 12 and capable of relative rotation and axial displacement with respect to the input shaft 12.
  • the retainer 51 has a plurality of pockets 79 in which the balls 63 are accommodated, and guide protrusions 87 (not shown, but also formed with guide protrusions 89) formed on both end surfaces, as described above.
  • the arrangement positions of the pockets 79 and the guide protrusions 87 and 89 are the same as the arrangement positions shown in FIGS. 4 and 10 described above.
  • FIG. 13 is a side view showing a state in which the loading cam mechanism 20B shown in FIG. 12 is assembled.
  • the axial thickness d of the loading cam mechanism 20B is minimum when the input shaft is stopped rotating, and increases according to the position where the ball 63 rides on the cam surfaces 78 and 26 when the input shaft is driven to rotate.
  • the outer peripheral surface of the base end portion of the sun roller element 23 is provided with flanges 24 having an outward flange shape, and a plurality of circumferential directions on the base end surface of the sun roller element 23 including the flange portions 24 are indicated by dotted lines in FIG.
  • a driven cam surface 26 is provided.
  • a driving cam surface 78 is formed on the end surface of the cam ring 53 facing the driven cam surface 26.
  • the outer peripheral surface of the tip portion of the sun roller element 23 that is in rolling contact with the outer peripheral surface of the intermediate roller 17 (see FIG. 1) is a partially conical convex inclined surface that is inclined in a direction in which the outer diameter decreases toward the front end surface. is there.
  • the loading cam mechanism 20B is based on the engagement between the balls 63 and the cam surfaces 78 and 26. An axial force corresponding to the size of the cam angle in the circumferential direction of the cam surfaces 78 and 26 is generated.
  • FIG. 14 is a partial cross-sectional view taken along the line XIV-XIV shown in FIG. In FIG. 14, the cage is not shown in order to simplify the description.
  • a centrifugal force Fc acts on the ball 63 during the operation of the speed reducer according to the rotational speed of the input shaft.
  • This centrifugal force Fc is converted into an axial force Ft according to a cam angle ⁇ which is an angle formed between the cam surface 26 (the cam surface 78 is in contact with the ball 63) and the vertical line L1 of the axis Ax1.
  • the radial cross sections of the cam surfaces 78 and 26 shown in FIG. 14 gradually change from the deepest portion of the cam surfaces 78 and 26 toward the outer diameter portion, and become linearly shallow.
  • the cam angle ⁇ of the cam surfaces 78 and 26 is formed at a certain angle, and the cam angle ⁇ in the cam surfaces 78 and 26 is constant regardless of the radial position. For this reason, the contact angle between the ball 63 and the cam surfaces 78 and 26 is always constant regardless of the operating state in which various conditions such as the rotational speed and transmission torque change, the rigidity of the member, the gap between the members, and the like.
  • the design value of the pressing force generated by the cam surfaces 26 and 78 is not increased as a whole in accordance with the decrease in the limit traction coefficient ⁇ max at the time of high speed rotation of the speed reducer, so that the traction coefficient ⁇ is excessive. There is no need to make it too high. Therefore, it is possible to improve the power transmission efficiency especially at the time of low speed rotation and improve the durability of the speed reducer.
  • the axial pressing force generated by the loading cam mechanism 20B is as follows. That is, the pressing force is based on an increase in the axial thickness d (see FIG. 13) of the loading cam mechanism 20B based on the engagement between the balls 63 and the cam surfaces 26 and 78, and the input shaft.
  • the centrifugal force Fc generated in the ball 63 in accordance with the rotational speed of the cam surface 26 the axial force Fa converted by the cam angle ⁇ on the inclined surface in the outer diameter direction of the cam surfaces 26 and 78 is a total force.
  • the force based on the centrifugal force Fc increases as the rotational speed of the sun roller element 23 increases. Therefore, as the peripheral speed v of each traction portion increases, the pressing force generated by the loading cam mechanism 20B increases.
  • FIG. 15 is a graph showing the relationship between the traction coefficient ⁇ and the peripheral speed v of the traction section.
  • a solid line a in the graph indicates a limit traction coefficient ⁇ max that is a limit traction coefficient capable of transmitting power
  • a broken line b indicates a traction coefficient in the case of a friction roller type speed reducer having a conventional structure.
  • the traction coefficient ⁇ in each traction portion of the friction roller type speed reducer having this configuration can be reduced in the high speed range. Further, as shown in the range of ⁇ in the figure, the traction coefficient ⁇ can be increased or decreased by changing various conditions.
  • the relationship between the traction coefficient ⁇ and the peripheral speed v of the traction portion can be brought closer to the relationship indicated by the solid line a as compared with the conventional structure. For this reason, when the circumferential speed v is slow, the pressing force of each traction portion is prevented from becoming excessively large, and when the circumferential speed v is fast, the necessary pressing force can be ensured, and the durability is improved. Ensuring and improving power transmission efficiency can be achieved.
  • the traction coefficient ⁇ in each traction portion is a constant value regardless of the circumferential speed v. For this reason, if the pressing force when the peripheral speed v is high is appropriate, if the peripheral speed v is low, the pressing force of each traction portion becomes excessively large, which may lead to a decrease in durability and transmission efficiency. There is sex. On the other hand, if the pressing force is appropriate when the circumferential speed v is low, gloss slip is likely to occur at each traction section when the circumferential speed v is high.
  • the cage 51 has the same configuration as the cage in the first configuration example described above, supports the centrifugal force applied to the balls 63 constituting the loading cam mechanism 20B, and appropriately sets the radial positions of the balls 63. Regulate to state.
  • the retainer 51 is formed with pockets 79 at a plurality of circumferential positions (three places in the illustrated example) at regular intervals to hold the balls 63 so as to roll freely.
  • the radial direction of the circumferential intermediate portion between the adjacent pockets 79 is a portion where the phase in the circumferential direction is out of the pockets 79 on both side surfaces of the cage 51 in the axial direction.
  • a guide projection 87 that projects toward the base end surface of the sun roller element 23 and one side surface of the cam ring 53 (and the guide projection 89 (not shown)) is provided integrally with the cage 51 at the inward portion.
  • the axial height H of each of these guide projections 87 and 89 is larger than 1 ⁇ 2 of the difference ⁇ d between the maximum value and the minimum value of the axial thickness d of the loading cam mechanism 20B shown in FIG. 13 (H> ⁇ d / 2).
  • cam surfaces 26 and 78 are formed in the radially inward portions facing the guide protrusions 87 and 89 among the base end surface of the sun roller element 23 and one side surface of the cam ring 53.
  • FIG. 16 shows a cross-sectional view of the cam surfaces 26 and 78 and the ball 63 similar to those in FIG. 20A described above.
  • the cam surfaces 26 and 78 are concave portions whose depth in the axial direction (horizontal direction in the figure) is deepest in the central part in the circumferential direction (vertical direction in the figure) and becomes shallower from the central part toward both ends in the circumferential direction. is there.
  • the distance between the central axis of 20B and the radial center of each guide groove 93, 95 is R, and the distance between this central axis and the radial center of each cam surface 26, 78 is r.
  • the guide grooves 93 and 95 and the cam surfaces 26 and 78 of the present configuration have the relationship of the following expression (4) except for errors that do not cause practical problems such as inevitable manufacturing errors. It is regulated to meet.
  • each guide projection 87 is increased regardless of an increase in the gap between the base end surface of the sun roller element 23 and one side surface of the cam ring 53 with an increase in the amount of each ball 63 riding on each cam surface 26, 78. , 89 and the bottom surfaces of the guide grooves 93, 95 can be kept close to each other.
  • the axial height H of each guide projection 87, 89 is larger than 1 ⁇ 2 of the difference ⁇ d between the maximum value and the minimum value of the axial thickness d of the loading cam mechanism 20B. Therefore, even when the axial thickness of the gap between the base end surface of the sun roller element 23 and one side surface of the cam ring 53 is maximized, the guide protrusions 87 and 89 and the guide grooves 93 and 95 are engaged. Will not come off.
  • each ball 63 is made of the ceramic described above. For this reason, compared with the case where each ball 63 is made of an iron-based metal, the centrifugal force applied to each ball 63 when the rotary shaft rotates can be kept small.
  • the tip portions of the guide projections 87 and 89 and the bottom surfaces of the guide grooves 93 and 95 remain in close proximity to each other. Therefore, when the cage 51 tends to be displaced in the axial direction, the tip portions of the guide protrusions 87 and 89 and the bottom surfaces of the guide grooves 93 and 95 come into contact with each other, Shaking in the axial direction is prevented.
  • the guide protrusions 87 and 89 are formed with the phase in the circumferential direction out of both side surfaces in the axial direction of the retainer 51 with the portions away from the pockets 79. For this reason, based on the centrifugal force applied to each ball 63, the position of the force applied to the cage 51 from the inner surface of each pocket 79 and the force applied to this cage 51 based on the presence of the guide projections 87 and 89 Is shifted in the circumferential direction. As a result, it is possible to prevent stress from being excessively concentrated on the portions where the pockets 79 are formed, and to ensure the durability of the cage 51.
  • FIG. 17 shows a modification of the third configuration of the friction roller type transmission.
  • the present modification has the same configuration as that of the loading cam mechanism shown in FIG. 12 except that the cage, the guide protrusion, and the guide groove are not provided.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and the configurations of the embodiments may be combined with each other, or may be modified or applied by those skilled in the art based on the description of the specification and well-known techniques.
  • the invention is intended and is within the scope of seeking protection.
  • the above-described loading cam mechanism 20 is not limited to a cam configuration using balls as rolling elements, and may be a roller cam mechanism.
  • the cam surface may be provided on the rotating annular roller side.
  • the output shaft is not limited to the configuration connected to the annular roller, but may be configured to be fixed to the housing or the like and connected to the rotation shaft of the intermediate roller.
  • the intermediate roller is a planetary roller that revolves while rotating around the input shaft.
  • An input shaft a sun roller disposed concentrically with the input shaft and having a rolling contact surface on the outer peripheral surface, and a concentric contact with the sun roller on the outer peripheral side of the sun roller and rolling contact surface on the inner peripheral surface And an annular space between the rolling contact surface of the sun roller and the rolling contact surface of the annular roller, the sun roller being supported rotatably about a rotation shaft disposed in parallel with the input shaft.
  • a friction roller transmission comprising: a plurality of intermediate rollers that are in rolling contact with an outer peripheral surface of the annular roller; and an output side shaft connected to an axial side surface of the annular roller or the intermediate roller.
  • the sun roller includes a pair of sun roller elements divided in the axial direction of the input shaft, and at least one of the pair of sun roller elements is a movable sun roller element movable in the axial direction, A first cam surface formed along the circumferential direction of the input shaft and having an axial depth that gradually changes in the circumferential direction, and a second cam surface disposed to face the first cam surface A rolling element that is sandwiched between the first and second cam surfaces, and an annular cage that holds the rolling element in a pocket, and the first or second cam surface is A loading cam mechanism that rotates together with the input shaft to displace the movable sun roller element in an axial direction;
  • the friction roller transmission wherein the cage is provided on an inner diameter surface, and has an inner diameter surface guide portion that is inserted into the input shaft and positions the cage with respect to the input shaft.
  • the first cam surface is formed at a plurality of locations along the circumferential direction on the outer end surface of the movable sun roller element opposite to the other sun roller element.
  • the second cam surface is opposed to the outer end surface of the movable sun roller element via the retainer, and is arranged on the end surface of a cam ring that rotates together with the input shaft.
  • the second cam surface corresponds to the first cam surface.
  • the cage has a plurality of pockets that respectively hold the plurality of rolling elements.
  • the cam ring has a boss portion extending toward the movable sun roller element,
  • the cage is positioned in the axial direction and the rotational direction of the input shaft between the end surface of the cam ring and the cage, and between the outer end surface of the movable sun roller element and the cage, respectively.
  • the end face guide portion is Protrusions provided on both end faces of the cage and projecting toward the outside of the cage along the axial direction; A guide groove that is provided on the movable sun roller element and the cam ring, and that guides the protrusion of the retainer to an end surface facing the retainer; (4) The friction roller transmission according to (4).
  • the cage is characterized in that the plurality of pockets are arranged at equal intervals along the circumferential direction, and the protrusions are arranged at intermediate positions along the circumferential direction between adjacent pockets.
  • a friction roller transmission comprising: a plurality of intermediate rollers that are in rolling contact with an outer peripheral surface of the annular roller; and an output side shaft connected to an axial side surface of the annular roller or the intermediate roller.
  • the sun roller includes a pair of sun roller elements divided in the axial direction of the input shaft, and at least one of the pair of sun roller elements is a movable sun roller element movable in the axial direction, A first cam surface formed along the circumferential direction of the input shaft and having an axial depth that gradually changes in the circumferential direction, and a second cam surface disposed to face the first cam surface And rolling elements sandwiched between the first and second cam surfaces, and rotating the movable sun roller element in the axial direction by rotating either the first or second cam surface together with the input shaft. Further comprising a loading part for displacing to The friction roller transmission according to claim 1, wherein the first and second cam surfaces have a shape that linearly becomes shallower from a deepest portion of the cam surface in a radial section toward an outer diameter portion.

Abstract

　摩擦ローラ式変速機のサンローラは、軸方向に移動自在な可動サンローラ素子（２３）を含む。更に、入力軸（１２）の円周方向に沿って形成され、第１のカム面（７５）と、第１のカム面（７５）に対面配置され入力軸（１２）に固定される第２のカム面（７７）と、第１、第２のカム面（７５，７７）に挟持される転動体（６３）と、環状の保持器（５１）とを有して可動サンローラ素子（２３）を軸方向に変位させるローディングカム機構を備える。保持器（５１）は、内径面に設けられ入力軸に嵌挿されることで保持器を入力軸に対して位置決めする内径面案内部（８１）を有する。

Description

摩擦ローラ式変速機
　本発明は、摩擦ローラ式変速機に関する。
　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や産業機械用の駆動装置に組み込んで使用される摩擦ローラ式変速機が、例えば特許文献１に提案されている。摩擦ローラ式変速機は、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。図１８に、摩擦ローラ式変速機の一例としての断面図を示す。摩擦ローラ式変速機は、環状ローラ１と、サンローラとなる一対のサンローラ素子２Ａ、２Ｂとが同軸上に配置される。また、環状ローラ１と一対のサンローラ素子２Ａ、２Ｂとの間の空間に、複数の中間ローラ３が中間ローラホルダ４によって円周方向等間隔に自転自在に配置される。サンローラ素子２Ａ，２Ｂは、入力軸５に支持され、サンローラ素子２Ｂのサンローラ素子２Ａ側とは反対側には、入力軸５に固定されたカムリング６が配置される。サンローラ素子２Ａは、入力軸５と共に回転する。サンローラ素子２Ｂは、入力軸５に対して軸方向に移動自在に設けられ、カムリング６を介して回転トルクが伝達される。カムリング６は、入力軸５からキー又はスプライン等によって回転トルクが伝達される。
　また、図１９に示すように、カムリング６とサンローラ素子２Ｂとの各対向面には、円周方向に沿った複数箇所にカム面７が形成され、互いに対面する一対のカム面７，７の間に転動体（鋼球）８が挟持される。これらカム面７，７，転動体８により、カムリング６とサンローラ素子２Ｂとの間で動力伝達を行うローディングカム機構９（図１８参照）が構成される。
　摩擦ローラ式変速機の入力軸５に加わる回転トルクは、サンローラ素子２Ａ，２Ｂ、中間ローラ３、環状ローラ１、連結ブラケット１０を介して、出力軸１１に伝達される。
　ローディングカム機構９は、後述するように、入力軸５の回転時に、入力軸５の回転トルクに応じた軸方向力をサンローラ素子２Ｂに負荷する。サンローラ素子２Ｂは、サンローラ素子２Ａ，２Ｂ、中間ローラ３、環状ローラ１、連結ブラケット１０の各弾性変形に追従するために、サンローラ素子２Ａと２Ｂとの間の距離が狭くなる方向に移動する。
　図２０Ａ、図２０Ｂは、図１９に示すＸＸ－ＸＸ線断面図であり、ローディングカム機構９を模式的に示す説明図である。ローディングカム機構９は、図２０Ａに示すように、入力軸５に回転トルクが負荷されていない状態では、転動体８がカム面７，７の底部又は底部に近い側に入り込む状態となる。この状態から、摩擦ローラ式減速機の入力軸５に回転トルクが負荷されると、図２０Ｂに示すように、転動体８が、カムリング６の回転に伴ってカム面７，７の底部から浅くなった部分に向けて相対移動する。このとき、カムリング６とサンローラ素子２Ｂとの軸方向距離δが増加する。
　これにより、サンローラ素子２Ｂが他方のサンローラ素子２Ａに向けて押圧されて、サンローラ素子２Ａ，２Ｂと中間ローラ３との接触圧力が増加する。また同時に、中間ローラ３と環状ローラ１との接触圧力も増加する。その結果、図１８に示す入力軸５と出力軸１１との間で伝達すべき回転トルクの大きさに応じて各ローラの接触圧力が変化し、各ローラに過大な滑りを発生させることなく動力伝達が可能になる。
日本国特開２００８－１０６９２３号公報 日本国特許第３５００９２３号公報
　しかしながら、入力軸５が高速回転する場合、ローディングカム機構９の転動体８には大きな遠心力が作用する。図２１に示すように、転動体８はカム面７，７に抱かれるように配置される。そのため、転動体８に遠心力Ｆｃが作用すると、図２２に示すように、転動体８とカム面７，７との接触点の接触角に応じて、軸方向の分力（推力Ｆｔ）が作用する。作用する推力Ｆｔは、遠心力Ｆｃの大きさと接触角の大きさによって決まるが、設計時に接触角の大きさを正確に決めることは難しい。そのため、入力軸５が高速回転する際は、定量的予測が困難な推力Ｆｔがサンローラ素子２Ｂやカムリング６に作用することになる。推力Ｆｔは、過大となると変速機の損失が増加し、動力伝達効率が低下するため、極力低く抑えることが望ましい。
　そこで、転動体８に作用する遠心力による過大推力を抑えるために、遠心力を受け止める保持器をサンローラ素子２Ｂとカムリング６との間に設置することが知られている。この保持器を設置した場合には、転動体８に作用する遠心力を受け止め、転動体８の保持器からの脱落及び咬み込みを防止するため、保持器の軸方向位置と倒れを規制する必要がある。
　サンローラ素子２Ｂとカムリング６に回転トルクが作用すると、前述した推力Ｆｔが作用する部品が弾性変形する。この弾性変形量に応じて、サンローラ素子２Ｂとカムリング６は、僅かに相対回転をする。サンローラ素子２Ｂとカムリング６との軸方向距離δ（図２０Ｂ参照）は、この相対回転に伴って増加するが、増加した状態でも保持器の軸方向位置と倒れを規制できる構造にする必要がある。
　上記の保持器の倒れ防止のために、保持器に突起を設ける技術が、例えば特許文献２に記載されている。特許文献２においては、保持器の倒れを防止して回転動作の安定性を向上させているが、３００００ｒｐｍを超える超高速回転を行うモータに摩擦ローラ式変速機を取り付けた場合、超高速回転下では転動体に作用する遠心力が大きく、その遠心力を受け止める保持器の強度が問題となる。特に、保持器のポケットは断面積が小さく、また、ポケットによる断面積に変化があると応力集中を起こしやすい。そのような保持器に突起を形成するには強度を高める必要があるため、部材の大型化を引き起こす懸念がある。
　一般に、サンローラは最高回転数が４００００ｒｐｍ程度の超高速条件下で回転駆動される。そのため、摩擦ローラ式変速機は、回転時の動バランスを極力良くすること、即ち、残留アンバランス量を低下させることが、変速機全体の振動や騒音を低下させるために重要となる。電気自動車は、従来からの内燃機関式の自動車と比較して、特に静粛性が求められており、機器が発生する騒音や音を低下させることは重要な課題の一つとなっている。
　回転駆動時の動バランスを良化させるには、例えば図１８に示すような組立状態で回転させた際の変速機の動バランスを確認し、変速機の各部材に対して追加工、又は何らかの部品を追加してバランスを修正する方法が採られる。しかし、保持器とその他の部位（例えば、保持器内径側の軸）に対して、軸心を確保する手段がない場合、保持器は転動体により軸心に案内される。転動体により案内される保持器を、変速機の組立状態で動バランスの修正をするには、保持器を回転支持するサンローラや転動体が必要となる。また、転動体には遠心力が作用して、サンローラとカムリングが互いに離反する方向に推力が作用する。このため、これら部材を軸方向へ離反させない治具等が必要となる。
　また、保持器の回転時の振れ精度は、サンローラとカムリングに形成されたカム面と、転動体と、保持器のポケットとの寸法及び位置精度で決定される。このように、複数の部品が関係し合う程、振れ精度が悪化しやすく、組立状態での残留アンバランス量が大きくなりやすくなる。
　そこで本発明は、高速回転時の動力伝達効率が低下しないように、ローディングカム機構を、動バランスに優れた構造に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。
　本発明は下記構成からなる。
（１）　入力軸と、該入力軸と同芯に配置され、外周面に転がり接触面を有するサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同芯に配置され、内周面に転がり接触面を有する環状ローラと、前記サンローラの転がり接触面と前記環状ローラの転がり接触面との間の環状空間に、前記入力軸と平行に配置された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環状ローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、前記環状ローラの軸方向側面又は前記中間ローラに接続される出力軸と、を備える摩擦ローラ式変速機であって、
　前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に分割された一対のサンローラ素子を含み、該一対のサンローラ素子の少なくとも一方は軸方向に移動自在な可動サンローラ素子であり、
　前記入力軸の円周方向に沿って形成され、軸方向の深さが前記円周方向に漸次変化する第１のカム面と、前記第１のカム面に対面配置される第２のカム面と、前記第１、第２のカム面に挟持される転動体と、前記転動体をポケットに保持する環状の保持器と、を有し、前記第１、第２のカム面のいずれかを前記入力軸と共に回転させて前記可動サンローラ素子を軸方向に変位させるローディングカム機構を更に備え、
　前記保持器は、内径面に設けられ、前記入力軸に挿通されることで前記保持器を前記入力軸に対して位置決めする内径面案内部を有することを特徴とする摩擦ローラ式変速機。
（２）　前記第１のカム面は、前記可動サンローラ素子の他方の前記サンローラ素子とは反対側の外側端面に、前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
　前記第２のカム面は、前記可動サンローラ素子の前記外側端面に前記保持器を介して対面配置されて前記入力軸と共に回転するカムリングの端面に、前記第１のカム面に対応して前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
　前記保持器は、前記複数の転動体をそれぞれ保持する複数のポケットを有する、
ことを特徴とする（１）に記載の摩擦ローラ式変速機。
　本発明によれば、高速回転時の動力伝達効率が低下しないように、ローディングカム機構を、動バランスに優れた構造にできる。
本発明の実施形態を説明するための図で、摩擦ローラ式変速機の断面図である。 中間ローラホルダに支持された中間ローラ及びキャリアの斜視図である。 図１に示す入力軸と、入力軸に挿着される各部材を含む一部断面図である。 図３に示す入力軸、サンローラ素子、保持器、カムリングを含む一部分解斜視図である。 保持器の平面図である。 図４のＶＩ－ＶＩ線断面における各部材の組立図である。 図４のＶＩＩ－ＶＩＩ線断面における各部材の組立図である。 案内突起部と案内溝との円周方向に沿った断面図である。 サンローラとカムリングとの間に回転トルクが負荷された状態の案内突起部と案内溝との円周方向に沿った断面図である。 第２の構成例の入力軸、サンローラ素子、保持器、カムリングを含む一部分解斜視図である。 図１０のＸＩ－ＸＩ線断面における組立図である。 摩擦ローラ式変速機の第３の構成例を示す要部斜視図である 図１２に示すローディングカム機構が組み立てられた状態を示す側面図である。 図１２に示すＸＩＶ－ＸＩＶ線断面の一部断面図である。 トラクション係数μのトラクション部の周速ｖとの関係を示すグラフである。 図２０Ａと同様のカム面と玉の断面図である。 摩擦ローラ式変速機の第３の構成の変形例を示す 従来の摩擦ローラ式変速機の一例を示す断面図である。 図１８に示すカムリングとサンローラ素子のカム面、及び転動体を示す側面図である。 図１３のＸＸ－ＸＸ線断面図で、ローディングカム機構を模式的に示す説明図である。 図１３のＸＸ－ＸＸ線断面図で、ローディングカム機構を模式的に示す説明図である。 従来のカムリングとサンローラ素子の断面図である。 従来のカムリングとサンローラ素子の一部拡大断面図である。
　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の構成例］
　図１は本発明の実施形態を説明するための図で、摩擦ローラ式変速機の断面図である。
　摩擦ローラ式変速機１００は、入力軸（太陽軸）１２と、サンローラ１３と、環状ローラ１５と、複数個の中間ローラ１７と、環状ローラ１５に接続される出力軸１９と、ローディングカム機構２０とを備える。この摩擦ローラ式変速機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１２によりサンローラ１３を回転駆動し、このサンローラ１３の回転を、複数個の中間ローラ１７を介して環状ローラ１５に伝達して、出力軸１９に取り出す構成である。入力軸１２と出力軸１９は、図示しない軸受によって同一の軸Ａｘ１上で支持される。
　サンローラ１３は、入力軸１２の軸Ａｘ１に沿った方向（以下、軸方向と称する）に沿って分割された一対のサンローラ素子２１，２３を有する。一対のサンローラ素子２１，２３は、軸方向に互いに対面し合う対向側端面２５，２７同士の間に隙間２９を設けた状態で、互いに同芯に配置される。また、サンローラ素子２３は、入力軸１２に対する相対回転を可能に軸方向に移動自在に配置される可動サンローラ素子である。
　サンローラ素子２１の外周面３１の一部には、対向側端面２５からこの対向側端面２５とは反対側の外側端面３５に向かうに従って外径が大きくなる傾斜面を有する。また、サンローラ素子２３の外周面３３も同様に、対向側端面２７から、この対向側端面２７とは反対側の外側端面３７に向かうに従って外径が大きくなる傾斜面をその一部に有する。これら両傾斜面は、中間ローラ１７との転がり接触面となる。
　環状ローラ１５は、サンローラ１３の外周側に、入力軸１２及びサンローラ１３と同芯に配置された円環状のローラである。環状ローラ１５の内周面３９は、軸方向の中央部に向かうに従って内径が大きくなる方向に傾斜した傾斜面を有し、この傾斜面が中間ローラ１７との転がり接触面となる。環状ローラ１５は、一方の軸方向内周面が出力軸１９と接続される連結ブラケット４５に、軸方向へ移動自在で、且つ回転方向には固定された状態で支持される。そして、環状ローラ１５は、出力軸１９と一体に回転する。
　中間ローラ１７は、サンローラ１３の外周面３１，３３と環状ローラ１５の内周面３９との間の環状空間における、円周方向に沿った複数箇所に配置される。各中間ローラ１７は、入力軸１２と平行な自転軸Ａｘ２を中心として回転自在に中間ローラホルダ４１にそれぞれ支持される。中間ローラホルダ４１は、各中間ローラ１７の軸端部４７，４７をラジアル軸受４９，４９により回転自在に支持する。中間ローラ１７の外周面４３は、母線形状が円弧状の凸曲面で、それぞれサンローラ１３の外周面３１，３３と環状ローラ１５の内周面３９に転がり接触する。
　図２に中間ローラホルダ４１に支持された中間ローラ１７及びキャリア４２の斜視図を示す。図１に示す断面図は、この図２のＩ－Ｉ断面を示すものである。複数個（本構成例では３個）の中間ローラ１７は、入力軸１２の中心軸Ａｘ１を中心として円周方向に等間隔で配置され、それぞれ外周面４３を中心軸Ａｘ１の外周側に露出させて中間ローラホルダ４１に支持される。これらの中間ローラホルダ４１は、揺動軸４４を中心に径方向外側に揺動自在に、且つ揺動軸４４に沿った軸方向へ移動自在にキャリア４２に支持される。キャリア４２は図示しない固定側となるハウジングに固定される。これにより、中間ローラ１７は、入力軸１２に対する公転が防止され、中心軸Ａｘ１の径方向外側に出没する揺動が自在に、且つ軸方向に移動自在に支持される。
　ローディングカム機構２０は、図１に示す入力軸１２の伝達トルクの増加に伴って、サンローラ素子２３をサンローラ素子２１に向けて軸方向に押圧する。
　図３に図１に示す入力軸１２と、入力軸１２に挿着される各部材を含む一部断面図を示す。図４は図３に示す入力軸１２、サンローラ素子２３、保持器５１、カムリング５３を含む一部分解斜視図である。以下の説明では、入力軸１２の出力軸１９側となる先端部１２ａ側を先端側（図３の右側）、その反対側を基端側（図３の左側）と呼称する。
　図３、図４に示すように、入力軸１２は、入力軸１２の基端側に形成され先端側を臨む側面を有する段付部５５と、この段付部５５から入力軸１２の先端部１２ａまでの範囲で、段付部５５の外径よりも細径にされた細径軸部５７とを有する。
　細径軸部５７には、段付部５５に当接するサンローラ素子２１、サンローラ素子２３、保持器５１、カムリング５３、バックアップ部材５９、ローディングナット６１がこの順で装着される。また、細径軸部５７の先端部１２ａの外周面には、図１に示す出力軸１９に転がり接触するニードル軸受６５が装着される。
　サンローラ素子２１は、段付部５５との突き当てによって入力軸１２と一体に回転する。サンローラ素子２３、カムリング５３、バックアップ部材５９は、軸方向に沿って移動自在に細径軸部５７に支持される。
　サンローラ素子２３とカムリング５３との間に配置される保持器５１は、複数の転動体（玉）６３を保持する。また、カムリング５３とバックアップ部材５９との間には、バネ部材としての環状の皿バネ６７が装着される。この皿バネ６７は、カムリング５３を基端側に付勢して、サンローラ素子２３にバックアップ部材５９側から基端側に向けて予圧を付与する。ここで、カムリング５３、バックアップ部材５９、皿バネ６７は、これらを合わせてローディング部６９と呼称する。このローディング部６９は、サンローラ素子２３を軸方向に変位させる。
　細径軸部５７には、サンローラ１３とローディング部６９が配置される軸方向領域よりも先端側の外周面に、雄ネジ部７１が形成される。この雄ネジ部７１にローディングナット６１が螺合することで、サンローラ素子２１，２３とローディング部６９が細径軸部５７に抜け止めされる。
　バックアップ部材５９とカムリング５３は、互いに対面する外周端面部に、軸方向へ突出する凸部及び凹部からなる図示しない係合爪部が形成される。これら係合爪部の凸部と凹部が相互に係合することで、バックアップ部材５９とカムリング５３は、相対回転が防止され、かつ、軸方向に進退自在にされた状態で一体に回転する。そのため、入力軸１２からの回転トルクと皿バネ６７からの予圧力は、サンローラ素子２３に同時に伝達される。
　次に、ローディングカム機構２０の構成と基本的な作用について詳細に説明する。
　ローディングカム機構２０は、図４に示すように、サンローラ素子２３側の第１のカム面７５と、カムリング５３側の第２のカム面７７と、第１のカム面７５と第２のカム面７７との間にそれぞれ一つずつ挟持される玉６３とを有する。
　第１のカム面７５は、サンローラ素子２３の外側端面３７に円周方向に沿った複数箇所（本構成では３箇所）に等間隔で設けてある。第２のカム面７７は、サンローラ素子２３の外側端面３７に、保持器５１を挟んで対面配置されるカムリング５３の端面９１に形成され、第１のカム面７５に対応する複数箇所（本構成では３箇所）にそれぞれ設けてある。
　第１のカム面７５及び第２のカム面７７は、それぞれ軸方向の深さが円周方向に沿って漸次変化して、円周方向に沿った中央部が最も深く、カム面の円周方向端部（両端部）に向かうに従って浅くなる形状を有する。
　玉６３は、保持器５１に形成されたポケット７９に保持され、第１のカム面７５と第２のカム面７７に転がり接触する。
　上記構成のローディングカム機構２０は、入力軸１２が回転停止した状態では、各玉６３が、第１のカム面７５と第２のカム面７７の最も深くなった部分に位置する（図１４Ａに示す状態）。この状態では、皿バネ６７の弾性力によって、サンローラ素子２３が他方のサンローラ素子２１に向けて押圧する予圧力だけが働く。
　一方、入力軸１２が回転駆動された状態では、入力軸１２の回転駆動力がバックアップ部材５９からカムリング５３に伝達され、カムリング５３が入力軸１２と共に回転駆動される。これにより、カムリング５３とサンローラ素子２３との間の玉６３が、第１のカム面７５と第２のカム面７７の浅くなった部分に移動する（図１４Ｂに示す状態）。
　すると、サンローラ素子２３とカムリング５３との軸方向距離が拡がり、サンローラ素子２３がサンローラ素子２１に向けて軸方向に押圧される。その結果、サンローラ素子２３は、皿バネ６７から生じる弾性力と、各カム面７５，７７に玉６３が乗り上げることにより発生する軸方向の推力とによって、軸方向基端側のサンローラ素子２１に向けて押圧される。また、サンローラ素子２３は、玉６３を介してカムリング５３から回転トルクが加わり、入力軸１２を中心に回転駆動される。
　上記ローディングカム機構２０が発生する軸方向の推力により、サンローラ素子２１とサンローラ素子２３との間の軸方向距離が狭くなる。そして、各サンローラ素子２１，２３の外周面、中間ローラ１７の外周面、環状ローラ１５の内周面の各転がり軌道面において、接触面圧が上昇し、滑りが生じにくくなる。
　したがって、図１に示すように、本構成の摩擦ローラ式変速機１００は、入力軸１２が回転駆動されると、入力軸１２の回転トルクが、サンローラ１３から各中間ローラ１７に伝達され、これら各中間ローラ１７がサンローラ１３の周囲で、各自転軸Ａｘ２を中心に自転する。各中間ローラ１７は、中間ローラホルダ４１を介して固定側となるキャリア４２に支持されており、各中間ローラ１７の自転運動は環状ローラ１５に伝達される。そして、環状ローラ１５に伝達された回転トルクは、連結ブラケット４５を介して出力軸１９に伝達される。
　このとき、各中間ローラ１７、環状ローラ１５は、サンローラ素子２３の軸方向移動に伴って、それぞれ軸方向に移動して調芯される。
　よって、本構成の摩擦ローラ式変速機１００によれば、各ローラの接触面圧が、入力軸１２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接触面圧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、低速域において、これら各ローラ部の接触面圧が過大になって転がり抵抗が増大することを防止できる。
　次に、上記保持器５１の構成について説明する。
　図５は保持器５１の平面図であり、図６は図４のＶＩ－ＶＩ線断面における各部材の組立図、図７は図４のＶＩＩ－ＶＩＩ線断面における各部材の組立図である。
　図５～図７に示すように、保持器５１は、玉６３を収容する複数のポケット７９と、内径面に設けられた内径面案内部８１と、図４に示す可動サンローラ素子２３に対面する端面８３に設けられた端面案内部としての複数の案内突起部８７、及びカムリング５３に対面する端面８５に設けられた端面案内部としての複数の案内突起部８９とを有する。
　保持器５１の両端面８３，８５の案内突起部８７，８９は、それぞれ保持器５１の軸方向外側に向けて同じ突出高さに形成される。案内突起部８７，８９は、図５，図７に示すように、本構成例では円周方向に沿って等間隔に各端面に対して３箇所、同位相で設けてある。
　図５に示すように、ポケット７９は、等しい円周角θｐ（１２０°）で円周方向に沿って配置されており、案内突起部８７，８９も等しい円周角θＧ（１２０°）で円周方向に沿って配置される。案内突起部８７，８９は、ポケット７９からそれぞれθＧ／２（６０°）だけ位相をずらして配置される。
　つまり、案内突起部８７，８９は、円周方向に隣接するポケット７９同士の中間位置に配置され、ポケット７９とは円周方向に位相をずらして配置される。これにより、保持器５１の強度及び剛性を均一にでき、仮に案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５とが接触したときに摩耗粉が生じても、第１、第２のカム面７５，７７や玉表面に摩耗粉が付着することがない。よって、咬み込み、表面粗さの低下、塑性変形等によってカムの動作不良（推力低下、推力過大）を招く虞がない。
　また、図４，図７に示すように、可動サンローラ素子２３の外側端面３７には、保持器５１の案内突起部８７に対応する位置に、案内突起部８７をそれぞれ案内する端面案内部としての案内溝９３が形成される。また、カムリング５３の保持器５１と対面する端面９１にも、保持器５１の案内突起部８９に対応する位置に、案内突起部８９をそれぞれ案内する端面案内部としての案内溝９５が形成される。
　上記の内径面案内部８１は、入力軸１２が内径面案内部８１に嵌挿されることで、保持器５１が径方向に対して位置決めされる。これにより、保持器５１と入力軸１２とが同軸に規制される。なお、内径面案内部８１の軸方向厚みは、保持器５１の直径の２～１０％、好ましくは３～５％である。内径面案内部８１の軸方向厚みが大きい程、保持器５１を倒れにくくすることができる。
　また、案内突起部８７，８９は、それぞれ対応する案内溝９３，９５によって案内されることで、保持器５１の倒れをより確実に防止できる。こうすることで、保持器５１の高い振れ精度が確保され、機器全体の振動や騒音の発生を抑制できる。
　図８に案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との円周方向に沿った断面図を示す。案内突起部８７，８９は、案内溝９３，９５との距離が最も小さく、保持器５１に倒れが生じる際に最初に接触し合う部位となる。図８に示す状態は、保持器５１に倒れがない状態を示しているが、図４に示すサンローラ素子２３、カムリング５３、保持器５１に弾性変形が生じた場合でも、案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との間のクリアランスｔｃ１を一定量確保する必要がある。
　案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との間のクリアランスｔｃ１がない状態にすると、サンローラ素子２３とカムリング５３との間の動力伝達が、保持器５１に形成された案内突起部８７，８９を介しても行われてしまう。その場合、玉６３に必要な押し付け力を付与できなくなる。また、案内突起部８７，８９が動力伝達を行うと、保持器５１と案内溝９３，９５とが常時接触するため、滑り移動による摩擦損失が増大し、第１，第２のカム面７５，７７の押し付け力が低下する。その結果、サンローラ１３、環状ローラ１５、中間ローラ１７の転がり接触面がグロススリップし、焼き付きが発生する虞を生じる。
　そこで、本構成の案内溝９３，９５は、倒れにより接触する案内突起部８７，８９を溝底部に案内することで、保持器５１を正規の位置、姿勢に復帰させる。
　図９は、図４に示すサンローラ１３とカムリング５３との間に回転トルクが負荷された状態の案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との円周方向に沿った断面図である。この状態では、サンローラ素子２３とカムリング５３との間の距離が広くなるが、案内突起部８７，８９の頂部が案内溝９３，９５の溝底部からずれてしまう。
　案内溝９３，９５は、頂部がずれた状態でも案内突起部８７，８９と接触しないように、円周方向に対して傾斜角φ１の傾斜面として形成される。この傾斜角φ１は、第１、第２のカム面７５，７７の円周方向に沿った傾斜角と略同じにするとよい。
　つまり、案内溝９３，９５は、第１、第２のカム面７５，７７と等しい傾きの溝底面を有する。その場合、玉６３を介して第１，第２のカム面７５，７７が互いに接近、離反しても、その軸方向移動量と略同じ距離だけ案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との距離が変化し、案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との間のクリアランスｔｃ２が確保される。よって、案内突起部８７，８９と案内溝９３，９５との干渉が防止される。
　案内溝９３，９５の傾斜面の傾斜角φ１は、下記（１）式で表される。
 
　φ１ ＝ ｔａｎ－１｛Ｌｃ／（２πｒ）｝　　　（１）
 
　ｒは案内溝９３，９５の円弧半径［ｍｍ］であり、カムリードＬｃは、第１，第２のカム面７５，７７の１回転当たりの軸方向移動量［ｍｍ／３６０°］に相当する傾斜度合いである。
　また、摩擦ローラ式変速機のいかなる運転時にも、保持器５１の軸方向中心位置と玉６３の中心位置を略合致させ、カムリング５３の正確に運動を行わせる必要がある。そのためには、サンローラ素子２３の案内溝９３、及びカムリング５３の案内溝９５の深さＤｐ、及び保持器５１の案内突起部８７，８９の突出高さＨは、運転時に設計上予測されるサンローラ素子２３とカムリング５３との軸方向相対移動量Δｄの１／２よりも大きくする必要がある（Ｄｐ＝Ｈ＞Δｄ／２）。
　保持器５１は、案内突起部８７，８９の突出高さが軸方向相対移動量Δｄの１／２未満になると、案内突起部８７，８９が案内溝９３，９５に対して脱落し、案内機能が失われる。
　サンローラ１３、環状ローラ１５、中間ローラ１７等の動力伝達部材の弾性変形量は、回転トルクの増減に応じて変化する。サンローラ素子２３は、それら各弾性変形量に追従するために、入力軸１２に対して回転方向及び軸方向に僅かに移動する。その際、保持器５１及び玉６３は、サンローラ素子２３の軸方向への相対移動量の１／２だけ移動する。このため、保持器５１の案内突起部８７，８９の突出高さＨは、少なくとも相対移動量の１／２以上の高さが必要となる。
　上記構成の摩擦ローラ式変速機１００によれば、玉６３を保持器５１に保持させることで、高速回転時に玉６３に作用する遠心力によって、サンローラ素子２３やカムリング５３に軸方向へ推力が作用しない構成にできる。また、保持器５１の案内突起部８７，８９とサンローラ素子２３とカムリング５３の案内溝９３，９５によって、保持器５１の軸方向位置を規制させ、倒れも防止させるため、回転時の動バランスが精度良く適正に保たれる。
　また、保持器５１は、玉６３によらず、内径面案内部８１によって軸心位置を調整するため、回転時の振れ精度が確保しやすくなる。これにより、組立状態における残留アンバランス量が低下して、振動や音の発生を低減でき、高い静粛性を得ることができる。更に、本構成によれば、動バランス修正のために、新たに治具を用意したり、保持器を保持させる目的で、玉６３、サンローラ素子２３、カムリング５３を組み立てたりする必要がなく、コストダウンを実現できる。
［第２の構成例］
　次に、摩擦ローラ式変速機の第２の構成例について説明する。
　図１０は第２の構成例の入力軸１２、サンローラ素子２３、保持器５１Ａ、カムリング５３Ａを含む一部分解斜視図、図１１は図１０のＸＩ－ＸＩ線断面における組立図である。本構成のローディングカム機構２０Ａは、保持器５１Ａの内径面案内部８１Ａに、カムリング５３Ａのボス部９７が挿通される点以外は、前述の第１の構成例と同様である。以降の説明では、同一の部材に対し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。
　カムリング５３Ａは、内周側に軸方向へ延設された円環状のボス部９７を有する。保持器５１Ａは、ボス部９７が嵌挿される内径面案内部８１Ａを有し、内径面案内部８１Ａにボス部９７が挿入されることで、保持器５１Ａの入力軸１２に対する軸心位置が、より高精度に調整される。また、その他の作用効果については、第１の構成例と同様に得られる。
　上述の各構成例の案内突起部８７，８９、及び案内溝９３，９５は、いずれも玉６３のピッチ円直径Ｐ．Ｃ．Ｄ.（図５参照）より内径側に形成されるが、Ｐ．Ｃ．Ｄ．の外径側に形成してもよく、Ｐ．Ｃ．Ｄ．の線上に形成してもよい。
　また、玉６３は、一般にＪＩＳ　Ｇ　４８０５に規定されるＳＵＪ２等の高炭素クロム軸受鋼鋼材や、ステンレス鋼等の鉄系金属材料で形成されることが多い。そこで、玉６３を窒化珪素Ｓｉ３Ｎ４、炭化珪素ＳｉＣ、アルミナＡｌ２Ｏ３、ジルコニアＺｒＯ２を含むセラミック材料で形成すると、Ｆｅ系材料と比較して比重が小さくなり、遠心力による推力Ｆｔ（図１６参照）を低下させることができる（Ｆｅ系材料の比重は７．８程度であるのに対して、窒化珪素は３．２、炭化珪素は３．２、アルミナは３．９、ジルコニアは６．０程度の比重である）。
　保持器５１，５１Ａに設ける案内突起部８７，８９は、ピン等の突起部材を圧入、溶接する等の、運転時にも分離しない手段で固定することで、保持器本体とは別体に形成してもよい。
　更に、保持器と保持器を案内する部材（入力軸１２等の回転軸やカムリング５３，５３Ａ等）とを、互いに異なる材料で形成することは、摺動性を確保する観点から好ましい。
　また、保持器と保持器を案内する部材の少なくとも一方に、摺動性を確保するための表面処理を施してもよい。表面処理としては、固体潤滑剤を塗布して焼き付けるもの、ＰＶＤ、ＣＶＤ、窒化処理、浸炭焼き入れ、浸炭窒化、ＤＬＣ(Diamond‐Like Carbon)被膜の形成等が挙げられる。特に、母材よりも硬度が高くなる処理は、摺動部の耐久性確保の点から好ましい。
［第３の構成例］
　次に、摩擦ローラ式変速機の第３の構成例について説明する。
　図１２は摩擦ローラ式変速機の第３の構成例を示す要部斜視図である。本構成の摩擦ローラ式減速機も、各トラクション部の周速ｖに応じて、これら各トラクション部のトラクション係数μを調整することで、グロススリップの発生を抑えつつ、耐久性の確保及び伝達効率の向上を図る構造を有する。
　この場合のトラクション係数μは、トラクション部の周速ｖが速くなる程、トラクション面に作用する法線力が大きくなるように調整される。その他の部分の構造及び作用は、前述の構成と同様である。そのため、ここでは本構成の特徴部分を中心に説明する。
　本構成の摩擦ローラ式減速機は、サンローラ１３を構成する１対のサンローラ素子２１，２３を軸方向両側から挟む位置に、１対のローディングカム機構２０Ｂ，２０Ｃが設置される。これら１対のローディングカム機構２０Ｂ，２０Ｃの構造は、各サンローラ素子２１，２３に予圧を付与する部分の構造が対称である等、本発明の要旨とは関係しない部分を除き同一である。そのため、以下の説明では、１対のローディングカム機構２０Ｂ，２０Ｃのうちの一方（図１２の右方）のローディングカム機構２０Ｂについてのみ行う。
　ローディングカム機構２０Ｂは、サンローラ素子２３と、カムリング５３と、複数の玉６３と、玉６３を保持する保持器５１と、を備える。このうちのサンローラ素子２３は、入力軸１２の中間部に、この入力軸１２と同心に、且つ、この入力軸１２に対する相対回転及び軸方向変位を可能に支持される。
　保持器５１は、前述同様に、玉６３が収容されるポケット７９と、両端面に形成される案内突起部８７（図示はしないが案内突起部８９も形成される）と、を複数有する。各ポケット７９と案内突起部８７，８９の配置位置は、前述8した図４，図１０に示す各配置位置と同様である。
　図１３は、図１２に示すローディングカム機構２０Ｂが組み立てられた状態を示す側面図である。ローディングカム機構２０Ｂの軸方向厚さｄは、入力軸が回転停止した状態では最小となり、入力軸が回転駆動されると、玉６３がカム面７８，２６に乗り上げた位置に応じて増加する。
　次に、本構成のカム面７８，２６について説明する。
　サンローラ素子２３の基端部外周面には、外向フランジ状の鍔部２４が設けられ、この鍔部２４を含むこのサンローラ素子２３の基端面の円周方向複数箇所に、図１２に点線で示す被駆動側カム面２６を設けてある。また、カムリング５３の被駆動側カム面２６と対面する端面には、駆動側カム面７８が形成される。
　このサンローラ素子２３の、中間ローラ１７（図１参照）の外周面と転がり接触する先端部外周面は、先端面に向かうに従って外径が小さくなる方向に傾斜した、部分円すい凸面状の傾斜面である。
　上記構成の摩擦ローラ式減速機は、減速機が起動され、入力軸１２にトルクが入力されると、ローディングカム機構２０Ｂは、各玉６３と各カム面７８，２６との係合に基づき、カム面７８，２６の円周方向のカム角の大きさに応じた軸方向力を発生する。
　図１４に図１２に示すＸＩＶ－ＸＩＶ線断面の一部断面図を示す。なお、図１４では、説明を簡単にするために、保持器を省略して図示する。同図に示すように、減速機の運転中における玉６３には、入力軸の回転速度に応じて遠心力Ｆｃが作用する。この遠心力Ｆｃは、玉６３が接するカム面２６（カム面７８も同様）と、軸Ａｘ１の垂直線Ｌ１との成す角であるカム角ψに応じて、軸方向力Ｆｔに変換される。
　図１４に示すカム面７８，２６の径方向断面は、カム面７８，２６の最深部から外径部に向かうに従って漸次変化して、直線的に浅くなる形状となる。カム面７８，２６のカム角ψは、ある一定の角度で形成されており、径方向位置によらず、カム面７８，２６内のカム角ψは一定である。そのため、回転速度や伝達トルク等の諸条件が変化する運転状態、部材の剛性、部材間の隙間等によらず、玉６３とカム面７８，２６の接触角は常に一定となる。
　そのため、本構成のカム面７８，２６によれば、回転による軸方向力の増加を計画的かつ定量的に予測することが可能となる。減速機の高速回転時においては、動力を伝達できる限界のトラクション係数である限界トラクション係数μｍａｘが低下するが、その低下に応じて、グロススリップの発生を抑制する設計が可能となる。
　また、減速機の高速回転時の限界トラクション係数μｍａｘの低下に合わせて、カム面２６，７８が発生する押し付け力の設計値を全体的に増加させることながないため、トラクション係数μを過剰に高くする必要がない。そのため、特に低速回転時の動力伝達効率の向上、及び減速機の耐久性の向上が図れる。
　図１４に示すように、カム面２６（カム面７８も同様）のカム角をψ、ローディング機構の角速度をω、玉６３の軸Ａｘ１からの設置半径をｒ、玉の質量をｍとすると、玉に作用する遠心力Ｆｃは（２）式で表される。
 
　Ｆｃ　＝　ｍｒω２　　（２）
 
　この遠心力Ｆｃにより生じる軸方向力Ｆａは（３）式で表される。
 
　Ｆａ　＝　Ｆｃ／ｔａｎψ　　（３）
 
　上記の摩擦ローラ式減速機によれば、ローディングカム機構２０Ｂが発生する軸方向の押圧力は、次のようになる。すなわち、押圧力は、各玉６３と各カム面２６，７８との係合に基づいて、ローディングカム機構２０Ｂの軸方向厚さｄ（図１３参照）が増大することに基づく力と、入力軸の回転数に応じて玉６３に生ずる遠心力Ｆｃのうち、カム面２６，７８の外径方向の傾斜面においてカム角ψで変換される軸方向力Ｆａと、を合計した力となる。
　このうちの遠心力Ｆｃに基づく力は、サンローラ素子２３の回転速度が速くなるほど大きくなる。したがって、各トラクション部の周速ｖが速くなる程、ローディングカム機構２０Ｂが発生する押圧力が増大する。
　図１５は、トラクション係数μのトラクション部の周速ｖとの関係を示すグラフである。グラフ中の実線ａは、動力を伝達できる限界のトラクション係数である限界トラクション係数μｍａｘを示し、破線ｂは、従来構造の摩擦ローラ式減速機の場合のトラクション係数を示す。グラフ中に実線ｃで示すように、本構成の摩擦ローラ式減速機の各トラクション部におけるトラクション係数μは、高速域において小さくすることができる。また、図中Δμの範囲で示すように、トラクション係数μは、諸条件を変更することで小さくする程度を増減調整できる。
　その結果、トラクション係数μのトラクション部の周速ｖとの関係を、従来構造と比較して、実線ａで示す関係に近付けることができる。このため、周速ｖが遅い場合には、各トラクション部の押し付け力が過度に大きくなることが抑えられ、周速ｖが速い場合には、必要とされる押し付け力を確保でき、耐久性の確保や動力伝達効率の向上が図れる。
　一方、従来構造の摩擦ローラ式減速機の場合は、破線ｂで示すように、各トラクション部におけるトラクション係数μが周速ｖに拘らず一定値となる。このため、周速ｖが速い場合の押し付け力を適正にすると、周速ｖが遅い場合には、各トラクション部の押し付け力が過度に大きくなり、耐久性の低下や伝達効率の低下に繋がる可能性がある。これに対して、周速ｖが遅い場合の押し付け力を適正にすると、周速ｖが速い場合に、各トラクション部でグロススリップが発生し易くなる。
　次に、本構成の保持器５１について説明する。
　保持器５１は、前述の第１の構成例における保持器と同様の構成であり、ローディングカム機構２０Ｂを構成する玉６３に加わる遠心力を支承し、これら各玉６３の径方向位置を適正な状態に規制する。この保持器５１は、円周方向複数個所（図示の例の場合は３箇所）に、各玉６３を転動自在に保持するためのポケット７９を互いに等間隔に形成してある。
　また、前述同様に、保持器５１の軸方向両側面のうち、円周方向に関する位相が、各ポケット７９から外れた部分である、隣り合うこれら各ポケット７９同士の円周方向中間部の径方向内寄り部分に、サンローラ素子２３の基端面及びカムリング５３の片側面に向けて突出する案内突起部８７（図示しない案内突起部８９も同様）を、保持器５１と一体に設けている。
　これら各案内突起部８７，８９の軸方向高さＨは、図１３に示すローディングカム機構２０Ｂの軸方向厚さｄの最大値と最小値との差Δｄの１／２よりも大きい（Ｈ＞Δｄ／２）。
　また、カム面２６，７８は、サンローラ素子２３の基端面及びカムリング５３の片側面のうちで各案内突起部８７，８９と対向する径方向内寄り部分に形成される。
　図１６に前述の図２０Ａと同様のカム面２６，７８と玉６３の断面図を示す。カム面２６，７８は、軸方向（図中水平方向）に関する深さが、円周方向（図中垂直方向）中央部で最も深く、中央部から円周方向両端部に向かうに従って浅くなる凹部である。
　ここで、図９に示す各案内溝９３，９５の円周方向に対する傾斜角をφ１、図１６に示す各カム面２６，７８の円周方向からの傾斜角をφ２とし、ローディングカム機構２０Ｂの中心軸と各案内溝９３，９５の径方向中央部との間の距離をＲとし、この中心軸と各カム面２６，７８の径方向中央部との距離をｒとする。その場合に、本構成の各案内溝９３，９５と各カム面２６，７８は、不可避的な製造誤差等、実用上問題を生じない程度の誤差を除いて、下記（４）式の関係を満たすように規制される。
 
　Ｒ ｔａｎφ１ ＝　ｒ ｔａｎφ２　　　（４）
 
　これにより、各玉６３の、各カム面２６，７８への乗り上げ量の増大に伴うサンローラ素子２３の基端面とカムリング５３の片側面との間の隙間の増大に拘らず、各案内突起部８７，８９の先端部と各案内溝９３，９５の底面とを近接対向させたままにできる。
　また、本構成の場合、各案内突起部８７，８９の軸方向高さＨを、ローディングカム機構２０Ｂの軸方向厚さｄの最大値と最小値との差Δｄの１／２よりも大きい。そのため、サンローラ素子２３の基端面とカムリング５３の片側面との間の隙間の軸方向厚さが最大となった場合でも、各案内突起部８７，８９と各案内溝９３，９５との係合が外れることはない。
　本構成の場合、各玉６３は、前述したセラミックス製である。このため、各玉６３を鉄系金属により造った場合と比較して、回転軸が回転運動する際に、各玉６３に加わる遠心力を小さく抑えることができる。
　上述のようなローディングカム機構２０Ｂを備えた本構成の摩擦ローラ式減速機によれば、ローディングカム機構２０Ｂの作動に伴うサンローラ素子２３の基端面とカムリング５３の片側面との間の隙間の増大に拘らず、保持器５１が倒れたり、軸方向にがたつくことを防止できる。
　すなわち、上記隙間の増大に拘らず、各案内突起部８７，８９の先端部と各案内溝９３，９５の底面とが近接対向したままとなる。このため、保持器５１が軸方向に変位する傾向となった場合、各案内突起部８７，８９の先端部と各案内溝９３，９５の底面とが当接して、保持器５１が倒れたり、軸方向にがたつくことが防止される。
　本構成の場合、各案内突起部８７，８９は、保持器５１の軸方向両側面のうち、円周方向に関する位相を、各ポケット７９から外れた部分にして形成される。このため、各玉６３に加わる遠心力に基づいて、各ポケット７９の内面から保持器５１に加わる力の作用位置と、各案内突起部８７，８９の存在に基づいてこの保持器５１に加わる力の作用位置とが、円周方向にずれる。その結果、各ポケット７９を形成した部分に応力が過度に集中するのを防止して、保持器５１の耐久性を確保できる。
　その他の部分の構成及び作用は、上述した第１の構成例と同様であるから、重複する図示及び説明は省略する。
　図１７は、摩擦ローラ式変速機の第３の構成の変形例を示す。本変形例は、図１２に示すローディングカム機構と比較して、保持器と、案内突起部及び案内溝とを備えない以外は、図１２に示すローディングカム機構と同様の構成である。
　本変形例においても、各カム面２６，７８により、回転による軸方向力の増加を計画的かつ定量的に予測することが可能となり、高速回転時における、動力を伝達できる限界のトラクション係数である限界トラクション係数μｍａｘの低下に応じて、グロススリップの発生を抑制する設計が可能となる。
　このため、周速ｖが遅い場合には、各トラクション部の押し付け力が過度に大きくなることを抑えつつ、周速ｖが速い場合には、必要とされる押し付け力を確保でき、耐久性の確保や動力伝達効率の向上を図れる。
　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、上記したローディングカム機構２０は、転動体として玉を用いたカム構成に限らず、ローラカム機構であってもよい。また、回転する環状ローラ側にカム面を有する構成であってよい。
　また、出力軸は、環状ローラに接続する構成に限らず、環状ローラをハウジング等に固定して、中間ローラの自転軸と接続する構成にしてもよい。その場合、中間ローラは、入力軸の回りを自転しながら公転する遊星ローラとなる。
　本出願は２０１４年５月２３日出願の日本国特許出願（特願２０１４－１０７３２５）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。
　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、該入力軸と同芯に配置され、外周面に転がり接触面を有するサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同芯に配置され、内周面に転がり接触面を有する環状ローラと、前記サンローラの転がり接触面と前記環状ローラの転がり接触面との間の環状空間に、前記入力軸と平行に配置された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環状ローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、前記環状ローラの軸方向側面又は前記中間ローラに接続される出力軸と、を備える摩擦ローラ式変速機であって、
　前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に分割された一対のサンローラ素子を含み、該一対のサンローラ素子の少なくとも一方は軸方向に移動自在な可動サンローラ素子であり、
　前記入力軸の円周方向に沿って形成され、軸方向の深さが前記円周方向に漸次変化する第１のカム面と、前記第１のカム面に対面配置される第２のカム面と、前記第１、第２のカム面に挟持される転動体と、前記転動体をポケットに保持する環状の保持器と、を有し、前記第１、第２のカム面のいずれかを前記入力軸と共に回転させて前記可動サンローラ素子を軸方向に変位させるローディングカム機構を更に備え、
　前記保持器は、内径面に設けられ、前記入力軸に挿通されることで前記保持器を前記入力軸に対して位置決めする内径面案内部を有することを特徴とする摩擦ローラ式変速機。
（２）　前記第１のカム面は、前記可動サンローラ素子の他方の前記サンローラ素子とは反対側の外側端面に、前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
　前記第２のカム面は、前記可動サンローラ素子の前記外側端面に前記保持器を介して対面配置されて前記入力軸と共に回転するカムリングの端面に、前記第１のカム面に対応して前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
　前記保持器は、前記複数の転動体をそれぞれ保持する複数のポケットを有する、
ことを特徴とする（１）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（３）　前記カムリングは、前記可動サンローラ素子に向けて延設されたボス部を有し、
　前記保持器は、前記内径面案内部が前記カムリングのボス部に嵌挿されることを特徴とする（２）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（４）　前記カムリングの端面と前記保持器との間、及び前記可動サンローラ素子の前記外側端面と前記保持器との間に、それぞれ前記保持器を前記入力軸の軸方向及び回転方向に位置決めする端面案内部を備える（２）又は（３）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（５）　前記端面案内部は、
　前記保持器の両端面に設けられ、軸方向に沿って保持器外側に向けて突出する突起部と、
　前記可動サンローラ素子と前記カムリングに設けられ、前記保持器と対面する端面に前記保持器の突起部を案内する案内溝と、
を有することを特徴とする（４）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（６）　前記案内溝は、前記第１のカム面及び前記第２のカム面と等しい軸方向深さの傾きを有することを特徴とする（５）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（７）　前記保持器は、前記複数のポケットが円周方向に沿って等間隔で配置され、隣接するポケット同士の円周方向に沿った中間位置に前記突起部が配置されることを特徴とする（５）又は（６）に記載の摩擦ローラ式変速機。
（８）　入力軸と、該入力軸と同芯に配置され、外周面に転がり接触面を有するサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同芯に配置され、内周面に転がり接触面を有する環状ローラと、前記サンローラの転がり接触面と前記環状ローラの転がり接触面との間の環状空間に、前記入力軸と平行に配置された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環状ローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、前記環状ローラの軸方向側面又は前記中間ローラに接続される出力軸と、を備える摩擦ローラ式変速機であって、
　前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に分割された一対のサンローラ素子を含み、該一対のサンローラ素子の少なくとも一方は軸方向に移動自在な可動サンローラ素子であり、
　前記入力軸の円周方向に沿って形成され、軸方向の深さが前記円周方向に漸次変化する第１のカム面と、前記第１のカム面に対面配置される第２のカム面と、前記第１、第２のカム面に挟持される転動体と、を有し、前記第１、第２のカム面のいずれかを前記入力軸と共に回転させて前記可動サンローラ素子を軸方向に変位させるローディング部を更に備え、
　前記第１、第２のカム面は、径方向断面における前記カム面の最深部から外径部に向かうに従って直線的に浅くなる形状を有することを特徴とする摩擦ローラ式変速機。
　１２　入力軸
　１３　サンローラ
　１５　環状ローラ
　１７　中間ローラ
　１９　出力軸
　２０，２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ　ローディングカム機構
　２１　サンローラ素子
　２３　サンローラ素子（可動サンローラ素子）
　２５，２７　対向側端面
　３５，３７　外側端面
　５１，５１Ａ　保持器
　５３，５３Ａ　カムリング
　６３　転動体
　６９　ローディング部
　７５，２６　第１のカム面
　７７，７８　第２のカム面
　７９　ポケット
　８１，８１Ａ　内径面案内部
１００　摩擦ローラ式変速機

Claims (2)

  1. 　入力軸と、該入力軸と同芯に配置され、外周面に転がり接触面を有するサンローラと、前記サンローラの外周側に前記サンローラと同芯に配置され、内周面に転がり接触面を有する環状ローラと、前記サンローラの転がり接触面と前記環状ローラの転がり接触面との間の環状空間に、前記入力軸と平行に配置された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環状ローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、前記環状ローラの軸方向側面又は前記中間ローラに接続される出力軸と、を備える摩擦ローラ式変速機であって、
    　前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に分割された一対のサンローラ素子を含み、該一対のサンローラ素子の少なくとも一方は軸方向に移動自在な可動サンローラ素子であり、
    　前記入力軸の円周方向に沿って形成され、軸方向の深さが前記円周方向に漸次変化する第１のカム面と、前記第１のカム面に対面配置される第２のカム面と、前記第１、第２のカム面に挟持される転動体と、前記転動体をポケットに保持する環状の保持器と、を有し、前記第１、第２のカム面のいずれかを前記入力軸と共に回転させて前記可動サンローラ素子を軸方向に変位させるローディングカム機構を更に備え、
    　前記保持器は、内径面に設けられ、前記入力軸に挿通されることで前記保持器を前記入力軸に対して位置決めする内径面案内部を有することを特徴とする摩擦ローラ式変速機。
  2. 　前記第１のカム面は、前記可動サンローラ素子の他方の前記サンローラ素子とは反対側の外側端面に、前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
    　前記第２のカム面は、前記可動サンローラ素子の前記外側端面に前記保持器を介して対面配置されて前記入力軸と共に回転するカムリングの端面に、前記第１のカム面に対応して前記円周方向に沿った複数箇所に形成され、
    　前記保持器は、前記複数の転動体をそれぞれ保持する複数のポケットを有する、
    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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