WO2019111314A1 - ローディングカム装置 - Google Patents

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WO2019111314A1
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cam
cam roller
roller
rolling
disk
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PCT/JP2017/043597
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English (en)
French (fr)
Inventor
吉平 松田
賢司 小松
秀幸 今井
謙一郎 田中
昌大 喜多
Original Assignee
川崎重工業株式会社
日本精工株式会社
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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
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
    • F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
    • F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
    • F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
    • F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces

Definitions

  • the present invention relates to a loading cam device used in a toroidal continuously variable transmission.
  • the toroidal continuously variable transmission of Patent Document 1 is provided with a loading cam type pressing device having a cam plate rotating coaxially with the disc and a cam roller sandwiched between the disc and the cam plate.
  • a loading cam type pressing device having a cam plate rotating coaxially with the disc and a cam roller sandwiched between the disc and the cam plate.
  • the cam action exerts a force to move the disc away from the cam plate, and the input disc and the output disc are urged toward each other, so that the power roller is sufficient. It is pinched by contact pressure.
  • Patent Document 1 as an example of a loading cam device, a cam roller is accommodated in an opening of a retainer, and a small diameter contact portion having a rectangular or tapered cross section is provided on an end surface of the cam roller facing in the disc radial direction. An arrangement is disclosed to reduce the friction between the periphery of the opening and the end face of the cam roller.
  • the cam roller 90 can be inclined by the rotational force transmitted from the disk to the cam roller 90.
  • the cam roller 90 is tilted as a base point of the small-diameter contact portion 90b, in the circumferential direction from the center of gravity G of the contact point P 2 is cam roller 90 between the small-diameter contact portion 90b of the peripheral edge 92b and the cam roller 90 of the opening 92a of the retainer 92 It will shift.
  • an object of the present invention is to provide a loading cam device capable of suppressing the inclination of the cam roller accompanying the rotation of the disc while reducing the friction between the opening edge of the retainer and the end face of the cam roller.
  • a loading cam device includes a first disk which is co-rotated with a rotating shaft and on which a first cam surface is formed, and a second disk which rotates relative to the rotating shaft and is opposed to the first cam surface.
  • a second disk having a cam surface formed thereon, at least one cam roller that rolls while being sandwiched between the first cam surface and the second cam surface, and a retainer having an opening for receiving the cam roller
  • the cam roller contacts the first cam surface and the second cam surface and has a rolling surface circumferentially formed around the rolling axis of the cam roller, and a radial direction of the rotation shaft.
  • the end surface has a dome-shaped convex curved surface, and the intersection of the normal line of each point of the convex curved surface of the end surface and the rolling axis is from the center of gravity of the cam roller Are also located near the rotation axis.
  • the end surface of the cam roller has a dome-shaped convex curved surface, the friction between the opening edge of the retainer and the end surface of the cam roller can be reduced as compared with the case where the end surface is flat.
  • the intersection point of the normal line of each point of the convex curved surface of the end face of the cam roller and the rolling axis of the cam roller is located closer to the rotation axis than the center of gravity of the cam roller, the reaction force from the retainer acting on the cam roller is the cam roller Acts to reduce the inclination of the cam roller, and can suppress the inclination of the cam roller accompanying the rotation of the disc.
  • the rolling surface may have a convex curve in a cross section including the rolling axis. According to the above configuration, even if the cam roller is inclined as the disc rotates, the rolling surface of the cam roller is in contact with the opening edge of the retainer in a convex curve, so that the cam roller can easily return to the original posture.
  • the minimum curvature of the convex curved surface of the end face may be larger than the minimum curvature of the convex curve of the rolling surface. According to the above configuration, the inclination of the cam roller can be suitably suppressed while minimizing the local concentration of the strong pressing force from the first cam surface and the second cam surface on a part of the rolling surface of the cam roller.
  • the 90 to 100% area of the end face may be the convex curved surface. According to the above configuration, the boundary portion between the end surface of the cam roller and the rolling surface can hit the retainer to suppress an increase in rolling resistance.
  • the end surface may have an arc shape in a cross section including the rolling axis. According to the above configuration, it is possible to prevent the processing of the cam roller from becoming complicated in order to obtain the above-described action.
  • a loading cam device capable of suppressing the inclination of the cam roller accompanying the rotation of the disc while reducing the friction between the opening edge of the retainer and the end face of the cam roller.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a drive mechanism-integrated power generation device equipped with a toroidal continuously variable transmission including a loading cam device according to the first embodiment. It is sectional drawing which looked at the toroidal continuously variable transmission shown in FIG. 1 from the rotation-axis direction. It is an enlarged view of the loading cam apparatus shown in FIG. It is the top view which looked at the retainer and cam roller of the loading cam apparatus shown in FIG. 3 from the rotation axis direction. It is an enlarged view of one cam roller of the loading cam apparatus shown in FIG. (A) is drawing explaining operation
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a drive mechanism integrated power generation device 1 equipped with a toroidal continuously variable transmission 10 having a loading cam device 20 according to the first embodiment.
  • a drive mechanism integrated generator 1 (hereinafter referred to as “IDG”) is used for AC power supply of an aircraft, and includes a casing 2 attached to the engine of the aircraft.
  • an input mechanism 3 a toroidal continuously variable transmission 10 (hereinafter, referred to as “transmission”), a power transmission mechanism 4, and a generator 5 are accommodated.
  • the toroidal continuously variable transmission 10 may not be configured as a part of the drive mechanism integrated generator, and the application is not limited to the aircraft.
  • the transmission 10 includes a transmission input shaft 11 and a transmission output shaft 12 which are coaxially disposed and relatively rotatable power transmission shafts (hereinafter, the axes of the respective shafts 11 and 12 are referred to as "rotational axis A1". ).
  • the transmission input shaft 11 is connected to an engine rotation shaft (not shown) via the input mechanism 3.
  • the input mechanism 3 includes a device input shaft 3a to which rotational power from the engine rotation shaft is input, and a gear pair 3b for transmitting the rotation of the device input shaft 3a to the transmission input shaft 11.
  • the gear pair 3 b has a gear 3 ba that rotates integrally with the device input shaft 3 a and a gear 3 bb that rotates integrally with the transmission input shaft 11.
  • the transmission output shaft 12 is connected to the generator input shaft 5 a of the generator 5 via the power transmission mechanism 4 (for example, a gear train).
  • the rotational power extracted from the engine rotation shaft is input to the transmission input shaft 11 via the input mechanism 3.
  • the transmission 10 shifts the rotation of the transmission input shaft 11 and outputs it to the transmission output shaft 12.
  • the rotational power of the transmission output shaft 12 is transmitted to the generator input shaft 5 a via the power transmission mechanism 4.
  • the generator input shaft 5a When the generator input shaft 5a is rotationally driven, the generator 5 generates AC power.
  • the transmission gear ratio of the transmission 10 is such that the rotational speed of the generator input shaft 5a is maintained at an appropriate value (a value corresponding to a frequency suitable for the operation of aircraft electrical components) regardless of fluctuations in the rotational speed of the engine rotational shaft. Changed continuously.
  • the transmission 10 is, as an example, a half toroidal type and a double cavity type, and includes two sets of an input disc 13 and an output disc 14.
  • the input disc 13 is fitted to the transmission input shaft 11 so as to rotate integrally with the transmission input shaft 11.
  • the output disc 14 is fitted to the transmission output shaft 12 so as to rotate integrally with the transmission output shaft 12.
  • the two sets of disks 13 and 14 are arranged adjacent to each other in the direction of the rotation axis A1 so as to rotate about the rotation axis A1.
  • the input disc 13 and the output disc 14 are disposed to face each other in the direction of the rotation axis A1 of the transmission 10, and have concave contact surfaces 13a and 14a facing each other.
  • the input disc 13 and the output disc 14 form an annular cavity 15 around the rotation axis A1 by the contact surfaces 13a and 14a.
  • the transmission is not limited to the double cavity type, and may be, for example, a single cavity type.
  • the transmission 10 is, for example, a central input type.
  • the transmission output shaft 12 is inserted into the transmission input shaft 11 and protrudes from both sides of the transmission input shaft 11.
  • the two input disks 13 are arranged back to back on the transmission input shaft 11.
  • the two output disks 14 are disposed outside the direction of the rotation axis A1 of the two input disks 13.
  • a gear 3 bb that rotates integrally with the transmission input shaft 11 is provided on the outer peripheral surface of the transmission input shaft 11 and is disposed between two input disks 13.
  • the transmission is not limited to the central input type, and may be, for example, a central output type.
  • the output disc 14 on one side is fixed to the transmission output shaft 12 by a fixing tool 16.
  • the output disc 14 on the other side is biased toward the input disc 13 by a preload spring 17 (for example, a disc spring), and is biased toward the input disc 13 by the loading cam device 20 when rotationally driven.
  • the output disk 14 is connected to the power transmission mechanism 4 so as to be able to transmit power via the loading cam device 20.
  • the transmission 10 includes a plurality of power rollers 18 disposed in the cavity 15, and a plurality of trunnions 19 (see FIG. 2) that support the plurality of power rollers 18 so as to be capable of tilting.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the transmission 10 shown in FIG. 1 as viewed from the direction of the rotation axis A1.
  • the trunnion 19 is supported by the casing 2 so as to be capable of tilting around the tilting axis A2 and being displaceable in the direction of the tilting axis A2.
  • the tilt axis A2 is at a position of twist with the rotation axis A1.
  • the power roller 18 is supported by the trunnion 19 so as to be rotatable about a rotation axis A3 perpendicular to the tilting axis A2.
  • the trunnion 19 is rotatably fitted in the through hole 23 a of the yoke 23 fixed to the casing 2.
  • the trunnion 19 is supported by the casing 2 via the yoke 23 so as to be able to tilt about the tilt axis A2 and to be displaceable in the direction of the tilt axis A2.
  • the trunnion 19 is connected to the hydraulic drive mechanism 24.
  • the hydraulic drive mechanism 24 is configured to reciprocate the trunnion 19 together with the power roller 18 in the direction of the tilting axis A2.
  • tilting angle the angle of the power roller 18 around the tilting axis A2
  • the power roller 18 is sandwiched between the contact surface 13a of the input disk 13 and the contact surface 14a of the output disk 14 in a state where the power roller 18 can tilt about the tilt axis A2, and the rotational drive force of the input disk 13 is tilted.
  • the gear is shifted at a gear ratio corresponding to the angle and transmitted to the output disk 14.
  • the loading disk device 20 presses the output disk 14 in the direction toward the input disk 13 and the pressure with which the input disk 13 and the output disk 14 sandwich the power roller 18 increases.
  • FIG. 3 is an enlarged view of the loading cam device 20 shown in FIG.
  • the output disk 14 (first disk) on the loading cam device 20 side has a cam surface 14b on the surface opposite to the input disk 13 side.
  • the loading cam device 20 includes a cam disk 25 (second disk), a plurality of cam rollers 26 to 28 and a retainer 29.
  • the cam disk 25 is an annular plate that is rotatably disposed coaxially with the output disk 14 and has a cam surface 25 a facing the cam surface 14 b of the output disk 14.
  • the cam rollers 26 to 28 are sandwiched between the output disc 14 and the cam disc 25 and arranged adjacent to each other in the radial direction orthogonal to the rotation axis A1.
  • the retainer 29 rotatably holds the cam rollers 26-28.
  • the cam disc 25 has a dog 25 b protruding outward in the direction of the rotation axis A 1, and the dog 25 b is engaged with the power transmission mechanism 4 so as to be able to transmit power.
  • the engagement between the cam disk 25 and the power transmission mechanism 4 is not limited to the dog clutch type as long as power transmission can be performed, and for example, spline connection may be used.
  • the cam disc 25 is supported by a cam disc support 30 which is separate from the cam disc 25.
  • the cam disc 25 and the cam disc support 30 may be integrally formed without being separated from each other.
  • the cam disk support 30 supports the back surface 25 c opposite to the cam surface 25 a of the cam disk 25.
  • the cam disc support 30 is interposed between the cam disc 25 and the preload spring 17.
  • a preload spring 17 and a thrust bearing 31 are interposed between the cam disk support 30 and the transmission output shaft 12 in the direction of the rotation axis A1.
  • a gap G is formed between the cam disk support 30 and the stopper portion 31 a of the thrust bearing 31 in the direction of the rotation axis A1.
  • the cam disc support 30 stops the thrust bearing 31 Hit the part 31a. That is, the cam disc 25 and the cam disc support 30 are not limited to the transmission output shaft 12 so that the outward movement in the direction of the rotation axis A1 is restricted with respect to the transmission output shaft 12 which is a power transmission shaft. It is provided rotatably with respect to it.
  • the cam disk 25 is supported by the preload spring 17 and the thrust bearing 31 in the direction of the rotation axis A1 when a force in the direction of the rotation axis A1 acts on the cam disk 25 from the cam rollers 26-28 by the cam action of the loading cam device 20.
  • the output disk 14 presses the power roller 18 toward the input disk 13 by receiving resistance from the cam disk support 30.
  • FIG. 4 is a plan view of the retainer 29 and the cam rollers 26 to 28 of the loading cam device 20 shown in FIG. 3 as viewed from the direction of the rotation axis A1.
  • FIG. 5 is an enlarged view of one cam roller 26 of the loading cam device 20 shown in FIG.
  • the retainer 29 is an annular plate.
  • the retainer 29 is formed with a plurality of openings 29a at equal intervals in the circumferential direction.
  • the opening 29a is substantially rectangular.
  • Each of the openings 29a of the retainer 29 accommodates a set of cam rollers 26-28.
  • the cam rollers 26-28 are arranged adjacent to each other in the radial direction D orthogonal to the rotation axis A1, and the rolling axes X of the cam rollers 26-28 are directed in the radial direction D.
  • the cam roller 26 is a cam roller disposed at the outermost position in the radial direction D among the pair of cam rollers 26-28.
  • the cam roller 26 is formed circumferentially around the rolling axis X, and has a rolling surface 26 a that contacts the output disk 14 and the cam surfaces 14 b and 25 a of the cam disk 25.
  • the cam roller 26 has an outer end face 26b facing outward in the radial direction D orthogonal to the rotation axis A1, and an inner end face 26c facing inward in the radial direction D, which is a surface opposite to the outer end face 26b.
  • the outer end face 26b of the cam roller 26 has a dome-shaped convex curved surface.
  • the entire outer end surface 26 b of the cam roller 26 is a convex curved surface.
  • the intersection point N of the normal to each point of the convex curved surface of the outer end face 26 b of the cam roller 26 and the rolling axis X is closer to the rotation axis A 1 than the center of gravity G of the cam roller 26.
  • the outer end face 26 b of the cam roller 26 has an arc shape in a cross section including the rolling axis X. That is, the outer end face 26b of the cam roller 26 has a shape that forms a part of a ball.
  • the intersection point N of the normal to each point of the arc-shaped outer end face 26 b and the rolling axis X is the center of curvature of the arc-shaped outer end face 26 b.
  • the rolling surface 26 a of the cam roller 26 has a convex curve in a cross section including the rolling axis X.
  • the rolling surface 26 a of the cam roller 26 has an arc shape in a cross section including the rolling axis X.
  • the curvature of the outer end surface 26b is larger than the curvature of the rolling surface 26a (the radius of curvature R1 of the outer end surface 26b is smaller than the radius of curvature R2 of the rolling surface 26a).
  • the minimum curvature of the outer end surface 26b is smaller than the minimum curvature of the rolling surface 26a. Should be set to be large.
  • the inner end face 26c of the cam roller 26 is a flat surface.
  • the cam roller 28 disposed at the innermost in the radial direction D of the pair of cam rollers 26 to 28 differs from the cam roller 26 only in the shape of its inner end face 28c.
  • the inner end surface 28 c of the cam roller 28 has a dome-shaped convex curved surface that protrudes inward in the radial direction D.
  • the cam roller 28 has a shape symmetrical in the radial direction D.
  • the cam roller 27 sandwiched between the outermost cam roller 26 and the innermost cam roller 28 has the same shape as the cam roller 26.
  • FIG. 6A is a drawing for explaining the operation of the cam roller 26 shown in FIG.
  • the outer end surface 26b of the cam roller 26 has a dome-shaped convex curved surface
  • the rotational force of the output disk 14 and the cam disk 25 to the cam roller 26 may cause the cam roller 26 to tilt.
  • the intersection point N of the normal to each point of the convex curved surface of the outer end face 26 b of the cam roller 26 and the rolling axis X of the cam roller 26 is closer to the rotational axis A1 than the gravity center G of the cam roller 26.
  • a restoring force that suppresses the inclination of 26 is generated.
  • the contact point P 1 of the outer end face 26b of the cam roller 26 against the rim 29b of the opening 29a of the retainer 29 is moved to the side closer to the peripheral edge 29b of the outer end surface 26b, with respect to the center of gravity G of the cam roller 26
  • the circumferential direction of the retainer 29 is offset.
  • the centrifugal force F c and the reaction force F r which are offset from each other reduce the inclination of the cam roller 26 and generate a restoring force in the direction of returning the attitude of the cam roller 26 to the original state.
  • the rolling surface 26a of the cam roller 26 has a convex curve in the cross section including the rolling axis X, the rolling surface 26a is unlikely to receive resistance from the peripheral edge 29b of the opening 29a, and the attitude of the cam roller 26 is originally It is easy to return.
  • the rotation of the output disc 14 and the cam disc 25 is reduced. Accordingly, the inclination of the cam roller 26 can be suppressed. Further, since the curvature of the outer end face 26b of the cam roller 26 is larger than the curvature of the rolling surface 26a, the strong pressing force from the cam surfaces 14b and 25a of the output disk 14 and the cam disk 25 corresponds to that of the rolling surface 26a of the cam roller 26. The inclination of the cam roller 26 can be suitably suppressed while minimizing local concentration on a part.
  • the entire outer end surface 26b of the cam roller 26 is a convex curved surface, it is possible to suppress an increase in rolling resistance due to the boundary between the outer end surface 26b of the cam roller 26 and the rolling surface 26a hitting the retainer 29. Further, both the cam roller 27 in contact with the flat inner end surface 26c of the cam roller 26 and the cam roller 28 in contact with the flat inner end surface of the cam roller 27 and the peripheral edge 29b of the opening 29a have a convexly curved end surface. Therefore, the same effect as the cam roller 26 can be obtained.
  • cam rollers 26 to 28 may be interchanged.
  • the cam roller 27 may be reversed in the rolling axis X direction and disposed at the innermost in the radial direction D, and the cam roller 28 may be disposed at the center of the pair of cam rollers 26-28.
  • FIG. 7 is an enlarged view of the retainer 129 and the cam rollers 126, 27, 28 of the loading cam device according to the second embodiment as viewed from the rotation axis direction.
  • the shape of the opening 129 a of the retainer 129 and the shape of the cam roller 126 disposed at the outermost side of the pair of cam rollers 126, 27, 28 are the first embodiment.
  • the configuration is different from that of the embodiment, and the other configuration is the same as that of the first embodiment.
  • the portion facing in the rolling axis X direction with respect to the cam roller 126 has a convex curved surface 129ba.
  • the curvature of the convex curved surface 129ba is the same as the curvature of the outer end face 26b of the cam roller 26 of the first embodiment.
  • the outer end surface 126 b of the cam roller 126 is a flat surface. However, the outer end surface 126b of the cam roller 126 may be a convex curved surface.
  • the shape other than the outer end surface 126 b of the cam roller 126 is the same as that of the cam roller 26 of the first embodiment. Also with this configuration, the inclination of the cam roller 126 can be suppressed while reducing the friction between the peripheral edge 129 b of the opening 129 a of the retainer 129 and the outer end surface 126 b of the cam roller 126.
  • the other configuration is the same as that of the first embodiment described above, and hence the description is omitted. In the example of FIG.
  • FIG. 8 is an enlarged view of the cam roller 226 of the loading cam device according to the third embodiment.
  • the outer end surface 226 b of the cam roller 226 of the third embodiment partially has a dome-shaped convex curved surface.
  • a region of 90 or more and less than 100%, preferably a region of 95 or more and less than 100%, of the cam roller 226b is the convex curved surface 226ba.
  • the convex curved surface 226ba is disposed concentrically with the contour of the outer end surface 226b when viewed in the rolling axis X direction.
  • the area outside 226 ba of the outer end surface 226 b of the cam roller 226 is an annular flat surface 226 bb.
  • the other configuration is the same as that of the first embodiment described above, and hence the description is omitted.

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Abstract

リテーナの開口縁とカムローラの端面との間の摩擦を低減しながら、ディスクの回転に伴うカムローラの傾斜を抑制する。 カムローラは、第１ディスクの第１カム面及び第２ディスクの第２カム面に接触し且つ前記カムローラの転動軸線周りに周状に形成された転動面と、前記第１ディスク及び前記第２ディスクと共回転する回転軸の径方向に向いた端面とを有する。前記端面は、ドーム状の凸形曲面を有し、前記端面の前記凸形曲面の各点の法線と前記転動軸線との交点が、前記カムローラの重心よりも前記回転軸寄りに位置する。

Description

ローディングカム装置
　本発明は、トロイダル無段変速機に用いられるローディングカム装置に関する。
　トロイダル無段変速機では、入力ディスクと出力ディスクとの間にパワーローラが挟まれ、パワーローラを傾転させることで変速比が連続的に変更される。特許文献１のトロイダル無段変速機には、ディスクと同軸周りに回転するカム板と、ディスクとカム板との間に挟まれたカムローラとを有するローディングカム式の押圧装置が設けられている。ローディングカム式の押圧装置では、伝達トルクが増加するにつれてカム作用によってディスクがカム板から離れる力が働き、入力ディスクと出力ディスクとが互いに近づく向きに付勢されることで、パワーローラが十分な接触圧で挟まれる。
　特許文献１には、ローディングカム装置の例として、リテーナの開口部にカムローラを収容し、カムローラのうちディスク径方向に向いた端面に断面矩形状又はテーパー状の小径当接部を設け、リテーナの開口部の周縁とカムローラの端面との間の摩擦を低減する構成が開示されている。
特開平１－２９９３５８号公報
　しかし、図６（Ｂ）に示すように、カムローラ９０の端面９０ａに小径当接部９０ｂを設けると、ディスクからカムローラ９０に伝達される回転力によりカムローラ９０が傾斜しうる。そして、カムローラ９０が小径当接部９０ｂを基点として傾斜すると、リテーナ９２の開口部９２ａの周縁９２ｂとカムローラ９０の小径当接部９０ｂとの当接点Ｐ2がカムローラ９０の重心Ｇから周方向にずれてしまう。そうすると、ディスクの回転によってカムローラ９０に作用する遠心力Ｆcのベクトル（カムローラ９０の重心Ｇ）と、リテーナ９２の開口部９２ａの周縁９２ｂからカムローラ９０の小径当接部９０ｂに作用する反力Ｆrのベクトル（当接点Ｐ2）とが周方向にずれ、遠心力Ｆcがカムローラ９０の傾斜を促進してしまうという問題がある。
　そこで本発明は、リテーナの開口縁とカムローラの端面との間の摩擦を低減しながらも、ディスクの回転に伴うカムローラの傾斜を抑制できるローディングカム装置を提供することを目的とする。
　本発明の一態様に係るローディングカム装置は、回転軸と共回転し且つ第１カム面が形成された第１ディスクと、前記回転軸と相対回転し且つ前記第１カム面に対向する第２カム面が形成された第２ディスクと、前記第１カム面と前記第２カム面との間に挟まれて転動する少なくとも１つのカムローラと、前記カムローラを収容する開口部が形成されたリテーナと、を備え、前記カムローラは、前記第１カム面及び前記第２カム面に接触し且つ前記カムローラの転動軸線周りに周状に形成された転動面と、前記回転軸の径方向に向いた端面とを有し、前記端面は、ドーム状の凸形曲面を有し、前記端面の前記凸形曲面の各点の法線と前記転動軸線との交点が、前記カムローラの重心よりも前記回転軸寄りに位置する。
　前記構成によれば、カムローラの端面がドーム状の凸形曲面を有するため、当該端面が平面である場合に比べ、リテーナの開口縁とカムローラの端面との間の摩擦を低減できる。そして、カムローラの端面の凸形曲面の各点の法線とカムローラの転動軸線との交点が、カムローラの重心よりも回転軸寄りに位置するので、カムローラに作用するリテーナからの反力がカムローラの傾斜を低減する向きに作用し、ディスクの回転に伴うカムローラの傾斜を抑制できる。
　前記転動面は、前記転動軸線を含む断面において凸形曲線を有する構成としてもよい。前記構成によれば、ディスクの回転に伴ってカムローラが傾斜しようとしても、カムローラの転動面が凸形曲線でリテーナの開口縁と接触するため、カムローラが元の姿勢に復帰しやくなる。
　前記端面の前記凸形曲面の最小曲率は、前記転動面の前記凸型曲線の最小曲率よりも大きい構成としてもよい。前記構成によれば、第１カム面及び第２カム面からの強い押圧力がカムローラの転動面の一部に局所集中するのを極力抑えながら、カムローラの傾斜も好適に抑制できる。
　前記端面のうち９０～１００％の領域が、前記凸形曲面である構成としてもよい。前記構成によれば、カムローラの端面と転動面との境界部がリテーナに当たって転がり抵抗が増加することを抑制できる。
　前記端面は、前記転動軸線を含む断面において円弧形状を有する構成としてもよい。前記構成によれば、前述した作用を得るためにカムローラの加工が複雑になるのを防止できる。
　本発明によれば、リテーナの開口縁とカムローラの端面との間の摩擦を低減しながらも、ディスクの回転に伴うカムローラの傾斜を抑制できるローディングカム装置を提供できる。
第１実施形態に係るローディングカム装置を備えるトロイダル無段変速機が搭載された駆動機構一体型発電装置の断面図である。 図１に示すトロイダル無段変速機を回転軸線方向から見た断面図である。 図１に示すローディングカム装置の拡大図である。 図３に示すローディングカム装置のリテーナ及びカムローラを回転軸線方向から見た平面図である。 図４に示すローディングカム装置の１つのカムローラの拡大図である。 （Ａ）は図５に示すカムローラの動作を説明する図面である。（Ｂ）は比較例のカムローラの動作を説明する図面である。 第２実施形態に係るローディングカム装置のリテーナ及びカムローラを回転軸線方向から見た拡大図である。 第３実施形態に係るローディングカム装置のカムローラの拡大図である。
　以下、図面を参照して実施形態を説明する。
　（第１実施形態）
　図１は、第１実施形態に係るローディングカム装置２０を備えるトロイダル無段変速機１０が搭載された駆動機構一体型発電装置１の断面図である。図１に示すように、駆動機構一体型発電装置１（Integrated Drive Generator：以下、「ＩＤＧ」という）は、航空機の交流電源に用いられるものであって、航空機のエンジンに取り付けられるケーシング２を備える。ケーシング２には、入力機構３と、トロイダル無段変速機１０（以下、「変速機」という）と、動力伝達機構４と、発電機５とが収容されている。なお、トロイダル無段変速機１０は、駆動機構一体型発電装置の一部とした構成でなくてもよく、用途も航空機に限られない。
　変速機１０は、同軸上に配置されて相対回転可能な動力伝達軸である変速機入力軸１１及び変速機出力軸１２を備える（以下、各軸１１，１２の軸線を「回転軸線Ａ１」という）。変速機入力軸１１は、入力機構３を介してエンジン回転軸（図示せず）に接続される。入力機構３は、エンジン回転軸からの回転動力が入力される装置入力軸３ａと、装置入力軸３ａの回転を変速機入力軸１１に伝達するギヤ対３ｂとを含む。ギヤ対３ｂは、装置入力軸３ａと一体回転するギヤ３ｂａと、変速機入力軸１１と一体回転するギヤ３ｂｂとを有する。変速機出力軸１２は、動力伝達機構４（例えば、ギア列）を介して発電機５の発電機入力軸５ａに接続されている。
　エンジン回転軸から取り出された回転動力は、入力機構３を介して変速機入力軸１１に入力される。変速機１０は、変速機入力軸１１の回転を変速して変速機出力軸１２に出力する。変速機出力軸１２の回転動力は、動力伝達機構４を介して発電機入力軸５ａに伝達される。発電機入力軸５ａが回転駆動されると、発電機５が交流電力を発生する。変速機１０の変速比は、エンジン回転軸の回転速度の変動に関わらず発電機入力軸５ａの回転速度を適値（航空機の電装品の作動に適した周波数に対応する値）に保つように連続的に変更される。
　変速機１０は、一例として、ハーフトロイダル型かつダブルキャビティ型であり、二組の入力ディスク１３及び出力ディスク１４を備える。入力ディスク１３は、変速機入力軸１１と一体回転するよう変速機入力軸１１に嵌合されている。出力ディスク１４は、変速機出力軸１２と一体回転するよう変速機出力軸１２に嵌合されている。二組のディスク１３，１４は、回転軸線Ａ１回りに回転するように回転軸線Ａ１方向に隣接配置されている。入力ディスク１３と出力ディスク１４とは、変速機１０の回転軸線Ａ１方向に互いに対向配置され、互いに対向する凹状の接触面１３ａ，１４ａを有する。入力ディスク１３及び出力ディスク１４は、接触面１３ａ，１４ａによって回転軸線Ａ１回りに円環状のキャビティ１５を形成する。なお、変速機は、ダブルキャビティ型に限定されず、例えば、シングルキャビティ型でもよい。
　変速機１０は、一例として、中央入力型である。変速機出力軸１２は、変速機入力軸１１内に挿通され、変速機入力軸１１から両側に突出する。２つの入力ディスク１３は、変速機入力軸１１上で背中合わせに配置されている。２つの出力ディスク１４は、２つの入力ディスク１３の回転軸線Ａ１方向の外側に配置されている。変速機入力軸１１と一体回転するギヤ３ｂｂは、変速機入力軸１１の外周面上に設けられ、２つの入力ディスク１３間に配置されている。なお、変速機は、中央入力型に限定されず、例えば、中央出力型でもよい。
　一方側の出力ディスク１４は、固定具１６によって変速機出力軸１２に固定されている。他方側の出力ディスク１４は、プリロードバネ１７（例えば、皿バネ）によって入力ディスク１３に向けて付勢され、かつ、回転駆動時にはローディングカム装置２０によって入力ディスク１３に向けて付勢される。出力ディスク１４は、ローディングカム装置２０を介して動力伝達機構４に動力伝達可能に接続されている。変速機１０は、キャビティ１５内に配置された複数のパワーローラ１８と、複数のパワーローラ１８をそれぞれ傾転可能に支持する複数のトラニオン１９（図２参照）とを備える。
　図２は、図１に示す変速機１０の回転軸線Ａ１方向から見た断面図である。図２に示すように、トラニオン１９は、傾転軸線Ａ２回りに傾転可能かつ傾転軸線Ａ２方向に変位可能な状態でケーシング２に支持されている。傾転軸線Ａ２は、回転軸線Ａ１とねじれの位置にある。パワーローラ１８は、傾転軸線Ａ２に対して垂直な回転軸線Ａ３回りに回転自在にトラニオン１９に支持されている。
　トラニオン１９は、ケーシング２に固定されたヨーク２３の貫通穴２３ａに回転自在に嵌め込まれる。トラニオン１９は、ヨーク２３を介して、傾転軸線Ａ２回りに傾転可能かつ傾転軸線Ａ２方向に変位可能にケーシング２に支持されている。トラニオン１９は、油圧駆動機構２４に接続されている。油圧駆動機構２４は、トラニオン１９をパワーローラ１８とともに傾転軸線Ａ２方向に往復変位させるよう構成されている。
　図１及び２に示すように、入力ディスク１３が回転駆動されると、パワーローラ１８を介して出力ディスク１４が回転駆動され、変速機出力軸１２が回転駆動される。トラニオン１９及びパワーローラ１８が傾転軸線Ａ２方向に変位すると、パワーローラ１８の傾転軸線Ａ２回りの角度（以下、「傾転角」という）が変更され、変速機１０の変速比が傾転角に応じて連続的に変更される。
　パワーローラ１８は、傾転軸線Ａ２回りに傾転可能な状態で、入力ディスク１３の接触面１３ａと出力ディスク１４の接触面１４ａとの間に挟まれ、入力ディスク１３の回転駆動力を傾転角に応じた変速比で変速して出力ディスク１４に伝達する。出力ディスク１４の回転トルクが増加すると、ローディングカム装置２０によって出力ディスク１４が入力ディスク１３に近づく向きに押圧され、入力ディスク１３及び出力ディスク１４がパワーローラ１８を挟む圧力が増加する。
　図３は、図１に示すローディングカム装置２０の拡大図である。図３に示すように、図３に示すように、ローディングカム装置２０側の出力ディスク１４（第１ディスク）は、入力ディスク１３側とは反対側の面にカム面１４ｂを有する。ローディングカム装置２０は、カムディスク２５（第２ディスク）、複数のカムローラ２６～２８及びリテーナ２９を備える。カムディスク２５は、出力ディスク１４と同軸上に回転可能に配置され、出力ディスク１４のカム面１４ｂに対向するカム面２５ａを有する環状板である。カムローラ２６～２８は、出力ディスク１４とカムディスク２５との間に挟まれ、回転軸線Ａ１と直交する径方向に互いに隣接して並んでいる。リテーナ２９は、カムローラ２６～２８を回転自在に保持する。
　カムディスク２５は、回転軸線Ａ１方向の外方に突出するドッグ２５ｂを有し、そのドッグ２５ｂが動力伝達機構４に動力伝達可能に係合されている。なお、カムディスク２５と動力伝達機構４との間の係合は、ドッグクラッチ形式でなくても動力伝達可能な態様であればよく、例えば、スプライン接続でもよい。
　出力ディスク１４及びカムディスク２５の互いに対向するカム面１４ｂ，２５ａには、周方向に滑らかな凹凸が形成されている。カムローラ２６～２８は、カム面１４ｂ，２５ａによって回転軸線Ａ１方向と回転軸線Ａ１回りの周方向とに挟まれ、出力ディスク１４及びカムディスク２５の回転トルクが増加すると、カム作用によって出力ディスク１４がカムディスク２５から離れる向きに押圧される。
　カムディスク２５は、カムディスク２５とは別体であるカムディスクサポート３０により支持されている。なお、カムディスク２５とカムディスクサポート３０とは、互いに別体とせずに一体で形成してもよい。カムディスクサポート３０は、カムディスク２５のカム面２５ａとは反対側の背面２５ｃを支持する。カムディスクサポート３０は、カムディスク２５とプリロードバネ１７との間に介設されている。カムディスクサポート３０と変速機出力軸１２との間には、回転軸線Ａ１方向において、プリロードバネ１７及びスラスト軸受３１が介設されている。カムディスクサポート３０とスラスト軸受３１のストッパ部３１ａとの間には、回転軸線Ａ１方向に隙間Ｇが形成されている。
　出力ディスク１４が回転して、ローディングカム装置２０のカム作用により出力ディスク１４とカムディスク２５とが互いに離れるように回転軸線Ａ１方向に相対変位し始めると、カムディスクサポート３０がスラスト軸受３１のストッパ部３１ａに当たる。即ち、カムディスク２５及びカムディスクサポート３０は、動力伝達軸である変速機出力軸１２に対して回転軸線Ａ１方向の外方への所定以上の移動が規制されるように変速機出力軸１２に対して回転自在に設けられている。
　そして、ローディングカム装置２０のカム作用によりカムローラ２６～２８からカムディスク２５に回転軸線Ａ１方向の力が作用すると、カムディスク２５は、回転軸線Ａ１方向においてプリロードバネ１７及びスラスト軸受３１に支持されたカムディスクサポート３０から抗力を受け、出力ディスク１４が入力ディスク１３側に向けてパワーローラ１８を押圧する。
　図４は、図３に示すローディングカム装置２０のリテーナ２９及びカムローラ２６～２８を回転軸線Ａ１方向から見た平面図である。図５は、図４に示すローディングカム装置２０の１つのカムローラ２６の拡大図である。図４に示すように、リテーナ２９は、環状板である。リテーナ２９には、周方向に等間隔をあけて複数の開口部２９ａが形成されている。開口部２９ａは、概略矩形状である。リテーナ２９の開口部２９ａの各々には、１組のカムローラ２６～２８が収容されている。カムローラ２６～２８は、回転軸線Ａ１に直交する径方向Ｄに互いに隣接して並んでおり、カムローラ２６～２８の転動軸線Ｘは、径方向Ｄに向いている。
　図４及び５に示すように、カムローラ２６は、１組のカムローラ２６～２８のうち径方向Ｄの最外に配置されたカムローラである。カムローラ２６は、その転動軸線Ｘ周りに周状に形成されて、出力ディスク１４及びカムディスク２５のカム面１４ｂ，２５ａに接触する転動面２６ａを有する。カムローラ２６は、回転軸線Ａ１に直交する径方向Ｄの外方を向いた外端面２６ｂと、外端面２６ｂとは反対側の面であって径方向Ｄの内方を向いた内端面２６ｃとを有する。
　カムローラ２６の外端面２６ｂは、ドーム状の凸形曲面を有する。本実施形態では、カムローラ２６の外端面２６ｂの全体が凸形曲面である。カムローラ２６の外端面２６ｂの凸形曲面の各点の法線と転動軸線Ｘとの交点Ｎは、カムローラ２６の重心Ｇよりも回転軸線Ａ１寄りに位置する。一例として、カムローラ２６の外端面２６ｂは、転動軸線Ｘを含む断面において円弧形状を有する。即ち、カムローラ２６の外端面２６ｂは、球の一部をなす形状を有する。この場合、円弧形状の外端面２６ｂの各点の法線と転動軸線Ｘとの交点Ｎは、円弧形状の外端面２６ｂの曲率中心となる。
　カムローラ２６の転動面２６ａは、転動軸線Ｘを含む断面において凸形曲線を有する。一例として、カムローラ２６の転動面２６ａは、転動軸線Ｘを含む断面において円弧形状を有する。外端面２６ｂの曲率は、転動面２６ａの曲率よりも大きい（外端面２６ｂの曲率半径Ｒ１は、転動面２６ａの曲率半径Ｒ２よりも小さい。）。外端面２６ｂ及び／又は転動面２６ａが円の一部とならない曲線形状、即ち、複数の曲率を有する曲線形状を有する場合には、外端面２６ｂの最小曲率が転動面２６ａの最小曲率よりも大きくなるように設定するとよい。また、カムローラ２６の内端面２６ｃは、平坦面である。
　図４に示すように、１組のカムローラ２６～２８のうち径方向Ｄの最内に配置されたカムローラ２８は、その内端面２８ｃの形状のみがカムローラ２６と異なる。カムローラ２８の内端面２８ｃは、径方向Ｄの内方に突出したドーム状の凸形曲面を有する。具体的には、カムローラ２８は径方向Ｄに対称な形状を有する。最外のカムローラ２６と最内のカムローラ２８との間に挟まれたカムローラ２７は、カムローラ２６と同じ形状を有する。
　図６（Ａ）は、図５に示すカムローラ２６の動作を説明する図面である。図６（Ａ）に示すように、カムローラ２６の外端面２６ｂがドーム状の凸形曲面を有するため、カムローラ２６の回転時においてリテーナ２９の開口部２９ａの周縁２９ｂとカムローラ２６の外端面２６ｂとの間の摩擦が低減されるが、出力ディスク１４及びカムディスク２５らカムローラ２６に伝達される回転力によりカムローラ２６は傾斜しえる。その際、カムローラ２６の外端面２６ｂの凸形曲面の各点の法線とカムローラ２６の転動軸線Ｘとの交点Ｎが、カムローラ２６の重心Ｇよりも回転軸線Ａ１寄りに位置するため、カムローラ２６の傾斜を抑制する復元力が発生する。
　具体的に言うと、リテーナ２９の開口部２９ａの周縁２９ｂに対するカムローラ２６の外端面２６ｂの当接点Ｐ1は、外端面２６ｂのうち周縁２９ｂに近づく側に移動し、カムローラ２６の重心Ｇに対してリテーナ２９の周方向にずれる。そうすると、ディスクの回転によってカムローラ２６に作用する遠心力Ｆcのベクトルと、リテーナ２９の開口部２９ａの周縁２９ｂからカムローラ２６の外端面２６ｂに作用する反力Ｆrのベクトルとが、リテーナ２９の周方向にずれる。その結果、互いにオフセットされた遠心力Ｆc及び反力Ｆrが、カムローラ２６の傾斜を低減してカムローラ２６の姿勢を元に戻す向きの復元力を発生させる。その際、カムローラ２６の転動面２６ａが転動軸線Ｘを含む断面において凸形曲線を有するため、転動面２６ａが開口部２９ａの周縁２９ｂから抵抗を受け難く、カムローラ２６の姿勢が元に戻り易くなっている。
　以上のように、ローディングカム装置２０によれば、リテーナ２９の開口部２９ａの周縁２９ｂとカムローラ２６の外端面２６ｂとの間の摩擦を低減しながらも、出力ディスク１４及びカムディスク２５の回転に伴うカムローラ２６の傾斜を抑制することができる。また、カムローラ２６の外端面２６ｂの曲率は、転動面２６ａの曲率よりも大きいため、出力ディスク１４及びカムディスク２５のカム面１４ｂ，２５ａからの強い押圧力がカムローラ２６の転動面２６ａの一部に局所集中するのを極力抑えながら、カムローラ２６の傾斜も好適に抑制できる。
　また、カムローラ２６の外端面２６ｂの全体が凸形曲面であるため、カムローラ２６の外端面２６ｂと転動面２６ａとの境界部がリテーナ２９に当たって転がり抵抗が増加することも抑制できる。また、カムローラ２６の平坦な内端面２６ｃと接触するカムローラ２７も、カムローラ２７の平坦な内端面と開口部２９ａの周縁２９ｂとに夫々接触するカムローラ２８も、その接触する端面が凸形曲面を有するため、カムローラ２６と同様の効果を奏し得る。
　なお、カムローラ２６～２８の配列順序は互いに入れ換えてもよい。例えば、カムローラ２７を転動軸線Ｘ方向に反転させて径方向Ｄの最内に配置すると共に、カムローラ２８を１組のカムローラ２６～２８のうち中央に配置してもよい。
　（第２実施形態）
　図７は、第２実施形態に係るローディングカム装置のリテーナ１２９及びカムローラ１２６，２７，２８を回転軸線方向から見た拡大図である。図７に示すように、第２実施形態では、リテーナ１２９の開口部１２９ａの形状と、１組のカムローラ１２６，２７，２８のうち最外に配置されたカムローラ１２６の形状とが、第１実施形態のものと相違し、その他の構成は第１実施形態と同じである。リテーナ１２９の開口部１２９ａは、その周縁１２９ｂのうちカムローラ１２６に対して転動軸線Ｘ方向に対向する部分が、凸形曲面１２９ｂａを有する。凸形曲面１２９ｂａの曲率は、第１実施形態のカムローラ２６の外端面２６ｂの曲率と同じである。
　カムローラ１２６の外端面１２６ｂは、平坦面である。但し、カムローラ１２６の外端面１２６ｂを凸形曲面としてもよい。カムローラ１２６の外端面１２６ｂ以外の形状は、第１実施形態のカムローラ２６と同様である。この構成によっても、リテーナ１２９の開口部１２９ａの周縁１２９ｂとカムローラ１２６の外端面１２６ｂとの間の摩擦を低減しながらも、カムローラ１２６の傾斜を抑制することができる。その他の構成は前述した第１実施形態と同様であるため説明を省略する。なお、図７の例では、開口部１２９ａの周縁１２９ｂのうち一部のみを凸形曲面としてが、周縁１２９ｂのうちカムローラ２８に対して転動軸線Ｘ方向に対向する部分も凸形曲面としてもよい。その場合、カムローラ２８の内端面２８ｃを平坦面にしてもよい。
　（第３実施形態）
　図８は、第３実施形態に係るローディングカム装置のカムローラ２２６の拡大図である。図８に示すように、第３実施形態のカムローラ２２６の外端面２２６ｂは、ドーム状の凸形曲面を部分的に有する。具体的には、カムローラ２２６ｂのうち９０以上１００％未満の領域、好ましくは９５以上１００％未満の領域が、凸形曲面２２６ｂａである。凸形曲面２２６ｂａは、転動軸線Ｘ方向に見て外端面２２６ｂの輪郭と同心円状に配置される。カムローラ２２６の外端面２２６ｂのうち２２６ｂａの外側の領域は、環状の平坦面２２６ｂｂである。その他の構成は前述した第１実施形態と同様であるため説明を省略する。
　１０　トロイダル無段変速機
　１２　変速機出力軸（回転軸）
　１４　出力ディスク（第１ディスク）
　１４ｂ　カム面
　２０　ローディングカム装置
　２５　カムディスク（第２ディスク）
　２５ａ　カム面
　２６～２８，１２６，２２６　カムローラ
　２６ａ　転動面
　２６ｂ　外端面（凸形曲面）
　２６ｃ　内端面
　２９，１２９　リテーナ
　２９ａ，１２９ａ　開口部
　２９ｂ，１２９ｂ　周縁
　１２６ｂ，２２６ｂ　外端面
　１２９ｂａ，２２６ｂａ　凸形曲面
　Ｘ　転動軸線

Claims (5)

  1. 　回転軸と共回転し且つ第１カム面が形成された第１ディスクと、
    　前記回転軸と相対回転し且つ前記第１カム面に対向する第２カム面が形成された第２ディスクと、
    　前記第１カム面と前記第２カム面との間に挟まれて転動する少なくとも１つのカムローラと、
    　前記カムローラを収容する開口部が形成されたリテーナと、を備え、
    　前記カムローラは、前記第１カム面及び前記第２カム面に接触し且つ前記カムローラの転動軸線周りに周状に形成された転動面と、前記回転軸の径方向に向いた端面とを有し、
    　前記端面は、ドーム状の凸形曲面を有し、
    　前記端面の前記凸形曲面の各点の法線と前記転動軸線との交点が、前記カムローラの重心よりも前記回転軸寄りに位置する、ローディングカム装置。
  2. 　前記転動面は、前記転動軸線を含む断面において凸形曲線を有する、請求項１に記載のローディングカム装置。
  3. 　前記端面の前記凸形曲面の最小曲率は、前記転動面の前記凸型曲線の最小曲率よりも大きい、請求項２に記載のローディングカム装置。
  4. 　前記端面のうち９０～１００％の領域が、前記凸形曲面である、請求項１乃至３のいずれか１項に記載のローディングカム装置。
  5. 　前記端面は、前記転動軸線を含む断面において円弧形状を有する、請求項１乃至４のいずれか１項に記載のローディングカム装置。
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