(57)【要約】【課題】  偏心回転体の中心と軸受中心間距離である偏心量を最適化することで、減速装置のバックラッシを低減し転動体と噛合い部との衝突打音を低減するとともに、転動体と噛合い部に作用する面圧の低減による耐久性の向上を図る。【解決手段】  上述の課題を解決するため、本発明のローラ減速装置は、回転中心から径方向に偏心した円弧状のカム部を外周に有する偏心回転体と、偏心回転体の外周に配置され、偏心回転体を回転自在に支持する軸受と、軸受の外周に配置され、内周面に波形状の内歯を有する環状部材と、軸受の外周かつ環状部材の内周に、周方向に略等間隔で配置され、偏心回転体の偏心回転に伴い内歯との噛合い箇所が周方向へ移動する複数の転動体と、複数の転動体を隔成しつつそれらの径方向の移動を許容する保持器と、を備え、回転中心からのカム部の偏心距離を偏心量ａとしたとき、偏心量ａを０．５〜１．２ｍｍとした。【選択図】  図１
2020070771.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸である偏心回転体に入力された駆動トルクを増幅して、出力軸である保持器から出力するローラ減速装置であって、
回転中心から径方向に偏心した円弧状のカム部を外周に有する前記偏心回転体と、
該偏心回転体の外周に配置された軸受と、
該軸受の外周に配置され、内周面に波形状の内歯を有する環状部材と、
前記軸受の外周かつ前記環状部材の内周に配置され、前記偏心回転体の偏心回転に伴い前記内歯との噛合い箇所が周方向へ移動する複数のローラと、
該複数のローラを隔成しつつそれらの径方向の移動を許容する前記保持器と、を備え、
前記回転中心からのカム部の偏心距離を偏心量ａとしたとき、該偏心量ａを０．５〜１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。
【請求項２】
請求項１記載のローラ減速装置において、
該ローラ減速装置の減速比ｎが１００以下であるとき、前記偏心量ａを０．７〜１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。
【請求項３】
請求項１記載のローラ減速装置において、
前記軸受の半径Ｒが２５ｍｍ以下であるとき、前記偏心量ａを０．７〜１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。
【請求項４】
請求項１記載のローラ減速装置において、
前記偏心量ａを前記軸受の半径Ｒで除した値を０．０２１〜０．０４６としたことを特徴とするローラ減速装置。
【請求項５】
請求項１記載のローラ減速装置において、
前記軸受の半径Ｒが２５ｍｍ以下であるとき、前記環状部材の内歯の歯高さを０．３ｍｍ以上としたことを特徴とするローラ減速装置。
【請求項６】
吸気弁又は排気弁のバルブタイミングを可変する内燃機関の可変動弁装置であって、
制御信号により回転が制御される電動モータと、
請求項１〜５の何れか一項に記載のローラ減速装置と、を具備し、
前記ローラ減速装置の入力軸である前記偏心回転体は前記電動モータと連結され、また、
前記ローラ減速装置の出力軸である前記保持器は前記吸気弁又は前記排気弁を上下運動させるカムシャフトと連結されており、
前記環状部材はクランクシャフトからの回転力が伝達し、
前記電動モータを回転させることで、前記環状部材に対する前記保持器の相対回転位置を調節することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、入力軸の回転を減速して出力軸に伝達するローラ減速装置及び該ローラ減速装置を用いた内燃機関の可変動弁装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ローラ減速装置は、一般的に、入力軸である偏心回転体と、この偏心回転体の外周に設けられた軸受と、この軸受外周に設けられた環状部材と、この環状部材の内周に噛合い部を有する内周噛合い部と、この内周噛合い部と前述の軸受の外輪との間に設けられた複数のローラと、このローラの間を隔成しつつローラ全体の径方向の移動を許容するとともに、出力軸でもある保持器と、を有しており、例えば、特許文献１では「減速機構８」としてその詳細構造が開示されている。
【０００３】
このような構成のローラ減速装置は、軸方向に薄型かつ部品点数が少ない構成でありながら、入力軸と出力軸の回転速度比である減速比を３０以上と大きく設定できる高減速比の減速装置である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２０１１−２３１７００号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１の減速装置では、出力軸である「保持器４１」が、内燃機関の可変動弁装置のカムシャフト軸と締結固定されている。そのため、カムシャフト軸により発生したトルク変動時に、クリアランス（バックラッシ）に起因して各転動体の外周面と環状部材の内周に設けられた噛合い部との間などに比較的大きな衝突打音が発生するため、静粛性が悪化するという問題がある。また、カムトルクによって保持器に作用するトルクが過大となると、転動体と接触する噛合い部の面圧が増加することで耐久性が悪化する問題もあった。
【０００６】
そこで、本発明のローラ減速装置では、偏心回転体の中心と軸受中心間距離である偏心量を最適化することで、減速装置のバックラッシを低減し転動体と噛合い部との衝突打音を低減するとともに、転動体と噛合い部に作用する面圧の低減による耐久性の向上を図ることを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上述の課題を解決するため、本発明のローラ減速装置は、入力軸である偏心回転体に入力された駆動トルクを増幅して、出力軸である保持器から出力するローラ減速装置であって、回転中心から径方向に偏心した円弧状のカム部を外周に有する前記偏心回転体と、該偏心回転体の外周に配置され、該偏心回転体を回転自在に支持する軸受と、該軸受の外周に配置され、内周面に波形状の内歯を有する環状部材と、前記軸受の外周かつ前記環状部材の内周に、周方向に略等間隔で配置され、前記偏心回転体の偏心回転に伴い前記内歯との噛合い箇所が周方向へ移動する複数の転動体と、該複数の転動体を隔成しつつそれらの径方向の移動を許容する前記保持器と、を備え、前記回転中心からのカム部の偏心距離を偏心量ａとしたとき、該偏心量ａを０．５〜１．２ｍｍとした。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれは、転動体と噛合い部間の衝突打音の低減による静粛性と、転動体と噛合い部間に作用する面圧の低減による耐久性の向上を実現するローラ減速装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】一実施例のローラ減速装置の正面図
【図２】図１の要部拡大図
【図３】図１の側面図（断面）
【図４】保持器のローラ保持孔とローラの斜視図
【図５】ローラ減速装置の作動時のローラ作用力の発生図
【図６】ローラ近傍のクリアランスを説明する拡大図
【図７】ローラ掛り率を説明する拡大図
【図８】偏心量と最大ヘルツ応力またはローラ掛かり率の関係図
【図９】偏心量とバックラッシまたはローラ掛かり率の関係図
【図１０】偏心量と内歯の歯高さの関係図
【図１１】偏心量／軸受半径と最大ヘルツ応力またはローラ掛かり率の関係図
【図１２】偏心量／軸受半径とバックラッシまたはローラ掛かり率の関係図
【図１３】軸受半径と内歯の歯高さまたはローラ掛かり率の関係図
【図１４】ローラ減速装置を用いた可変バルブタイミング制御装置の側面図
【図１５】可変バルブタイミング制御装置に用いたローラ減速装置の外観図
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、本発明の一実施例に係る減速装置を図面に基づいて説明する。
【００１１】
図１に本実施例のローラ減速装置１０の正面図、図２に図１の要部拡大図、図３に図１の側面図（断面図）、図４に保持器３のローラ保持孔３ａに収納されたローラ２の斜視図を示す。
【００１２】
図１または図３に示すように、ローラ減速装置１０は、偏心回転体５と、この偏心回転体５の外周に設けられ、これを回転自在に支持する軸受である中径ボールベアリング１と、この中径ボールベアリング１の外周に設けられた環状部材４と、環状部材４の内周面と中径ボールベアリング１の外輪の間に設けられた複数のローラ２と、このローラ２の間を隔成しつつローラ２全体の径方向の移動を許容する保持器３と、を有し、入力軸である偏心回転体５の駆動トルクを、出力軸である保持器３に増幅して伝達する減速装置である。
【００１３】
ここで、図１等に示すように、偏心回転体５は、点Ｏを中心として正逆双方向に回転可能な入力軸であり、偏心回転体５の外周面には、点Ｏ’を中心とした円弧状のカム部が形成されている。ここで、このカム部の軸心Ｙは、偏心回転体５の軸心Ｘから径方向へ僅かな偏心量ａだけ偏心している。
【００１４】
中径ボールベアリング１は、偏心回転体５の外周のカム部に圧入締結されたものであり、内輪１ａ、外輪１ｂ、および、両輪間に介装された複数のボール１ｃから構成されている。中径ボールベアリング１の内輪１ａは、偏心回転体５の外周面に圧入結合されているため、入力軸である偏心回転体５と一体になって回転する。一方、図３に示すように、中径ボールベアリング１の外輪１ｂは、入力側端面および出力側端面の双方が、他の部品とは接触せずフリーな状態になっている。また、図１に示すように、外輪１ｂの外周には、外周面が転動自在に当接するローラ２をローラ保持孔３ａに収めた環状の保持器３が、隙間Ｃ１を隔てて配置される。また、図２の拡大図、図４の斜視図に示すように、ローラ２を収める保持器３のローラ保持孔３ａは、保持器３のリブ部３ｂに一定間隔で形成されたものである。このように、外輪１ｂと保持器３の間に隙間Ｃ１を設けたことによって、中径ボールベアリング１全体が偏心回転体５の回転に伴って径方向へ偏心量ａだけ移動して回転可能に、つまり偏心動可能になっている。
【００１５】
また、環状部材４は、内周面に点Ｏを中心とする波形状の内歯４ａが形成されたものである。外輪１ｂと環状部材４の間に配置されるローラ２の各々は、中径ボールベアリング１の偏心動に伴って径方向へ移動しつつ環状部材４の内周面に形成された内歯４ａに嵌入すると共に、ローラ保持孔３ａの両側縁によって円周方向にガイドされつつ径方向に揺動運動させるようになっている。
【００１６】
なお、以上で説明したローラ減速装置１０の各部品は、金属（例えば鉄系金属）によって形成され、ローラ減速装置１０内部の、中径ボールベアリング１やローラ２などの可動部には、潤滑給油部によって十分な潤滑油が供給されるようになっている。
【００１７】
以下、本実施例のローラ減速装置１０の作用と効果について、図１〜図４を用いて説明する。
【００１８】
上述したように、ローラ減速装置１０は、入力軸である偏心回転体５の駆動トルクを増幅して出力軸である保持器３に伝達するものである。すなわち、駆動モータなどの動力源により偏心回転体５が回転駆動されると、複数のローラ２の各々は、偏心回転体５の回転毎にローラ保持孔３ａ内の両側縁で円周方向へガイドされながら環状部材４の内周に設けられた１つの内歯４ａを乗り越えて隣接する内歯４ａに転動しながら移動し、これを順次繰り返すことで順次円周方向へ転接する。この各ローラ２の転接によって偏心回転体５の回転速度に対して出力軸である保持器３が減速されて所定の回転方向に駆動される。このときの環状部材４に対する偏心回転体５と保持器３の相対回転位相比の絶対値である減速比と、偏心回転体５の回転方向による保持器３の回転方向は、内歯４ａの数、および内歯４ａの形状によって任意に設定することが可能である。
【００１９】
具体的には、入力軸（偏心回転体５）と出力軸（保持器３）の回転方向が同じ場合は、内歯４ａの歯数に１足した値が減速比であり、入力軸と出力軸の回転方向が逆の場合は、内歯４ａの歯数から１引いた値が減速比である。例えば、入出力の方向が逆である場合、内歯４ａの歯数Ｚが６１個であれば、減速比ｎは６１−１＝６０である。なお、以下では、ローラ減速装置１０の減速比ｎが３０〜１００であるものとして説明を進める。
【００２０】
次に、ローラ減速装置１０の作動時にローラ２に作用する力について図５を用いて説明する。
【００２１】
入力軸（偏心回転体５）の回転駆動により偏心回転体５の偏心方向である軸心Ｙ方向に対して、保持器３の回転方向の逆側に円周方向で約４５度付近に配置される複数のローラ２がローラ保持孔３ａの両側縁で円周方向が規制された状態で径方向へ持ち上げられる。これにより複数のローラ２は、中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面と、環状部材４の内歯４ａの内周面と、ローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の３点で当接し、ローラ２の外周面と当接面に作用力が発生する。
【００２２】
図５は、４個のローラが３点で当接した場合の作用力を例示したものである。ここで、各ローラ２と外輪１ｂの外周面間の作用力をＦａ１〜Ｆａ４、ローラ２と内歯４ａの内周面間の作用力をＦｂ１〜Ｆｂ４、ローラ２とローラ保持孔３ａの円周方向の保持面間の作用力をＦｃ１〜Ｆｃ４とする。この各当接点の作用力は、各ローラ２が当接する内歯４ａの内周面との接触位置で異なる。そのため、ローラ２が３点当接することで作用力が発生、ローラ２の転動とともに徐々に作用力が増加し最大になったのち、減少していき３点当接でなくなることで作用力がゼロになる。すなわち、偏心回転体５の回転に伴い中径ボールベアリング１の外周面に配置された複数のローラ２の中で作用力が発生するローラが順次、円周方向で切り替わることで、常に一定数のローラ２に作用力が発生する。
【００２３】
このとき、出力軸（保持器３）を回転駆動する作用トルクＴｓは、３点で当接するローラ２のローラ保持器孔３ａの円周方向の保持面の作用力Ｆｃ１〜Ｆｃ４の合計と保持器３の回転中心である点Ｏとリブ部３ｂの半径の積となる。
【００２４】
このようにローラ減速装置１０の減速動作によって、各ローラ２の外周面を介して、中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面、環状部材４の内歯４ａの内周面、およびローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の３点に作用力が発生しながら減速動作が行われる。
【００２５】
このため、各ローラ２による作用力によって噛合い部の面圧が大きくなりすぎると耐久性の問題が発生する。特に、内歯４ａの内周面に作用する面圧によって、内歯４ａの内周面の摩耗が進展すると、内歯４ａの形状変化および摩擦係数の増加に伴い減速動作に不具合が生じる。内歯４ａの内周面に作用する面圧の大きさは、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクに大きく依存する。つまり、ローラ２からローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の作用力Ｆｃ１〜Ｆｃ４の合計によって保持器３に生じる作用トルクＴｓが、ローラ減速装置１０外部より保持器３に受ける負荷トルク以上である必要がある。
【００２６】
そのため、ローラ減速装置１０の体格を求めるためには、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクによってローラ２が当接する３点の、特に内歯４ａに作用する面圧による耐久性を考慮する必要がある。
【００２７】
例えば、ローラ減速装置１０の軸方向の厚さに最も影響するローラ長さＬｒと、保持器３に作用する負荷トルクが同条件と仮定した場合、保持器３の外径が大きいほどローラ２と当接する３点の作用力は小さくなる。保持器３の外径がローラ減速装置１０の外径を決定するため、ローラ減速装置１０の小径化を行うためには、ローラ２による噛合い部の面圧の上昇を考慮した設計が必要である。
【００２８】
また、ローラ保持孔３ａにおけるローラ２との隙間（後述するＣＬ２）、および、内歯４ａとローラ２の隙間（後述するＣＬ１）により、保持器３にバックラッシθが生じる。このバックラッシθが大きいと、保持器３に作用する負荷トルクが交番することで、ローラ２とローラ保持孔３ａの保持面との衝突打音が増加する。このようにバックラッシθが大きいと衝突打音により静粛性が低下するため、バックラッシθを考慮した設計が必要である。
【００２９】
ここで、耐久性に影響するローラ２と内歯４ａの噛合い部に作用する面圧、および静粛性に影響するバックラッシθは、主に内歯４ａの形状によって決定する。また、内歯４ａの形状は、減速比ｎ、歯数Ｚ、中径ボールベアリング１の半径（以下、「軸受半径Ｒ」と称する）、ローラ半径ｒ、および偏心量ａの値によって決定する。
【００３０】
従って、ローラ減速装置１０を適用する装置の仕様を踏まえ、ローラ減速装置１０の減速比ｎ、入出力の回転方向の異同に依存する歯数Ｚ、ローラ減速装置１０の外径により制限される軸受半径Ｒ、および、ローラ半径ｒの各種仕様が決定した後であっても、偏心量ａを最適化することで、耐久性および静粛性を維持しつつ、ローラ減速装置１０を小型化することができる。
【００３１】
次に、図６〜図１３を用いて、耐久性および静粛性を維持しつつ、ローラ減速装置１０を小型化するための、偏心量ａの最適値の求め方を説明する。
【００３２】
図８は、耐久性に影響のある最大ヘルツ応力ｐｍａｘと偏心量ａの関係、および、ロック（ローラ２が保持器３と環状部材４に挟まれ転動できなくなった状態）のしやすさに影響のあるローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒと偏心量ａの関係を、中径ボールベアリング１の軸受半径Ｒ毎に示したグラフであり、横軸が偏心量ａ、縦軸（左側）が最大ヘルツ応力ｐｍａｘ、縦軸（右側）がローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒである。このグラフを用いることで、最大ヘルツ応力ｐｍａｘとローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの両面からの、偏心量ａの最適値を求めることができる。
【００３３】
まず、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の当接により発生する最大ヘルツ応力ｐｍａｘの面からの偏心量ａの最適値を求める。この最大ヘルツ応力ｐｍａｘは、ローラ２と環状部材４の内歯４ａの内周面に作用する応力であり、これが小さいほど、ローラ減速装置１０の耐久性が向上する。
【００３４】
ここで、従来のローラ減速装置では、軸受半径Ｒが30ｍｍ程度の中径ボールベアリング１が用いられてきたが、近年は、ローラ減速装置の更なる小型化の要求から、軸受半径Ｒが25ｍｍ以下の中径ボールベアリング１の採用も検討され始めている。したがって、以下で求める偏心量ａの最適値とは、軸受半径Ｒが25ｍｍ以下の中径ボールベアリング１であっても、現状と同程度の諸性能を実現できる値である。このような偏心量ａの最適値を求めるため、以下では、軸受半径Ｒが、31.5、27.5、23.5ｍｍの三種の中径ボールベアリング１につき各種特性を検討する。以降のグラフにおいては、軸受半径Ｒが31.5ｍｍの値を点線で、27.5ｍｍの値を破線で、23.5ｍｍの値を実線で示す。
【００３５】
なお、何れの軸受半径Ｒの場合も、保持器３に作用する負荷トルク、減速比ｎ、歯数Ｚ、ローラ半径ｒ、およびローラ長さＬｒは同じ値とする。因みに、ローラ減速装置１０の外径は、主に軸受半径Ｒ、ローラ半径ｒ、および偏心量ａで決定するが、軸受半径Ｒが支配的である。また、ローラ半径ｒは減速比ｎの約数から必要なローラ２の数が決定し、ローラ半径ｒの値は、中径ボールベアリング１の外周面にローラ２を等間隔で配置することから概ね大きさが決定する。仮にローラ減速装置１０の適用を考える減速比３０以上においては、軸受半径Ｒに対してローラ半径ｒは十分に小さい。また、偏心量ａも軸受半径Ｒに対して十分に小さいため、ローラ減速装置１０の外径は軸受半径Ｒの大きさによってほぼ決定する。よって、図８に示す軸受半径Ｒはローラ減速装置１０の大きさを比較しているとも言える。
【００３６】
図８に示すように、最大ヘルツ応力ｐｍａｘは負荷トルクが同じ条件においては、軸受半径Ｒが小さいほど若干減少する。これは、通常、内歯４ａの内周面に作用する作用力Ｆｂは、軸受半径Ｒの小径化に伴い増加するが、小径化において内歯４ａの曲率が小さく変化したため、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の接触幅が増加することで、最大ヘルツ応力ｐｍａｘが若干低減するからである。また、偏心量ａを増加すると最大ヘルツ応力ｐｍａｘは２次曲線的に低減する。これも同様に、偏心量ａの増加に伴い内歯４ａの曲率が小さく変化し、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の接触幅が増加するためである。
【００３７】
このような傾向があるため、点線で示す現行製品と同等程度の最大ヘルツ応力ｐｍａｘを、実線で示す小径の中径ボールベアリング１で得たい場合には、偏心量ａを０．５ｍｍより大きくすればよいことが分かる。
【００３８】
次に、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの面からの偏心量ａの最適値を求める。このローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは、ロックのしやすさに影響のある値であり、これが小さいほど、ローラ減速装置１０がロックしにくくなる。ここで、偏心量ａの最適値を検討する前に、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの定義について図７を用いて説明する。
【００３９】
図７は偏心回転体５の回転中心である軸心Ｘに対して、該偏心回転体５のカム軸の軸心Ｙの対称側で、中径ボールベアリング１の外輪１ｂ外周面と保持器３との隙間Ｃ１が最大となる位置の拡大図を示す。ここで保持器３のリブ部３ｂの厚さをＬｔ、ローラ２が中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面に当接し隙間がない状態においてローラ２が保持器３に掛っている距離をＬｒとしたとき、Ｌｔ／Ｌｒをローラ掛り率と定義する。つまり、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは、ローラ２がリブ部３ｂの厚さＬｔに対してローラ保持孔３ａの径方向に収納される最小値の比率を表しており、これが大きければ、ローラ保持孔３ａからのローラ２の最大はみ出し量が大きいことを意味し、これが小さければ、ローラ保持孔３ａからのローラ２の最大はみ出し量が小さいことを意味する。
【００４０】
そのため、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒが大きく、リブ部３ｂにローラ２が掛っている最小値の割合が小さいと、ローラ２と保持器３がこじって保持器３がロックするなどの問題が発生し易くなる。従って、ローラ減速装置１０においては、ローラ保持孔３ａの厚さＬｔに対する、ローラ２が保持器３に掛っている距離Ｌｒを、一定以上の大きさ（例えば、ＬｒをＬｔの１／４以上の大きさ）とする必要がある。すなわち、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒで表現すれば、Ｌｔ／Ｌｒを一定値以下（例えば、Ｌｔ／Ｌｒを４以下）とする必要がある。
【００４１】
図８に示すように、このローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは偏心量ａの増加に伴い２次曲線的に増加する。このような傾向があるため、点線で示す現行製品と同等程度のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ＝４以下を、実線で示す小径の中径ボールベアリング１で得たい場合には、偏心量ａを１．２ｍｍより小さくすればよいことが分かる。
【００４２】
よって、図８による、最大ヘルツ応力ｐｍａｘ面での検討結果と、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ面での検討結果を合わせれば、偏心量ａの最適範囲は０．５〜１．２ｍｍとなる。特に、減速比が１００以下であり、軸受半径Ｒが２５ｍｍ以下であるような、高速、小型のローラ減速装置１０においては、偏心量ａを０．７〜１．２ｍｍとすることで、より高い耐久力を実現することが望ましい。
【００４３】
図９は、偏心量ａの最適値を図８とは別の観点で決定するためのグラフの一例であり、ローラ減速装置１０作動時の衝突打音の大きさに影響のあるクリアランスによるバックラッシθについて示す。横軸は図８と同様に偏心量ａを、縦軸（左側）はＣＬ１によるバックラッシθを示す。ここでクリアランスについて図６を用いて詳細に説明する。
【００４４】
ローラ２の外周面が中径ボールベアリング１の外輪１ｂに当接した状態において、環状部材４の内歯４ａの内周面との間に生じる隙間をＣＬ１とする。また、ローラ保持孔３ａの両側縁とローラ２間に生じる隙間をＣＬ２とする。この隙間ＣＬ１、ＣＬ２の値により、偏心回転体５と環状部材４を固定した状態で保持器３の円周方向の回転量であるバックラッシθが生じる。特に隙間ＣＬ１の値の方がＣＬ２の約３倍バックラッシθを増加させる。また、ＣＬ２はローラ２とローラ保持孔３ａの寸法公差で決定し、ローラ減速装置１０の体格等による影響は少ない。そのため、ローラ減速装置１０の外径に係わる静粛性について、図９の縦軸（左側）はＣＬ１が一定値におけるバックラッシθの関係を示す。
【００４５】
バックラッシθが大きいと、出力軸（保持器３）に作用する負荷トルクの方向が入れ替わる交番トルクを受けるとローラ２とローラ保持孔３ａの両側縁に衝突することで衝突打音が発生する。バックラッシθが大きいほど保持器３の加速に伴い衝突打音が大きくなり、静粛性が悪化するため、バックラッシθを小さくすることが望まれる。
【００４６】
隙間ＣＬ１が一定であっても環状部材４の内歯４ａの形状でバックラッシθは異なり、図９に示すように、軸受半径Ｒを小さくすると増加する。このため、ローラ減速装置１０の小径化に伴いバックラッシθが増加してしまい、静粛性は悪化する傾向にある。従って、ローラ減速装置１０を小径化したい場合は、偏心量ａを増加させることで２次曲線的にバックラッシθを低減させ、静粛性を確保することが望ましい。
【００４７】
図９によれば、バックラッシθの影響で発生する衝突打音を抑える最適な偏心量ａは０．５ｍｍ以上であるため、図８にて説明済みの縦軸（右側）のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ面での検討結果を加味すると、図９に基づく、偏心量ａの最適範囲は０．５〜１．２ｍｍである。
【００４８】
図１０は、図６に示す環状部材４の内歯４ａの歯底円半径から歯先円半径を引いた内歯４ａの歯高さｈの関係を示す。横軸と縦軸（右側）は図８、９と同様にそれぞれ偏心量ａ、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒを示し、縦軸（左側）は歯高さｈを示す。歯高さｈは軸受半径Ｒが小さいほど低減し、偏心量ａを大きくすることで増加する。歯高さｈの大きさは、減速動作時の歯飛びの原因、および歯間の強度に影響する。そのため、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクによって内歯面の噛合い部に作用する面圧等から一定値以上とする必要がある。
【００４９】
ローラ減速装置１０の外径を小径化すると、つまり、軸受半径Ｒを小さくすると歯高さｈは減少するが、偏心量ａを増加することで歯高さｈを増加させることができる。
【００５０】
以上からローラ減速装置１０の環状部材４の内歯４ａの耐久性、およびバックラッシθの大小によって変化する騒音、およびローラ減速装置１０の構成上、ロックなどの不具合が発生しないように設計するためには、図１０に基づいた場合も、最適な偏心量ａは０．５〜１．２ｍｍである。
【００５１】
次に、図８、図９の横軸を、偏心量ａを軸受半径Ｒで割ったａ／Ｒ値に置換した、図１１、図１２、および、図１０の横軸を、軸受半径Ｒに置換した、図１３を説明する。横軸を別表現した場合も、図８〜図１０に倣い、次の結論を得ることができる。
【００５２】
すなわち、図１１、図１２において、縦軸（右側）のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒを所定値以下とするには、軸受半径Ｒの小径化に伴い最適なａ／Ｒ値は増加する。図１１に示す最大ヘルツ応力ｐｍａｘは、軸受半径Ｒによる差が小さくａ／Ｒ値は０．０２１以上が望ましい。図１２に示すＣＬ１によるバックラッシθは軸受半径Ｒが小さいほどバックラッシθが増加するため、ａ／Ｒ値は増加する。このため、軸受半径Ｒが２３．５ｍｍにおけるａ／Ｒの最適範囲は０．０２１〜０．０４６である。このようにローラ減速装置１０の小径化におけるａ／Ｒ値の最適範囲は増加し、且つ最適範囲は小さくなる。
【００５３】
また、図１３においては、軸受半径Ｒが２５ｍｍ以下のとき、環状部材４の内歯４ａの歯高さｈが０．３ｍｍ以上あれば、偏心量ａが０．５〜１．２ｍｍの範囲内において、内歯４ａの耐久性を従来と同等程度に確保できるとともに、ロックなどの不具合が発生しないように設計することができる。
【００５４】
以上のローラ減速装置１０は、減速装置が必要な機械部品に適用可能である。特に減速比が３０以上を必要とする高減速比、および小型化が必要な機械部品に適用することで効果を発揮する。
【００５５】
次に、本実施例のローラ減速装置１０の適用の一例として、内燃機関のバルブタイミング制御装置への適用例について説明する。
【００５６】
図１４は、ローラ減速装置１０を適用したバルブタイミング制御装置２０の側面図を示し、図１５は、バルブタイミング制御装置２０に適用したローラ減速装置１０の外観図を示す。
【００５７】
これらに示すように、図外の内燃機関のクランクシャフトからの回転力がタイミングベルト又はタイミングチェーンによって伝達し回転駆動する駆動回転体であるタイミングスプロケット１４と、図外のシリンダヘッド上に軸受を介して回転自在に支持され、タイミングスプロケット１４から伝達された回転力によって回転するカムシャフト２１と、タイミングスプロケット１４に一体形成されるローラ減速装置１０と、制御信号に応じて回転状態が制御される電動モータ１１と、電動モータ１１の軸方向の背面に固定され電動モータ１１を制御するコントローラ１３と、コントローラ１３を図外のチェーンカバーにボルトによって締結固定された固定部材であるカバー部材１６と、電動モータ１１の回転軸と、ローラ減速装置１０の入力軸である偏心回転体５とを連結する軸継手１５と、タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の間に配置されて、内燃機関の運動状態に応じてタイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の相対回転位相を可変可能なバルブタイミング制御装置２０を構成する。
【００５８】
タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の位相を可変しない場合は、電動モータ１１の回転をタイミングスプロケット１４と同期するようにコントローラ１３によって制御する。一方、タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の相対回転位相を可変する場合は、電動モータ１１の回転速度をタイミングスプロケット１４に対して相対回転させ、タイミングスプロケット１４に一体形成され回転するローラ減速装置１０の偏心回転体５と環状部材４が相対回転することで、カムシャフト２１と締結固定する保持器３とタイミングスプロケット１４との位相を調節することができる。
【００５９】
バルブタイミング制御装置２０に搭載したローラ減速装置１０は、バルブスプリングにより閉方向へ付勢された内燃機関の吸気弁、排気弁（機関弁）の上下運動に伴いカムシャフト２１を介して交番トルクを受ける。交番トルクによりローラと内歯の噛合い部に作用する面圧による耐久性、およびローラと内歯間の衝突打音による騒音が発生する。そのため、本発明の最適な偏心量ａを適用したローラ減速装置１０を用いることで、耐久性および騒音を低減したバルブタイミング制御装置を提供できる。
【００６０】
また、バルブタイミング制御装置の体格は吸気弁、排気弁の両方に適用する場合、干渉を防止するため小径化が求められる。同様にローラ減速装置１０の小径化に対して、本発明の最適な偏心量ａとすることで信頼性の高いバルブタイミング制御装置を提供できる。
【００６１】
本発明は一例として記載したバルブタイミング制御装置２０に限定されるものではなく、減速装置を搭載する全ての装置に適用することが可能である。特に、制御対象の負荷トルクが大きい装置においても信頼性の向上を図ることができる。
【符号の説明】
【００６２】
１０…ローラ減速装置
１…中径ボールベアリング
１ａ…中径ボールベアリングの内輪
１ｂ…中径ボールベアリングの外輪
１ｃ…内輪と外輪間のボール
２…ローラ
３…保持器
３ａ…ローラ保持孔
３ｂ…リブ部
４…環状部材
４ａ…内歯
５…偏心回転体
１１…電動モータ
１３…コントローラ
１４…タイミングスプロケット
１５…軸継手
１６…カバー部材
２０…バルブタイミング制御装置
２１…カムシャフト
【図１】
2020070771.tif 000003
【図２】
2020070771.tif 000004
【図３】
2020070771.tif 000005
【図４】
2020070771.tif 000006
【図５】
2020070771.tif 000007
【図６】
2020070771.tif 000008
【図７】
2020070771.tif 000009
【図８】
2020070771.tif 000010
【図９】
2020070771.tif 000011
【図１０】
2020070771.tif 000012
【図１１】
2020070771.tif 000013
【図１２】
2020070771.tif 000014
【図１３】
2020070771.tif 000015
【図１４】
2020070771.tif 000016
【図１５】
2020070771.tif 000017