(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
中央ホイールの周方向溝に配置され、この中央ホイールで回転駆動される複数の第１転動体と、
これらの第１転動体と同数設けられ、それぞれが互いに隣接する２つの第１転動体で外周部を支えられかつこれらの２つの第１転動体で回転駆動される第２転動体と、
これらの第２転動体の回転軸が中央ホイールの周部に形成する円形軌道よりも大径の係合部をそれぞれの先端部に有しかつこれらの第２転動体を挟んで軸方向に対向配置され、それぞれの係合部で、各第２転動体のテーパ状端部に形成された傾斜面を押圧し、これらの第２転動体と前記第１転動体とを中央ホイールの回りに等間隔に保持する一対のパワーホイールと、
これらの一対のパワーホイールを軸方向に移動して前記中央ホイールの回転軸に対する第２転動体の傾きを変更し、第２転動体の回転軸と前記傾斜面上における前記係合部の係合位置との間の距離を変更する速比変更手段とを備え、
一方のパワーホイールを回転不能とすることにより、前記中央ホイールに入力された回転を、前記第１転動体と第２転動体とを介して他方のパワーホイールから出力することを特徴とする無段変速装置。
【請求項２】
前記第２転動体は、前記２つの第１転動体が転動する周方向溝を外周部に有することを特徴とする請求項１に記載の無段変速装置。
【請求項３】
前記一方のパワーホイールを進退自在に収容する内孔を有する固定ドラムと、前記他方のパワーホイールを進退自在に収容する内孔を有しかつこのパワーホイールと共に回転する可動ドラムとを備え、前記パワーホイールは、内孔内でそれぞれの係合部を突出させる方向に付勢されることを特徴とする請求項１又は２に記載の無段変速装置。
【請求項４】
前記速比変更手段は、前記パワーホイールが内孔内に区画した圧力室と、この圧力室に供給する圧力流体を制御して係合部の突出量を調整する圧力流体制御装置とを有することを特徴とする請求項３に記載の無段変速装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は無段変速装置に関し、特に、減速比の大きな摩擦式無段変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、船舶に搭載されるガスタービンエンジンは、小型かつ軽量でありながら燃焼効率に優れ、毎分当りの回転数が数千から数万のオーダーの超高速で回転して大きな出力を実現する。一方、船舶に推力を与えるプロペラはキャビテーションを防止するために、大きな推力を発生する大型プロペラほど低速（例えば毎分当りの回転数が数十から数百のオーダー）で回転する必要がある。このため、ガスタービンエンジンの駆動軸とプロペラ軸との間には回転数に大きな差があり、このようなガスタービンエンジンを搭載する船舶には大減速比（例えば１／３０〜１／５０）の減速機が必要である。このような減速機としては、流体式あるいは歯車式の変速機が知られており、更に、ガスタービンで発電機を駆動し、その電力でプロペラの駆動モータを回転して所要のプロペラ回転数を得るシステムが知られている。
【０００３】
この流体式変速機は、入力軸と出力軸との間の速比が１：１に近い減速比の小さい領域では効率が高く、軽量、振動、騒音、コストの面で有利であるが、減速比が大きくなるに従って伝動効率が悪化し、超高速回転で回転するガスタービンエンジンの減速用としては不向きである。
【０００４】
また、歯車式変速機は、大きな動力を伝達することができるものの、歯車が高速回転すると、歯当たり面の滑りによる発熱で伝動効率が低下するとともに、歯車相互間のバックラッシュに伴う騒音が大きく、船内環境に悪影響を及ぼすという問題がある。さらに、正転・逆転の切換用の歯車装置とクラッチとが必要であり、構造的に複雑で、コスト、重量が嵩むという問題がある。
【０００５】
更に、ガスタービンで発電機を駆動し、その電力でモータを回転することにより、プロペラの回転数を減速するシステムは、小振動、低騒音であり、減速比及び回転方向の切り換えを高精度で行うことができ、特に船舶においては、離接岸の際の操船作業の効率化と安全性の向上とを図ることが可能であるものの、伝達効率を向上させることが困難であると共に、コストが高く、重量が増大するという不都合がある。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述のように流体式あるいは歯車式の変速機は、例えばガスタービンエンジンのような超高速の回転を大きく減速する用途には不向きであり、また、ガスタービンエンジンの出力を発電機とプロペラ駆動モータとを介して減速するシステムは伝達効率の向上が困難なことに加え、構造が複雑化し、コスト高および重量増が避けられないという問題を有していた。
【０００７】
本発明は、このような事情に基づいてなされたもので、簡単な構造で大きな減速比が得られ、超高速回転の出力にも対応でき、しかも、軽量化を図ることができる低コストの無段変速装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する本発明の無段変速装置は、中央ホイールの周方向溝に配置され、この中央ホイールで回転駆動される複数の第１転動体と、これらの第１転動体と同数設けられ、それぞれが互いに隣接する２つの第１転動体で外周部を支えられかつこれらの２つの第１転動体で回転駆動される第２転動体と、これらの第２転動体の回転軸が中央ホイールの周部に形成する円形軌道よりも大径の係合部をそれぞれの先端部に有しかつこれらの第２転動体を挟んで軸方向に対向配置され、それぞれの係合部で、各第２転動体のテーパ状端部に形成された傾斜面を押圧し、これらの第２転動体と前記第１転動体とを中央ホイールの回りに等間隔に保持する一対のパワーホイールと、これらの一対のパワーホイールを軸方向に移動して前記中央ホイールの回転軸に対する第２転動体の傾きを変更し、第２転動体の回転軸と前記傾斜面上における前記係合部の係合位置との間の距離を変更する速比変更手段とを備え、一方のパワーホイールを回転不能とすることにより、前記中央ホイールに入力された回転を、前記第１転動体と第２転動体とを介して他方のパワーホイールから出力することを特徴とする。
【０００９】
この無段変速装置によると、各第２転動体は、外周部が２つの第１転動体で支えられ、テーパ状端部に形成された傾斜面のそれぞれがパワーホイールの係合部で軸方向に押圧されることにより、中央ホイールの周部で第１転動体と共に等間隔に保持される。これらのパワーホイールの一方が回転しないように固定されているため、中央ホイールが回転されると、第２転動体は２つの第１転動体を介して回転駆動され、中央ホイールの周部を自転しつつ公転する。これにより、他方のパワーホイールから回転出力を取出すことができる。このときの速比すなわち中央ホイールの回転速度に対する他方のパワーホイールの回転速度は、双方のパワーホイールの係合部の係合位置すなわちパワーホイールの回転軸と係合部との間の距離の差に応じて変化する。この速比の変更は、速比変更手段を通じて一対のパワーホイールを軸方向に移動することにより行うことができる。
【００１０】
上記第２転動体は、上記２つの第１転動体が転動する周方向溝を外周部に有してもよい。
【００１１】
また、本発明の無段変速装置は、上記一方のパワーホイールを進退自在に収容する内孔を有する固定ドラムと、上記他方のパワーホイールを進退自在に収容する内孔を有しかつこのパワーホイールと共に回転する可動ドラムとを備え、上記パワーホイールは、内孔内でそれぞれの係合部を突出させる方向に付勢されることが好ましい。
【００１２】
上記速比変更手段は、上記パワーホイールが内孔内に区画した圧力室と、この圧力室に供給する圧力流体を制御して係合部の突出量を調整する圧力流体制御装置とを有してもよい。
【００１４】
【発明の実施の形態】
図１から図５は、本発明の好ましい実施形態による無段変速装置を示す。
この無段変速装置は、例えば舶用ガスタービンエンジンの回転を減速してプロペラに伝達する舶用無段変速装置として形成してあり、全体をハウジング１０内に収容したコンパクトな構造に形成してある。
【００１５】
このハウジング１０は両端を開口させた円筒状の胴部１０ａと、この右端部を閉塞する蓋部１０ｂとを備え、この胴部１０ａの左端部に一体に形成したフランジ部１２を介して、例えば船体構造部の一部を形成するブラケット１４にボルト止めされる。エンジンの駆動軸Ｄは、ブラケット１４の開口部から胴部１０ａ内に導かれ、無段変速装置の入力軸１６に例えばフランジ付カップリング等の好適な手段を介して連結される。
【００１６】
ハウジング１０の内部には、後述する固定ドラム１８と可動ドラム２０とが配置されており、固定ドラム１８は胴部１０ａと一体構造に形成され、半径方向内方に延びるディスク状部１８ａが、軸方向内方に位置した部位でブラケット１４側の端部を閉じている。これにより、駆動軸Ｄと入力軸１６との連結部をハウジング１０内に配置し、この無段変速装置の軸方向長さを短くすることができる。
【００１７】
また、可動ドラム２０は、この可動ドラム２０の半径方向内方に延びるディスク状部２０ａを介して出力軸２２と一体的に形成されており、この出力軸２２を介してハウジング１０の蓋部１０ｂで回転自在に支えられている。出力軸２２は、後進方向のスラスト荷重を受けるスラスト軸受２４を介してハウジング１０の蓋部１０ｂで回転自在に支えられ、軸方向外端部がプロペラ軸２６のフランジ部にボルト止めされている。スラスト軸受２４は船舶後進時のスラスト荷重を支えると共にアキシャル方向の荷重も支えることができる。
【００１８】
これらの固定ドラム１８と可動ドラム２０とのそれぞれディスク状部１８ａ，２０ａには、その中央部を軸方向に向けて入力軸１６が貫通する。この入力軸１６は、ボール軸受２８を介してこれらのディスク状部で回転自在に支えられている。更に、入力軸１６は、プロペラ軸２６の方向に向けて、ディスク状部２０ａから出力軸２２にわたって形成された内孔３０内に延び、先端部を例えば平軸受あるいはローラ軸受等の好適な軸受３２を介してこの出力軸２２内に回転自在に支えられている。この軸受３２は蓋部１０ｂに近接した位置に配置するのが好ましい。
【００１９】
このように回転自在に支えられた入力軸１６は、ディスク状部１８ａ，２０ａの間すなわち２つのボール軸受２８で挟まれた部位に、中央ホイール３４を一体形成してある。この中央ホイール３４の外周部には、第１転動体としてのボール３６（本実施形態では５つ）を案内する周方向溝３８が形成されている。本実施形態の第１転動体は、中央ホイール３４の径すなわち周方向溝３６の溝底の径よりも小径のボール３６で形成してあるが、後述する第２転動体をこの中央ホイール３４の周部に均等な間隔で保持できるものであれば、適宜の寸法のローラ状あるいはディスク状に形成することもできる。
【００２０】
図２に示すように、本実施形態の第２転動体は、中空環状構造のパワーローラ４０で形成してあり、ボール３６と同数すなわち本実施形態では５つ設けられている。各パワーローラ４０は、ボール３４を案内する周方向溝４２を外周部に有し、中央ホイール３４の周部で、互いに隣接する２つのボール３４で支えられる。また、各パワーローラ４０の軸方向の両端部は、テーパ状端部として形成してあり、内周側を外周側よりも軸方向外方に突出させた環状の傾斜面４４を有する。これらの傾斜面４４に、後述するパワーホイールが摩擦係合する。
【００２１】
図１に示すように、パワーローラ４０の傾斜面４４は、ドラム１８，２０から突出するパワーホイール４８，５０の先端部に形成された係合部４９，５１に摩擦係合し、これらの係合部を介してパワーホイール４８，５０で押圧される。これらの係合部４９，５１は、パワーローラ４０の回転軸４０ａが中央ホイール３４の周部に形成する円形軌道Ｔ（図２参照）よりも大径に形成されており、各パワーローラ４０の傾斜面４４とは、中央ホイール３４の回転軸３４ａとパワーローラ４０の回転軸４０ａとを結ぶ仮想線Ｉ（図２参照）上で接触する。これにより、パワーホイール４８，５０が係合部４９，５１を介してパワーローラ４０を押圧すると、各パワーローラ４０には、中央ホイール３４の回転軸３４ａに向く力が作用する。各パワーローラ４０はそれぞれ２つのボール３６を中央ホイール３４上に押圧する。
【００２２】
パワーローラ４０とボール３６とが同数設けられ、各パワーローラ４０が互いに隣接する２つのボール３６で支えられているため、各ボール３６は隣接する２つのパワーローラ４０から等しい力で押圧される。これにより、各ボール３６は中央ホイール３４の周方向溝３８内に摩擦係合した状態で周方向に等間隔に保持され、したがって、各パワーローラ４０も中央ホイール３４の周部でボール３６と摩擦係合した状態で等間隔に保持される。本実施形態ではパワーローラ４０およびボール３６はいずれも５つとしてあるが、これに限るものではなく、中央ホイール３４の周部に均等に配置することができるものであれば、各部材の寸法および比率を変更することにより、適宜の数とすることが可能である。
【００２３】
このようにパワーローラ４０を押圧するパワーホイール４８，５０は、それぞれ固定ドラム１８および可動ドラム２０に形成された環状内孔５２，５４内に配置され、例えば図示しないスプライン等により、軸方向にのみ移動することができる。各パワーホイール４８，５０は、それぞれ環状内孔５２，５４内に圧力室５２ａ，５４ａを区画しており、これらの圧力室は、それぞれ適宜の管路５６，５８を介して図示しない圧力流体制御装置に接続されている。
【００２４】
このようなパワーホイール４８，５０は、パワーローラ４０を挟んで軸方向に対向配置されており、これらのパワーホイール４８，５０の係合部４９，５１を介して各パワーローラ４０の傾き、すなわち中央ホイール３４の回転軸３４ａとパワーローラ４０の回転軸４０ａとを通る仮想線Ｉの回転軸３４ａに対する傾きを図３に示す位置と図４に示す位置との間の任意の位置に、一斉に変更することができる。
【００２５】
本実施形態では、パワーホイール４８，５０が環状内孔５２，５４内に区画した圧力室５２ａ，５４ａと、管路５６，５８を介して供給する圧力流体制御装置（図示しない）とで速比変更手段を形成しており、この圧力流体制御装置を介して、図示しない圧力流体源から圧力室５２ａ，５４ａ内に供給する圧力流体の圧力および量を制御することにより、パワーホイール４８，５０が内孔５２，５４から突出する量すなわち係合部４９，５１の軸方向位置を調整することができる。これにより、パワーローラ４０の回転軸４０ａと、傾斜面４４上における係合部４９，５１の係合位置４３，４５との間の距離を変更し、これらのパワーローラ４０による速比を変更することができる。
【００２６】
図５は、上述の無段変速装置における互いに摩擦係合する中央ホイール３４とボール３６とパワーローラ４０とパワーホイール４８，５０との関係を遊星歯車装置に摸して簡略化して示す。このような機構では、入力軸１６の回転数ｎに対する出力軸２６回転数Ｎの速比Ｈは次の関係にある。
【００２７】
Ｈ＝Ｎ／ｎ＝｛Ｄ（Ｐ2 −Ｐ1 ）｝／｛Ｐ1 （Ｒ−Ｄ）｝
但し、Ｄは中央ホイール３４の周方向溝３８の溝底の径、Ｒは係合部４９，５１の径、Ｐ1 は傾斜面４４上で係合位置４３が描く軌跡の径、Ｐ2 は傾斜面４４上で係合位置４５が描く軌跡の径を表す。なお、本実施形態では、係合部４９，５１を同径に形成したが、互いに異なる径に形成することも可能なことは明らかである。また、各部の寸法を好適に選定することにより、例えば舶用ガスタービンエンジンの減速装置として用いる場合には、速比Ｈを例えば１／３０から１／５０程度に形成することが好ましい。
【００２８】
上記の関係式から、Ｒ＞Ｄすなわち係合部４９，５１の径は中央ホイール３４の径よりも大きいことは明らかであるから、Ｐ2 ＝Ｐ1 のとき、すなわち図１に示すようにパワーローラ４０が中央ホイール３４の回転軸３４ａに対して垂直に配置されているときは、中立状態となる。これは、係合部４９，５１がそれぞれの対応した傾斜面４４上で描く係合位置４３，４５の軌跡が同径となるからである。
【００２９】
一方、Ｐ2 ＞Ｐ1 のとき、すなわち図３に示すように仮想線Ｉが回転軸３４ａに対して出力軸２２側に傾斜したときは、出力軸２２は入力軸１６と同じ方向に上述の関係式で定まる速比Ｈに従って回転する。逆に、Ｐ2 ＜Ｐ1 のとき、すなわち図４に示すように仮想線Ｉが回転軸３４ａに対して入力軸１６側に傾斜したときは、出力軸２２は入力軸１６と反対方向に上述の関係式で定まる速比Ｈに従って回転する。そして、Ｐ1 ，Ｐ2 の関係すなわち係合位置４３，４５が傾斜面４４上に描く軌跡は、上述の速比変更手段を通じて無段開的に変化させることができるため、速比Ｈも無段階的に変更することができる。そして、その速比Ｈは、Ｐ1 ，Ｐ2 の差が最大となったときすなわち係合位置４３，４５が傾斜面４４上に描くそれぞれの軌跡の径の差が最大となったときに最大となる。すなわち、パワーローラ４０が図１に示す位置から図３あるいは図４に示す位置に移動するにつれて出力軸２２の回転数が無段階的に増大する。
【００３０】
次に、上述の無段変速装置の作用について説明する。
ガスタービンエンジンの駆動軸Ｄが回転すると、その回転はカップリングを介して連結された入力軸１６に伝達される。入力軸１６の回転によってボール３６は中央ホイール３４の周方向溝３８に沿って転動し、摩擦係合しているパワーローラ４０を回転する。パワーローラ４０は、一方の係合面４４に摩擦係合するパワーホイール４８が固定ドラム１８により回転しないように固定されているため、係合部４９に内接した状態で自転し、ボール３６と共に中央ホイール３４の周部に沿って転動する。
【００３１】
図１に示すように、パワーローラ４０が中央ホイール３４の回転軸３４ａに対して垂直に配置されている状態では、係合部４９の係合位置４３と係合部５０の係合位置４５とが回転軸４０ａから同じ距離にあり、したがって係合位置４３の描く円と係合位置４５の描く円とが同径となり、パワーホイール５０は回転しない。可動ドラム２０および出力軸２２も回転せず、したがってプロペラ軸２６は回転しない。
【００３２】
そして、速比変更手段により、図示しない流体圧力源から管路５６，５８を介して固定ドラム１８および可動ドラム２０の圧力室５２ａ，５４ａ内の圧力流体量を制御し、図３に示すようにパワーホイール４８を伸長させ、かつ、パワーホイール５０を引込み、パワーローラ４０の仮想線Ｉを出力軸２２側に傾動すると、係合部５１の係合位置４５が描く円の方が係合部４９の係合位置４３の描く円よりも大径となる。仮想線Ｉと回転軸３４ａとの間の角度が小さくなるほど速比が増大し、出力軸２２の回転数が増大する。これにより、出力軸２２したがってプロペラ軸２６は駆動軸Ｄと同じ方向に向け、仮想線Iの位置で定まる減速比で回転する。逆に、速比変更手段により、図４に示すようにパワーホイール４８を引込み、かつ、パワーホイール５０を伸長させ、パワーローラ４０の仮想線Ｉを入力軸１６側に傾動すると、係合部５１の係合位置４５が描く円の方が係合部４９の係合位置４３の描く円よりも小径となる。仮想線Ｉと回転軸３４ａとの間の角度が小さくなるほど速比が増大し、出力軸２２の回転数が増大する。これにより、出力軸２２したがってプロペラ軸２６は駆動軸Ｄと反対方向に減速されて回転する。このときの減速比は仮想線Ｉの傾斜角度で定まる。
【００３３】
プロペラ軸２６の回転によって、プロペラ軸２６に前進方向のスラスト荷重が作用すると、可動ドラム２０、パワーホイール５０、パワーローラ４０およびパワーホイール４８を介して固定ドラム１８に伝達される。また、後進方向のスラスト荷重はスラスト軸受２４で支えられるプロペラ軸２６がいずれの方向に回転される場合でも、この無段変速装置内でスラスト荷重を支えることができ、プロペラ軸２６上に別途スラスト軸受けを設けることを要しない。
【００３４】
以上のように、本実施形態の無段変速装置によると、複数のボール３６およびパワーローラ４０を個別に支えることなく、軸方向に対向配置した２つのパワーホイール４８，５０だけでこれらのボール３６およびパワーローラ４０を中央ホイール３４の周部に均等に配置した状態で摩擦係合を維持することができ、したがって、超高速回転される場合であっても、ボール３６およびパワーローラ４０の軸受が不要で、転がり運動により動力を伝達するため、熱あるいは騒音等の発生要因となる動力伝達損失をほとんど生じることのない滑らかでかつ極めて高い効率を維しつつ大きな減速比を形成することができる。
【００３５】
また、複数のボール３６およびパワーローラ４０を介して動力を伝達できるため、これらのボール３６およびパワーローラ４０の数を適宜に調整することにより、大きな動力でも極めて効率よく伝達することができると共に、その数の調整も容易に行うことができる。
【００３６】
そして、圧力流体で押圧されるパワーホイール４８，５０が係合部４９，５１を介してパワーローラ４０の傾斜面４４を押圧することにより、パワーホイール４８，５０に作用する力がパワーローラ４０およびボール３６を介して中央ホイール３４に集中し、これにより各部材間の摩擦係合力が大きくなる。そして、出力が増大し、回転数が増大しても、中央ホイール３４に作用する力が中心部分で互いに打消され、無理な力が作用することもない。
【００３７】
更に、構造的にも、２つのパワーホイール４８，５０を介して複数のボール３６とパワーローラ４０とを支えるため、部品点数の少ない極めて簡単かつコンパクトな軽量構造に形成することもできる。
【００３９】
なお、第２転動体は、上述の実施形態におけるパワーローラ４０のように中空の軽量構造に形成することに代えて、中実構造のローラ状あるいはディスク状に形成してもよよい。
また、上述の実施形態では、舶用無段変速装置として説明したが、これに限らず、車両あるいは産業用機械等の大きな減速比を必要とする用途にも適用可能なことは明らかである。
【００４０】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の無段変速装置によれば、簡単な構造で大きな減速比が得られ、超高速回転の出力にも対応でき、しかも、軽量化および低コスト化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の好ましい実施形態による無段変速装置の中立時の縦断側面図。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う断面図。
【図３】図１の無段変速装置の前進時における図１と同様な図。
【図４】後進時における図１と同様な図。
【図５】図１の無段変速装置を遊星歯車装置に摸して簡略化した説明図。
【符号の説明】
１６…入力軸
１８，２０…ドラム
２２…出力軸
３４…中央ホイール
３６…ボール
３８…周方向溝
４０…パワーローラ
４８，５０…パワーホイール
【図１】
0003670603.tif 000002
【図２】
0003670603.tif 000003
【図３】
0003670603.tif 000004
【図４】
0003670603.tif 000005
【図５】
0003670603.tif 000006