(57)【要約】  摩擦ローラ式減速機の揺動ホルダは、中間ローラの自転軸を支持し、自転軸の中心から偏芯した位置に揺動軸を有する一対の軸受部と、一対の軸受部を一体に連結する架橋部とを備える。キャリアは、軸受部を回転自在に支持するホルダ支持部を有する。揺動軸の中心と自転軸の中心との軸間距離は、中間ローラの外径の最大半径以下であり、揺動軸の中心は、揺動ホルダに作用する伝達トルクのトルク反力の作用線上に配置される。
2016167261.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と同心に配置されるサンローラと、
前記サンローラの外周側に前記サンローラと同心に配置され、出力軸に連結されるリングローラと、
前記サンローラの外周面と前記リングローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、
複数の前記中間ローラにそれぞれ設けられ、前記中間ローラの自転軸を支持する複数の揺動ホルダと、
複数の前記揺動ホルダをそれぞれ支持するキャリアと、
前記サンローラ、前記リングローラ、前記中間ローラの各ローラ間の転がり接触面に作用する伝達トルクの大きさに比例した押し付け力を前記転がり接触面に付与するローディングカム機構と、
を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記揺動ホルダは、
前記中間ローラの前記自転軸を支持し、前記自転軸の中心から偏芯した位置に揺動中心を有する一対の軸受部と、
一対の前記軸受部を一体に連結する架橋部と、
を備え、
前記キャリアは、前記軸受部を回転自在に支持するホルダ支持部を有し、
前記軸受部の揺動中心と前記自転軸の中心との軸間距離は、前記中間ローラの外径の最大半径以下であり、
前記揺動中心は、前記揺動ホルダに作用する前記伝達トルクのトルク反力の作用線上に配置されることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
【請求項２】
前記揺動中心と前記自転軸の中心との軸間距離は、前記自転軸を支持する前記ホルダ支持部の内周面半径と、前記軸受部の径方向最小肉厚との和を、前記中間ローラの半径から減じた長さよりも短いことを特徴とする請求項１に記載の摩擦ローラ式減速機。
【請求項３】
前記架橋部は、前記中間ローラの両端面から当該中間ローラの外周面を跨いで配置されることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の摩擦ローラ式減速機。
【請求項４】
前記中間ローラは、内径部を軸方向に貫通する軸孔に前記自転軸が挿通され、
前記自転軸の両端部に前記軸受部がそれぞれ固定されて前記架橋部を構成することを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の摩擦ローラ式減速機。 
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、摩擦ローラ式減速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
近年普及し始めている電気自動車、ハイブリッド自動車、電動四輪駆動車等においては、利便性を向上させるため、電動モータの効率を上げ、充電１回当たりの走行可能距離を延ばす要望が高まっている。電動モータの効率を上げるには、高速回転する小型の電動モータを使用し、モータ出力軸の回転を減速してから車両の駆動輪に伝達することが望ましい。その場合、モータ出力軸に接続される減速機は、運転速度が非常に速くなり、振動や騒音を発しやすくなる。【０００３】
そこで、摩擦ローラ式減速機を使用して、運転時の振動や騒音を抑えることが検討されている。従来の摩擦ローラ式減速機としては、例えば特許文献１に記載されたものが知られている。この摩擦ローラ式減速機は、サンローラと、サンローラと同心に配置されるリングローラと、サンローラの外周面とリングローラとの内周面との間で回転自在に支持される複数の中間ローラと、を備える。サンローラは、一対のサンローラ素子からなり、伝達トルクに応じて一方のサンローラ素子が他方のサンローラ素子に対して軸方向へ接近又は離反して、サンローラ素子、中間ローラ、リングローラの各面圧を変更する。【０００４】
図１５に示すように、サンローラ３１１とリングローラ３１３との間に配置される中間ローラ３１５は、揺動軸３１７を中心に揺動する揺動ホルダ３１９に軸支される。揺動ホルダ３１９が揺動軸３１７を中心に揺動することによって、中間ローラ３１５のローラ外周面は、径方向外側に突出可能となる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】日本国特開２０１３−１０４５４５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上記従来の摩擦ローラ式減速機においては、揺動ホルダ３１９の揺動軸３１７と中間ローラ３１５の支持軸３２１とを結ぶ直線Ｌ０が、サンローラ３１１との接触点Ｐａにおける接線Ｌａから傾斜している。そのため、減速機の加減速の際、中間ローラ３１５の支持軸３２１に接線力Ｆ１又はＦ２が作用すると、その接線力の分力が、中間ローラ３１５のトラクション面に作用する。すると、サンローラ３１１との接触点Ｐａとリングローラ３１３との接触点Ｐｂにおいて、接触面圧の不均衡が生じることがあり、その場合、減速機の耐久寿命の低下やスリップの発生を誘発する虞がある。
また、これら分力の向きは、揺動ホルダ３１９に作用するトルク反力の向きにより変化するため、トルク伝達の向き等の減速機の運転条件によって、減速機の特性が変化する問題もある。【０００７】
これを防ぐためには、上記の直線Ｌ０と接線Ｌａとを平行にする必要がある。しかしながら、そのような配置は、各ローラのサイズによっては、揺動ホルダ３１９の腕部とリングローラ３１３とが干渉し、ローラのレイアウトが成立しない問題がある。【０００８】
そこで、図１６に示すように、中間ローラ３１５を支持する一対の軸受部３２２に、ローラ回転軸線３２３から偏芯させた位置に揺動軸線３２５を配置することが考えられる。つまり、軸断面が円形の軸受部３２２の外周面をフレーム３３１，３３３に形成した各軸穴３３０に回転自在に挿入し、この軸受部３２２の外周面の中心軸を揺動軸線３２５とする。また、軸受部３２２が、中間ローラ３１５の支持軸３２１を、揺動軸線３２５から偏芯した位置で支持する構成とする。【０００９】
この構造によれば、揺動軸線３２５を中間ローラ３１５の側面３１５ａ側にレイアウトできるため、揺動軸線３２５を前述の接線Ｌａの線上に配置することが可能となる。【００１０】
ところが、図１６に示す構造の場合、中間ローラ３１５の軸方向両脇の軸受部３２２，３２２のそれぞれで揺動が生じるため、軸受部３２２，３２２に相対捩れが生じる。その結果、中間ローラ３１５が傾斜するチルトが生じ、トラクション面における接触楕円内の滑りが増加して、動力伝達効率が低下することになる。なお、ここでいうチルトとは、サンローラ回転軸と中間ローラ回転軸がなす平面内でローラが傾斜することを意味する。【００１１】
本発明は、上記事項に鑑みてなされたものであり、その目的は、減速機のトルク伝達によるトルク分力を中間ローラに作用させずに、中間ローラのチルト発生を防止して、中間ローラ、サンローラ、リングローラの各接触点の面圧に不均衡が生じることを防止できる摩擦ローラ式減速機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明は下記構成からなる。
（１）  入力軸と同心に配置されるサンローラと、
前記サンローラの外周側に前記サンローラと同心に配置され、出力軸に連結されるリングローラと、
前記サンローラの外周面と前記リングローラの内周面に転がり接触する複数の中間ローラと、
複数の前記中間ローラにそれぞれ設けられ、前記中間ローラの自転軸を支持する複数の揺動ホルダと、
複数の前記揺動ホルダをそれぞれ支持するキャリアと、
前記サンローラ、前記リングローラ、前記中間ローラの各ローラ間の転がり接触面に作用する伝達トルクの大きさに比例した押し付け力を前記転がり接触面に付与するローディングカム機構と、
を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記揺動ホルダは、
前記中間ローラの前記自転軸を支持し、前記自転軸の中心から偏芯した位置に揺動中心を有する一対の軸受部と、
一対の前記軸受部を一体に連結する架橋部と、
を備え、
前記キャリアは、前記軸受部を回転自在に支持するホルダ支持部を有し、
前記軸受部の揺動中心と前記自転軸の中心との軸間距離は、前記中間ローラの外径の最大半径以下であり、
前記揺動中心は、前記揺動ホルダに作用する前記伝達トルクのトルク反力の作用線上に配置されることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、トルク伝達によるトルク分力が発生しないため、中間ローラ、サンローラ、リングローラの各接触点の接触面圧が不均衡とならずに安定する。また、減速機のトルク伝達の向き等の運転条件によらず、安定した動力伝達特性が得られる。
（２）  前記揺動軸の中心と前記自転軸の中心との軸間距離は、前記自転軸を支持する前記ホルダ支持部の内周面半径と、前記軸受部の径方向最小肉厚との和を、前記中間ローラの半径から減じた長さよりも短いことを特徴とする（１）に記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、軸受部をサンローラやリングローラと干渉させることなく、スペース効率を高めて配置できる。
（３）  前記架橋部は、前記中間ローラの両端面から当該中間ローラの外周面を跨いで配置されることを特徴とする（１）又は（２）に記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、軸受部に生じる捩れを小さい力で抑えることができる。
（４）  前記中間ローラは、内径部を軸方向に貫通する軸孔に前記自転軸が挿通され、
前記自転軸の両端部に前記軸受部がそれぞれ固定されて前記架橋部を構成することを特徴とする（１）〜（３）のいずれか一つに記載の摩擦ローラ式減速機。
この摩擦ローラ式減速機によれば、中間ローラの外径側のスペースを必要としないため、減速比が大きく、中間ローラ間のクリアランスが小さい減速機に対しても適用が可能となる。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、減速機のトルク伝達によるトルク分力を中間ローラに作用させずに、中間ローラのチルト発生を防止して、中間ローラ、サンローラ、リングローラの各接触点の面圧に不均衡が生じることを防止できる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の実施形態を説明するための図で、摩擦ローラ式減速機の一部断面斜視図である。
【図２】図１に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。
【図３】ローディングカム機構のカム溝を示す可動リングローラ素子の平面図である。
【図４】（Ａ）は図３のIV−IV断面図であって、ローディングカム機構が軸方向推力を発生していない状態を示す断面図、（Ｂ）は図３のIV−IV断面図であって、ローディングカム機構が軸方向推力を発生している状態を示す断面図である。
【図５】中間ローラを支持する揺動ホルダの外観斜視図である。
【図６】中間ローラが組み付けられたキャリアの分解斜視図である。
【図７】揺動ホルダの一部とキャリアとを切り欠いた中間ローラの支持構造を示す部分断面斜視図である。
【図８】キャリアの側面図である。
【図９】揺動ホルダと中間ローラの基準状態と揺動後の状態を模式的に示す説明図である。
【図１０】（Ａ）はキャリアの柱部と、揺動ホルダの架橋部７９との関係を示す図で、中間ローラがサンローラに当接している状態を示す断面図、（Ｂ）はキャリアの柱部と、揺動ホルダの架橋部との関係を示す図で、揺動ホルダを揺動させて中間ローラをサンローラの外径側に移動させた状態を示す断面図である。
【図１１】（Ａ）はキャリアの柱部と、揺動ホルダの架橋部との関係を示す参考図で、中間ローラがサンローラに当接している状態を示す断面図、（Ｂ）はキャリアの柱部と、揺動ホルダの架橋部との関係を示す参考図で、揺動ホルダを揺動させて中間ローラをサンローラの外径側に移動させた状態を示す断面図である。
【図１２】揺動ホルダとこれを支持するキャリアの一部断面斜視図である。
【図１３】中間ローラと揺動ホルダの変形例の構成を示す一部断面斜視図である。
【図１４】中間ローラが組み付けられたキャリアの変形例を示す斜視図である。
【図１５】従来のサンローラとリングローラと中間ローラとの配置関係を示す減速機の要部構成図である。
【図１６】中間ローラを支持する軸受部の外径部に、ローラ回転軸から偏芯させて揺動軸を設けた従来の構成を示す説明図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
＜摩擦ローラ式減速機の基本構成＞
図１は本発明の実施形態を説明するための図で、摩擦ローラ式減速機の一部断面斜視図、図２は摩擦ローラ式減速機の要部拡大断面図である。図１及び図２に示すように、摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１と出力軸１３とが同芯に配置され、入力軸１１から入力される回転を出力軸１３に減速して伝達する。この摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１と同心に配置されるサンローラ１５と、リングローラ１７と、複数の中間ローラ１９と、リングローラ１７と出力軸１３とを連結する連結部２１と、ローディングカム機構２３と、を備える。
【００１６】
また、本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、詳細を後述するが、複数の中間ローラ１９にそれぞれ設けられ、中間ローラ１９の一対の支持軸（自転軸）１９Ｂ，１９Ｂを回転自在に支持する揺動ホルダ７１と、揺動ホルダ７１を、支持軸１９Ｂ，１９Ｂから偏芯した位置を揺動中心として揺動変位可能に支持するキャリア８９と、を備える。
【００１７】
揺動ホルダ７１は、支持軸１９Ｂ，１９Ｂをそれぞれ支持する一対の軸受部７３を有する。この軸受部７３は、キャリア８９に形成される軸孔に挿入され、揺動ホルダ７１をキャリア８９に対して揺動変位可能に支持する。この構成においては、揺動ホルダ７１の揺動中心が、軸受部７３の外径内の領域に配置され、各軸受部７３，７３が、後述する架橋部によって一体に連結される。これにより、軸受部７３，７３の相対捩れが抑制されている。
【００１８】
以下、摩擦ローラ式減速機１００の各部構成を順次説明する。
サンローラ１５は、図２に示す入力軸１１の一端に、入力軸１１と一体形成された中実構造のローラである。サンローラ１５の外周面１５ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面に形成される。
【００１９】
リングローラ１７は、軸方向に並設された一対のリングローラ素子であって、固定リングローラ素子２９と、軸方向に移動自在な可動リングローラ素子３１とを有する。これら各リングローラ素子２９，３１は、カップ状の連結部２１内において、サンローラ１５と同心に、サンローラ１５の外周側に配置される。
【００２０】
固定リングローラ素子２９及び可動リングローラ素子３１の内周面２９ａ，３１ａは、軸断面の外縁形状が直線状となる環状の傾斜面となっている。これら傾斜面は、各リングローラ素子２９，３１同士の互いに対向する対向側端面３３，３５から軸方向反対側の外側端面３７，３９に向かうに従って中間ローラ１９の自転中心までの距離が短くなる傾斜面である。これら傾斜面は、中間ローラ１９が転動する転がり接触面となる。なお、内周面２９ａ，３１ａは、上記傾斜面に限らず、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であってもよい。
【００２１】
複数の中間ローラ１９は、サンローラ１５の外周面１５ａとリングローラ１７の内周面１７ａとの間の環状空間に配置される。
【００２２】
中間ローラ１９の外周面１９ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凸曲線となる凸曲面である。この外周面１９ａは、それぞれサンローラ１５の外周面１５ａとリングローラ１７の内周面１７ａに転がり接触するトラクション面となる。
【００２３】
連結部２１は、略円板状に形成され中心部が出力軸１３に連結される基端部４１と、基端部４１の外周縁から軸方向に延設され、内径側にリングローラ１７等が保持される円筒状のローラ保持部４３と、を有する。
【００２４】
基端部４１は、例えば、旋盤加工等の切削加工により形成され、ローラ保持部４３は、プレス成形等の塑性加工により形成される。これにより、基端部４１とローラ保持部４３の軸心を、低コストで高精度に一致させている。
【００２５】
ローラ保持部４３の内部には、図２に示すように、基端部４１側から順に、波板状の予圧スプリング４５、カムリング４９、転動体である玉５１、可動リングローラ素子３１、固定リングローラ素子２９、止め輪５３が配置される。
【００２６】
ローラ保持部４３の内周部には、軸方向に沿って凹溝５５が形成される。凹溝５５は、ローラ保持部４３の内周部の円周方向に沿った複数箇所に形成される。これら凹溝５５には、固定リングローラ素子２９の外周部の複数箇所に形成された、径方向外側に突出する突起５８がそれぞれ収容される。
【００２７】
カムリング４９は、その外周部から径方向外側に突出する複数の突起５９を有する。カムリング４９の突起５９は、固定リングローラ素子２９の突起５８と同様に、それぞれローラ保持部４３の凹溝５５に、回転方向のがたつきがない状態で係合する。これにより、ローラ保持部４３と、リングローラ１７及びカムリング４９との間で、回転トルクの伝達が可能となる。
【００２８】
また、カムリング４９は、出力軸１３側の外側端面に、外径側の一部を環状に切欠いた切欠き部６３が形成される。この切欠き部６３に、カムリング４９を軸方向へ押圧する予圧スプリング４５が装着される。
【００２９】
ローラ保持部４３の基端部４１とは反対側の端部には、端部の内周面に円周方向に沿ってリング溝５７（図１参照）が形成される。このリング溝５７には、止め輪５３が嵌入される。止め輪５３は、固定リングローラ素子２９を、軸方向位置を規制した状態でローラ保持部４３に固定する。
【００３０】
＜ローディングカム機構＞
次に、ローディングカム機構について説明する。
図２に示す可動リングローラ素子３１と、カムリング４９と、玉５１は、ローディングカム機構２３を構成する。このローディングカム機構２３は、サンローラ１５、リングローラ１７、及び中間ローラ１９の各転がり接触面の押圧力を伝達トルクに比例して増減させる。
【００３１】
図３はローディングカム機構２３のカム溝を示す可動リングローラ素子３１の平面図である。なお、図３に示すカム溝の形状や配置は、カムリング４９についても同様である。
【００３２】
可動リングローラ素子３１の外側端面３９には、円周方向に沿って複数（図示例では３箇所）の第１カム溝６５が形成される。カムリング４９の可動リングローラ素子３１に対面する端面に対しても同様に、第２カム溝６７が形成される。すなわち、第２カム溝６７は、可動リングローラ素子３１の第１カム溝６５に対応するカムリング４９の円周方向位置に、第１カム溝６５に対面して複数（図示例では３箇所）形成される。これら第１カム溝６５と第２カム溝６７との間には、それぞれ玉５１が挟持される。
【００３３】
第１カム溝６５及び第２カム溝６７の軸方向の溝深さは、円周方向に関して中央部で最も深く、円周方向に沿って漸次変化して、各カム溝６５，６７の円周方向端部に向かうに従って浅くなる。
【００３４】
図４（Ａ），（Ｂ）は図３のIV−IV断面図であって、図４（Ａ）は図２に示すローディングカム機構２３が軸方向推力を発生していない状態を示す断面図、図４（Ｂ）は、図２に示すローディングカム機構２３が軸方向推力を発生している状態を示す断面図である。入力軸１１にトルクが負荷されていない状態では、図４（Ａ）に示すように、各玉５１は各カム溝６５，６７の最も深くなった部分に配置される。この状態では、カムリング４９は、予圧スプリング４５（図２参照）の弾性力により、可動リングローラ素子３１側に向けて押圧される。
【００３５】
入力軸１１にトルクが負荷されると、図４（Ｂ）に示すように、各玉５１が各カム溝６５，６７の浅くなった部分に移動する。これにより、可動リングローラ素子３１を固定リングローラ素子２９に向けて押圧する軸方向推力が発生する。
【００３６】
ローディングカム機構２３が軸方向推力を発生すると、図２に示す可動リングローラ素子３１が固定リングローラ素子２９側に移動して、固定リングローラ素子２９と可動リングローラ素子３１との間隔が縮まる。すると、リングローラ１７と、中間ローラ１９と、サンローラ１５の弾性変形に追従するように、リングローラ１７の内周面２９ａ，３１ａの傾斜面と、中間ローラ１９の凸曲面の外周面１９ａとの接触位置が変化して、リングローラ１７，中間ローラ１９、及びサンローラ１５の転がり接触部の面圧がそれぞれ上昇する。その結果、入力軸１１と出力軸１３との間の伝達トルクが大きくなるほど、入力軸１１と出力軸１３との間に存在する複数の転がり接触部の面圧が上昇する。
【００３７】
上記のように、ローディングカム機構２３が軸方向推力を発生すると、各転がり接触部の面圧が上昇して、各ローラが弾性変形する。また、中間ローラ１９は、可動リングローラ素子３１の軸方向変位に伴って、固定リングローラ素子２９側へ変位する。
【００３８】
＜中間ローラのキャリアへの支持形態＞
次に、中間ローラ１９の支持形態について説明する。図５は中間ローラ１９を支持する揺動ホルダ７１の外観斜視図である。以下の説明では、前述した部材と同一の部材又は対応する部材に対しては、同一の符号を付与することで、その説明を簡略化、又は省略する。
【００３９】
中間ローラ１９は、トラクション面となる外周面１９ａを有するローラ本体１９Ａと、ローラ本体１９Ａの両端面１９ｂ，１９ｂから軸方向外側に延設される一対の支持軸１９Ｂ，１９Ｂと、を有する。中間ローラ１９は、ローラ本体１９Ａと一対の支持軸１９Ｂ，１９Ｂとが一体に形成された中実体である。
【００４０】
一対の支持軸１９Ｂ，１９Ｂは、それぞれ揺動ホルダ７１に支持される。揺動ホルダ７１は、複数の中間ローラ１９に対して、それぞれ独立して設けられ、各揺動ホルダ７１に一つの中間ローラ１９が支持される。また、揺動ホルダ７１は、支持軸１９Ｂ，１９Ｂが入力軸１１と平行になるようにキャリア８９（図１参照）に取り付けられる。
【００４１】
揺動ホルダ７１は、支持軸１９Ｂ，１９Ｂの外径部をそれぞれ支持する一対の軸受部７３，７３を有する。軸受部７３，７３の各外周面は、軸断面が円形に形成され、この軸断面の円中心（回転中心軸）が揺動ホルダ７１の揺動中心（揺動軸ＡＸＯ）となる。
【００４２】
一対の軸受部７３，７３は、中間ローラ１９の端面１９ｂに対面する内側から径方向外側に向けて、それぞれアーム部７５，７５が延設される。各アーム部７５，７５は、軸受部７３，７３と反対側の先端部に、連結柱７７，７７が設けられる。連結柱７７，７７は、アーム部７５の延設方向と直交する軸方向に沿ってそれぞれ延設され、先端同士を突き合わせた状態で、後述する固定用ボルト１１３（図７参照）によって締結される。
【００４３】
これら一対のアーム部７５，７５及び一対の連結柱７７，７７は、中間ローラ１９の両端面１９ｂ，１９ｂから外周面１９ａを跨いで配置される架橋部７９を構成する。
【００４４】
図６は中間ローラが組み付けられたキャリア８９の分解斜視図である。キャリア８９は、第１キャリア部材９１と、第２キャリア部材９３とを有する。第１キャリア部材９１と第２キャリア部材９３は、円輪状の底部９５と、底部９５の円周方向に等間隔となる複数箇所（図示例では３箇所）に立設された柱部９７とを有する。
【００４５】
第１キャリア部材９１の柱部９７と、第２キャリア部材９３の柱部９７は、軸方向に沿って挿通孔９９，１０１が貫通される。各挿通孔９９，１０１には、図示しないボルトが挿通される。挿通孔９９，１０１に挿入されたボルトは、各柱部９７，９７の対応する先端部同士を互いに突き当てた状態にして、キャリア８９を図示しないモータ本体に固定する。
【００４６】
円周方向に並ぶ柱部９７同士の間には、中間ローラ１９を支持する前述の揺動ホルダ７１が配置される。
【００４７】
図７に揺動ホルダ７１の一部とキャリア８９とを切り欠いた中間ローラ１９の支持構造を示す部分断面斜視図を示す。第１キャリア部材９１の底部９５（図６参照）に形成されたホルダ支持部８２には、揺動ホルダ７１の一方の軸受部７３が回転自在に挿入される。第２キャリア部材９３の底部９５に形成されたホルダ支持部８２には、他方の軸受部７３が回転自在に挿入される。
【００４８】
ホルダ支持部８２，８２は、一端部が閉口した止まり穴であり、それぞれが同軸上に形成される。
【００４９】
ホルダ支持部８２に挿入された揺動ホルダ７１の軸受部７３は、ホルダ支持部８２の内径と略同じ外径を有し、軸受部７３の外周面とホルダ支持部８２の内周面とが摺動することにより回転する。これにより、揺動ホルダ７１は、キャリア８９に揺動自在に支持される。
【００５０】
中間ローラ１９の一対の支持軸１９Ｂは、軸受部７３の支持孔８０にニードル軸受２７を介してそれぞれ軸支される。ニードル軸受２７は、針状ころ８３と保持器８５と外輪８７とを有するシェル型ニードル軸受、又はソリッド型ニードル軸受である。ニードル軸受２７は、中間ローラ１９を回転自在に、且つ軸方向へ移動自在に支持する。なお、ニードル軸受２７に代えて玉軸受としてもよい。
【００５１】
各軸受部７３，７３から延設されるアーム部７５と連結柱７７は、連結柱７７に形成された固定孔１１１に挿入される固定用ボルト１１３により締結される。これにより、一対の軸受部７３，７３、一対のアーム部７５，７５、及び一対の連結柱７７，７７が一体化される。なお、固定用ボルト１１３に代えて、ピンを圧入することであってもよい。
【００５２】
上記構成の架橋部７９は、一対の軸受部７３，７３を一体に連結し、これら軸受部７３，７３に相対捩れが発生することを抑制する。架橋部７９が、中間ローラ１９の外周面１９ａの径方向外側で、外周面１９ａを跨いで形成されることで、各軸受部７３，７３に生じる捩れを小さい力で抑えることができる。
【００５３】
＜軸受部の半径と偏芯量との関係＞
図８はキャリア８９の側面図である。図示例は、揺動ホルダ７１の軸受部７３が、第２キャリア部材９３のホルダ支持部８２に挿入され、中間ローラ１９をサンローラ１５に当接させた状態を示す。
【００５４】
ここで、サンローラ１５の中心ＯSを通る、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触点Ｐａにおける法線を仮想線Ｌｂとする。仮想線Ｌｂは接触点Ｐａにおける接線Ｌａに対して垂直な線である。
【００５５】
揺動ホルダ７１の揺動前の基準状態においては、支持軸１９Ｂの中心ＯＲは、仮想線Ｌｂの線上に配置される。ホルダ支持部８２の軸孔の中心である揺動中心ＯＯＳは、上記基準状態における支持軸１９Ｂの中心ＯＲから、接線Ｌａと平行な線ＬＣ上に配置される。
【００５６】
図９に揺動ホルダ７１と中間ローラ１９の基準状態と揺動後の状態を模式的に示す。点線で示す基準状態における揺動ホルダ７１は、支持軸１９Ｂの中心ＯＲが、直線ＬＣ上に配置され、直線ＬＣ上の中心ＯＲと揺動中心ＯＯＳとの軸間距離は、揺動ホルダ７１が揺動する偏芯量ｒＯＳとなる。
【００５７】
揺動ホルダ７１が揺動中心ＯＯＳの周りに角度φだけ回転（揺動）すると、支持軸１９Ｂの中心ＯＲは、直線ＬＣから離間して中心ＯＲａで示す位置に移動する。つまり、中心ＯＲａは、仮想線Ｌｂ方向に距離ΔＨだけ移動し、これにより、中間ローラ１９の外周面１９ａの位置が距離ΔＨだけ変位する。したがって、中間ローラ１９は、キャリア８９の半径方向外側に突出する。
【００５８】
上記のように、図７，図８に示すキャリア８９のホルダ支持部８２内で揺動ホルダ７１の軸受部７３が摺動して、揺動ホルダ７１が角度φだけ傾斜することにより、中間ローラ１９に距離ΔＨの径方向への変位が生じる。また、揺動ホルダ７１が図示例とは逆向の傾斜角度に変化した場合は、中間ローラ１９には図示例とは逆方向の変位が生じる。これにより、減速機の伝達トルクに応じて、中間ローラ１９がキャリア８９の径方向へ出没自在となる。
【００５９】
回転中心軸が揺動軸ＡＸＯとなる軸受部７３の半径ｒは、次の（１）式により求められる。
ｒ≧ｒＯＳ＋ｒＢ＋ｔｍｉｎ  ・・・（１）
【００６０】
ここで、
ｒＯＳ：偏芯量であるが、図８における仮想線Ｌｂを境に、架橋部７９側の反対側（図中右側）の偏芯量を正の偏芯量、架橋部７９が存在する側（図中左側）の偏芯量を負の偏芯量とする。
ｒＢ：ニードル軸受２７の半径であり、支持軸１９Ｂを支持する軸受部７３の支持孔８０（図７参照）の内周面半径
ｔｍｉｎ：軸受部７３の径方向最小肉厚
である。なお、径方向最小肉厚ｔｍｉｎとは、使用環境下で軸受を確実に保持するのに必要な軸受部７３の最小肉厚である。
【００６１】
軸受部７３の外径（２ｒ）が中間ローラ１９の外径（２ｒＭ）よりも大きいと、サンローラやリングローラとの干渉を避けるため、揺動ホルダ７１を軸方向に大きくする必要が生じる。そのため、軸受部７３の外径（２ｒ）は、中間ローラ１９の外径（２ｒＭ）よりも小さいことが好ましい。よって、（１）式のｒＯＳは（２）式で示す関係にすることが好ましい。
【００６２】
ｒＯＳ＜ｒＭ−（ｒＢ＋ｔｍｉｎ）  ・・・（２）
【００６３】
つまり、軸受部７３の回転中心である揺動中心ＯＯＳと自転軸の中心ＯＲとの軸間距離である偏芯量ｒＯＳは、支持軸１９Ｂを支持する軸受部７３の支持孔８０（図７参照）の内周面半径ｒＢと、軸受部７３の径方向最小肉厚ｔｍｉｎとの和を、中間ローラ１９の半径ｒＭから減じた長さよりも短くする。これにより、軸受部７３がサンローラやリングローラと干渉することなく、スペース効率を高めた配置が可能となる。
【００６４】
つまり、中心ＯＲと揺動中心ＯＯＳとの軸間距離である上記した偏芯量ｒＯＳを、中間ローラ１９の外径の最大半径ＲＭ以下にすることで、揺動ホルダ７１を各部材と干渉させず、よりコンパクトなレイアウトにできる。
【００６５】
また、揺動中心ＯＯＳは直線ＬＣ上に位置する。この直線ＬＣは、図１５に示す接線力Ｆ１，Ｆ２が作用する方向であって、揺動ホルダ７１に作用する伝達トルクのトルク反力の作用線である。本構成においては、この直線ＬＣ上に揺動中心ＯＯＳを位置させるので、トルク反力が揺動ホルダ７１に負荷されても、揺動ホルダ７１に回転モーメントが負荷されることがない。つまり、トルク反力の分力が発生しない構成となる。よって、中間ローラ１９、サンローラ１５、リングローラ１７は、トルク反力の分力による影響を受けず、各接触点の接触面圧の不均衡が抑制される。また、減速機は、トルク伝達の向き等の運転条件によらず、安定した動力伝達特性が得られる。
【００６６】
＜架橋部と揺動軸との配置関係＞
本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、組み立て工程において、図１に示すサンローラ１５が、キャリア８９の軸方向端面からキャリア８９の中心軸に沿って挿入される。サンローラ１５は軸方向断面の外縁形状が凹曲面であるため、サンローラ１５を挿入する際、キャリア８９に組み込まれた中間ローラ１９を、一時、外径側に退避させている。
【００６７】
中間ローラ１９を退避させると、図８に示すように、中間ローラ１９を支持する揺動ホルダ７１も揺動軸ＡＸＯを中心として揺動する。そのため、揺動する揺動ホルダ７１と中間ローラ１９とが、キャリア８９に干渉することを防ぐため、キャリア８９に設けられる柱部９７の径方向断面を狭くする必要がある。その場合、キャリア８９の剛性が低下し、柱部９７の内部の設計自由度が低下することになる。
【００６８】
また、揺動ホルダ７１の揺動中心は、ローラ接触点の接線方向に対してずれた位置に存在し、接線力の分力がローラの接触点に作用する。そのため、サンローラ接触点の法線力と、リングローラ接触点の法線力に不均衡が生じる。この点については、揺動ホルダ７１の揺動軸と中間ローラ１９との軸間距離である偏芯量ｒＯＳを上述した（２）式で示す関係にした構造とすることで解消できる。つまり、揺動軸をローラ接触点の接線方向に向け、法線力を均衡させることができる。
【００６９】
しかし、偏芯量ｒＯＳが短いと、摩擦ローラ式減速機１００の組立工程で中間ローラ１９を退避させるために必要な揺動角が大きくなり、柱部９７の径方向断面が狭くなる。
【００７０】
そこで、本構成の摩擦ローラ式減速機１００においては、図８に示すように、架橋部７９と揺動中心ＯＯＳとを配置する。すなわち、中間ローラ１９とサンローラ１５の中心を通る仮想線Ｌｂを基準として、仮想線Ｌｂの一方の側（図中左側）を揺動ホルダ７１の架橋部７９が配置される側とし、他方の側（図中右側）を揺動中心ＯＯＳが配置される側とする。
【００７１】
図１０（Ａ），（Ｂ）は第１キャリア部材９１（９３も同様）の柱部９７と、揺動ホルダ７１の架橋部７９との関係を示す図で、図１０（Ａ）は中間ローラ１９がサンローラ１５に当接している状態を示す断面図、図１０（Ｂ）は揺動ホルダ７１を揺動させて中間ローラ１９をサンローラ１５の外径側に移動させた状態を示す断面図である。
【００７２】
摩擦ローラ式減速機１００の組立工程において、サンローラ１５をキャリア８９に挿入する際、図１０（Ａ）に示す状態から図１０（Ｂ）に示すように、中間ローラ１９を一時的に外径側に退避させる。その際、架橋部７９が揺動中心ＯＯＳの周りに角度φＯＵＴだけ外径側に向けて回転されることで、中間ローラ１９が外径側へ移動する。
【００７３】
このように、架橋部７９が外径側に移動することで、架橋部７９とキャリア８９の柱部９７との干渉が軽減され、柱部９７の径方向断面を広くすることができる。その結果、キャリア８９の剛性を向上することができる。また、柱部９７には、後述する油路や取付用の挿通孔９９，１０１（図６参照）が形成されており、油路を介してキャリア８９から各ローラや軸受に潤滑油が供給される。この油路の形成時に、柱部９７の径方向断面が広いほど設計自由度が高くなる。また複数の油路を設ける場合に、油路同士の間隔を広くでき、加工性が向上する。
【００７４】
次に、回転駆動中の揺動ホルダ７１の動作について説明する。
図１，図２に示すように、一対のリングローラ素子２９，３１のうち、一方の可動リングローラ素子３１にのみローディングカム機構２３を設置した本構成の摩擦ローラ式減速機１００の場合、このローディングカム機構２３によって、可動リングローラ素子３１と中間ローラ１９との接触角に応じて、双方の転がり接触面に法線力が作用する。
【００７５】
得られた法線力により、中間ローラ１９は、サンローラ１５に押し付けられ、各部の弾性変形により内径側に移動する。また、揺動ホルダ７１の架橋部７９も、図１０（Ａ），（Ｂ）で説明したように、内径側に移動する。
【００７６】
つまり、本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、ローディングカム機構２３が作動すると、架橋部７９は内径側に移動する。中間ローラ１９の内径側への移動量は、中間ローラ１９、サンローラ１５の弾性変形量と、転がり接触面の弾性変形量との合計であり、組立工程における外径側への退避量に比べて極めて少ない。中間ローラ１９の移動量が少ないため、架橋部７９の内径側への移動量も組立工程の場合より少なくなる。
【００７７】
したがって、架橋部７９の移動量が多い組立工程において、架橋部７９を外径側に移動させる構造にすることで、柱部９７と架橋部７９との干渉を最小限に抑えることができる。これにより、柱部９７の剛性と、設計自由度を向上できる。
【００７８】
ここで、上記構成の揺動ホルダ７１との比較用として、他の構造の揺動ホルダ７１ｒｅｆについて説明する。
図１１（Ａ），（Ｂ）はキャリアの柱部９７ｒｅｆと、揺動ホルダ７１ｒｅｆの架橋部７９ｒｅｆとの関係を示す参考図で、図１１（Ａ）は中間ローラ１９がサンローラ１５に当接している状態を示す断面図、図１１（Ｂ）は揺動ホルダ７１ｒｅｆを揺動させて中間ローラ１９をサンローラ１５の外径側に移動させた状態を示す断面図である。
【００７９】
図１１（Ａ）に示すように、本比較用の構成においては、中間ローラ１９とサンローラ１５の中心を通る仮想線Ｌｂを基準として、仮想線Ｌｂの一方の側（図中左側）に、揺動ホルダ７１ｒｅｆの架橋部７９ｒｅｆと、揺動中心ＯＯＳとを共に配置している。
【００８０】
この場合、図１１（Ｂ）に示すように、組立工程において、中間ローラ１９外径側に退避させるには、揺動ホルダ７１ｒｅｆの架橋部７９ｒｅｆを内径側に大きく移動させることになる。架橋部７９ｒｅｆが内径側に大きく移動すると、柱部９７ｒｅｆと架橋部７９ｒｅｆとの干渉を防ぐため、柱部９７ｒｅｆの軸方向断面を狭くする必要がある。その結果、キャリアの剛性、及び柱部９７ｒｅｆ内部の設計自由度が低下することになる。
【００８１】
＜中間ローラの軸方向変位＞
次に、中間ローラ１９の軸方向変位について説明する。
本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、図１、図２に示すように、ローディングカム機構２３が、リングローラ素子２９，３１のうち一方の軸方向外側にのみ配置される。ローディングカム機構２３は、入力軸１１からの回転トルクに応じて、可動リングローラ素子３１を固定リングローラ素子２９に向けて変位させる。すると、中間ローラ１９には軸方向力が作用する。
【００８２】
中間ローラ１９は、この軸方向力を受けて軸方向にスライドする。このスライド動作は、図７に示すニードル軸受２７によって実現される。ニードル軸受２７は、中間ローラ１９の軸方向変位を阻害せず、低抵抗でスムーズなスライド動作を可能にする。これによって、中間ローラ１９がローディングカム機構２３から軸方向力を受けた場合に、円滑にスライドし、摩耗やフリクションの発生を抑制する。
【００８３】
なお、中間ローラ１９は、軸方向移動が可能なように揺動ホルダ７１に支持される。ローラ本体１９Ａの一方及び他方の端面１９ｂと、揺動ホルダ７１のホルダ内面との間、すなわち、端面１９ｂと一対のアーム部７５，７５の対面する内面との間には、それぞれ隙間δ（図２参照）が形成される。これらの隙間δによって中間ローラ１９の軸方向移動が可能となる。
【００８４】
＜中間ローラ支持軸受への給油路＞
次に、中間ローラ１９の支持軸受に潤滑油を供給する給油路について説明する。
図１２は揺動ホルダ７１とこれを支持するキャリア８９の一部断面斜視図である。キャリア８９は、図示はしないが、ホルダ支持部８２に連通する油路が形成される。この油路を通じてホルダ支持部８２に潤滑油が供給される。
【００８５】
揺動ホルダ７１の軸受部７３は、軸方向外側端面に、支持軸１９Ｂの端面を露出させる開口孔１１７が形成される。この開口孔１１７を通じて、ホルダ支持部８２内の潤滑油がニードル軸受２７に供給される（図中矢印Ｐ１）。また、開口孔１１７内に供給された潤滑油は、ホルダ支持部８２の内周面と軸受部７３の外周面との間にも供給され（図中矢印Ｐ２）、揺動軸への潤滑油が確保される。
【００８６】
＜中間ローラ及び揺動ホルダの変形例＞
次に、中間ローラと揺動ホルダの変形例を説明する。図１３は中間ローラと揺動ホルダの変形例の構成を示す一部断面斜視図である。
【００８７】
中間ローラ２０は、外周面２０ａにトラクション面を有し、内径部に軸孔１２１が貫通される。軸孔１２１には、ニードル軸受２７Ａを介して軸体状の架橋部１２３が挿通される。ニードル軸受２７Ａは、針状ころ８３と保持器８５とを有するケージ＆ローラであり、本構成例では軸方向に２列配置される。
【００８８】
架橋部１２３の両端部には、軸受部７３Ａ，７３Ａがそれぞれ固定される。軸受部７３Ａ，７３Ａは、軸断面円形の外周面を有し、その回転中心軸が揺動軸ＡＸＯとなる。また、架橋部１２３の中心軸ＡＸＲは、揺動軸ＡＸＯから偏芯して配置される。
【００８９】
上記構成によれば、軸受部７３Ａ，７３Ａを架橋部１２３によって連結することで、前述の揺動ホルダ７１と同様の効果が得られる。また、本構成は、架橋部１２３が中間ローラ２０の内径部を貫通する構造のため、中間ローラ２０の外径側のスペースを必要としない。そのため、減速比が大きく、中間ローラ２０間のクリアランスが小さい減速機に対しても、本構成の中間ローラ２０の支持構造が適用可能である。
【００９０】
＜キャリアの変形例＞
図１４は中間ローラが組み付けられたキャリアの変形例を示す斜視図である。本構成のキャリア８９Ａは、前述した図６に示す第１キャリア部材９１と第２キャリア部材９３がそれぞれ有する柱部９７を、一方のキャリア部材にのみに形成している。また、他方のキャリア部材（図示略）は、前述の底部９５のみとなっている。その他の構成は前述と同様の構成である。
【００９１】
本構成のキャリア８９Ａによれば、柱部９７Ａが分割されずに一体に構成される。そのため、柱部９７Ａの加工が容易となり、２部品の組合せで構成される場合よりも寸法精度が高められる。
【００９２】
以上説明した摩擦ローラ式減速機１００によれば、上記した中間ローラ１９の支持構造によって、次の作用効果が得られる。
図５に示すように、揺動ホルダ７１は、中間ローラ１９のローラ本体１９Ａの両脇側に軸受部７３，７３が設けられる。これら軸受部７３，７３の回転中心軸は、支持軸１９Ｂの中心軸ＡＸＲから偏芯した揺動軸ＡＸＯとされる。また、一対の軸受部７３，７３は、架橋部７９により連結されることで一体化される。
【００９３】
上記構成により、揺動軸ＡＸＯを中間ローラ１９の外周面より径方向内側に配置でき、揺動軸ＡＸＯのレイアウト自由度を向上できる。また、軸受部７３，７３の外径の内側領域に中間ローラ１９の支持軸１９Ｂと、揺動軸ＡＸＯとが共に配置されるため、各ローラを支持する部分の軸方向寸法を短縮でき、減速機を一層小型化できる。そして、架橋部７９によって軸受部７３，７３同士の相対捩れが抑制され、中間ローラ１９の姿勢を常に安定して維持できる。
【００９４】
よって、本構成によれば、キャリアの設計自由度や、各種ローラの配置レイアウトの自由度が向上する。また、図１５に示す従来の揺動ホルダと比較して、支持軸１９Ｂの中心軸ＡＸＲと揺動軸ＡＸＯとの距離が短いため、減速機運転時における揺動ホルダ７１のアーム部７５の弾性変形量が小さく済み、ローラの挙動が安定しやすくなる。
【００９５】
また、図１６に示す従来の揺動ホルダにおいては、中間ローラ１９を、互いに独立した一方のフレーム３３１と、他方のフレーム３３３とに支持させている。その場合、それぞれのフレーム３３１，３３３に、軸受部３２２の軸方向位置を定位置に保持させる必要がある。そこで、図示例においては、止め輪３３５を用いて軸受部３２２を位置決めしているが、この支持形態は、部品点数や加工工数の増加、及び減速機サイズの増大を招く要因となる。
【００９６】
一方、本構成によれば、一対の軸受部７３，７３が架橋部７９により連結されるため、各軸受部７３，７３をそれぞれ軸方向に関してキャリア８９に位置決めする必要がない。そのため、より簡単な構造にできる。
【００９７】
以上説明したように、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。
【００９８】
本発明は、２０１５年４月１３日出願の日本国特許出願２０１５−８１８８８号、２０１５年７月６日出願の日本国特許出願２０１５−１３５４４２号、２０１６年３月１８日出願の日本国特許出願２０１６−５５７１７号に基づき、その内容は参照としてここに取り込まれる。
【符号の説明】
【００９９】
１１  入力軸
１３  出力軸
１５  サンローラ
１５ａ  外周面
１７  リングローラ
１７ａ  内周面
１９，２０  中間ローラ
１９ａ，２０ａ  外周面
１９Ａ  ローラ本体
１９Ｂ  支持軸（自転軸）
２３  ローディングカム機構
２７  ニードル軸受
７１  揺動ホルダ
７３  軸受部
７９  架橋部
８２  ホルダ支持部
８９  キャリア
１００  摩擦ローラ式減速機
【図１】
2016167261.tif 000003
【図２】
2016167261.tif 000004
【図３】
2016167261.tif 000005
【図４】
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【図５】
2016167261.tif 000007
【図６】
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【図７】
2016167261.tif 000009
【図８】
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【図９】
2016167261.tif 000011
【図１０】
2016167261.tif 000012
【図１１】
2016167261.tif 000013
【図１２】
2016167261.tif 000014
【図１３】
2016167261.tif 000015
【図１４】
2016167261.tif 000016
【図１５】
2016167261.tif 000017
【図１６】
2016167261.tif 000018
【国際調査報告】
2016167261.tif 000019
2016167261.tif 000020
2016167261.tif 000021