(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、前記転がり接触面における接触面圧を変更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、
前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記ローラ素子の転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記入力軸から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
前記入力軸は、回転を伝達する前記ローディングディスクに係合して該ローディングディスクの軸方向相対移動を可能にし、且つ相対回転を不能にする係合部を有し、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
一対の前記ローラ素子のうち、いずれか他方のローラ素子を、前記入力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
前記入力軸の係合部と前記ローディングディスクとの間に在って前記ローディングディスクに前記係合部から離れる方向の軸方向の予圧荷重を付与する予圧バネと、
を備えることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
【請求項２】
入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記転がり接触面における接触面圧を変更するローディングカム機構と、前記ローディングカム機構の回転を出力軸に伝達する連結部と、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記一方のローラ素子から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が可能に、且つ相対回転が不能に支持する回転支持部と、
を備えることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
【請求項３】
前記連結部の内側の軸方向一端部に、前記回転支持部に回り止めされる円筒部を有する前記ローディングカム機構、前記リングローラ、軸方向に予圧荷重を付与する予圧ばね、及び、前記予圧ばねを収容するばね押さえ部材、がこの順で配置される、請求項２に記載の摩擦ローラ式減速機。
【請求項４】
前記回転支持部は、前記ローディングディスクの円筒部の内側に配置され、当該円筒部には、径方向に貫通して、潤滑油の流路となる貫通孔が設けられる、請求項２又は請求項３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】
電気自動車、ハイブリット自動車、或い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、電動モータ等の駆動部の回転駆動力を減速或いは増速しつつ被駆動部に伝達する摩擦ローラ式変速機が提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。この種の摩擦ローラ式変速機は、サンローラとリングローラとが同軸上に配置され、サンローラとリングローラとの間に、複数の中間ローラが円周方向等間隔に自転自在に配置されている。また、サンローラ又はリングローラの少なくとも一方には、ローディングカム機構が設置されて、変速機に伝達されるトルクに比例して各ローラの接触点でのトラクションドライブによる動力伝達を行うために必要な押付け力を発生させる。そして、入力軸からの回転トルクは、サンローラ、中間ローラ、リングローラを介して出力軸に伝達される。
【０００３】
特許文献１に記載の摩擦ローラ式変速機は、サンローラを構成する一対のサンローラ素子の両側に、それぞれローディングカム機構を備える。ローディングカム機構は、サンローラ素子及びローディングカムの相互の対向面に設けられたくさび型の溝に、玉が設置されて構成されている。ローディングカム機構は、ローディングカムを通過するトルクに比例して、２つのサンローラ素子を相互に近づけるように移動させる。これにより、各ローラ同士の接触点でトラクションドライブによる動力伝達を行うために必要な押付け力が得られる。
【０００４】
また、特許文献２に記載の摩擦ローラ式変速機は、リングローラを構成する一対のリングローラ素子の両側又は片側にローディングカム機構を備える。ローディングカム機構は、リングローラ素子及びローディングカムの相互に対面する対向面に設けられたくさび型の溝に、玉が設置されて構成されている。ローディングカム機構は、ローディングカムを通過するトルクに比例して、２つのリングローラ素子を相互に近づけるように移動させる。これにより、各ローラ同士の接触点でトラクションドライブによる動力伝達を行うために必要な押付け力が得られる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２０１３−１０４５４９号公報
【特許文献２】特開２０１４−４０８８５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、特許文献１の摩擦ローラ式変速機においては、変速機にトルクが作用した場合、２つのサンローラ素子の位置は、リングローラ又は中間ローラのうち、筐体に位置が規制されたいずれかの部品の位置によって決まる。そのため、２つのサンローラ素子が相互に均等に近づくとは限らない。特に、サンローラ素子を支持する軸が軸方向に規制されている場合、各サンローラ素子の軸方向移動に不均衡が生じることがある。各サンローラ素子の軸方向移動が均等でない場合、伝達するトルクの変動時にグロススリップが発生する可能性があるため、設計トラクション係数を低く設定する必要がある。これが摩擦ローラ式変速機の伝達効率向上を阻害する要因となる。
【０００７】
特許文献２の摩擦ローラ式変速機においても同様に、２つのリングローラ素子を通過するトルクが一致しない場合、２つのリングローラ素子の弾性変形が一致しない場合、中間ローラが軸方向に拘束される場合等においては、トルク変動時に左右のローディングカムの角速度が揃わない現象が発生する虞がある。また、片側のリングローラ素子にローディングカムを備える摩擦ローラ式変速機では、ローディングカムが設置されている一方のリングローラ素子が、他方のリングローラに対して相対回転しながら接近するため、瞬間的に２つのリングローラ素子の角速度が異なるという現象が生じる。このため、運転条件によっては、トルク変動時に瞬間的なグロススリップが発生する虞がある。このグロススリップの発生を防止するためには、設計トラクション係数を低く設定する必要があり、伝達効率向上の妨げとなる。
【０００８】
そこで本発明は、トルク変動時の２つのローラ素子間の瞬間的な軸方向移動の不均衡や角速度変化を生じさせず、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止して、高い設計トラクション係数を有し、伝達効率の高い摩擦ローラ式減速機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明は下記構成からなる。
（１）  入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、前記転がり接触面における接触面圧を変更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、
前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記ローラ素子の転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記入力軸から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
前記入力軸は、回転を伝達する前記ローディングディスクに係合して該ローディングディスクの軸方向相対移動を可能にし、且つ相対回転を不能にする係合部を有し、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
一対の前記ローラ素子のうち、いずれか他方のローラ素子を、前記入力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
前記入力軸の係合部と前記ローディングディスクとの間に在って前記ローディングディスクに前記係合部から離れる方向の軸方向の予圧荷重を付与する予圧バネと、
を備えることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
（２）  入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記転がり接触面における接触面圧を変更するローディングカム機構と、前記ローディングカム機構の回転を出力軸に伝達する連結部と、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記一方のローラ素子から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が可能に、且つ相対回転が不能に支持する回転支持部と、
を備えることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、摩擦ローラ式減速機に伝達されるトルクが変動した場合でも、２つのローラ素子間の瞬間的な軸方向移動の不均衡や角速度変化を生じさせることなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止することができる。これにより、摩擦ローラ式減速機の伝達効率を向上できる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】第１構成例の摩擦ローラ式減速機の断面図である。
【図２】図１に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。
【図３】入力軸とこの入力軸に挿着される各部材の一部断面図である。
【図４】図３に示す各部材の分解斜視図である。
【図５】中間シャフトにスプライン嵌合する一対のサンローラ素子の斜視図である。
【図６】ローディングディスクのカム面が形成された側の側面図である。
【図７】ローディングカム機構の図６におけるＡ−Ａ線断面矢視図であって、（Ａ）は入力軸にトルクが負荷されていない状態を示す断面図、（Ｂ）は入力軸にトルクが負荷されている状態を示す断面図である。
【図８】第２構成例の摩擦ローラ式減速機の断面図である。
【図９】図８に示す摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。
【図１０】一対のリングローラ素子、及びローディングディスクと連結部との連結機構を示す一部断面斜視図である。
【図１１】変形例の摩擦ローラ式減速機におけるローディングカム機構の要部拡大図である。
【図１２】第３構成例の摩擦ローラ式減速機の部分破断斜視図である。
【図１３】図１２に示す摩擦ローラ式減速機の断面図である。
【図１４】図１２に示す摩擦ローラ式減速機の組立工程の一部を示す分解断面図である。
【図１５】図１２及び図１３に示す摩擦ローラ式減速機をその入力軸側から見た正面図である。
【図１６】図１２及び図１３に示す摩擦ローラ式減速機のスラストニードル軸受とその近傍部分を示す部分破断斜視図である。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、本発明の各構成例について、図面を参照して詳細に説明する。
（第１構成例）
図１は第１構成例の摩擦ローラ式減速機の断面図、図２は摩擦ローラ式減速機の要部拡大図である。
摩擦ローラ式減速機１００は、入力軸１１と、サンローラ１３と、リングローラ１５と、複数個の中間ローラ１７と、リングローラ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。この摩擦ローラ式減速機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１１によりサンローラ１３が回転駆動される。このサンローラ１３の回転は、複数個の中間ローラ１７を介してリングローラ１５に伝達され、連結部４５を介して出力軸１９に取り出される。
【００１３】
図１、図２に示すように、入力軸１１は、入力軸１１の基端側に形成され、先端側を臨む側面を有する段付部５１と、この段付部５１から入力軸１１の先端に向かって段付部５１の外径よりも細径にされた細径軸部５３と、を有する。細径軸部５３には、基端側から予圧ばね（皿バネ）６３、ローディングディスク５５、トルク伝達用の転動体である玉７９、中間シャフト６１、及び中間シャフト６１にスプライン嵌合するサンローラ１３、アンギュラ玉軸受５７、止め輪５９がこの順で配設される。
【００１４】
入力軸１１の基端側は、玉軸受１６を介して軸Ａｘ１上に支持される。また、図示はしないが、出力軸１９も同一の軸Ａｘ１上で支持される。入力軸１１の細径軸部５３の先端には、出力軸１９の端部軸穴７１の内周面に転がり接触するニードル軸受７３が配置される。入力軸１１には、軸方向に沿って給油路１２が形成され、給油路１２内には潤滑油が供給される。給油路１２内の潤滑油は、径方向に延びる噴出口から各摺動部に向けて噴射供給される。
【００１５】
リングローラ１５は、全体を円環状に形成され、サンローラ１３の外周側に入力軸１１及びサンローラ１３と同心に配置される。リングローラ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ており、中間ローラ１７との転がり接触面となっている。リングローラ１５は、出力軸１９に接続された連結部４５に、軸方向及び回転方向に固定された状態で支持されており、出力軸１９と一体に回転する。
【００１６】
サンローラ１３の外周面３１，３３とリングローラ１５の内周面３９との間の環状空間には、円周方向に沿って複数の中間ローラ１７が配置される。各中間ローラ１７の外周面４３は、サンローラ１３とリングローラ１５の転がり接触面にそれぞれ転がり接触する。そして、中間ローラ１７は、入力軸１１と平行な自転軸Ａｘ２、すなわち、自転軸となる支持軸４７を中心として、回転自在に中間ローラホルダ４１に支持される。
【００１７】
中間ローラホルダ４１は、キャリア４２に支持され、各中間ローラ１７の支持軸４７を軸受（ラジアル軸受）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、母線形状が部分円弧状の凸曲面で、それぞれサンローラ１３の外周面３１，３３とリングローラ１５の内周面３９に転がり接触する。
【００１８】
サンローラ１３は、入力軸１１の軸Ａｘ１方向（以下、軸方向と称する）に沿って配置された一対のサンローラ素子２１，２３を有する。サンローラ素子２１の外周面３１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されている。つまり、サンローラ１３全体としての転がり接触面は、軸方向中間部で小さく、両端部に向かうに従って大きくなっている。
【００１９】
図３は入力軸１１とこの入力軸１１に挿着される各部材の一部断面図、図４は図３に示す各部材の分解斜視図、図５は中間シャフトにスプライン嵌合する一対のサンローラ素子の斜視図である。
【００２０】
一対のサンローラ素子２１，２３は、内周面に雌スプライン２１ａ，２３ａが形成される。中間シャフト６１は、円筒体の軸方向両端部の外周面に雄スプライン６１ａ，６１ｂが形成され、内周面が入力軸１１の細径軸部５３に回転自在に嵌合する。
【００２１】
サンローラ素子２１の雌スプライン２１ａは、中間シャフト６１の雄スプライン６１ａにスプライン嵌合する。また、サンローラ素子２３の雌スプライン２３ａは、雄スプライン６１ｂにスプライン嵌合する。そして、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、互いに同心に配置される。
【００２２】
これにより、一対のサンローラ素子２１，２３同士は、中間シャフト６１の雄スプライン６１ａ，６１ｂにそれぞれスプライン嵌合し、相対回転不能、且つ軸方向に相対移動自在に配置される。つまり、一対のサンローラ素子２１，２３は、それぞれの軸方向移動を可能に且つ相対回転を不能にする連結機構である中間シャフト６１によって連結される。なお、一対のサンローラ素子２１，２３同士の連結は、スプラインに限らず、キー、ピン等で連結してもよい。
【００２３】
中間シャフト６１は、後述するように軸方向一端側に配置されたローディングディスク５５、及び軸方向他端側に配置されたアンギュラ玉軸受５７との間に設けられる。図４，図５に示すように、中間シャフト６１の先端部には、径方向に延びる給油溝６１ｃが形成され、図３に示すように、給油溝６１ｃから噴射される潤滑油がアンギュラ玉軸受５７に供給される。
【００２４】
アンギュラ玉軸受５７は、図３に示すように、入力軸１１の細径軸部５３に、サンローラ素子２１の外側端面３５に対向して取り付けられる。アンギュラ玉軸受５７は、内輪５７ｂの背面５７ｃが、細径軸部５３の溝に係合固定された止め輪５９に当接する。また、外輪５７ａの背面５７ｄが、サンローラ素子２１の外側端面３５に当接する。
【００２５】
これにより、アンギュラ玉軸受５７は、サンローラ素子２１を細径軸部５３に対して回転自在に支持し、細径軸部５３の先端側へのスラスト荷重を受け止める。
【００２６】
変速機に伝達されるトルクが変動すると、以下に説明するローディングカム機構２０の作用により、サンローラ素子２３が入力軸１１に対して軸方向移動すると共に、サンローラ素子２１，２３が中間シャフト６１と共に僅かに相対回転する。アンギュラ玉軸受５７は、このサンローラ１３の入力軸１１との瞬間的な相対回転を許容し、スラスト荷重を支持する。
【００２７】
次に、ローディングカム機構２０について詳細に説明する。
図２に示すように、ローディングカム機構２０は、入力軸１１の段付部５１に対向して細径軸部５３に嵌合するローディングディスク５５と、サンローラ素子２３と、ローディングディスク５５及びサンローラ素子２３で挟持される転動体である玉７９とを備える。ローディングカム機構２０は、入力軸１１の伝達トルクの増加に伴って、リングローラ１５と、中間ローラ１７と、サンローラ素子２１の弾性変形に追従するように、サンローラ素子２３をサンローラ素子２１に向けて軸方向に移動させる。これにより、サンローラ素子２１，２３、リングローラ１５、及び中間ローラ１７の各転がり接触面における接触面圧を変更する。
【００２８】
段付部５１のローディングディスク５５に対面する側端部には、図４に示すように、径方向へ突出する凸部６７ａと凹部６７ｂとを有する係合爪部６７が形成される。また、ローディングディスク５５の段付部５１に対面する側端部には、軸方向へ突出する凸部６９ａ及び凹部６９ｂを有する係合爪部６９が形成される。これら係合爪部６７，６９は、凸部６９ａと凹部６７ｂとが係合し、凸部６７ａと凹部６９ｂとが係合する。これにより、ローディングディスク５５が、入力軸１１に対して軸方向相対移動が可能に、且つ相対回転が不能となる。
【００２９】
つまり、ローディングディスク５５は、入力軸１１の段付部５１側が、入力軸１１に対して相対回転不能に固定される。これにより、段付部５１（入力軸１１）からの回転トルクがローディングディスク５５に伝達される。その際、予圧ばね６３からの予圧力が、サンローラ素子２３側に同時に伝達される。
【００３０】
図６はローディングディスク５５のカム面７５が形成された側の側面図である。
ローディングディスク５５には、サンローラ素子２３の外側端面３７（図３参照）に対向する端面に、円周方向に沿って複数（本構成では３箇所）の第１のカム面７５が等間隔で設けてある。また、サンローラ素子２３の外側端面３７にも同様に、第１のカム面７５に対応して複数（本構成では３箇所）の第２のカム面７７が設けてある。第１のカム面７５と第２のカム面７７との間には、それぞれ一つずつ玉７９が挟持される。
【００３１】
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。
【００３２】
図７（Ａ），（Ｂ）は、ローディングカム機構２０の図６におけるＡ−Ａ線断面矢視図であって、（Ａ）は入力軸１１にトルクが負荷されていない状態を示す断面図、（Ｂ）は入力軸１１にトルクが負荷されている状態を示す断面図である。
【００３３】
図７（Ａ）に示すように、ローディングカム機構２０は、入力軸１１にトルクが負荷されていない状態では、各玉７９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。この状態では予圧ばね６３（図３参照）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に向けて押圧される予圧力が働いている。
【００３４】
そして、入力軸１１が回転駆動されると、図７（Ｂ）に示すように、入力軸１１の回転駆動力が、入力軸１１から係合爪部６７，６９を介してローディングディスク５５に伝達され、ローディングディスク５５が回転駆動される。ローディングディスク５５が回転駆動されると、ローディングディスク５５とサンローラ素子２３との間の玉７９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。
【００３５】
その結果、ローディングディスク５５とサンローラ素子２３とが、僅かに相対回転しつつ、両者間の軸方向距離が拡がる。すなわち、サンローラ素子２３は、予圧ばね６３から生じる弾性力と、各カム面７５，７７に玉７９が接触しつつトルク伝達することにより発生する推力とによって、サンローラ素子２１に向けて軸方向に押圧される。また、サンローラ素子２３は、玉７９を介してローディングディスク５５から回転トルクが加わり、回転駆動される。これにより、図３に示すように、サンローラ素子２３がスプライン嵌合する中間シャフト６１が回転駆動され、中間シャフト６１にスプライン嵌合するサンローラ素子２３も回転駆動される。
【００３６】
ローディングカム機構２０が発生する軸方向の押圧力により、サンローラ素子２１，２３の軸方向距離が縮まると、図２に示すように、サンローラ素子２１，２３の外周面３１，３３と、中間ローラ１７の外周面４３との転がり接触面の接触面圧が上昇する。
【００３７】
また、この接触面圧の上昇に伴って、リングローラ１５の内周面３９と各中間ローラ１７の外周面４３との転がり接触部の接触面圧も上昇する。その結果、入力軸１１と出力軸１９との間に存在する、動力伝達に供される各ローラの転がり接触部の接触面圧が、入力軸１１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上昇する。
【００３８】
この状態で入力軸１１が更に回転駆動されると、入力軸１１の回転が、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の自転運動は、リングローラ１５に伝達される。そして、リングローラ１５に伝達された回転トルクは、連結部４５を介して出力軸１９に伝達される。
【００３９】
このとき、中間ローラ１７、リングローラ１５は、サンローラ素子２３の軸方向移動に伴って、それぞれ軸方向に調芯される。
【００４０】
よって、本構成の摩擦ローラ式減速機１００の各ローラの接触面圧は、入力軸１１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、これら各ローラ部の接触面圧が過大になることに伴う転がり抵抗の増大を防止できる。
【００４１】
また、一対のサンローラ素子２１，２３は、中間シャフト６１の雄スプライン６１ａ，６１ｂにそれぞれスプライン嵌合して、軸方向移動可能、且つ相対回転を不能に連結される。そのため、サンローラ素子２１，２３は相互に同期して回転する。その結果、入力軸１１から伝達されるトルクが変動した場合でも、一対のサンローラ素子２１，２３間の瞬間的な角速度変化や軸方向移動がなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップが防止される。これにより、トラクション係数を高く設定することができ、摩擦ローラ式減速機１００の伝達効率が向上する。
【００４２】
なお、予圧ばね６３の予圧力は、中間ローラ１７側からサンローラ１３にトルクが伝達される場合、トラクションドライブに要する必要な最低限の押し付け力を付与するのに有効に作用する。
【００４３】
上記は入力軸１１側から出力軸１９側にトルクが伝達される場合の挙動であるが、反対に、出力軸１９側から入力軸１１側にトルクが伝達される場合も同様の効果が得られる。つまり、出力軸１９からのトルクは、連結部４５の円筒部４５ａからリングローラ１５に伝達され、リングローラ１５から中間ローラ１７に伝達される。中間ローラ１７に伝達されたトルクは、一対のサンローラ素子２１，２３に伝達される。
【００４４】
サンローラ素子２３に伝達されたトルクは、ローディングディスク５５との間に回転差を発生させるが、この回転差は、アンギュラ玉軸受５７により吸収される。また、サンローラ素子２１，２３は、中間シャフト６１により軸方向移動可能、且つ相対回転を不能に連結されているため、一対のリングローラ素子１２１，１２３間の瞬間的な角速度変化がなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップが防止される。
【００４５】
（第２構成例）
次に、リングローラが一対のローラ素子からなる第２構成例の摩擦ローラ式減速機について説明する。
本構成の摩擦ローラ式減速機２００は、ローディングカム機構及びローラ素子がリングローラ側に設けられている以外は、第１構成例の摩擦ローラ式減速機１００と同様の構成である。そのため、以降の説明においては、同一の部分や部材には、同一の符号を付することで、その説明を省略、または簡略化する。
【００４６】
図８は摩擦ローラ式減速機２００の断面図、図９は摩擦ローラ式減速機２００の要部拡大図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機２００は、入力軸１１に接続されるサンローラ１３と、リングローラ１５と、複数の中間ローラ１７と、出力軸１９に接続される連結部４５と、ローディングカム機構２０Ａを備える。
【００４７】
サンローラ１３は、入力軸１１の一端部に形成された中実構造のローラであり、入力軸１１と一体に回転する。サンローラ１３の外周面１３ａは、軸断面の外縁形状が単一円弧状の凹曲線であり、中間ローラ１７との転がり接触面となる。入力軸１１からの回転トルクは、外周面１３ａに接する各中間ローラ１７に伝達される。
【００４８】
リングローラ１５は、サンローラ１３の周囲にサンローラ１３と同心に配置される。リングローラ１５の内周面３９は、中間ローラ１７との転がり接触面となる。本構成のリングローラ１５は、入力軸１１の軸方向に並設された一対のリングローラ素子１２１，１２３を有する。
【００４９】
各リングローラ素子１２１，１２３の転がり接触面１２１ａ，１２３ａは、図９に示すように、リングローラ素子１２１，１２３の互いに対向する対向側端面２５，２７から、これら対向側端面２５，２７の軸方向反対側の外側端面３５，３７に向かって、中間ローラ１７の自転軸Ａｘ２までの距離が短くなる傾斜面とされる。これら傾斜面は、軸断面の外縁形状が直線状である以外にも、単一円弧状の凹曲線となる凹曲面であってもよい。
【００５０】
図８に示すように、サンローラ１３の外周面１３ａとリングローラ１５の内周面３９との間の環状空間には、複数の中間ローラ１７が配置される。中間ローラ１７は、軸受４９（ニードルベアリング）を介して、入力軸１１と平行な支持軸４７に回転自在に且つ軸方向に移動可能に、それぞれ中間ローラホルダ４１によって支持される。各中間ローラ１７の外周面４３は、サンローラ１３とリングローラ１５の転がり接触面にそれぞれ転がり接触する。
【００５１】
中間ローラホルダ４１は、図示しないモータ等の固定側に接続される固定側の部材であるキャリア４２に支持される。各中間ローラホルダ４１は、サンローラ１３の周囲で円周方向に沿って均等配置される。また、中間ローラホルダ４１は、図示しない揺動軸を中心としてキャリア４２に揺動自在に支持されることで、中間ローラ１７が、サンローラ１３の中心軸となる軸Ａｘ１からの半径距離を可変に支持される。
【００５２】
リングローラ１５の外周側には、有底円筒状の連結部４５が配置される。連結部４５は、リングローラ１５やローディングカム機構２０Ａ等を内径部に収容する円筒部４５ａと、出力軸１９に接続される底部４５ｂとを備える。円筒部４５ａと底部４５ｂとは、それぞれ別体に形成されて、後述するように組み合わされる。
【００５３】
連結部４５の円筒部４５ａの内径側には、底部４５ｂ側から順に、波板状の予圧ばね６３、アンギュラ玉軸受５７Ａ、ローディングディスク５５、玉７９、リングローラ素子１２３、１２１、止め輪５９が配置される。
【００５４】
図１０は一対のリングローラ素子１２１，１２３、及びローディングディスク５５と連結部４５との連結機構を示す一部断面斜視図である。
一方のリングローラ素子１２１の対向側端面２５には、軸方向へ突出する凸部８１ａ及び凹部８１ｂを有する係合爪部８１が形成される。また、他方のリングローラ素子１２３の対向側端面２７には、軸方向へ突出する凸部８３ａ及び凹部８３ｂを有する係合爪部８３が形成される。これら係合爪部８１，８３は、凸部８１ａと凹部８３ｂ、凸部８３ａと凹部８１ｂとが相互に係合することで、一対のリングローラ素子１２１，１２３が、軸方向に相対移動可能、且つ回転方向に関して固定される。つまり、一対のリングローラ素子１２１，１２３は、それぞれの軸方向移動を可能に、且つ相対回転を不能にする連結機構（係合爪部８１，８３）によって連結される。
【００５５】
図１０に示すように、連結部４５の底部４５ｂには、ローディングディスク５５に対面する対向側端面に、軸方向に沿って凹溝６８が形成される。また、ローディングディスク５５には、底部４５ｂに対面する対向側端面に軸方向へ突出する凸部７０が形成される。凹溝６８と凸部７０は、相互に係合することで、ローディングディスク５５と連結部４５の底部４５ｂとを、軸方向に相対移動可能、かつ回転方向に関して固定する。
【００５６】
そして、図９に示すように、アンギュラ玉軸受５７Ａは、ローディングディスク５５と連結部４５の円筒部４５ａとの間に配置される。このアンギュラ玉軸受５７Ａは、内輪５７ｂの背面５７ｃが、ローディングディスク５５のフランジ端面５５ａに当接して固定される。また、外輪５７ａの背面５７ｄが、連結部４５の円筒部４５ａの軸方向内側端面４６にすき間嵌めされる。
【００５７】
止め輪５９Ａは、リングローラ素子１２１の軸方向位置を規制して、リングローラ素子１２１を円筒部４５ａから抜け止めする。また、止め輪５９Ａは、リングローラ素子１２１を回転方向に固定して、連結部４５の円筒部４５ａとの相対回転を阻止する。つまり、リングローラ素子１２１は円筒部４５ａと一体に回転する。
【００５８】
連結部４５の円筒部４５ａは、出力軸１９側の一端部に、内径側へ向けて突出するフランジ部７２が形成される。このフランジ部７２の一部を環状に切欠いた切欠き部に、予圧ばね６３が装着される。予圧ばね６３は、入力軸１１から伝達される回転トルクが小さい場合に、アンギュラ玉軸受５７Ａとローディングディスク５５と介してリングローラ素子１２３に予圧を付与する。この予圧によって、各リングローラ素子１２１，１２３と中間ローラ１７との転がり接触面における接触面圧が所定値以上に確保される。
【００５９】
上記構成のリングローラ１５及びローディングカム機構２０Ａによれば、入力軸からのトルクがリングローラ素子１２１，１２３に伝達される。リングローラ素子１２１，１２３は、図１０に示す係合爪部８１，８３の係合によって回転方向に関して一体となって回転する。また、リングローラ素子１２３の回転は、カム面７５，７７に挟持された玉７９を介してローディングディスク５５に伝達される。リングローラ素子１２３とローディングディスク５５との間には、前述したローディングカム機構２０Ａの作用により、双方の相対回転に伴う軸方向変位と、ローディングディスク５５との相対的な回転変位を生じる。
【００６０】
軸方向変位については、図９に示すように、ローディングディスク５５が、アンギュラ玉軸受５７Ａを介して連結部４５の円筒部４５ａに軸方向に関して規制されるため、発生した軸方向変位は、リングローラ素子１２３がリングローラ素子１２１に向かう方向に作用する。
【００６１】
回転変位については、リングローラ素子１２３がリングローラ素子１２１の係合爪部８１，８３によって相対回転が阻止されるため、ローディングディスク５５がリングローラ素子１２３に対して相対回転するように作用する。ローディングディスク５５の回転変位は、アンギュラ玉軸受５７Ａによって吸収され、連結部４５の円筒部４５ａに伝達されない。また、ローディングディスク５５の凸部７０は、連結部４５の底部４５ｂの凹溝６８と係合しているため、ローディングディスク５５の回転変位は、底部４５ｂを介して出力軸１９に伝達される。
【００６２】
そして、軸方向変位を伴ったローディングディスク５５の回転変位が、トルクに応じた最大変位量に達すると、リングローラ素子１２３とローディングディスク５５とが一体となって回転する。そうすると、中間ローラ１７からのトルクは、リングローラ素子１２１，１２３、玉７９、ローディングディスク５５（凸部７０）、連結部４５の底部４５ｂ（出力軸１８）の順で伝達される。
【００６３】
このときのリングローラ素子１２３に伝達されたトルクの約半分は、係合爪部８１，８３を介してリングローラ素子１２１に伝達される。また、ローディングカム機構２０Ａと予圧ばね６３とによって発生する軸方向力に応じて、中間ローラ１７とリングローラ素子１２１，１２３との間に必要な法線力が付与される。
【００６４】
以上より、中間ローラ１７からリングローラ素子１２１，１２３にトルクが伝達されると、リングローラ素子１２１，１２３が連結部４５の円筒部４５ａと共に回転する。その際、リングローラ素子１２３とローディングディスク５５とは、相対回転して、ローディングディスク５５と円筒部４５ａとの間に回転差が生じるが、この回転差は、アンギュラ玉軸受５７Ａにより吸収される。これにより、リングローラ素子１２１，１２３は、相対回転が阻止されると共に、リングローラ素子１２３の軸方向移動がなされる。
【００６５】
この場合、２つのリングローラ素子１２１と１２３との間の瞬間的な角速度変化を生じさせることなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止でき、摩擦ローラ式減速機２００の伝達効率を向上させることができる。
【００６６】
上記は入力軸１１側から出力軸１９側にトルクが伝達される場合の挙動であるが、反対に、出力軸１９側から入力軸１１側にトルクが伝達される場合も同様の効果が得られる。ローディングディスク５５は、伝達されたトルクによって回転変位する。その際、ローディングディスク５５からリングローラ素子１２３に玉７９を介して軸方向力が負荷され、リングローラ素子１２３が軸方向変位する。一方、ローディングディスク５５の回転変位は、連結部４５の円筒部４５ａとの間に回転差を生じさせるが、この回転差は、アンギュラ玉軸受５７Ａにより吸収される。これにより、ローディングディスク５５の回転変位は、連結部４５の円筒部４５ａに伝達されることがない。
【００６７】
ここで用いるローディングカム機構２０Ａは、第一構成例と同様に、ローディングディスク５５の端面（リングローラ素子１２３の外側端面３７に対向する端面）に形成された複数（本構成では３箇所）の第１のカム面７５と、リングローラ素子１２３の外側端面３７に形成された複数（本構成では３箇所）の第２のカム面７７と、第１及び第２のカム面７５，７７との間に挟持される玉７９と、により構成される。
【００６８】
上記構成の摩擦ローラ式減速機２００は、入力軸１１から入力される回転トルクが、サンローラ１３から各中間ローラ１７に伝達され、更に、各中間ローラ１７からリングローラ１５に減速されて伝達される。リングローラ１５は連結部４５を介して出力軸１９と接続されており、これにより、入力軸１１の回転が出力軸１９に減速して伝達される。
【００６９】
よって、本構成の摩擦ローラ式減速機２００の各ローラの接触面圧は、入力軸１１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、これら各ローラ部の接触面圧が過大になることに伴う転がり抵抗の増大を防止できる。
【００７０】
また、一対のリングローラ素子１２１，１２３は、係合爪部８１，８３により軸方向移動可能、且つ相対回転を不能に連結されて、完全に同期して回転するので、トルクが変動した場合でも、一対のリングローラ素子１２１，１２３間の瞬間的な角速度変化がなく、トルク変動時の瞬間的なグロススリップが防止される。これにより、トラクション係数を高く設定することができ、摩擦ローラ式減速機２００の伝達効率が向上する。
【００７１】
次に、上記した第２構成例の摩擦ローラ式減速機２００におけるローディングカム機構２０Ａの変形例を説明する。
図１１は本変形例のローディングカム機構２０Ｂの要部拡大図である。本構成のローディングカム機構２０Ｂは、図１０に示すローディングカム機構２０Ａのアンギュラ玉軸受５７Ａをスラストニードル軸受に変更した点以外は、ローディングカム機構２０Ａと同様の構成である。
【００７２】
前述したローディングカム機構２０Ａにおいては、アンギュラ玉軸受５７Ａを用いている。アンギュラ玉軸受は、転動体と内外輪とが所定の接触角を有して接触する。そのため、リングローラ１５の回転に応じて転動体に遠心力が作用した場合、内外輪に軸方向力を発生させる。
【００７３】
内外輪に発生した軸方向力は、リングローラ素子１２３のトラクション面にも作用する。このため、各ローラのトラクション面には、ローディングカム機構２０Ｂが発生した軸方向力と、アンギュラ玉軸受が発生した軸方向力との２つの力が作用する。そのため、減速機の回転速度やアンギュラ玉軸受の転動体、転動体荷重等の条件によっては、必要とされる押し付け力よりも過剰な荷重がトラクション面に作用する場合がある。
【００７４】
しかし、本変形例の構成のように、アンギュラ玉軸受５７Ａに代えてスラストニードル軸受９１を用いる場合には、転動体（ころ）に作用する遠心力が軸方向力に変換されることがない。その結果、減速機の高速回転時であっても、トラクション面に過剰な荷重が作用することを防止できる。
【００７５】
（第３構成例）
次に、第２構成例の摩擦ローラ式減速機の他の構成例について説明する。
本構成例においても、リングローラ１５が一対のローラ素子からなり、アンギュラ玉軸受５７Ａに代えてスラストニードル軸受９１を備えている。
【００７６】
図１２は第３構成例の摩擦ローラ式減速機３００の部分破断斜視図、図１３は図１２に示す摩擦ローラ式減速機３００の断面図である。
本構成の摩擦ローラ式減速機３００は、入力軸１１に接続されるサンローラ１３と、リングローラ１５と、複数の中間ローラ１７と、出力軸１９に接続される連結部４５と、ローディングカム機構２０Ｂを備える。
【００７７】
リングローラ１５の外周側には連結部４５が配置される。連結部４５の内周側には、出力軸１９側から順に、スラストニードル軸受９１，ローディングディスク５５と玉７９とリングローラ素子１２３からなるローディングカム機構２０Ｂ，リングローラ素子１２１，波板状の予圧ばね６３，ばね押さえ部材１５０が配置される。
【００７８】
スラストニードル軸受９１は、ローディングディスク５５の玉７９側と反対側の側面５５ａと、連結部４５の出力軸１９側の軸方向一端部に形成されたフランジ部７２との間に配置される。
【００７９】
連結部４５の出力軸１９側には、出力軸１９の端部に設けられた連結用ディスク（回転支持部）９８が配置される。連結用ディスク９８の外周部には、複数の凸部１４５が周方向に等間隔に形成される。また、ローディングディスク５５には、側面５５ａから出力軸１９側に延出される円筒部７４が一体に形成される。円筒部７４は出力軸１９と互いに同軸に配置される。円筒部７４の内周部には軸方向に延びる複数の凹部１４６が周方向に等間隔で形成されている。凸部１４５と凹部１４６は、相互に係合することで、ローディングディスク５５と出力軸１９とを回転方向に関して固定する。
【００８０】
連結部４５の入力軸１１側の端部１４７には、ばね押え部材１５０が固定される。ばね押え部材１５０は、連結部４５の端部１４７に嵌入される円環状の部材である。ばね押え部材１５０は、端部１４７の端面１４７ａに接する外周部１５１と、端部１４７の内周面に嵌合する内周部１５２と、を有する。内周部１５２のリングローラ１５に対面する部分には、リングローラ素子１２１が当接する。すなわち、ばね押え部材１５０は、リングローラ素子１２１の軸方向位置を規制して、リングローラ素子１２１を連結部４５から抜け止めする。また、ばね押え部材１５０は、リングローラ素子１２１と連結部４５と一体に回転する。
【００８１】
ばね押え部材１５０の内周部１５２には、環状に切欠いた切欠き部１５３が形成される。この切欠き部１５３に、予圧ばね６３が装着される。予圧ばね６３は、切欠き部１５３の底面（ばね座面）１５３ａに圧接する。予圧ばね６３は、入力軸１１から伝達される回転トルクが小さい場合に、リングローラ素子１２１に予圧を付与する。この予圧によって、各リングローラ素子１２１，１２３と中間ローラ１７との転がり接触面における接触面圧が所定値以上に確保される。低トルク領域では、ばね押え部材１５０とリングローラ１５は互いに離間しており、予圧ばね６３がリングローラ１５を付勢している。伝達トルクが上昇しローディングディスク５５の推力が予圧ばね６３の予圧荷重を超えると、予圧ばね６３が圧縮され、ばね押え部材１５０とリングローラ１５が互いに当接する。
【００８２】
図１４は、図１２に示す摩擦ローラ式減速機３００の組立工程の一部を示している。連結部４５の内部には、前述したように、フランジ部７２側から順に、スラストニードル軸受９１、ローディングカム機構２０Ｂ及びリングローラ１５が配置される。このように組み付けられた状態で、予圧ばね６３を取り付けたばね押え部材１５０を連結部４５に固定する。ばね押え部材１５０は、複数のボルト１５４により連結部４５に固定される。これにより、摩擦ローラ式減速機３００の組み立てが完了する。
【００８３】
本構成例によれば、図１４の状態で、連結部４５の端部１４７の端面１４７ａとリングローラ１５の外側端面３７との距離Ｄ１と、ばね押え部材１５０の連結部４５との接合面１５１ａと切欠き部１５３のばね座面１５３ａとの距離Ｄ２を測定し、両者の差の値（Ｄ１−Ｄ２）を求めることにより、予圧ばね６３による予圧荷重を適正に管理することが可能となる。すなわち、上記差の値（Ｄ１−Ｄ２）は摩擦ローラ式減速機３００の組み立て後における予圧ばね６３の圧縮長に相当する。そこで、ばね押え部材１５０を連結部４５に固定する前段階で、この値（Ｄ１−Ｄ２）に基づいて、適正な予圧荷重が得られるように、予圧ばね６３を選定し、或いは、スペーサ（シム）等を介装してばね潰し代を調整することができる。
【００８４】
このように、予圧ばね６３による予圧荷重を適正に管理可能としたことにより、必要以上の予圧荷重の発生によるトルク伝達効率の低下を防止し、従来よりも高性能の摩擦ローラ式減速機を実現し得る。
【００８５】
ところで、予圧荷重の伝達経路は、リングローラ１５、中間ローラ１７、サンローラ１３、ローディングカム機構２０、連結部４５といった複数の部品で構成され、予圧ばね６３の潰し代はこれら各部品の寸法バラツキと弾性変形によって変化する。このため従来は、予圧ばね６３のばね定数のバラツキの下限で、ばね潰し代が最も小さくなる条件で、必要最低限の予圧荷重が得られるように設計していた。このため、ばね定数のバラツキが大きい状況下では、必要以上に大きい予圧荷重が発生しやすくなり、トルク伝達効率の低下を招くという問題があった。仮に、ばね定数のバラツキの上限で、ばね潰し代が最も大きくなる状況が生じた場合、必要以上の最も大きい予圧荷重が発生し、伝達効率が最も低下することになる。予圧ばね６３が機能するトルク領域は、車両が定速巡航する低トルク領域であり、このトルク領域での伝達効率の低下は、車両の航続可能距離などに大きな悪影響を及ぼす。
【００８６】
しかし、本構成例によれば、予圧荷重の適正管理が容易となり、特に低トルク領域における摩擦ローラ式減速機内部でのトルク損失を最小限に抑制することが可能となる。また、ばね潰し代を調整して予圧荷重を適正化することで、各部品の精度のばらつきを吸収し得るので、摩擦ローラ式減速機の製造コストの低減も可能となる。
【００８７】
図１５は、図１２及び図１３に示す摩擦ローラ式減速機３００を入力軸１１側から見た正面図である。図１４に示すように、ばね押え部材１５０の内周部１５２には、入力軸１１方向に延びる切り欠き部１５２ａが設けられており，この切り欠き部１５２ａを通してリングローラ１５の外側端面３７を視認し得る構造になっている。
【００８８】
本構成例によれば、摩擦ローラ式減速機３００を組み立てた後、すなわち、ばね押え部材１５０を連結部４５に固定した後に、リングローラ１５の外側端面３７とばね押え部材１５０のばね座面１５３ａとの距離を測定できる。よって、各部品の寸法バラツキ及び弾性変形の影響を受けた実際の状態のばね潰し代を測定することが可能となる。
【００８９】
図１６は、図１２及び図１３に示す摩擦ローラ式減速機３００のスラストニードル軸受９１とその近傍部分を示す部分破断斜視図である。スラストニードル軸受９１は、ローディングディスク５５の円筒部７４の外側に配置されてる。円筒部７４には、スラストニードル軸受９１に臨ませて、潤滑油の流路となる貫通孔１６１が複数箇所に設けられている。貫通孔１６１は、円筒部７４を径方向に貫通している。スラストニードル軸受９１は、多数のころ９２を保持した第１リング（ころ保持器）９３と、第１リング９３に保持されたころ９２が接触する第２リング９４と、を有する。第１リング９３はローディングディスク５５に固定される。第２リング９４は連結部４５のフランジ部７２に固定される。
【００９０】
また、連結部４５のフランジ部７２側の外周面には、スラストニードル軸受９１に臨ませて切欠部１６２が軸方向に沿って形成されている。切欠部１６２は連結部４５の円周方向に沿った複数箇所に設けられる。これにより、切欠部１６２を通してスラストニードル軸受９１及びローディングディスク５５が部分的に露出する。
【００９１】
本構成例によれば、入力軸１１の内部に形成される図示しない給油溝から噴射される潤滑油が、遠心力によりキャリア４２内の油路を流れて円筒部７４の内径面に供給され、円筒部７４の貫通孔１６１を通してスラストニードル軸受９１に供給される。このため、スラストニードル軸受９１の第１リング９３と第２リング９４との焼付きや、ころ９２の摩耗等を未然に防止できる。
【００９２】
また、スラストニードル軸受９１に供給された潤滑油は、連結部４５の外周面に設けられた切欠部１６２を通して外部に排出される。このため、潤滑油がローディングディスク５５の円筒部７４の内側に滞留することはない。
【００９３】
上記各構成の摩擦ローラ式減速機は、例えば、電気自動車，ハイブリッド自動車，あるいは電動四輪駆動車などに用いられる電動車両の駆動装置に好適に使用できる。
【００９４】
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。
【００９５】
例えば、ローディングカム機構を構成する玉は、ころに置き換えても良い。また、アンギュラ玉軸受は、軸方向力を伝達でき、且つ相対回転を許容できる形式の軸受であれば形式は限定されない。換言すれば、ラジアル円筒ころ軸受や，ラジアルニードル軸受等のラジアル方向の荷重しか受けられないものは不適である。また、サンローラ素子にアンギュラ玉軸受の外輪軌道面を一体に形成してもよい。更に、止め輪は，コッタ等軸方向力を伝達可能なその他の手段を用いることもできる。
【００９６】
以上の通り、本明細書には次の事項が開示されている。
（１）  入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、前記転がり接触面における接触面圧を変更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、
前記サンローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記ローラ素子の転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記入力軸から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
一対の前記ローラ素子のうち、いずれか他方のローラ素子を、前記入力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
を備え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１００によれば、一対のローラ素子２１，２３同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持する中間シャフト６１（ローラ素子連結部）と、ローラ素子２１を、入力軸１１に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持するアンギュラ玉軸受５７（回転支持部）と、を備える。これにより、ローディングカム機構２０にトルクが伝達され、入力軸１１と一体に回転するローディングディスク５５がサンローラ素子２３に対して相対回転しても、サンローラ素子２１とサンローラ素子２３とは、中間シャフト６１により連結され、軸方向移動が可能に且つ相対回転が不能となっているため、サンローラ素子２１とサンローラ素子２３とが同位相で回転し続けることができる。また、サンローラ素子２１は、アンギュラ玉軸受５７により入力軸１１に対して軸方向移動が不能に且つ相対回転可能に支持されるため、サンローラ素子２３から中間ローラ１７を介して伝達される軸方向力を受け止めることができる。また、ローディングディスク５５とサンローラ素子２３との回転差は、アンギュラ玉軸受５７により吸収される。これにより、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止でき、摩擦ローラ式減速機１００の伝達効率を向上させることができる。
【００９７】
（２）  入力軸と同心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、前記サンローラの周囲に前記サンローラと同心に配置され、内周面に転がり接触面を有するリングローラと、前記サンローラと前記リングローラとの間に回転自在に支持され、前記サンローラ及び前記リングローラの前記転がり接触面にそれぞれ転がり接触する複数の中間ローラと、前記転がり接触面における接触面圧を変更するローディングカム機構と、前記ローディングカム機構の回転を出力軸に伝達する連結部と、を備える摩擦ローラ式減速機であって、
前記リングローラは、前記入力軸の軸方向に並設された一対のローラ素子を有し、前記リングローラの転がり接触面は、一対の前記ローラ素子が互いに対向する対向側端面から該対向側端面の軸方向反対側の外側端面に向かって、前記中間ローラの自転軸中心線までの距離が短くなる傾斜面であり、
前記ローディングカム機構は、一対の前記ローラ素子のうち、いずれか一方のローラ素子の外側端面側に並設されたローディングディスクを有し、前記ローディングディスクには、軸方向に関する深さが円周方向に関して漸次変化するカム面が形成され、前記一方のローラ素子から前記ローディングディスクに伝達される前記入力軸周りの回転動を、前記カム面によって前記一方のローラ素子の軸方向移動に変換して前記接触面圧を変更するものであり、
一対の前記ローラ素子同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持するローラ素子連結部と、
前記ローディングディスクを、前記出力軸に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持する回転支持部と、
を備え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２００によれば、一対のローラ素子１２１，１２３同士を、軸方向相対移動が可能に且つ相対回転が不能に支持する係合爪部８１，８３（連結部）と、ローディングディスク５５を、出力軸１９に対して軸方向相対移動が不能に、且つ相対回転が可能に支持するアンギュラ玉軸受５７Ａ（回転支持部）とを備える。これにより、ローディングカム機構２０Ａにトルクが伝達されても、アンギュラ玉軸受５７Ａによりローディングディスク５５がリングローラ素子１２３に対して相対回転可能となる。また、ローディングカム機構２０Ａによる軸方向移動は、アンギュラ玉軸受５７Ａがローディングディスク５５の軸方向移動を不能にするため、リングローラ素子１２３に作用する。リングローラ素子１２１とリングローラ素子１２３とは、係合爪部８１，８３により連結され、軸方向移動が可能に且つ相対回転が不能となっているため、リングローラ素子１２１とリングローラ素子１２３とが同位相で回転し続けることができる。これにより、トルク変動時の瞬間的なグロススリップを防止でき、摩擦ローラ式減速機２００の伝達効率を向上させることができる。なお、アンギュラ玉軸受５７Ａに代えてスラストニードル軸受９１を用いる場合には、スラストニードル軸受から遠心力に起因する軸方向力が生じることがなく、トラクション面に過剰な荷重が作用することを防止できる。
【００９８】
（３）  前記連結部の内側の軸方向一端部に、前記回転支持部に回り止めされる円筒部を有する前記ローディングカム機構、前記リングローラ、軸方向に予圧荷重を付与する予圧ばね、前記予圧ばねを収容するばね押さえ部材と、がこの順で配置される、（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３００によれば、予圧荷重の適正管理が容易となり、特に低トルク領域における摩擦ローラ式減速機内部でのトルク損失を最小限に抑制することが可能となる。また、ばね潰し代を調整して予圧荷重を適正化することで、各部品の精度のばらつきを吸収し得るので、摩擦ローラ式減速機の製造コストの低減も可能となる。
【００９９】
（４）前記回転支持部は、前記ローディングディスクの円筒部の内側に配置され、当該円筒部には、径方向に貫通して、潤滑油の流路となる貫通孔が設けられる、（２）又は（３）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、入力軸に形成された給油路等から各摺動部に供給される潤滑油が、ローディングディスク５５の円筒部７０Ａに設けられた貫通孔１６１を通して回転支持部であるスラストニードル軸受９１に供給されるため、スラストニードル軸受９１の焼付き及び摩耗を防止できる。
【符号の説明】
【０１００】
１１  入力軸
１３  サンローラ
１３ａ  外周面
１５  リングローラ
１７  中間ローラ
１９  出力軸
２０，２０Ａ  ローディングカム機構
２１，２３  サンローラ素子（ローラ素子）
２５，２７  対向側端面
３１，３３  外周面
３５，３７  外側端面
３９  内周面
４５  連結部
４５ａ  円筒部
４５ｂ  底部
５５  ローディングディスク
５７，５７Ａ  アンギュラ玉軸受（回転支持部）
５９，５９Ａ  止め輪
６１  中間シャフト（ローラ素子連結部）
６３  予圧ばね
７５，７７  カム面
７９  玉
８１，８３  係合爪部（ローラ素子連結部）
９１  スラストニードル軸受（回転支持部）
９８  連結用ディスク（回転支持部）
１００，２００，３００  摩擦ローラ式減速機
１２１，１２３  リングローラ素子（ローラ素子）
１５０  ばね押え部材
１５３  切欠き部
１６１  貫通孔
１６２  切欠部
Ａｘ２    自転軸（中間ローラの自転軸中心線）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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