(57)【要約】【課題】揺動ホルダの機械的強度を保ちつつ小型化、軽量化でき、中間ローラの支持位置の変化量を小さく抑えて、動力伝達効率の低下を防止できる摩擦ローラ式減速機を提供する。【解決手段】摩擦ローラ式減速機は、中間ローラ１９支持する複数の揺動ホルダ３２と、揺動ホルダ３２を自転軸と平行な揺動軸７３を中心に揺動可能に軸支するキャリア３３を備える。キャリア３３は、サンローラ１５の軸方向に垂直な面内において、サンローラ１５を中心とする周方向に関して自転軸とは異なる周位置に揺動軸７３が配置され、その揺動ホルダ３２に支持される中間ローラ１９とサンローラ１５とが互いに転がり接触する接触点Ｐｃ１における接線Ｌ０と平行で、且つ中間ローラ１９の自転軸を通過する直線を仮想直線Ｌ１とした場合に、仮想直線Ｌ１よりもサンローラ１５側の環状空間に揺動軸７３が配置される。【選択図】図９
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【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との間の環状空間で、前記入力軸と平行な自転軸を中心として回転自在に支持され、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、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、各ローラの転がり接触面の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、
複数の前記中間ローラの前記自転軸における両端部を、それぞれ回転自在に支持する複数の揺動ホルダと、
前記揺動ホルダを前記自転軸と平行な揺動軸を中心に揺動可能に軸支するキャリアと、
を備え、
前記キャリアは、前記サンローラの軸方向に垂直な面内において、前記サンローラを中心とする周方向に関して前記自転軸とは異なる周位置に前記揺動軸が配置されるとともに、当該揺動ホルダに支持される前記中間ローラと前記サンローラとが互いに転がり接触する接触点における接線と平行で、且つ前記中間ローラの前記自転軸を通過する直線を仮想直線とした場合に、該仮想直線よりも前記サンローラ側の前記環状空間に前記揺動軸が配置されることを特徴とする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】
従来の電気自動車用の駆動装置においては、装置の小型化、軽量化のために、高速回転する小型のモータと、モータの回転数を減速して駆動輪で伝達する摩擦ローラ式減速機と、を組み合わせて用いている。摩擦ローラ式減速機は、入力軸と出力軸、及び、減速機構を構成するサンローラ、リングローラ、複数の中間ローラを有して構成されている（例えば、特許文献１，２参照）。
複数の中間ローラは、一対のアーム部を有する揺動ホルダに回転自在にそれぞれ支持される。そして、各中間ローラが支持された揺動ホルダには揺動軸が設けられ、この揺動軸が、固定側であるキャリアに揺動自在に支持される。これにより、揺動ホルダに支持された中間ローラは、キャリアの径方向外側へ出没自在に支持される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１４−１７３６４７号公報
【特許文献２】特開２０１３−１０８５７５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
上記構成の摩擦ローラ式減速機の運転中は、中間ローラとサンローラ、及び中間ローラとリングローラとの間に、トルク伝達のための荷重が負荷される。このトルク伝達のための荷重は、キャリアに支持された揺動ホルダにその反力が作用することで、荷重と反力とがバランスしている。
しかし、運転条件によっては、揺動ホルダのアーム部に大きな上記反力が負荷されることがある。そこでアーム部は、剛性を高めて強度を確保することが望ましいが、減速機の小型化、軽量化を難しくするという問題があった。
また、車両が急加速や急減速を行う際、減速機に入力される動力が急激に変化する。その場合、中間ローラの支持位置が弾性変位して、減速比が瞬間的に変化し、車両運動特性に影響を与えることがある。更に、複数の中間ローラが、それぞれ異なる量の変位を生じると、各中間ローラの支持位置に相互差が生じ、各ローラ間で滑りが発生する。その場合、動力伝達効率が低下することになる。
【０００５】
本発明は、上記事項に鑑みてなされたものであり、揺動ホルダの機械的強度を保ちつつ小型化、軽量化でき、中間ローラの支持位置の変化量を小さく抑えて、動力伝達効率の低下を防止できる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】
【０００６】
本発明は下記構成からなる。
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との間の環状空間で、前記入力軸と平行な自転軸を中心として回転自在に支持され、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、前記リングローラと出力軸とを連結する連結部と、各ローラの転がり接触面の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、
複数の前記中間ローラの前記自転軸における両端部を、それぞれ回転自在に支持する複数の揺動ホルダと、
前記揺動ホルダを前記自転軸と平行な揺動軸を中心に揺動可能に軸支するキャリアと、
を備え、
前記キャリアは、前記サンローラの軸方向に垂直な面内において、前記サンローラを中心とする周方向に関して前記自転軸とは異なる周位置に前記揺動軸が配置されるとともに、当該揺動ホルダに支持される前記中間ローラと前記サンローラとが互いに転がり接触する接触点における接線と平行で、且つ前記中間ローラの前記自転軸を通過する直線を仮想直線とした場合に、該仮想直線よりも前記サンローラ側の前記環状空間に前記揺動軸が配置されることを特徴とする摩擦ローラ式減速機。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、揺動ホルダの機械的強度を保ちつつ、摩擦ローラ式減速機を小型化、軽量化できる。また、中間ローラの支持位置の変化量を小さく抑えて、動力伝達効率の低下を防止できる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【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カムリングの平面図である。
【図４】図３のＡ−Ａ断面図であって、ローディングカム機構が推力を発生していない状態（Ａ）と、推力を発生している状態（Ｂ）とをそれぞれ示す断面図である。
【図５】中間ローラを支持する揺動ホルダの斜視図である。
【図６】キャリアを揺動軸の中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図である。
【図７】揺動ホルダを支持軸の中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図である。
【図８】図１の摩擦ローラ式減速機のＶ１方向から見たキャリア及び中間ローラの斜視図である
【図９】図１の摩擦ローラ式減速機のＶ１方向から見た要部平面図である。
【図１０】図９に示す一つの揺動ホルダと中間ローラに作用する力を示す説明図である。
【図１１】アーム部に作用するトルク伝達力とその分力とを示す説明図である。
【図１２】図９に示す一つの揺動ホルダと中間ローラに作用する力を示す説明図である。
【図１３】アーム部に作用するトルク伝達力とその分力とを示す説明図である。
【図１４】揺動ホルダのアーム部の傾斜角を示す説明図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
＜摩擦ローラ式減速機の構成＞
まず、摩擦ローラ式減速機の全体構成について説明する。
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。
【００１０】
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ている。また、サンローラ１５の外周面１５ａは、曲面に限らず、軸方向両端から軸方向中央に向かうほど径が小さくなる直線状の断面を有する一対の傾斜環状面であってもよい。
【００１１】
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２７と、軸方向に移動自在な可動リングローラ素子２９とを有する。これら各リングローラ素子２７，２９は、カップ状の連結部２１の内側に収容された状態で、サンローラ１５の外周側にサンローラ１５と同心に配置されている。
【００１２】
固定リングローラ素子２７及び可動リングローラ素子２９の内周面２７ａ，２９ａは、各リングローラ素子２７，２９が互いに対向する対向側端面２４，２４から軸方向反対側の外側端面２６，２６に向かうに従って内径が小さくなるように傾斜した環状の傾斜面となっている。これらの傾斜面は、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２７ａ，２９ａ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。
【００１３】
複数の中間ローラ１９は、それぞれニードル軸受２２を介して支持軸（自転軸）３１に回転自在、且つ軸方向に変位可能に支持されている。また、各中間ローラ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ている。支持軸３１の回転軸線の両端は、揺動ホルダ３２に支持されている。また、揺動ホルダ３２は、中間ローラ１９を入力軸１１の径方向に移動（揺動）可能にキャリア３３に支持されている。
【００１４】
支持軸３１は、入力軸１１の回りを自転する中間ローラ１９を高い強度で揺動ホルダ３２に支持させるため、軸に使用する材料や施す熱処理を最適に選定されている。
【００１５】
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り、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。
【００１６】
ニードル軸受２２は、針状ころ１１３と保持器１１５とを有するケージ＆ローラである。ニードル軸受２２は、その回転軸線の両端部に王冠状の溝付カラー１１７が配置されている。この溝付カラー１１７の両端が揺動ホルダ３２に当接して、ニードル軸受２２を回転軸線の方向に位置決めしている。なお、ニードル軸受２２に代えて、中間ローラ１９の支持軸３１の両端を玉軸受で支持する構成としてもよい。
【００１７】
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３７と、基端部３７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が保持される円筒状のローラ保持部３９と、を有する。
【００１８】
円筒状のローラ保持部３９の内部には、基端部３７側から、波板状の予圧スプリング６７、カムリング４９、転動体である玉５１、可動リングローラ素子２９、固定リングローラ素子２７、止め輪４７がこの順で挿入され、これら各部材がローラ保持部３９に組み付けられている。
【００１９】
ローラ保持部３９の内周部には、複数の凹溝４３が軸方向に沿って形成され、また、基端部３７とは反対側の端部には、円周方向にリング溝４５（図１参照）が形成されている。
【００２０】
凹溝４３は、固定リングローラ素子２７の外周部の複数箇所に形成された、径方向に突出する突起２８を収容する。突起２８は、ローラ保持部３９の凹溝４３に回転方向のがたつきがない状態で係合し、ローラ保持部３９と固定リングローラ素子２７との回転トルクの伝達を可能にする。
【００２１】
リング溝４５には止め輪４７が嵌入される。止め輪４７は、固定リングローラ素子２７の軸方向位置を規制し、固定リングローラ素子２７をローラ保持部３９に固定する。
【００２２】
連結部２１の基端部３７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３９は、プレス成形等の塑性加工により形成される。これら基端部３７とローラ保持部３９とを単体で形成した後、双方を接合することで、低コストで高精度に軸芯を一致させた構成にできる。
【００２３】
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６１を有する。カムリング４９の突起６１、及び固定リングローラ素子２７の突起２８は、それぞれローラ保持部３９の凹溝４３に係合する。
【００２４】
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が形成されており、この切欠き部６３に予圧スプリング６７が装着される。
【００２５】
＜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２９と、カムリング４９と、転動体である玉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接触面圧を変更する。
【００２６】
可動リングローラ素子２９の外側端面２６には、図３及び図４に示すように、円周方向に沿って複数（図示例では３箇所）の第１カム溝５３が形成されている。カムリング４９に対しても同様に第２カム溝５５が形成されている。すなわち、カムリング４９は、第１カム溝５３に対面配置され、第１カム溝５３に対応する円周方向位置に複数（図示例では３箇所）の第２カム溝５５が形成されている。これら第１カム溝５３と第２カム溝５５との間に、それぞれ玉５１が挟持される。
【００２７】
第１カム溝５３及び第２カム溝５５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、カム溝５３，５５の円周方向端部に向かうに従って浅くなる。
【００２８】
入力軸１１が停止している状態では、図４（Ａ）に示すように、各玉５１は各カム溝の最も深くなった部分に位置する。この状態では、カムリング４９は、予圧スプリング６７の弾性力により、可動リングローラ素子２９側に向けて押圧されている。
【００２９】
入力軸１１が回転駆動されると、図４（Ｂ）に示すように、各玉５１が各カム溝５３，５５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２９を固定リングローラ素子２７に向けて押圧する軸方向推力が発生される。ローディングカム機構２３が発生する軸方向推力により、固定リングローラ素子２７と可動リングローラ素子２９との間隔が縮まると、リングローラ１７の内周面１７ａと、各中間ローラ１９の外周面１９ａとの転がり接触部における面圧が上昇するとともに、各中間ローラ１９の外周面１９ａとサンローラ１５の外周面１５ａとの転がり接触部の面圧も上昇する。その結果、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、入力軸１１と出力軸１３との間で伝達するトルクが大きくなるほど上昇する。
【００３０】
また、ローディングカム機構２３が軸方向推力を発生すると、リングローラ１７等のトラクション部品の弾性変形や各接触点の弾性変形により、中間ローラ１９は、可動リングローラ素子２９の軸方向変位に伴って固定リングローラ素子２７側に軸方向変位する。
【００３１】
＜中間ローラとキャリアの構造と潤滑油供給油路＞
次に、上記構成の摩擦ローラ式減速機１００における中間ローラ１９とキャリアの構造、及び潤滑油供給油路について更に詳細に説明する。
【００３２】
図５は中間ローラを支持する揺動ホルダ３２の斜視図である。中間ローラ１９は、自転軸となる支持軸３１の両端部で揺動ホルダ３２（図２参照）に支持される。揺動ホルダ３２は、中間ローラ１９と同数だけ設けられ、各揺動ホルダ３２に一つの中間ローラ１９が支持される。揺動ホルダ３２は、支持軸３１の両端部を支持する一対のアーム部７１ａ，７１ｂと、各アーム部７１ａ，７１ｂを連結する基部７５と、を有する。これら一対のアーム部７１ａ，７１ｂと基部７５とが一体にされて、単一の揺動ホルダ３２が構成されている。基部７５には、支持軸３１と平行な揺動軸７３が挿通されている。
【００３３】
中間ローラ１９は、入力軸１１に動力が伝達されて高速回転するため、常に潤滑油が供給される。本構成の摩擦ローラ式減速機１００は、中間ローラ１９が軸方向に移動した場合でも、潤滑油の供給油路を複雑化することなく、適正な供給位置に適正な油量で潤滑油が供給可能になっている。
【００３４】
図６はキャリア３３を揺動軸７３の中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図、図７は揺動ホルダ３２を支持軸３１の中心軸を含む面で切断した一部断面斜視図である。
【００３５】
図６に示すように、揺動ホルダ３２は、揺動軸７３によってキャリア３３に軸支される。キャリア３３は、図示しないハウジングに固定ボルトによって締結固定される。
【００３６】
ハウジングは、潤滑油の供給路が形成されており、潤滑油が吐出される潤滑油供給口を有する。このハウジングの潤滑油供給口が、キャリア３３側の揺動軸７３の一端部１２１に開口する穿設穴１２３に接続されることで、潤滑油が穿設穴１２３に供給される。穿設穴１２３は、揺動軸７３の一端部１２１から揺動軸７３に沿って少なくとも揺動軸７３の中間部まで形成されている。
【００３７】
揺動軸７３は、図７に示すにように、揺動ホルダ３２の揺動軸支持孔１４９に挿入される。揺動軸７３には、穿設穴１２３と径方向に連通する連通孔１２５，１２７が形成されている。連通孔１２５は、揺動軸７３の一端側に形成された環状溝１２９内で開口し、連通孔１２７は、揺動軸７３の中間位置に形成された環状溝１３１内で開口する。
【００３８】
揺動ホルダ３２の一対のアーム部７１ａ，７１ｂの先端部には、中間ローラ１９の支持軸３１を支持する軸孔１３３，１３５が形成されている。また、アーム部７１ａには、揺動軸７３の環状溝１２９を臨む位置の揺動軸支持孔１４９と、軸孔１３３とを連結する連絡孔１３７が形成されている。また、基部７５には、環状溝１３１から中間ローラ１９の外周面を臨む径方向外側を連通する第１噴射供給孔１３９，１３９が形成されている。
【００３９】
一方、支持軸３１には、支持軸３１に沿って穿設穴１４１が形成されている。穿設穴１４１は、支持軸３１の中間部に、穿設穴１４１中心から径方向外側を連通する第２噴射供給孔１４３，１４３が形成されている。また、支持軸３１の連絡孔１３７に対応する位置には連通孔１４５が形成され、連絡孔１３７と穿設穴１４１とを連通させている。穿設穴１４１の開口端は、図示しない栓体で塞がれている。
【００４０】
揺動ホルダ３２の一方のアーム部７１ａは、連絡孔１３７と、連絡孔１３７と同軸の先端孔１４７とが形成されている。これら穿設穴１２３、連通孔１２５，１２７，１４５、連絡孔１３７、先端孔１４７、第１噴射供給孔１３９、第２噴射供給孔１４３等の各油路は、切削や放電加工等の工法に形成される。
【００４１】
連絡孔１３７と先端孔１４７は、アーム部７１ａの支持軸３１が支持される軸孔１３３側の先端から、揺動軸７３が支持される揺動軸支持孔１４９までを貫通させて形成している。
【００４２】
アーム部７１ａの先端に形成された先端孔１４７は、支持軸３１を固定する図示しないスプリングピンが嵌挿される。
【００４３】
上記構成により、ハウジング側から揺動軸７３の穿設穴１２３に供給された潤滑油は、連通孔１２５を通じて環状溝１２９に充填され、更に連絡孔１３７と連通孔１４５を通じて支持軸３１の穿設穴１４１に供給される。穿設穴１４１に供給された潤滑油は、第２噴射供給孔１４３，１４３からニードル軸受２２に供給される。ニードル軸受２２に供給された潤滑油は、図１に示す保持器１１５の隙間を通り、ニードル軸受２２両端の溝付カラー１１７の切り欠きを通じて中間ローラ１９の周囲に排出される。
【００４４】
また、潤滑油は、図７に示す揺動軸７３の穿設穴１２３から連通孔１２７を通じて環状溝１３１に充填され、第１噴射供給孔１３９，１３９を通じて中間ローラ１９の外周面１９ａに噴射供給される。
【００４５】
図８は、図１の摩擦ローラ式減速機１００のＶ１方向から見たキャリア３３及び中間ローラ１９の斜視図である。同図のキャリア３３は、柱部７９の先端部７９ａから、揺動軸７３を支持する連結板（図示略）を取り外した状態を示している。
【００４６】
柱部７９は、キャリア３３の円周方向に等間隔で配置されている。柱部７９同士の間には、中間ローラ１９を支持する複数の揺動ホルダ３２がそれぞれ配置される。揺動ホルダ３２の揺動軸７３は、キャリア３３の底部７７と、底部７７に対面する図示しない連結板とに形成された揺動軸孔（図示略）に挿入される。これにより揺動ホルダ３２は、揺動軸７３を中心に揺動自在にキャリア３３に軸支される。
【００４７】
揺動ホルダ３２が揺動軸７３を中心に揺動することで、中間ローラ１９はキャリア３３の径方向外側に出没自在となり、中間ローラ１９とリングローラ１７との間に生じるスキューやチルトの影響をキャンセルできる。
【００４８】
また、キャリア３３の柱部７９には、キャリア３３をモータ本体に固定するためのボルト挿通孔８５が軸方向に沿って複数箇所（図示例では３箇所）形成されている。
【００４９】
＜中間ローラの自転軸と揺動軸との配置関係＞
図９は、図１の摩擦ローラ式減速機１００のＶ１方向から見た要部平面図である。
本構成の揺動ホルダ３２は、複数の中間ローラ１９の自転軸である支持軸３１の両端を、それぞれ回転自在に支持する。これらの揺動ホルダ３２は、自転軸と平行な揺動軸７３を中心に、揺動可能にキャリア３３に軸支される。
【００５０】
揺動ホルダ３２を支持するキャリア３３は、サンローラ１５の軸方向に垂直な面内において、サンローラ１５を中心とする周方向に関して、中間ローラ１９の自転軸とは異なる周位置に各揺動ホルダ３２の揺動軸７３を配置している。
【００５１】
また、キャリア３３をモータ本体に固定する固定ボルト３５は、前述の図８に示すボルト挿通孔８５を貫通してモータ本体に締結されている。
【００５２】
軸方向平面視における固定ボルト３５の、サンローラ１５の軸心Ｏを中心とする締結部材中心のピッチ円直径Ｄ１と、揺動ホルダ３２の揺動軸７３の軸心Ｏを中心とする揺動軸中心のピッチ円直径Ｄ２とは、Ｄ１＞Ｄ２の関係を有する。つまり、固定ボルト３５は、揺動軸７３よりも軸心Ｏから半径方向外側に配置され、固定ボルト３５が揺動軸７３より外径側に配置されている。
【００５３】
上記構成によれば、摩擦ローラ式減速機１００の作動中は、中間ローラ１９に作用するローラ間伝達力の反力が、揺動ホルダ３２を介して揺動軸７３に作用する。そして、減速機の伝達トルクが増加するほど、揺動軸７３に負荷される回転トルクの反力も増大する。その場合でも、本構成によれば、反力が作用する揺動軸７３よりも外側に固定点となる固定ボルト３５が配置されているため、固定ボルト３５に作用する力を、揺動軸７３に作用する反力よりも小さくできる。
【００５４】
また、揺動ホルダ３２に支持される中間ローラ１９とサンローラ１５とが互いに転がり接触する接触点Ｐｃ１における接線をＬ０、接線Ｌ０と平行で、揺動ホルダ３２に支持された中間ローラ１９の自転軸である支持軸３１の中心を通過する直線を第１の仮想直線Ｌ１とした場合に、第１の仮想直線Ｌ１よりもサンローラ１５側の環状空間に揺動軸７３が配置される。
【００５５】
図９には一つの揺動ホルダ３２についてのみ第１の仮想直線Ｌ１を示しているが、他の２つの揺動ホルダ３２の中間ローラ１９，１９に対しても同様である。
【００５６】
次に、上記構成の揺動ホルダ３２に負荷される力のバランスを説明する。
前述した摩擦ローラ式減速機（以降、減速機と略称する）１００が動力伝達を行うと、各ローラのトルク伝達の反力が揺動ホルダ３２のアーム部７１ａ，７１ｂに作用する。上記反力の作用方向は、支持軸３１の中心Ｏ１と揺動軸７３の中心Ｏ２とを結ぶ第２の仮想直線Ｌ２の線上である。
【００５７】
アーム部７１ａ，７１ｂに作用する反力は、減速機１００の構成や、その運転状態に応じて圧縮力又は引張力となるため、ここでは減速機１００の構成と運転状態毎に説明する。
【００５８】
車両の発進時（及び定速走行時）におけるサンローラ１５の回転方向から、減速機１００の構成を２つに分類する。
（構成１）車両の前進時にサンローラ１５が時計回り（ＣＷ）方向に回転する。
（構成２）車両の前進時にサンローラ１５が反時計回り（ＣＣＷ）方向に回転する。
【００５９】
運転状態としては、前進か後進、及び、加速、定速、減速の状態が挙げられる。これら運転状態と、構成１，２の組合せを表１に示す。
【００６０】
【表１】
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【００６１】
表１に示すように、構成１では、前進減速、後退加速、後退定速時、構成２では、前進加速、前進定速、後退減速時において、アーム部７１ａ，７１ｂに圧縮力が作用する。他の場合は、アーム部７１ａ，７１ｂに引張力が作用する。
【００６２】
定速走行時に生じるトルクは、車両が一定速を維持するために必要なトルクであり、加速時に生じるトルクと比較すると小さな値となる。車両の減速時には、回生ブレーキが働くため、減速機１００の各ローラは、回転方向は前進時と同一方向のまま、トルクの負荷方向が反転する。車両の後退時には、サンローラが反転駆動されるため、前進時とはトルクの負荷方向が反転する。
【００６３】
ここで、アーム部７１ａ，７１ｂに引張力が作用する場合の力の釣り合い状態を説明する。図１０は、図９に示す一つの揺動ホルダ３２と中間ローラ１９に作用する力を示す説明図である。
【００６４】
例えば、構成１の減速機１００がＡ１の運転状態であるとすると、サンローラ１５はＣＷ方向に駆動され、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触点Ｐｃ１では、接線力Ｆｓが中間ローラ１９に作用する。また、中間ローラ１９がサンローラ１５からの回転力を受けてＣＣＷ方向に回転すると、中間ローラ１９とリングローラ１７との接触点Ｐｃ２では、被駆動側であるリングローラ１７によって、接線力Ｆｒが中間ローラ１９に作用する。
【００６５】
すると、中間ローラ１９を支持するアーム部７１ａ，７１ｂの支持軸３１には、接線力ＦｓとＦｒとの合力Ｆｐ（＝Ｆｓ＋Ｆｒ）が作用する。この合力Ｆｐが一つの中間ローラ１９が担うトルク伝達力となる。このトルク伝達力Ｆｐは、アーム部７１ａ，７１ｂの軸方向に沿った分力Ｆｐａと、アーム部７１ａの軸方向に直交する分力Ｆｐｂとに分解できる。
【００６６】
図１１に示すように、分解されたアーム部７１ａ，７１ｂの軸方向の沿った分力Ｆｐａは、揺動軸７３にその反力Ｆｔとして作用する。本構成の場合、反力Ｆｔは、トルク伝達力Ｆｐよりも小さな力であり、揺動軸７３に作用する荷重を小さく抑えることができる。
【００６７】
次に、アーム部７１ａ，７１ｂに圧縮力が作用する場合の力の釣り合い状態を説明する。図１２は、図９に示す一つの揺動ホルダ３２と中間ローラ１９に作用する力を示す説明図である。
【００６８】
例えば、構成２の減速機１００がＡ１の運転状態であるとすると、サンローラ１５はＣＣＷ方向に駆動され、サンローラ１５と中間ローラ１９との接触点Ｐｃ１では、図１０の場合とは逆向きの接線力Ｆｓが中間ローラ１９に作用する。また、中間ローラ１９がサンローラ１５からの回転力を受けてＣＷ方向に回転すると、中間ローラ１９とリングローラ１７との接触点Ｐｃ２では、被駆動側となるリングローラ１７によって、図１０の場合とは逆向きの接線力Ｆｒが中間ローラ１９に作用する。
【００６９】
すると、中間ローラ１９を支持するアーム部７１ａ，７１ｂの支持軸３１の部分には、接線力ＦｓとＦｒとの合力Ｆｐ（＝Ｆｓ＋Ｆｒ）が作用する。この合力Ｆｐが一つの中間ローラ１９が担うトルク伝達力となる。このトルク伝達力Ｆｐは、アーム部７１ａ，７１ｂの軸方向に沿った分力Ｆｐａと、軸方向に直交する分力Ｆｐｂとに分解できる。
【００７０】
図１３に示すように、分解されたアーム部７１ａ，７１ｂの軸方向の沿った分力Ｆｐａは、揺動軸７３にその反力Ｆｔとして作用する。本構成の場合、反力Ｆｔは、トルク伝達力Ｆｐよりも小さな力であり、揺動軸７３に作用する荷重を小さく抑えることができる。
【００７１】
本構成例の場合、揺動軸７３と中間ローラの支持軸３１とを、図９に示すように、第１の仮想直線Ｌ１よりもサンローラ１５側に揺動軸７３を配置した位置関係にしている。この配置によれば、中間ローラ１９とサンローラ１５の接線と平行でかつ中間ローラ１９の支持軸３１を通過する線上に揺動軸７３を設置した場合と比較して、揺動軸７３に作用する荷重を小さくできる。
【００７２】
そのため、アーム部７１ａ，７１ｂに生じる応力を軽減でき、アーム部７１ａ，７１ｂの剛性を大きく高めることなく強度が維持される。よって、強度確保のために各部材の肉厚等を増加させる必要がなく、減速機１００の小型化、軽量化が図れる。また、中間ローラ１９の弾性変形による支持位置変化量が抑えられ、動力伝達効率の低下を防ぐことができる。そのため、安定した減速動作が行え、減速機１００の信頼性を向上できる。
【００７３】
また、上記構成例の場合、揺動ホルダ３２のアーム部７１ａ，７１ｂに圧縮方向の荷重が作用すると、支持軸３１と、揺動軸７３との間のアーム部７１ａ，７１ｂが弾性変形する。これに対し、アーム部７１ａ，７１ｂに引張方向の荷重が作用すると、支持軸３１と揺動軸７３との間のアーム部７１ａ，７１ｂの弾性変形に加え、揺動軸７３との嵌合孔の縁部、すなわち、アーム部７１ａ，７１ｂの先端部も大きく弾性変形する。このアーム部７１ａ，７１ｂの先端部の弾性変形は無視できない程度に増加する。
【００７４】
アーム部７１ａ，７１ｂは、揺動軸７３から離反する方向に中間ローラ１９が引張られた場合に、アーム部７１ａ，７１ｂの揺動軸７３と反対側の先端部に大きな引張力が作用する。特に、アーム部７１ａに引張応力が作用する場合には、先端孔１４７の開口部（図５，図７参照）に応力集中が発生しやすくなる。
【００７５】
また、アーム部７１ａ，７１ｂの上記先端部は比較的薄肉であり、引張力が作用するとアーム部７１ａ，７１ｂを圧縮する場合よりも大きな歪みが生じる。
【００７６】
そのため、揺動ホルダ３２の弾性変形による中間ローラ１９の支持位置変化量は、アーム部７１ａ，７１ｂの圧縮時よりも引張時の方が大きくなる。
【００７７】
そこで、揺動軸７３と中間ローラ１９の支持軸３１との位置関係を、前述の図９に示すように、第１の仮想直線Ｌ１よりもサンローラ１５側に揺動軸７３を配置することに加えて、アーム部７１ａ，７１ｂに作用する力の状態を、上記の図１２に示す圧縮力を生じさせた状態にすることが好ましい。
【００７８】
具体的には、前述の表1に示すように、構成１では、前進減速、後退加速、後退定速の状態、構成２では、前進加速、前進定速、後退減速の状態にすることで、アーム部７１ａ，７１ｂに圧縮力が作用する。
【００７９】
よって、車両の前進減速、後退加速、後退定速の状態を重視する設計方針では、車両の前進時にサンローラ１５が図９においてＣＷ方向に回転駆動するように設計する。この場合、回生ブレーキを用いるときや後退開始から定速に至るまで、アーム部７１ａ，７１ｂの先端に生じる応力が過大にならない。
【００８０】
そのため、アーム部７１ａ，７１ｂを高い剛性にしなくて済み、揺動軸７３及び揺動ホルダ３２を小型化、軽量化できる。また、中間ローラ１９の支持位置変化量が少ないため、各ローラ間での滑りが生じにくくなり、トルク伝達効率の低下が抑制できる。特に、回生ブレーキ作動時の中間ローラ１９の支持位置変化量を小さく抑えることで、回生効率の低下を防止できる。
【００８１】
一方、車両の前進加速、前進定速、後退減速の状態を重視する設計方針では、車両の前進時にサンローラ１５が図９においてＣＣＷ方向に回転駆動するように設計する。この場合、前進加速から前進定速走行するまで、及び後退減速する際に、アーム部７１ａ，７１ｂの先端に生じる応力が過大にならない。
【００８２】
そのため、アーム部７１ａ，７１ｂを高い剛性にしなくて済み、揺動軸７３及び揺動ホルダ３２を小型化、軽量化できる。また、中間ローラ１９の支持位置変化量が少ないため、各ローラ間での滑りが生じにくくなり、トルク伝達効率の低下が抑制できる。特に、頻度の高い前進駆動時の中間ローラ１９の支持位置変化量が小さく抑えられ、駆動装置の応答性を向上でき、動力伝達効率の低下を防止できる。
【００８３】
一般に、車両が急加速をするときや、車両走行中にアクセルペダルを放したときには、減速機に入力される動力が急激に変化して、負荷方向が反転する。特に電動車両の場合は、電費向上を目的に、回生ブレーキを積極的に用いる傾向がある。
【００８４】
上記の場合、一般的には中間ローラ１９の支持位置が変化して、減速比が瞬間的に変化し、車両運転特性に影響を与えることになる。しかし、本構成の減速機１００によれば、減速機に入力される動力が急激に変化しても、アーム部７１ａ，７１ｂの軸方向に沿った応力が緩和されるので、車両運転特性に及ぼす影響が軽減される。
【００８５】
＜アーム部の傾斜角＞
次に、揺動ホルダ３２のアーム部７１ａ，７１ｂの傾斜角θについて説明する。図１４に示すように、サンローラ１５の中心Ｏｓと、中間ローラ１９の支持軸３１の中心Ｏ１とを結ぶ第３の仮想直線Ｌ３の垂線である仮想直線Ｌ１と、中間ローラ１９の支持軸３１の中心Ｏ１と揺動軸７３の中心Ｏ２とを結ぶ第２の仮想直線Ｌ２との成す角を傾斜角θとする。
【００８６】
このとき、アーム部７１ａ，７１ｂに負荷される荷重Ｆｐａは、接触点Ｐｃ１，Ｐｃ２における接線力Ｆｓ，Ｆｒ（Ｆ＝Ｆｓ＝Ｆｒ）から次式で求められる。
【００８７】
Ｆｐａ  ＝  ２Ｆｃｏｓθ
【００８８】
上式から、アーム部７１ａ，７１ｂの傾斜角θが大きいほど、アーム部７１ａ，７１ｂに負荷される荷重は小さくなりことがわかる。つまり、傾斜角θを大きく設定することで、アーム部７１ａ，７１ｂの負荷荷重を軽減し、揺動ホルダ３２の信頼性向上と小型軽量化を図ることができる。
【００８９】
また、図１４に示すように、リングローラ１７とサンローラ１５との間の環状空間のうち、第３の仮想直線Ｌ３と、第３の仮想直線Ｌ３に直交し、サンローラ１５の中心Ｏｓを通過する第４の仮想直線Ｌ４とによって囲まれる、第３の仮想直線Ｌ３からのアーム部７１ａ，７１ｂの延出側の領域Ｗ（図中ハッチで示す領域）に、揺動軸７３を配置することが好ましい。第４の仮想直線Ｌ４より中間ローラ１９側に揺動軸７３を配置することで、揺動ホルダ３２を小型化でき、よりコンパクトな構成にできる。
【００９０】
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。
【００９１】
上記構成の摩擦ローラ式減速機１００は、リングローラ１７を一対のリングローラ素子で構成して、一方のリングローラ素子をローディングカム機構で軸方向に移動させているが、これに限らず、サンローラ１５を一対のサンローラ素子で構成し、ローディングカム機構により、いずれか一方のサンローラ素子を軸方向に移動させる構成としてもよい。
【００９２】
また、上記の摩擦ローラ式減速機１００は、電気自動車、ハイブリッド自動車等の電気自動車用駆動装置に適用した場合を例に説明したが、これに限らず、例えば産業機械においても適用可能である。
【符号の説明】
【００９３】
１１  入力軸
１３  出力軸
１５  サンローラ
１７  リングローラ
１９  中間ローラ
２３  ローディングカム機構
３１  支持軸（自転軸）
３２  揺動ホルダ
３３  キャリア
７１ａ，７１ｂ  アーム部
７３  揺動軸
１００  摩擦ローラ式減速機
【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】
2016114175.tif 000009
【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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