以下、本発明を好適な実施形態をもとに各図面を参照しながら説明する。実施形態および変形例では、同一または同等の構成要素、部材には、同一の符号を付するものとし、適宜重複した説明は省略する。また、各図面における部材の寸法は、理解を容易にするために適宜拡大、縮小して示される。また、各図面において実施形態を説明する上で重要ではない部材の一部は省略して表示する。
DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The present invention will be described below based on preferred embodiments with reference to the drawings. In the embodiments and modified examples, the same or equivalent components and members are given the same reference numerals, and redundant explanations will be omitted as appropriate. Further, the dimensions of members in each drawing are shown enlarged or reduced as appropriate to facilitate understanding. Further, in each drawing, some members that are not important for explaining the embodiments are omitted.
また、第１、第２などの序数を含む用語は多様な構成要素を説明するために用いられるが、この用語は一つの構成要素を他の構成要素から区別する目的でのみ用いられ、この用語によって構成要素が限定されるものではない。
Also, although ordinal terms such as first, second, etc. are used to describe various components, these terms are used only to distinguish one component from another; The components are not limited by this.
［実施形態］
まず、本開示の実施形態に係る摩擦伝動装置１００の全体構成を説明する。図１は、実施形態に係る摩擦伝動装置１００の一例を示す斜視図である。図２は、摩擦伝動装置１００のＡ－Ａ線に沿った縦断面を示す断面図である。摩擦伝動装置１００は、内部機構を包囲するケーシング３７と、入力軸６４と、出力部材３２と、取付部材３８とを有する。取付部材３８は、摩擦伝動装置１００を外部装置（不図示）に取り付けるために、ケーシング３７の外周に設けられる鍔状の部材である。図２は、取付部材３８を取り外した状態を示している。
[Embodiment]
First, the overall configuration of a friction transmission device 100 according to an embodiment of the present disclosure will be described. FIG. 1 is a perspective view showing an example of a friction transmission device 100 according to an embodiment. FIG. 2 is a sectional view showing a longitudinal section of the friction transmission device 100 along the line AA. The friction transmission device 100 includes a casing 37 surrounding an internal mechanism, an input shaft 64, an output member 32, and a mounting member 38. The attachment member 38 is a flange-shaped member provided on the outer periphery of the casing 37 in order to attach the friction transmission device 100 to an external device (not shown). FIG. 2 shows the mounting member 38 removed.
摩擦伝動装置１００は、入力軸６４に入力された回転によって入力軌道輪を回転させることにより遊星転動体に自転と公転とを生じさせ、その生じた回転成分を出力軌道輪と連結される出力部材３２から被駆動装置（不図示）に出力するように構成される。
The friction transmission device 100 causes the planetary rolling elements to rotate and revolve by rotating the input raceway with the rotation input to the input shaft 64, and transfers the generated rotational component to the output member connected to the output raceway. 32 to a driven device (not shown).
摩擦伝動装置１００は、主に、入力機構２と、伝達機構３と、出力機構５と、押付力付与機構７と、速比制御機構６とを含む。入力機構２は、原動機から入力された回転を入力軌道輪１４に伝達する機構である。伝達機構３は、入力軌道輪１４に伝達された回転を変速して出力軌道輪３０に伝達する機構である。出力機構５は、出力軌道輪３０に伝達された回転を出力部材３２から被駆動装置に出力する機構である。押付力付与機構７は、伝達機構３に軸方向の押付力を付与する。速比制御機構６は、伝達機構３の各軌道輪の相対位置を変更して変速比を制御する機構である。
The friction transmission device 100 mainly includes an input mechanism 2 , a transmission mechanism 3 , an output mechanism 5 , a pressing force applying mechanism 7 , and a speed ratio control mechanism 6 . The input mechanism 2 is a mechanism that transmits rotation input from the prime mover to the input raceway 14 . The transmission mechanism 3 is a mechanism that changes the speed of the rotation transmitted to the input raceway 14 and transmits it to the output raceway 30. The output mechanism 5 is a mechanism that outputs the rotation transmitted to the output raceway 30 from the output member 32 to a driven device. The pressing force applying mechanism 7 applies an axial pressing force to the transmission mechanism 3. The speed ratio control mechanism 6 is a mechanism that controls the speed ratio by changing the relative position of each bearing ring of the transmission mechanism 3.
図２を参照して入力機構２を説明する。実施形態の入力機構２は、入力軸６４と、ボールスプラインナット６５と、入力軸受６６と、カバー６７と、第１オイルシールＳ１と、シャフト６８と、シャフトキャップ６９と、入力軌道輪１４と、スリーブ１５と、第１支持軌道輪２６と、第１軌道輪用軸受２７とを含む。
The input mechanism 2 will be explained with reference to FIG. The input mechanism 2 of the embodiment includes an input shaft 64, a ball spline nut 65, an input bearing 66, a cover 67, a first oil seal S1, a shaft 68, a shaft cap 69, an input raceway 14, It includes a sleeve 15, a first support bearing ring 26, and a first bearing ring bearing 27.
以下、入力軌道輪１４の回転軸線Ｌａに沿った方向を「軸方向」といい、その回転軸線Ｌａを中心とする円の円周方向、半径方向をそれぞれ「周方向」、「径方向」とする。また、以下、便宜的に、軸方向の一方側（図中右側）を「入力側」といい、他方側（図中左側）を「反入力側」という。
Hereinafter, the direction along the rotational axis La of the input bearing ring 14 will be referred to as the "axial direction", and the circumferential direction and radial direction of a circle centered on the rotational axis La will be referred to as the "circumferential direction" and the "radial direction", respectively. do. Further, for convenience, one side in the axial direction (the right side in the figure) will be referred to as the "input side", and the other side (the left side in the figure) will be referred to as the "counter-input side".
特に指定のない限り、摩擦伝動装置１００の各部材の回転軸線Ｌａを囲む円形部分は、回転軸線Ｌａを中心に形成されている。なお、これらの円形部分の中心は誤差の範囲で回転軸線Ｌａからずれていてもよい。
Unless otherwise specified, the circular portion surrounding the rotation axis La of each member of the friction transmission device 100 is formed around the rotation axis La. Note that the centers of these circular portions may be deviated from the rotation axis La within an error range.
入力軸６４は、原動機からの回転が入力される入力部である。実施形態の原動機はモータ５０であり、入力軸６４は、モータ５０の回転が出力されるモータ軸５１に連結される。ボールスプラインナット６５は、入力軸６４の回転をシャフト６８に伝達するとともに、シャフト６８を軸方向に移動可能に支持する。入力軸６４は、ボールスプラインナット６５を収容する外筒を有する。ボールスプラインナット６５は、キー６５ｋにより入力軸６４にキー連結され、入力軸６４と一体的に回転する。シャフト６８は、ボールスプラインナット６５に対して軸方向に相対移動可能であり、ボールスプラインナット６５と一体的に回転する。
The input shaft 64 is an input section into which rotation from the prime mover is input. The prime mover of the embodiment is the motor 50, and the input shaft 64 is connected to the motor shaft 51 from which the rotation of the motor 50 is output. The ball spline nut 65 transmits the rotation of the input shaft 64 to the shaft 68, and supports the shaft 68 so as to be movable in the axial direction. The input shaft 64 has an outer cylinder that accommodates a ball spline nut 65. The ball spline nut 65 is keyed to the input shaft 64 by a key 65k, and rotates integrally with the input shaft 64. The shaft 68 is movable relative to the ball spline nut 65 in the axial direction, and rotates integrally with the ball spline nut 65.
カバー６７は、摩擦伝動装置１００の入力側を覆う中空円板状の部材で、回転軸線Ｌａを囲む中空部６７ｃを有する。カバー６７は、複数のボルトＢ１によりケーシング３７の入力側に固定される。入力軸受６６は、中空部６７ｃとボールスプラインナット６５の間に配置され、ボールスプラインナット６５および入力軸６４を相対回転可能に支持する。入力軸受６６の外輪は中空部６７ｃに支持され、内輪はボールスプラインナット６５を支持する。この例の入力軸受６６は、玉軸受である。第１オイルシールＳ１は、中空部６７ｃにおいて入力軸受６６の入力側に配置され、入力軸受６６をシールする。
The cover 67 is a hollow disk-shaped member that covers the input side of the friction transmission device 100, and has a hollow portion 67c surrounding the rotation axis La. The cover 67 is fixed to the input side of the casing 37 with a plurality of bolts B1. The input bearing 66 is disposed between the hollow portion 67c and the ball spline nut 65, and supports the ball spline nut 65 and the input shaft 64 so as to be relatively rotatable. The outer ring of the input bearing 66 is supported by the hollow portion 67c, and the inner ring supports the ball spline nut 65. The input bearing 66 in this example is a ball bearing. The first oil seal S1 is arranged on the input side of the input bearing 66 in the hollow portion 67c, and seals the input bearing 66.
シャフト６８は、軸方向に延びる棒状のシャフトであり、ボールが通過する軸方向の溝（不図示）を有する。シャフト６８の入力側は、ボールスプラインナット６５に収容され、シャフト６８の先端は、遊星転動体２０よりも反入力側に延びる。シャフトキャップ６９は、シャフト６８と第１支持軌道輪２６の位置関係を規制する部材である。シャフトキャップ６９は、円板部６９ｂと、円板部６９ｂの外周から入力側に延びる円筒部６９ｃとからなるカップ形状を有する。シャフト６８の先端は、円筒部６９ｃに挿入され、円板部６９ｂを貫通するボルトＢ３によって円板部６９ｂに固定される。
The shaft 68 is a rod-shaped shaft extending in the axial direction, and has an axial groove (not shown) through which the ball passes. The input side of the shaft 68 is accommodated in the ball spline nut 65, and the tip of the shaft 68 extends toward the opposite input side from the planetary rolling elements 20. The shaft cap 69 is a member that regulates the positional relationship between the shaft 68 and the first support bearing ring 26 . The shaft cap 69 has a cup shape including a disk portion 69b and a cylindrical portion 69c extending from the outer periphery of the disk portion 69b toward the input side. The tip of the shaft 68 is inserted into the cylindrical portion 69c and fixed to the disk portion 69b by a bolt B3 passing through the disk portion 69b.
図３も参照して入力軌道輪１４を説明する。図３～図１２、図１６において、（Ａ）で示す図は反入力側の斜め上から視た図で、（Ｂ）で示す図は入力側の斜め上から視た図である。図３は、入力軌道輪１４を示す斜視図である。図３の例の入力軌道輪１４は、スリーブ１５と一体的に形成されている。
The input raceway 14 will be explained with reference also to FIG. In FIGS. 3 to 12 and 16, the diagram shown in (A) is a diagram seen diagonally from above on the non-input side, and the diagram shown in (B) is a diagram seen diagonally from above on the input side. FIG. 3 is a perspective view showing the input raceway 14. As shown in FIG. The input raceway 14 in the example of FIG. 3 is formed integrally with the sleeve 15.
スリーブ１５は、シャフト６８の外周に絞まり嵌めなどにより固定される中空円筒状の部材で、入力側から反入力側に向かって、第１筒部１５ｂと、第２筒部１５ｃとを有する。第１筒部１５ｂは、制御部軸受６３に環囲され、制御部軸受６３に回転可能に支持される。第２筒部１５ｃは、第１筒部１５ｂよりも大径の部分で、第１筒部１５ｂに連続している。第１筒部１５ｂと第２筒部１５ｃの境界に段部１５ｄが形成される。第１筒部１５ｂには、制御部軸受６３との位置関係を規制するためのワッシャＷ１が装着される周溝１５ｇが周設される。
The sleeve 15 is a hollow cylindrical member fixed to the outer periphery of the shaft 68 by tight fitting or the like, and has a first cylindrical portion 15b and a second cylindrical portion 15c from the input side toward the non-input side. The first cylindrical portion 15b is surrounded by a control portion bearing 63 and rotatably supported by the control portion bearing 63. The second cylindrical portion 15c is a portion having a larger diameter than the first cylindrical portion 15b and is continuous with the first cylindrical portion 15b. A stepped portion 15d is formed at the boundary between the first cylindrical portion 15b and the second cylindrical portion 15c. A circumferential groove 15g in which a washer W1 for regulating the positional relationship with the control part bearing 63 is mounted is provided around the first cylindrical part 15b.
入力軌道輪１４は、シャフト６８の外周に固定される中空円筒状の部材で、第２筒部１５ｃよりも大径で、第２筒部１５ｃに連続している。入力軌道輪１４は、シャフト６８が嵌入される孔であって、入力軌道輪１４の反入力側からスリーブ１５の入力側まで貫通する中空部１４ｅを有する。入力軌道輪１４の外周に遊星転動体２０と接触する転動面１４ｈが設けられる。入力軌道輪１４は、第１軌道輪用軸受２７の入力側の一部を収容するための軸受収容部１４ｊを有する。この例の軸受収容部１４ｊは、入力軌道輪１４の反入力側の端面から入力側に凹んだ円形の凹部である。
The input bearing ring 14 is a hollow cylindrical member fixed to the outer periphery of the shaft 68, has a larger diameter than the second cylindrical portion 15c, and is continuous with the second cylindrical portion 15c. The input race 14 is a hole into which the shaft 68 is inserted, and has a hollow portion 14e that penetrates from the non-input side of the input race 14 to the input side of the sleeve 15. A rolling surface 14 h that comes into contact with the planetary rolling elements 20 is provided on the outer periphery of the input raceway 14 . The input bearing ring 14 has a bearing accommodating portion 14j for accommodating a part of the input side of the first bearing ring bearing 27. The bearing accommodating portion 14j in this example is a circular recessed portion recessed from the non-input side end surface of the input raceway 14 toward the input side.
入力軌道輪１４は、遊星転動体２０を所定の姿勢に支持するとともに、遊星転動体２０に回転を伝達するための部材である。転動面１４ｈは、遊星転動体２０が転動する面であり、遊星転動体２０に点接触または面接触する。転動面１４ｈは、軸方向および径方向に対して傾斜していてもよい。転動面１４ｈは、入力側に向かって縮径するテーパー面を含んでもよい。転動面１４ｈは、平坦面や凹面などの曲面であってもよいが、この例では凸面である。
The input raceway ring 14 is a member for supporting the planetary rolling element 20 in a predetermined attitude and for transmitting rotation to the planetary rolling element 20. The rolling surface 14h is a surface on which the planetary rolling element 20 rolls, and makes point or surface contact with the planetary rolling element 20. The rolling surface 14h may be inclined with respect to the axial direction and the radial direction. The rolling surface 14h may include a tapered surface whose diameter decreases toward the input side. The rolling surface 14h may be a flat surface or a curved surface such as a concave surface, but in this example, it is a convex surface.
図４も参照して第１支持軌道輪２６を説明する。図４は、第１支持軌道輪２６を示す斜視図である。第１支持軌道輪２６は、シャフト６８の外周に嵌合し、シャフト６８に回転可能に支持される円筒状の部材で、入力軌道輪１４と略同径の中空円筒状の部材である。第１支持軌道輪２６は、シャフト６８を環囲する貫通孔２６ｄを有する。第１支持軌道輪２６の外周に遊星転動体２０と接触する転動面２６ｈが設けられる。第１支持軌道輪２６は、第１軌道輪用軸受２７の反入力側の一部を収容するための軸受収容部２６ｊを有する。この例の軸受収容部２６ｊは、第１支持軌道輪２６の反入力側の端面から反入力側に凹んだ円形の凹部である。
The first support raceway 26 will be explained with reference to FIG. 4 as well. FIG. 4 is a perspective view showing the first support raceway 26. As shown in FIG. The first support bearing ring 26 is a cylindrical member that fits around the outer periphery of the shaft 68 and is rotatably supported by the shaft 68, and is a hollow cylindrical member having approximately the same diameter as the input bearing ring 14. The first support bearing ring 26 has a through hole 26d surrounding the shaft 68. A rolling surface 26h that comes into contact with the planetary rolling elements 20 is provided on the outer periphery of the first support bearing ring 26. The first support bearing ring 26 has a bearing accommodating portion 26j for accommodating a portion of the first bearing ring bearing 27 on the non-input side. The bearing accommodating portion 26j in this example is a circular concave portion recessed from the non-input side end surface of the first support bearing ring 26 toward the non-input side.
第１支持軌道輪２６は、遊星転動体２０を所定の姿勢に支持するための部材である。転動面２６ｈは、遊星転動体２０が転動する面であり、遊星転動体２０に点接触または面接触する。転動面２６ｈは、軸方向および径方向に対して傾斜していてもよい。転動面２６ｈは、反入力側に向かって縮径するテーパー面を含んでもよい。転動面２６ｈは、平坦面や凹面などの曲面であってもよいが、この例では凸面である。第１支持軌道輪２６は、シャフト６８および遊星転動体２０に対して自由に回転可能であり、遊転軌道輪と称されることがある。
The first support bearing ring 26 is a member for supporting the planetary rolling element 20 in a predetermined posture. The rolling surface 26h is a surface on which the planetary rolling element 20 rolls, and makes point or surface contact with the planetary rolling element 20. The rolling surface 26h may be inclined with respect to the axial direction and the radial direction. The rolling surface 26h may include a tapered surface whose diameter decreases toward the non-input side. The rolling surface 26h may be a flat surface or a curved surface such as a concave surface, but in this example, it is a convex surface. The first support raceway 26 is freely rotatable with respect to the shaft 68 and the planetary rolling elements 20, and is sometimes referred to as an idling raceway.
第１軌道輪用軸受２７は、入力軌道輪１４に対して第１支持軌道輪２６を回転可能に支持するスラスト軸受である。例えば、第１軌道輪用軸受２７は、軸方向に対向する２枚のリングと、当該２枚のリングの間に介在する複数の球体とにより構成できる。
The first bearing ring 27 is a thrust bearing that rotatably supports the first support bearing ring 26 with respect to the input bearing ring 14 . For example, the first bearing ring bearing 27 can be composed of two rings facing each other in the axial direction and a plurality of spheres interposed between the two rings.
図２、図５～図９も参照して伝達機構３を説明する。実施形態の伝達機構３は、複数の遊星転動体２０と、保持器２１と、入力軌道輪１４と、第１支持軌道輪２６と、第２支持軌道輪２８と、出力軌道輪３０とを含む。入力軌道輪１４、第１支持軌道輪２６、第２支持軌道輪２８および出力軌道輪３０を総称するときは「軌道輪」という。
The transmission mechanism 3 will be explained with reference also to FIGS. 2 and 5 to 9. The transmission mechanism 3 of the embodiment includes a plurality of planetary rolling elements 20, a retainer 21, an input race 14, a first support race 26, a second support race 28, and an output race 30. . When the input raceway 14, the first support raceway 26, the second support raceway 28, and the output raceway 30 are collectively referred to as a "raceway race".
図５は、遊星転動体２０を示す斜視図である。遊星転動体２０は、周方向に所定の間隔で複数（例えば、５個）配置される。遊星転動体２０の個数は特に限定されず、５個より少なくても多くてもよいが、５～１２個が好ましい。遊星転動体２０は、入力軌道輪１４の転動面１４ｈと接触する接触面２０ａと、第１支持軌道輪２６の転動面２６ｈと接触する接触面２０ｂと、第２支持軌道輪２８の転動面２８ｈと接触する接触面２０ｃと、出力軌道輪３０の転動面３０ｈと接触する接触面２０ｄとを有する。
FIG. 5 is a perspective view showing the planetary rolling element 20. A plurality of (for example, five) planetary rolling elements 20 are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction. The number of planetary rolling elements 20 is not particularly limited, and may be less or more than 5, but is preferably 5 to 12. The planetary rolling elements 20 have a contact surface 20a that contacts the rolling surface 14h of the input raceway 14, a contact surface 20b that contacts the rolling surface 26h of the first support raceway 26, and a contact surface 20b that contacts the rolling surface 26h of the first support raceway 26, and a contact surface 20b that contacts the rolling surface 26h of the second support raceway 28. It has a contact surface 20c that contacts the moving surface 28h and a contact surface 20d that contacts the rolling surface 30h of the output raceway 30.
これらの軌道輪の転動面１４ｈ、２６ｈ、２８ｈ、３０ｈを総称するときは軌道輪の転動面という。接触面２０ａ、２０ｂ、２０ｃ、２０ｄを総称するときは遊星転動体の接触面という。接触面２０ａ、２０ｂは、平坦面や凸面などであってもよいが、この例では凹面である。接触面２０ｃ、２０ｄは、平坦面や凹面などであってもよいが、この例では凸面である。
When the rolling surfaces 14h, 26h, 28h, and 30h of these bearing rings are collectively referred to as the rolling surface of the bearing ring. When the contact surfaces 20a, 20b, 20c, and 20d are collectively referred to as the contact surface of the planetary rolling element. The contact surfaces 20a, 20b may be flat or convex, but in this example they are concave. The contact surfaces 20c and 20d may be flat or concave, but in this example they are convex.
遊星転動体２０は、軌道輪の転動面に接触することにより軸方向位置、径方向位置および姿勢が規制される。遊星転動体２０の形状は、軌道輪の転動面に接触することにより姿勢が決定され、軌道輪の転動面に接触しながら転動可能である限り、どのような形状であってもよい。図５に示すように、実施形態の遊星転動体２０は、所定の軸線を中心として上底と脚とが曲線である台形を回転させることにより得られる回転体である。所定の軸線は、前記台形の下底の反上底側に離間し当該下底に平行な軸線である。また、本明細書では、前記台形の上底の中心を通り、遊星転動体２０の自転軸Ｌｂに直交する平面（以下、「赤道面」という）と遊星転動体２０の外周面とが交わってできる円を「赤道」という。この例では、赤道２０ｅは、赤道面と遊星転動体２０の外周面とが交わってできる円である。
The axial position, radial position, and attitude of the planetary rolling elements 20 are regulated by contacting the rolling surface of the bearing ring. The shape of the planetary rolling element 20 may be any shape as long as its attitude is determined by contacting the rolling surface of the bearing ring and it can roll while contacting the rolling surface of the bearing ring. . As shown in FIG. 5, the planetary rolling element 20 of the embodiment is a rotating body obtained by rotating a trapezoid whose upper base and legs are curved around a predetermined axis. The predetermined axis is an axis parallel to the lower base of the trapezoid and spaced apart from the upper base. In addition, in this specification, a plane passing through the center of the upper base of the trapezoid and orthogonal to the rotation axis Lb of the planetary rolling elements 20 (hereinafter referred to as "equatorial plane") intersects with the outer circumferential surface of the planetary rolling elements 20. The circle formed is called the ``equator''. In this example, the equator 20e is a circle formed by the intersection of the equatorial plane and the outer peripheral surface of the planetary rolling element 20.
遊星転動体２０の自転軸Ｌｂの回転軸線Ｌａに対する傾斜は、軌道輪の転動面の相対位置によって変化する。つまり、自転軸Ｌｂは、回転軸線Ｌａと平行な場合と、回転軸線Ｌａに対して傾斜する場合とがある。
The inclination of the rotational axis Lb of the planetary rolling element 20 with respect to the rotational axis La changes depending on the relative position of the rolling surface of the bearing ring. That is, the rotation axis Lb may be parallel to the rotation axis La or may be inclined with respect to the rotation axis La.
図６は、保持器２１を示す斜視図である。実施形態の摩擦伝動装置１００は、複数の遊星転動体２０を所望の位置に保持するために保持器２１を備える。保持器２１は、複数の遊星転動体２０の周方向の移動を規制する。保持器２１は、遊星転動体２０同士の接触を避けるように、複数の遊星転動体２０を周方向に所定の間隔で保持する。保持器２１は、２つのリング部２２と、複数（例えば、５個）の柱部２３とを有する。保持器２１は、樹脂または金属でリング部２２および柱部２３を一体的に形成できる。
FIG. 6 is a perspective view showing the retainer 21. The friction transmission device 100 of the embodiment includes a retainer 21 to hold the plurality of planetary rolling elements 20 at desired positions. The retainer 21 restricts movement of the plurality of planetary rolling elements 20 in the circumferential direction. The retainer 21 holds a plurality of planetary rolling elements 20 at predetermined intervals in the circumferential direction so as to avoid contact between the planetary rolling elements 20. The retainer 21 has two ring parts 22 and a plurality of (for example, five) pillar parts 23. The retainer 21 can have a ring portion 22 and a pillar portion 23 integrally formed of resin or metal.
２つのリング部２２は、遊星転動体２０を挟んで、軸方向に離れて配置される。リング部２２は、中心孔２２ｃを有する中空円環状の部分である。複数の柱部２３は、軸方向に延びる帯状の部材であり、周方向に所定の間隔で複数の遊星転動体２０の間に配置される。柱部２３は、一端が一方のリング部２２の外周に固定され、他端が他方のリング部２２の外周に固定される。つまり、柱部２３は、２つのリング部２２の間に架けわたされる。隣り合う２つの柱部２３の間には、遊星転動体２０を保持するポケット２４が形成される。
The two ring parts 22 are arranged apart in the axial direction with the planetary rolling element 20 in between. The ring portion 22 is a hollow annular portion having a center hole 22c. The plurality of pillar portions 23 are band-shaped members extending in the axial direction, and are arranged between the plurality of planetary rolling elements 20 at predetermined intervals in the circumferential direction. The pillar portion 23 has one end fixed to the outer periphery of one ring portion 22 and the other end fixed to the outer periphery of the other ring portion 22 . In other words, the column portion 23 spans between the two ring portions 22 . A pocket 24 for holding the planetary rolling element 20 is formed between two adjacent column parts 23.
図７は、遊星転動体ユニット４を示す斜視図である。図７に示すように、複数の遊星転動体２０は、保持器２１の各ポケット２４に組み込まれて、遊星転動体ユニット４を構成する。遊星転動体２０は、ポケット２４の中で回転可能に保持される。
FIG. 7 is a perspective view showing the planetary rolling element unit 4. As shown in FIG. 7, the plurality of planetary rolling elements 20 are assembled into each pocket 24 of the retainer 21 to constitute a planetary rolling element unit 4. The planetary rolling elements 20 are rotatably held within the pockets 24.
図８は、第２支持軌道輪２８を示す斜視図である。第２支持軌道輪２８は、スリーブ１５および遊星転動体２０を環囲するリング形状を有する。第２支持軌道輪２８は、反入力側に転動面２８ｈを有し、入力側にカム面２８ｐを有する。転動面２８ｈは、遊星転動体２０が転動する面であり、遊星転動体２０に点接触または面接触する。転動面２８ｈは、軸方向および径方向に対して傾斜している。転動面２８ｈは、入力側に向かって縮径するテーパー面を含む。この例の転動面２８ｈは、平坦面で構成される円錐面である。
FIG. 8 is a perspective view showing the second support raceway 28. As shown in FIG. The second support bearing ring 28 has a ring shape that surrounds the sleeve 15 and the planetary rolling elements 20. The second support bearing ring 28 has a rolling surface 28h on the non-input side and a cam surface 28p on the input side. The rolling surface 28h is a surface on which the planetary rolling element 20 rolls, and makes point or surface contact with the planetary rolling element 20. The rolling surface 28h is inclined with respect to the axial direction and the radial direction. The rolling surface 28h includes a tapered surface whose diameter decreases toward the input side. The rolling surface 28h in this example is a conical surface composed of a flat surface.
カム面２８ｐは、第１斜面２８ｆと第２斜面２８ｇとからなる凹状のカム溝２８ｊを複数（例えば、６つ）有する。カム溝２８ｊは、外径側から径方向に視てＶ字形状を有する。複数のカム溝２８ｊは、周方向に所定の間隔で配置され、それぞれ接続面２８ｅによって接続される。接続面２８ｅは、回転軸線Ｌａに直交する平面と平行に形成できる。第１斜面２８ｆは、回転軸線Ｌａに直交する平面に対して傾斜する。第２斜面２８ｇは、回転軸線Ｌａに直交する平面に対して第１斜面２８ｆと逆向きに傾斜する。
The cam surface 28p has a plurality (for example, six) of concave cam grooves 28j consisting of a first slope 28f and a second slope 28g. The cam groove 28j has a V-shape when viewed in the radial direction from the outer diameter side. The plurality of cam grooves 28j are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction and are connected to each other by connecting surfaces 28e. The connecting surface 28e can be formed parallel to a plane orthogonal to the rotation axis La. The first slope 28f is inclined with respect to a plane perpendicular to the rotation axis La. The second slope 28g is inclined in the opposite direction to the first slope 28f with respect to a plane perpendicular to the rotation axis La.
第２支持軌道輪２８は、軸方向にスライド可能にケーシング３７の内周面に嵌合する。第２支持軌道輪２８には、押付力付与機構７により、カム面２８ｐから軸方向反入力側への押付力が付与される。押付力は、遊星転動体２０を出力軌道輪３０に押し付ける。
The second support bearing ring 28 fits into the inner peripheral surface of the casing 37 so as to be slidable in the axial direction. A pressing force is applied to the second support bearing ring 28 by the pressing force applying mechanism 7 from the cam surface 28p in the axial direction opposite to the input side. The pressing force presses the planetary rolling elements 20 against the output raceway ring 30.
図９は、出力軌道輪３０を示す斜視図である。出力軌道輪３０は、シャフト６８およびシャフトキャップ６９を環囲するリング形状を有する。出力軌道輪３０は、入力側に転動面３０ｈを有する。転動面３０ｈは、遊星転動体２０が転動する面であり、遊星転動体２０に点接触または面接触する。転動面３０ｈは、軸方向および径方向に対して傾斜している。転動面３０ｈは、反入力側に向かって縮径するテーパー面を含む。この例の転動面３０ｈは、平坦面で構成される円錐面である。
FIG. 9 is a perspective view showing the output raceway 30. The output bearing ring 30 has a ring shape that surrounds the shaft 68 and the shaft cap 69. The output raceway 30 has a rolling surface 30h on the input side. The rolling surface 30h is a surface on which the planetary rolling element 20 rolls, and makes point or surface contact with the planetary rolling element 20. The rolling surface 30h is inclined with respect to the axial direction and the radial direction. The rolling surface 30h includes a tapered surface whose diameter decreases toward the non-input side. The rolling surface 30h in this example is a conical surface composed of a flat surface.
出力軌道輪３０は、遊星転動体２０と接触し、遊星転動体２０が回転するにつれて回転軸線Ｌａ周りに回転する。出力軌道輪３０は、出力機構５の出力部材３２に連結されており、出力軌道輪３０が回転するにつれて出力部材３２が回転する。出力軌道輪３０は、回転軸線Ｌａを囲み軸方向に貫通する連結孔３０ｅを有する。連結孔３０ｅには、出力部材３２の連結部３２ｄが嵌め込まれる。連結孔３０ｅには、連結部３２ｄの外周に設けられた平行キー３５と噛み合う凹部３０ｋが設けられる。出力軌道輪３０には、反入力側に突出する円形の円形凸部３０ｂが設けられる。
The output bearing ring 30 contacts the planetary rolling element 20 and rotates around the rotation axis La as the planetary rolling element 20 rotates. The output raceway 30 is connected to an output member 32 of the output mechanism 5, and as the output raceway 30 rotates, the output member 32 rotates. The output bearing ring 30 has a connecting hole 30e that surrounds the axis of rotation La and passes through it in the axial direction. A connecting portion 32d of the output member 32 is fitted into the connecting hole 30e. The connecting hole 30e is provided with a recess 30k that engages with a parallel key 35 provided on the outer periphery of the connecting portion 32d. The output raceway 30 is provided with a circular convex portion 30b that protrudes toward the non-input side.
伝達機構３の動作を説明する。入力軌道輪１４が回転すると、遊星転動体２０が自転軸Ｌｂ周りに自転しながら公転軸周りに公転する。この例では、遊星転動体２０の公転軸は回転軸線Ｌａと一致しているため、以下では回転軸線Ｌａを公転軸として説明する。
The operation of the transmission mechanism 3 will be explained. When the input bearing ring 14 rotates, the planetary rolling elements 20 revolve around the revolution axis while rotating around the rotation axis Lb. In this example, since the revolution axis of the planetary rolling element 20 coincides with the rotation axis La, the rotation axis La will be described below as the revolution axis.
第１支持軌道輪２６が自由回転し、第２支持軌道輪２８が非回転で静止している場合、出力軌道輪３０には、入力回転に変速比Ｒを乗じた出力回転が出力される。変速比Ｒは、遊星転動体２０の形状と自転軸Ｌｂの回転軸線Ｌａに対する傾斜に応じて定まる。したがって、自転軸Ｌｂの傾斜を変更することにより変速比Ｒを変更できる。実施形態は、自転軸Ｌｂの傾斜を変更して変速比Ｒを変更するために、速比制御機構６を備える。速比制御機構６については後述する。
When the first support bearing ring 26 freely rotates and the second support bearing ring 28 is non-rotating and stationary, an output rotation obtained by multiplying the input rotation by the gear ratio R is output to the output bearing ring 30. The gear ratio R is determined depending on the shape of the planetary rolling elements 20 and the inclination of the rotation axis Lb with respect to the rotation axis La. Therefore, the gear ratio R can be changed by changing the inclination of the rotation axis Lb. The embodiment includes a speed ratio control mechanism 6 to change the speed ratio R by changing the inclination of the rotation axis Lb. The speed ratio control mechanism 6 will be described later.
図２、図１０を参照して出力機構５を説明する。図２に示すように、出力機構５は、出力軌道輪３０と、出力軌道輪用軸受３３と、出力部材３２と、出力軸受３４と、第２オイルシールＳ２と、ケーシング３７とを含む。ケーシング３７は、摩擦伝動装置１００の内部機構を包囲する外殻として機能する。ケーシング３７は、筒部３７ｂと、内側張出部３６とを有する。筒部３７ｂの入力側には、押付カム５６を挟んでカバー６７が固定される。内側張出部３６は、筒部３７ｂの内周側から半径方向内側に張り出すリング状の部分である。筒部３７ｂの内側張出部３６よりも反入力側に出力軸受３４が収容される。
The output mechanism 5 will be explained with reference to FIGS. 2 and 10. As shown in FIG. 2, the output mechanism 5 includes an output raceway 30, an output raceway bearing 33, an output member 32, an output bearing 34, a second oil seal S2, and a casing 37. The casing 37 functions as an outer shell surrounding the internal mechanism of the friction transmission 100. The casing 37 has a cylindrical portion 37b and an inner protruding portion 36. A cover 67 is fixed to the input side of the cylindrical portion 37b with the pressing cam 56 in between. The inner protruding portion 36 is a ring-shaped portion that protrudes radially inward from the inner peripheral side of the cylindrical portion 37b. The output bearing 34 is housed on the opposite input side of the inner protruding portion 36 of the cylindrical portion 37b.
出力軸受３４は、出力部材３２と筒部３７ｂの間に配置され、出力軸受３４の入力側は内側張出部３６に支持される。出力軸受３４は、出力部材３２を回転可能に支持する。この例の出力軸受３４は、クロスローラベアリングである。出力軸受３４の外輪は筒部３７ｂに支持され、内輪は出力部材３２を支持する。
The output bearing 34 is disposed between the output member 32 and the cylindrical portion 37b, and the input side of the output bearing 34 is supported by the inner protrusion 36. The output bearing 34 rotatably supports the output member 32. The output bearing 34 in this example is a crossed roller bearing. The outer ring of the output bearing 34 is supported by the cylindrical portion 37b, and the inner ring supports the output member 32.
第２オイルシールＳ２は、筒部３７ｂの内周面において出力軸受３４の反入力側に配置され、摩擦伝動装置１００内部と外部との間を封止（シール）している。
The second oil seal S2 is disposed on the inner peripheral surface of the cylindrical portion 37b on the non-input side of the output bearing 34, and seals between the inside and outside of the friction transmission device 100.
出力軌道輪用軸受３３は、ケーシング３７の内側張出部３６に対して出力軌道輪３０を回転可能に支持する。出力軌道輪用軸受３３は、軸方向において、内側張出部３６と出力軌道輪３０の間に配置される。出力軌道輪用軸受３３は、筒部３７ｂと、出力軌道輪３０の円形凸部３０ｂとの間の環状空間に収容されるリング形状を有する。つまり、出力軌道輪用軸受３３は、円形凸部３０ｂの外周に嵌合する。この例の出力軌道輪用軸受３３は、リングと、当該リング上を転動する複数のコロとを含むスラスト軸受である。
The output race bearing 33 rotatably supports the output race 30 relative to the inner protrusion 36 of the casing 37 . The output race bearing 33 is arranged between the inner protrusion 36 and the output race 30 in the axial direction. The output bearing ring bearing 33 has a ring shape that is accommodated in an annular space between the cylindrical portion 37b and the circular convex portion 30b of the output bearing ring 30. That is, the output bearing ring bearing 33 fits into the outer periphery of the circular convex portion 30b. The output bearing ring bearing 33 in this example is a thrust bearing that includes a ring and a plurality of rollers that roll on the ring.
図１０は、出力部材３２を示す斜視図である。出力部材３２は、全体として略円形の部材で、反入力側から順にフランジ部３２ｂと、中間部３２ｃと、連結部３２ｄとを有する。フランジ部３２ｂは、円板状の部分で、反入力側に被駆動装置とボルト連結されるための複数（例えば、６個）のタップ孔３２ｍを有する。複数のタップ孔３２ｍは、回転軸線Ｌａを囲む円周上に所定の間隔で配置される。
FIG. 10 is a perspective view showing the output member 32. The output member 32 is a substantially circular member as a whole, and includes, in order from the non-input side, a flange portion 32b, an intermediate portion 32c, and a connecting portion 32d. The flange portion 32b is a disc-shaped portion, and has a plurality of (for example, six) tap holes 32m on the non-input side for bolt connection with a driven device. The plurality of tap holes 32m are arranged at predetermined intervals on the circumference surrounding the rotation axis La.
中間部３２ｃは、フランジ部３２ｂの入力側に連続し、フランジ部３２ｂよりも小径の円形部分である。中間部３２ｃの外周には、出力軸受３４との位置関係を規制するためのワッシャＷ２が装着される周溝３２ｇが周設される。中間部３２ｃは、出力軸受３４に支持される。
The intermediate portion 32c is a circular portion that is continuous to the input side of the flange portion 32b and has a smaller diameter than the flange portion 32b. A circumferential groove 32g in which a washer W2 for regulating the positional relationship with the output bearing 34 is mounted is provided around the outer periphery of the intermediate portion 32c. The intermediate portion 32c is supported by the output bearing 34.
連結部３２ｄは、中間部３２ｃの入力側に連続し、中間部３２ｃよりも小径の円形部分である。連結部３２ｄの外周には固定用の平行キー３５がボルトＢ２によって固定される。平行キー３５は、連結孔３０ｅの凹部３０ｋと噛み合う。連結部３２ｄが連結孔３０ｅに嵌め込まれた状態で、出力部材３２が出力軌道輪３０に連結される。この状態で、出力部材３２と出力軌道輪３０は、軸方向に相対移動可能であり、周方向には一体的に回転する。連結部３２ｄの入力側には、軸方向で反入力側に凹む円形凹部３２ｅが設けられる。円形凹部３２ｅは、回転軸線Ｌａを囲む円形の凹部であり、シャフト６８の先端およびシャフトキャップ６９を、隙間を介して収容可能な内径と深さを有する。
The connecting portion 32d is a circular portion that is continuous to the input side of the intermediate portion 32c and has a smaller diameter than the intermediate portion 32c. A parallel key 35 for fixation is fixed to the outer periphery of the connecting portion 32d with a bolt B2. The parallel key 35 engages with the recess 30k of the connecting hole 30e. The output member 32 is connected to the output raceway 30 with the connecting portion 32d fitted into the connecting hole 30e. In this state, the output member 32 and the output raceway ring 30 can move relative to each other in the axial direction, and rotate integrally in the circumferential direction. A circular recess 32e that is recessed toward the opposite input side in the axial direction is provided on the input side of the connecting portion 32d. The circular recess 32e is a circular recess surrounding the rotation axis La, and has an inner diameter and depth that can accommodate the tip of the shaft 68 and the shaft cap 69 with a gap therebetween.
図２、図１１、図１２、図１３、図１４、図１５を参照して押付力付与機構７を説明する。押付力付与機構７は、第２支持軌道輪２８の回転運動を第２支持軌道輪２８の直線運動に変換して伝達機構３に予圧を付与する。図２に示すように、押付力付与機構７は、押付カム５６と、ローラ保持器５２と、ローラ５３と、カバー６７と、第２支持軌道輪２８とを含む。図１１は、押付カム５６を示す斜視図である。押付カム５６は、貫通孔５６ｃを有するリング状の部材で、筒部３７ｂとカバー６７の間に配置される。押付カム５６は、ボルトＢ１を通すための複数のボルト孔５６ｄを有する。複数のボルト孔５６ｄは、回転軸線Ｌａからオフセットした位置において、周方向に所定間隔で配置される。押付カム５６は、速比制御機構６の制御シャフト６１を貫通させるために周方向の一部が切り欠かれた切欠部５６ｋを有する。
The pressing force applying mechanism 7 will be explained with reference to FIGS. 2, 11, 12, 13, 14, and 15. The pressing force applying mechanism 7 converts the rotational movement of the second support bearing ring 28 into a linear movement of the second support bearing ring 28, and applies preload to the transmission mechanism 3. As shown in FIG. 2, the pressing force applying mechanism 7 includes a pressing cam 56, a roller holder 52, a roller 53, a cover 67, and a second support raceway 28. FIG. 11 is a perspective view showing the pressing cam 56. The pressing cam 56 is a ring-shaped member having a through hole 56c, and is disposed between the cylindrical portion 37b and the cover 67. The pressing cam 56 has a plurality of bolt holes 56d through which bolts B1 are passed. The plurality of bolt holes 56d are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction at positions offset from the rotation axis La. The pressing cam 56 has a notch 56k that is partially cut out in the circumferential direction to allow the control shaft 61 of the speed ratio control mechanism 6 to pass therethrough.
押付カム５６は、反入力側にカム面５６ｐを有する。カム面５６ｐは、第１斜面５６ｆと第２斜面５６ｇとからなる凹状のカム溝５６ｊを複数（例えば、６つ）有する。カム溝５６ｊは、外径側から径方向に視てＶ字形状を有する。複数のカム溝５６ｊは、周方向に所定の間隔で配置され、それぞれ接続面５６ｅによって接続される。接続面５６ｅは、回転軸線Ｌａに直交する平面と平行に形成できる。第１斜面５６ｆは、回転軸線Ｌａに直交する平面に対して傾斜する。第２斜面５６ｇは、回転軸線Ｌａに直交する平面に対して第１斜面５６ｆと逆向きに傾斜する。
The pressing cam 56 has a cam surface 56p on the opposite input side. The cam surface 56p has a plurality (for example, six) of concave cam grooves 56j consisting of a first slope 56f and a second slope 56g. The cam groove 56j has a V-shape when viewed in the radial direction from the outer diameter side. The plurality of cam grooves 56j are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction and are connected to each other by connecting surfaces 56e. The connecting surface 56e can be formed parallel to a plane orthogonal to the rotation axis La. The first slope 56f is inclined with respect to a plane perpendicular to the rotation axis La. The second slope 56g is inclined in the opposite direction to the first slope 56f with respect to a plane perpendicular to the rotation axis La.
図１２は、ローラ５３と、ローラ保持器５２を示す斜視図である。ローラ保持器５２は、貫通孔５２ｃを有するリング状の部材で、第２支持軌道輪２８のカム面２８ｐと、押付カム５６のカム面５６ｐの間に配置される。ローラ保持器５２は、周方向に所定の間隔で配置される複数（例えば、６つ）のポケット５２ｂを有する。ポケット５２ｂは軸方向から視て矩形の孔である。ローラ５３は、カム溝５６ｊに対応して複数（例えば、６つ）設けられる。ローラ５３は、円筒形状を有し、ポケット５２ｂに回転可能に収容される。ローラ保持器５２は、速比制御機構６の制御シャフト６１を貫通させるために周方向の一部が切り欠かれた切欠部５２ｋを有する。
FIG. 12 is a perspective view showing the roller 53 and the roller holder 52. The roller retainer 52 is a ring-shaped member having a through hole 52c, and is disposed between the cam surface 28p of the second support bearing ring 28 and the cam surface 56p of the pressing cam 56. The roller retainer 52 has a plurality of (for example, six) pockets 52b arranged at predetermined intervals in the circumferential direction. The pocket 52b is a rectangular hole when viewed from the axial direction. A plurality of rollers 53 (for example, six) are provided corresponding to the cam grooves 56j. The roller 53 has a cylindrical shape and is rotatably accommodated in the pocket 52b. The roller retainer 52 has a notch 52k in which a portion of the circumferential direction is cut out to allow the control shaft 61 of the speed ratio control mechanism 6 to pass therethrough.
図１３は、カバー６７を示す斜視図である。カバー６７は、回転軸線Ｌａを囲む中空部６７ｃを有する中空円板状の部材で、ケーシング３７の入力側に固定される。カバー６７は、ボルトＢ１を通すための複数のボルト孔６７ｄを有する。複数のボルト孔６７ｄは、回転軸線Ｌａからオフセットした位置において、周方向に所定間隔で配置され、押付カム５６のボルト孔５６ｄと連通する。カバー６７は、制御シャフト６１を貫通させるための貫通孔６７ｅを有する。貫通孔６７ｅは、回転軸線Ｌａからオフセットした位置であって、ボルト孔６７ｄのピッチ円よりも内周側に配置される。
FIG. 13 is a perspective view showing the cover 67. The cover 67 is a hollow disc-shaped member having a hollow portion 67c surrounding the rotation axis La, and is fixed to the input side of the casing 37. The cover 67 has a plurality of bolt holes 67d through which bolts B1 are passed. The plurality of bolt holes 67d are arranged at predetermined intervals in the circumferential direction at positions offset from the rotation axis La, and communicate with the bolt holes 56d of the pressing cam 56. The cover 67 has a through hole 67e through which the control shaft 61 passes. The through hole 67e is located at a position offset from the rotation axis La, and is arranged on the inner circumferential side of the pitch circle of the bolt hole 67d.
貫通孔６７ｅには、スリーブ軸受５７と、円筒シール５８とが装着される（図２も参照）。スリーブ軸受５７は、カバー６７の反入力側に接する板状の鍔部と、貫通孔６７ｅに嵌入される円筒部とを有し、例えば焼結金属で形成できる。スリーブ軸受５７は、制御シャフト６１の軸方向移動を円滑にするとともに、潤滑剤の流出を抑制する。円筒シール５８は、貫通孔６７ｅにおいてスリーブ軸受５７の入力側に配置され、潤滑剤の流出を抑制するオイルシールとして機能する。
A sleeve bearing 57 and a cylindrical seal 58 are installed in the through hole 67e (see also FIG. 2). The sleeve bearing 57 has a plate-shaped flange that contacts the non-input side of the cover 67 and a cylindrical portion that is fitted into the through hole 67e, and can be made of, for example, sintered metal. The sleeve bearing 57 smoothes the axial movement of the control shaft 61 and suppresses the outflow of lubricant. The cylindrical seal 58 is disposed on the input side of the sleeve bearing 57 in the through hole 67e, and functions as an oil seal that suppresses outflow of lubricant.
中空部６７ｃには、入力軸受６６の入力側に接する周状段部６７ｈと、ワッシャＷ３が装着される周溝６７ｇが周設される。周溝６７ｇには入力軸受６６の反入力側に接するワッシャＷ３が装着される。入力軸受６６の軸方向位置は、ワッシャＷ３と周状段部６７ｈとによって規制される。
The hollow portion 67c is provided with a circumferential stepped portion 67h that contacts the input side of the input bearing 66 and a circumferential groove 67g in which the washer W3 is mounted. A washer W3 that contacts the non-input side of the input bearing 66 is attached to the circumferential groove 67g. The axial position of the input bearing 66 is regulated by the washer W3 and the circumferential stepped portion 67h.
図１４は、カバー６７に、速比制御機構６および押付力付与機構７の主要部材を装着した状態を示す斜視図である。押付カム５６およびローラ保持器５２は、カバー６７の反入力側に重ねて装着される。この状態で、切欠部５６ｋおよび切欠部５２ｋは、周方向に貫通孔６７ｅと位置合わせされる。また、制御リング６２は、径方向張出部６２ｃ（図１６も参照）が切欠部５６ｋおよび切欠部５２ｋに収容されるように装着される。また、制御リング６２は、押付カム５６およびローラ保持器５２の中央空間に収容され、制御シャフト６１は、スリーブ軸受５７および円筒シール５８の中央孔を貫通してカバー６７の入力側から突出する。
FIG. 14 is a perspective view showing a state in which the main members of the speed ratio control mechanism 6 and the pressing force applying mechanism 7 are attached to the cover 67. The pressing cam 56 and the roller retainer 52 are mounted on the non-input side of the cover 67 in an overlapping manner. In this state, the notch 56k and the notch 52k are aligned with the through hole 67e in the circumferential direction. Further, the control ring 62 is mounted such that the radial projecting portion 62c (see also FIG. 16) is accommodated in the notch 56k and the notch 52k. Further, the control ring 62 is accommodated in the central space of the pressing cam 56 and the roller retainer 52, and the control shaft 61 passes through the sleeve bearing 57 and the central hole of the cylindrical seal 58 and projects from the input side of the cover 67.
図１５は、押付力付与機構７の動作を模式的に説明する図であり、カム面２８ｐ、ローラ５３およびカム面５６ｐを示している。押付カム５６は、ケーシングに固定されて静止しており、第２支持軌道輪２８は、遊星転動体２０の回転に連れて回転力（トルク）を受けて回転する。図１５（Ａ）は、回転力を受けていない状態を示し、図１５（Ｂ）は、回転力を受けている状態を示す。
FIG. 15 is a diagram schematically explaining the operation of the pressing force applying mechanism 7, and shows the cam surface 28p, the roller 53, and the cam surface 56p. The pressing cam 56 is fixed to the casing and is stationary, and the second support raceway ring 28 rotates in response to rotational force (torque) as the planetary rolling element 20 rotates. FIG. 15(A) shows a state in which no rotational force is applied, and FIG. 15(B) shows a state in which rotational force is applied.
第２支持軌道輪２８が回転すると、図１５（Ｂ）に示すように、矢印Ｗのようにカム溝２８ｊとカム溝５６ｊとの相対位置がずれて、ローラ５３は第１斜面５６ｆと第２斜面２８ｇに乗り上げる。この結果、斜面にローラ５３からの抗力Ｆ０が加わり、抗力Ｆ０の分力が押付力Ｆとなって第２支持軌道輪２８を反入力側に押し付ける。押付力Ｆは、第２支持軌道輪２８、遊星転動体２０、出力軌道輪３０および出力軌道輪用軸受３３を内側張出部３６に押し付け、伝達機構３の予圧として機能する（図２も参照）。
When the second support bearing ring 28 rotates, as shown in FIG. 15(B), the relative positions of the cam groove 28j and the cam groove 56j shift as shown by the arrow W, and the roller 53 moves between the first slope 56f and the second slope. It ran onto a 28g slope. As a result, a drag force F0 from the roller 53 is applied to the slope, and a component of the drag force F0 becomes a pressing force F, which presses the second support raceway 28 toward the opposite input side. The pressing force F presses the second support raceway 28, the planetary rolling elements 20, the output raceway 30, and the output raceway bearing 33 against the inner extension 36, and functions as a preload for the transmission mechanism 3 (see also FIG. 2). ).
被駆動装置からの負荷が増え、出力軌道輪３０と遊星転動体２０との間の予圧が不足すると、入力軌道輪１４から遊星転動体２０に入力された回転力のうち第２支持軌道輪２８に伝達される割合が増える。第２支持軌道輪２８の回転力が増えると、第２支持軌道輪２８の回転力の分力である押付力Ｆが増え、予圧が増加する。被駆動装置からの負荷が減ると、逆のメカニズムで第２支持軌道輪２８に伝達される回転力が減り、押付力Ｆおよび予圧も減少する。このように、押付力付与機構７によれば、被駆動装置からの負荷に応じた押付力Ｆを伝達機構３に付与し、予圧を自動的に調整できる。
When the load from the driven device increases and the preload between the output raceway ring 30 and the planetary rolling element 20 becomes insufficient, the second support raceway 28 out of the rotational force input from the input raceway ring 14 to the planetary rolling element 20 The proportion of information being transmitted increases. When the rotational force of the second support bearing ring 28 increases, the pressing force F, which is a component of the rotational force of the second support bearing ring 28, increases, and the preload increases. When the load from the driven device decreases, the rotational force transmitted to the second support ring 28 by the opposite mechanism decreases, and the pressing force F and preload also decrease. In this way, according to the pressing force applying mechanism 7, the pressing force F corresponding to the load from the driven device can be applied to the transmission mechanism 3, and the preload can be automatically adjusted.
図２、図１６を参照して速比制御機構６を説明する。図１６は、速比制御機構６を示す斜視図である。上述したように、速比制御機構６は、伝達機構３の入力軌道輪１４の相対位置を変更して変速比Ｒを制御する機構である。図２に示すように、速比制御機構６は、制御シャフト６１と、制御リング６２と、制御部軸受６３とを含む。制御シャフト６１は、回転軸線Ｌａから径方向にオフセットした位置において軸方向に延びる棒状の部材であり、その反入力側端が制御リング６２の径方向張出部６２ｃに取り付けられる。制御シャフト６１の径方向位置は、入力軸６４よりも径方向外側にオフセットした位置であってもよいし、入力軌道輪１４よりも径方向外側にオフセットした位置であってもよい。制御リング６２は、中空部６２ｅを有するリング状の部材である。中空部６２ｅには、制御部軸受６３を支持するために、中空部６２ｅの反入力側部が径方向内側に延出する周状延出部６２ｆと、ワッシャＷ４が装着される周溝６２ｇが周設される。制御部軸受６３は、周状延出部６２ｆとワッシャＷ４により軸方向の移動が規制される。
The speed ratio control mechanism 6 will be explained with reference to FIGS. 2 and 16. FIG. 16 is a perspective view showing the speed ratio control mechanism 6. As described above, the speed ratio control mechanism 6 is a mechanism that controls the speed ratio R by changing the relative position of the input raceway 14 of the transmission mechanism 3. As shown in FIG. 2, the speed ratio control mechanism 6 includes a control shaft 61, a control ring 62, and a control portion bearing 63. The control shaft 61 is a rod-shaped member that extends in the axial direction at a position offset in the radial direction from the rotation axis La, and its non-input side end is attached to the radial extension portion 62c of the control ring 62. The radial position of the control shaft 61 may be a position offset to the outside in the radial direction from the input shaft 64 or a position offset to the outside in the radial direction from the input race 14. The control ring 62 is a ring-shaped member having a hollow portion 62e. The hollow part 62e has a circumferential extending part 62f in which the non-input side of the hollow part 62e extends radially inward in order to support the control part bearing 63, and a circumferential groove 62g in which the washer W4 is installed. It will be established around. Movement of the control portion bearing 63 in the axial direction is restricted by the circumferential extension portion 62f and the washer W4.
制御部軸受６３は、制御リング６２の中空部６２ｅと、スリーブ１５の第１筒部１５ｂの間に配置される。制御部軸受６３は、速比制御機構６に対してスリーブ１５を回転可能に支持する。制御部軸受６３の外輪は制御リング６２の中空部６２ｅに支持され、内輪は第１筒部１５ｂを支持する。この例の制御部軸受６３は、クロスローラベアリングである。制御シャフト６１は、径方向張出部６２ｃから入力側に延び、押付カム５６とカバー６７とを貫通し、カバー６７の入力側に突出する。制御シャフト６１は、軸方向の駆動力を出力するアクチュエータ（不図示）に連結される。制御リング６２の反入力側は、ローラ保持器５２の貫通孔５２ｃに収容される。
The control portion bearing 63 is arranged between the hollow portion 62e of the control ring 62 and the first cylindrical portion 15b of the sleeve 15. The control portion bearing 63 rotatably supports the sleeve 15 with respect to the speed ratio control mechanism 6. The outer ring of the control part bearing 63 is supported by the hollow part 62e of the control ring 62, and the inner ring supports the first cylindrical part 15b. The control unit bearing 63 in this example is a cross roller bearing. The control shaft 61 extends from the radial extending portion 62c toward the input side, passes through the pressing cam 56 and the cover 67, and projects toward the input side of the cover 67. The control shaft 61 is connected to an actuator (not shown) that outputs driving force in the axial direction. The non-input side of the control ring 62 is accommodated in the through hole 52c of the roller holder 52.
速比制御機構６の動作を説明する。アクチュエータから制御シャフト６１に軸方向の駆動力が入力されると、制御リング６２が軸方向に移動する。制御リング６２の移動に連動して、制御部軸受６３、スリーブ１５、入力軌道輪１４、第１軌道輪用軸受２７、第１支持軌道輪２６、シャフト６８およびシャフトキャップ６９が一体的に移動する。このとき、第２支持軌道輪２８および出力軌道輪３０は軸方向に静止しているので、遊星転動体２０の自転軸Ｌｂが回転軸線Ｌａに対して傾く。
The operation of the speed ratio control mechanism 6 will be explained. When an axial driving force is input from the actuator to the control shaft 61, the control ring 62 moves in the axial direction. In conjunction with the movement of the control ring 62, the control section bearing 63, sleeve 15, input raceway 14, first raceway bearing 27, first support raceway 26, shaft 68, and shaft cap 69 move integrally. . At this time, since the second support bearing ring 28 and the output bearing ring 30 are stationary in the axial direction, the rotation axis Lb of the planetary rolling element 20 is inclined with respect to the rotation axis La.
入力軌道輪１４と第１支持軌道輪２６が、反入力側に移動すると、自転軸Ｌｂの反入力側が回転軸線Ｌａから遠ざかり、自転軸Ｌｂの入力側が回転軸線Ｌａに近づくように傾く。この結果、各軌道輪と遊星転動体２０の各接触点の自転半径および公転半径が変化し、変速比Ｒも変化する。摩擦伝動装置１００の変速比Ｒ（出力回転／入力回転）は、回転軸線Ｌａに対する傾斜が大きくなるに連れて大きくなる。同様に、入力軌道輪１４と第１支持軌道輪２６が、入力側に移動すると、自転軸Ｌｂは反対側に傾き、摩擦伝動装置１００の変速比Ｒは、回転軸線Ｌａに対する傾斜が大きくなるに連れて小さくなる。制御シャフト６１の位置を一定に保持することにより、遊星転動体２０の姿勢は一定になり、変速比Ｒは一定に保たれる。
When the input bearing ring 14 and the first support bearing ring 26 move toward the opposite input side, the opposite input side of the rotation axis Lb moves away from the rotation axis La, and the input side of the rotation axis Lb tilts toward the rotation axis La. As a result, the rotation radius and the revolution radius of each contact point between each bearing ring and the planetary rolling element 20 change, and the speed ratio R also changes. The gear ratio R (output rotation/input rotation) of the friction transmission device 100 increases as the inclination with respect to the rotation axis La increases. Similarly, when the input bearing ring 14 and the first support bearing ring 26 move toward the input side, the rotation axis Lb tilts to the opposite side, and the gear ratio R of the friction transmission 100 increases as the slope relative to the rotational axis La increases. It becomes smaller. By keeping the position of the control shaft 61 constant, the attitude of the planetary rolling elements 20 becomes constant, and the speed ratio R is kept constant.
以上のように構成された摩擦伝動装置１００の動作を説明する。モータ軸５１から入力軸６４に回転が伝達されると、入力軌道輪１４が回転軸線Ｌａ周りに回転する。入力軌道輪１４が回転することにより遊星転動体２０に自転と公転とが生じる。遊星転動体２０の回転は出力軌道輪３０に伝達され、出力軌道輪３０は変速比Ｒに応じた速度で回転する。出力軌道輪３０の回転は、出力機構５を通じて出力部材３２に出力される。速比制御機構６により入力軌道輪１４および第１支持軌道輪２６の位置を変えると、変速比Ｒも変化する。
The operation of the friction transmission device 100 configured as above will be explained. When rotation is transmitted from the motor shaft 51 to the input shaft 64, the input bearing ring 14 rotates around the rotation axis La. The rotation of the input bearing ring 14 causes the planetary rolling elements 20 to rotate and revolve. The rotation of the planetary rolling elements 20 is transmitted to the output raceway 30, and the output raceway 30 rotates at a speed according to the gear ratio R. The rotation of the output bearing ring 30 is output to the output member 32 through the output mechanism 5. When the positions of the input raceway 14 and the first support raceway 26 are changed by the speed ratio control mechanism 6, the speed ratio R also changes.
図２、図１７を参照して、遊星転動体の支持構成を説明する。図１７は、遊星転動体２０が各軌道輪により支持される構成を説明する図である。この図は、中心軸線Ｌａと自転軸Ｌｂを含む平面における遊星転動体２０、入力軌道輪１４、第１支持軌道輪２６、第２支持軌道輪２８および出力軌道輪３０の各断面に現れる輪郭線（以下、「断面曲線」という）を示している。
With reference to FIGS. 2 and 17, the support structure of the planetary rolling elements will be described. FIG. 17 is a diagram illustrating a configuration in which the planetary rolling elements 20 are supported by each bearing ring. This figure shows contour lines appearing in each cross section of the planetary rolling element 20, the input raceway 14, the first support raceway 26, the second support raceway 28, and the output raceway 30 in a plane including the center axis La and the rotation axis Lb. (hereinafter referred to as "cross-sectional curve").
摩擦伝動装置において、遊星転動体の接触面と、遊星転動体の径方向内側で接する軌道輪の転動面とが両方とも凸面である構成では、これらは互いに凸凸接触する。凸凸接触は、互いに接触する２つの面が、両方とも凸面である場合の接触をいう。このように凸凸接触すると接触部の接触応力が高くなり、接触部の寿命が短くなる傾向にある。そこで、実施形態では、入力軌道輪１４、出力軌道輪３０、第１支持軌道輪２６および第２支持軌道輪２８のうち少なくとも一つの軌道輪と遊星転動体２０とは凸凹接触する。凸凹接触は、互いに接触する２つの面の一方が凸面で他方が凹面である場合の接触をいう。
In a friction transmission device, in a configuration in which the contact surface of the planetary rolling element and the rolling surface of the raceway that contacts the planetary rolling element on the radially inner side are both convex surfaces, they come into convex and convex contact with each other. Convex-convex contact refers to contact when two surfaces that are in contact with each other are both convex surfaces. Such convex and convex contact increases the contact stress of the contact portion and tends to shorten the life of the contact portion. Therefore, in the embodiment, at least one of the input raceway 14, the output raceway 30, the first support raceway 26, and the second support raceway 28 and the planetary rolling element 20 are in uneven contact. Concave-convex contact refers to contact when two surfaces that are in contact with each other have one convex surface and the other concave surface.
図１７の例では、入力軌道輪１４と遊星転動体２０とは凸凹接触し、第１支持軌道輪２６と遊星転動体２０とは凸凹接触する。具体的には、入力軌道輪１４の転動面１４ｈは凸面で、転動面１４ｈに接触する遊星転動体２０の接触面２０ａは凹面であるから、これらは互いに凸凹接触する。また、第１支持軌道輪２６の転動面２６ｈは凸面で、転動面２６ｈに接触する遊星転動体２０の接触面２０ｂは凹面であるから、これらは互いに凸凹接触する。この場合、凸凸接触する場合よりも接触部の接触応力が低くなり、接触部の寿命を長くできる。なお、凸凹接触する凸面の曲率は、相手側の凹面の曲率よりも大きく設定される。
In the example of FIG. 17, the input raceway 14 and the planetary rolling elements 20 are in uneven contact, and the first support raceway 26 and the planetary rolling elements 20 are in uneven contact. Specifically, the rolling surface 14h of the input raceway 14 is a convex surface, and the contact surface 20a of the planetary rolling element 20 that contacts the rolling surface 14h is a concave surface, so that they come into uneven contact with each other. Further, since the rolling surface 26h of the first support raceway ring 26 is a convex surface, and the contact surface 20b of the planetary rolling element 20 that contacts the rolling surface 26h is a concave surface, these contact each other in uneven manner. In this case, the contact stress of the contact portion is lower than that in the case of convex-convex contact, and the life of the contact portion can be extended. Note that the curvature of the convex surface that makes uneven contact is set larger than the curvature of the concave surface on the other side.
図１７は、各法線ベクトルの延長線を示している。遊星転動体の形状によっては、各延長線が四角形を形成しない場合があり、この場合は遊星転動体の姿勢が不安定になる。そこで、実施形態の遊星転動体２０は、遊星転動体２０と各軌道輪との接触点での法線ベクトルの延長線によって四角形を形成可能な形状を有する。
FIG. 17 shows extension lines of each normal vector. Depending on the shape of the planetary rolling element, each extension line may not form a rectangle, and in this case, the posture of the planetary rolling element becomes unstable. Therefore, the planetary rolling element 20 of the embodiment has a shape that can form a quadrangle by an extension of the normal vector at the contact point between the planetary rolling element 20 and each bearing ring.
図１７に示すように、接触点１４ｃでの法線ベクトル１４ｖと、接触点２６ｃでの法線ベクトル２６ｖと、接触点２８ｃでの法線ベクトル２８ｖと、接触面３０ｃでの法線ベクトル３０ｖの延長線は互いに交差して四角形Ｑを形成する。この場合、遊星転動体２０の姿勢は一義的に定まり、遊星転動体２０は一定の姿勢を維持できる。また、図１７の例は、四角形Ｑの径方向内側に位置する２辺１４ｍ、２６ｍの長さは、径方向外側に位置する２辺２８ｍ、３０ｍの長さよりも長い。この場合、遊星転動体２０の姿勢はさらに安定する。
As shown in FIG. 17, the normal vector 14v at the contact point 14c, the normal vector 26v at the contact point 26c, the normal vector 28v at the contact point 28c, and the normal vector 30v at the contact surface 30c. The extension lines intersect with each other to form a quadrilateral Q. In this case, the attitude of the planetary rolling elements 20 is uniquely determined, and the planetary rolling elements 20 can maintain a constant attitude. Furthermore, in the example of FIG. 17, the lengths of the two sides 14 m and 26 m located on the radially inner side of the quadrangle Q are longer than the lengths of the two sides 28 m and 30 m located on the radially outer side. In this case, the attitude of the planetary rolling elements 20 is further stabilized.
各軌道輪のうち径方向内側に位置する入力軌道輪１４、第１支持軌道輪２６を内側軌道輪１４、２６という。また、各軌道輪のうち径方向外側に位置する第２支持軌道輪２８、出力軌道輪３０を外側軌道輪２８、３０という。図１７の例では、内側軌道輪１４、２６の遊星転動体２０が転動する転動面１４ｈ、２６ｈは凸面で構成され、遊星転動体２０の内側軌道輪１４、２６との接触面２０ａ、２０ｂは凹面で構成される。内側軌道輪１４、２６は、外側軌道輪２８、３０よりも面圧が高くなる傾向があるところ、この構成により内側軌道輪１４、２６の面圧を低減できる。
The input bearing ring 14 and the first support bearing ring 26 located on the radially inner side of each bearing ring are referred to as inner bearing rings 14 and 26. Moreover, the second support bearing ring 28 and the output bearing ring 30 located on the radially outer side of each bearing ring are referred to as outer bearing rings 28 and 30. In the example of FIG. 17, the rolling surfaces 14h and 26h on which the planetary rolling elements 20 of the inner raceway rings 14 and 26 roll are constituted by convex surfaces, and the contact surface 20a with the inner raceway rings 14 and 26 of the planetary rolling element 20, 20b has a concave surface. Although the inner raceway rings 14 and 26 tend to have a higher surface pressure than the outer raceway races 28 and 30, this configuration can reduce the surface pressure of the inner raceway races 14 and 26.
この例では、遊星転動体２０の内側軌道輪１４、２６と接触する接触面２０ａ、２０ｂは、凹面であり、これらを総称するときは内側凹面２０ａ、２０ｂという。遊星転動体２０の外側軌道輪２８、３０と接触する接触面２０ｃ、２０ｄは、凸面であり、これらを総称するときは外側凸面２０ｃ、２０ｄという。遊星転動体２０は、内側凹面２０ａ、２０ｂと外側凸面２０ｃ、２０ｄを有することにより、内側軌道輪１４、２６との間で凸凹接触を構成でき、外側軌道輪２８、３０との間で凸平接触を構成して凸凸接触を回避できる。このため、接触部の接触応力を低くできる。凸平接触は、互いに接触する２つの面の一方が凸面で他方が平坦面である場合の接触をいう。
In this example, the contact surfaces 20a and 20b of the planetary rolling element 20 that come into contact with the inner raceway rings 14 and 26 are concave surfaces, and these are collectively referred to as inner concave surfaces 20a and 20b. Contact surfaces 20c and 20d of the planetary rolling element 20 that come into contact with the outer raceway rings 28 and 30 are convex surfaces, and these are collectively referred to as outer convex surfaces 20c and 20d. The planetary rolling element 20 has inner concave surfaces 20a, 20b and outer convex surfaces 20c, 20d, so that it can form a concave-convex contact with the inner raceways 14, 26, and can form a convex-concave contact with the outer raceways 28, 30. Convex and convex contact can be avoided by configuring the contact. Therefore, contact stress at the contact portion can be reduced. Convex-planar contact refers to contact when two surfaces in contact with each other are one of which is a convex surface and the other is a flat surface.
図１７に示すように、各軌道輪１４、２６、２８、３０のうち内側凹面２０ａ、２０ｂと接触する２つの軌道輪１４、２６の間に第１軌道輪用軸受２７が配置される。この場合、入力軌道輪１４から受けるスラスト荷重を支持でき、入力軌道輪１４と第１支持軌道輪２６との間の速度差を低損失で許容できる。また、第１軌道輪用軸受２７は、入力軌道輪１４と第１支持軌道輪２６に囲まれているため、第１軌道輪用軸受２７の専用空間を小さくでき、小型化に有利である。
As shown in FIG. 17, a first bearing ring bearing 27 is arranged between two bearing rings 14, 26 of the bearing rings 14, 26, 28, 30 that are in contact with the inner concave surfaces 20a, 20b. In this case, the thrust load received from the input raceway 14 can be supported, and the speed difference between the input raceway 14 and the first support raceway 26 can be tolerated with low loss. Moreover, since the first bearing ring 27 is surrounded by the input bearing ring 14 and the first support bearing ring 26, the dedicated space for the first bearing ring 27 can be reduced, which is advantageous for downsizing.
図１７に示すように、内側凹面２０ａ、２０ｂは連続的な曲面として構成される。変速する際、遊星転動体２０と内側軌道輪１４、２６の相対位置が変化するので、内側凹面２０ａ、２０ｂを連続的な曲面とすることにより変速範囲を広くできる。また、内側凹面２０ａ、２０ｂを連続的に加工できるので容易に加工できる。
As shown in FIG. 17, the inner concave surfaces 20a and 20b are configured as continuous curved surfaces. When shifting, the relative positions of the planetary rolling elements 20 and the inner race rings 14, 26 change, so by forming the inner concave surfaces 20a, 20b into continuous curved surfaces, the shifting range can be widened. In addition, since the inner concave surfaces 20a and 20b can be processed continuously, they can be easily processed.
この例では、内側凹面２０ａ、２０ｂの断面曲線は円弧である。この場合、変速するときに面同士の当たり方が変化しにくく滑らかに変速できる。
In this example, the cross-sectional curves of the inner concave surfaces 20a, 20b are circular arcs. In this case, when changing gears, the way the surfaces touch each other is less likely to change and the gears can be changed smoothly.
この例では、外側凸面２０ｃ、２０ｄの断面曲線はインボリュート曲線または円弧である。この場合、滑らかに変速できる。
In this example, the cross-sectional curves of the outer convex surfaces 20c and 20d are involute curves or circular arcs. In this case, you can shift gears smoothly.
内側軌道輪１４、２６の遊星転動体２０が転動する転動面１４ｈ、２６ｈの断面曲線は円弧である。この場合、滑らかに変速できる。
The cross-sectional curves of the rolling surfaces 14h, 26h on which the planetary rolling elements 20 of the inner raceways 14, 26 roll are circular arcs. In this case, you can shift gears smoothly.
図２、図１８を参照して、本開示の特徴構成を説明する。図１８は、摩擦伝動装置１００の出力部材３２の周辺を示す図である。従来の装置では、摩擦伝動装置に外部からの軸方向荷重が入力され、この外部荷重が伝達機構３に伝達されると、伝達機構３の接触部の押付力が不足して伝達トルクおよび伝達容量が低下することがあった。このため、摩擦伝動装置１００は、図２に示すように、入力軌道輪１４と、入力軌道輪１４の回転軸線周りに配置され入力軌道輪１４に接触する遊星転動体２０と、遊星転動体２０と接触し出力部材３２と連結される出力軌道輪３０と、を備える摩擦伝動装置であって、出力部材３２と出力軌道輪３０は、軸方向に相対的に移動可能で、周方向に一体的に回転するように連結される。
The characteristic configuration of the present disclosure will be described with reference to FIGS. 2 and 18. FIG. 18 is a diagram showing the vicinity of the output member 32 of the friction transmission device 100. In conventional devices, when an external axial load is input to the friction transmission device and this external load is transmitted to the transmission mechanism 3, the pressing force of the contact portion of the transmission mechanism 3 is insufficient, resulting in a reduction in the transmitted torque and transmission capacity. sometimes decreased. Therefore, as shown in FIG. 2, the friction transmission device 100 includes an input raceway 14, a planetary rolling element 20 arranged around the rotational axis of the input raceway 14 and in contact with the input raceway 14, and a planetary rolling element 20 that is arranged around the rotation axis of the input raceway 14 and contacts the input raceway 14. and an output raceway 30 that is in contact with and connected to the output member 32, wherein the output member 32 and the output raceway 30 are movable relative to each other in the axial direction and are integrally formed in the circumferential direction. connected for rotation.
この構成によれば、出力部材３２と出力軌道輪３０とが軸方向に相対移動できるため、伝達機構３の押付力への外部荷重の影響が殆どなくなり、伝達トルクの低下を抑制できる。また、出力部材３２への伝達機構３の押付力の影響を殆どなくすことができる。なお、出力部材３２と出力軌道輪３０が周方向に一体的に回転する状態は、出力部材３２と出力軌道輪３０が周方向の回転に関して互いに拘束しあう状態をいう。この状態では、出力部材３２と出力軌道輪３０の一方に加えられた回転トルクは、他方にも加えられる。
According to this configuration, since the output member 32 and the output raceway ring 30 can move relative to each other in the axial direction, the influence of an external load on the pressing force of the transmission mechanism 3 is almost eliminated, and a decrease in transmission torque can be suppressed. Further, the influence of the pressing force of the transmission mechanism 3 on the output member 32 can be almost eliminated. Note that the state in which the output member 32 and the output raceway ring 30 rotate integrally in the circumferential direction is a state in which the output member 32 and the output raceway ring 30 are restrained from each other with respect to rotation in the circumferential direction. In this state, the rotational torque applied to one of the output member 32 and the output raceway 30 is also applied to the other.
押付力の出力部材３２への影響は少ないことが望ましい。そこで、摩擦伝動装置１００は、出力軌道輪３０を環囲する筒部３７ｂと、当該筒部３７ｂから径方向内側に張り出す内側張出部３６と、を有するケーシング３７を備え、出力軌道輪３０とケーシング３７の内側張出部３６との間にスラスト軸受３３が配置される。この場合、押付力は、ケーシング３７の内側張出部３６で支持されるので、押付力が出力部材３２に殆ど影響を及ぼさない状態で出力軌道輪３０を支持できる。
It is desirable that the influence of the pressing force on the output member 32 is small. Therefore, the friction transmission device 100 includes a casing 37 having a cylindrical portion 37b surrounding the output raceway 30 and an inner protrusion 36 that extends radially inward from the cylindrical portion 37b. A thrust bearing 33 is disposed between the inner protrusion 36 of the casing 37 and the inner protrusion 36 of the casing 37. In this case, since the pressing force is supported by the inner protruding portion 36 of the casing 37, the output raceway 30 can be supported with the pressing force having little influence on the output member 32.
出力部材３２の出力軌道輪３０との連結部３２ｄのために専用のスペースを設けると装置が軸方向に長くなる。そこで、摩擦伝動装置１００では、スラスト軸受３３の径方向内側に出力部材３２の出力軌道輪３０との連結部３２ｄが配置される。この場合、装置の小型化に有利である。図１８に示すように、連結部３２ｄは、連結孔３０ｅに収容されるとともに、スラスト軸受３３に環囲される。このため、これらが軸方向に重ねて配置される場合に比べて、装置を軸方向に短く構成できる。また、これらが軸方向に短いので、長い場合よりも出力部材３２のねじり剛性を高くすることができる。
Providing a dedicated space for the connection portion 32d of the output member 32 with the output raceway 30 increases the length of the device in the axial direction. Therefore, in the friction transmission device 100, the connection portion 32d of the output member 32 with the output raceway ring 30 is arranged inside the thrust bearing 33 in the radial direction. In this case, it is advantageous for downsizing the device. As shown in FIG. 18, the connecting portion 32d is accommodated in the connecting hole 30e and is surrounded by the thrust bearing 33. Therefore, the device can be configured to be shorter in the axial direction than when these are arranged one on top of the other in the axial direction. Furthermore, since these are short in the axial direction, the torsional rigidity of the output member 32 can be made higher than if they were long.
出力部材３２に外部から大きなラジアル荷重が入力された場合、伝達機構３へのラジアル荷重の影響は小さいことが望ましい。そこで、摩擦伝動装置１００では、出力部材３２とケーシング３７の筒部３７ｂとの間に、出力部材３２を支持する出力軸受３４が配置される。この場合、出力部材３２に加えられたラジアル荷重は、出力軸受３４によって支持されるので、伝達機構３への影響を小さくできる。また、出力軸受３４は、スラスト軸受３３の内側張出部３６を挟んで反対側に配置される。この場合、ケーシング３７の内側張出部３６が両方向の力を支持するので、互いの影響を受けにくくなる。
When a large radial load is input to the output member 32 from the outside, it is desirable that the influence of the radial load on the transmission mechanism 3 is small. Therefore, in the friction transmission device 100, an output bearing 34 that supports the output member 32 is arranged between the output member 32 and the cylindrical portion 37b of the casing 37. In this case, the radial load applied to the output member 32 is supported by the output bearing 34, so that the influence on the transmission mechanism 3 can be reduced. Further, the output bearing 34 is disposed on the opposite side of the thrust bearing 33 with the inner protrusion 36 interposed therebetween. In this case, the inner protrusion 36 of the casing 37 supports forces in both directions, making them less susceptible to each other's influence.
出力部材３２に加えられた外部荷重の伝達機構３への影響および伝達機構３の押付力の出力部材３２への影響は小さいことが望ましい。そこで、摩擦伝動装置１００では、出力軸受３４およびスラスト軸受３３は、ケーシング３７の内側張出部３６を挟んで軸方向に重なるように配置される。この場合、出力部材３２への外部荷重および伝達機構３の押付力は、ケーシング３７の内側張出部３６によって支持されるので、それぞれの力の一部または全部を相殺できる。この結果、外部荷重の伝達機構３への影響および押付力の出力部材３２への影響をさらに小さくできる。
It is desirable that the influence of the external load applied to the output member 32 on the transmission mechanism 3 and the influence of the pressing force of the transmission mechanism 3 on the output member 32 be small. Therefore, in the friction transmission device 100, the output bearing 34 and the thrust bearing 33 are arranged to overlap in the axial direction with the inner protrusion 36 of the casing 37 interposed therebetween. In this case, since the external load on the output member 32 and the pressing force of the transmission mechanism 3 are supported by the inner protruding portion 36 of the casing 37, part or all of the respective forces can be offset. As a result, the influence of the external load on the transmission mechanism 3 and the influence of the pressing force on the output member 32 can be further reduced.
以上、本発明をいくつかの実施形態をもとに説明した。これらの実施形態は例示であり、いろいろな変形および変更が本発明の特許請求の範囲内で可能なこと、またそうした変形例および変更も本発明の特許請求の範囲にあることは当業者に理解されるところである。従って、本明細書での記述および図面は限定的ではなく例証的に扱われるべきものである。
The present invention has been described above based on several embodiments. Those skilled in the art will understand that these embodiments are illustrative and that various modifications and changes are possible and within the scope of the claims of the present invention. It is about to be done. Accordingly, the description and drawings herein are to be regarded in an illustrative rather than a restrictive sense.
（変形例）
以下、変形例を説明する。変形例の図面および説明では、実施形態と同一または同等の構成要素、部材には、同一の符号を付する。実施形態と重複する説明を適宜省略し、実施形態と相違する構成について重点的に説明する。
(Modified example)
A modified example will be explained below. In the drawings and description of the modified example, the same reference numerals are given to the same or equivalent components and members as in the embodiment. Explanation that overlaps with the embodiment will be omitted as appropriate, and configurations that are different from the embodiment will be mainly explained.
実施形態の説明では、出力部材３２と出力軌道輪３０は、平行キー３５によりキー連結される例を示したが、これらの連結構造に制限はない。これらの連結構造は、これらが軸方向に相対的に移動可能で、周方向に一体回転する構造であればよく、例えば、スプライン連結、インボリュートスプライン連結、軸方向に低剛性で周方向に高剛性なスプリング等の弾性体を用いた連結等を採用できる。
In the description of the embodiment, an example has been shown in which the output member 32 and the output raceway ring 30 are key-coupled by the parallel key 35, but there is no limit to the coupling structure. These connection structures may be of any structure as long as they are relatively movable in the axial direction and rotate integrally in the circumferential direction, such as spline connections, involute spline connections, and structures that have low rigidity in the axial direction and high rigidity in the circumferential direction. Connections using elastic bodies such as springs can be used.
実施形態の説明では、内側凹面２０ａ、２０ｂの断面曲線が円弧である例を示したが、これらの断面曲線に制限はない。例えば、これらの断面曲線は、２次関数で描かれる曲線（放物線）、楕円、長円等であってもよい。
In the description of the embodiment, an example is shown in which the cross-sectional curves of the inner concave surfaces 20a and 20b are circular arcs, but there is no restriction on these cross-sectional curves. For example, these cross-sectional curves may be curves (parabolas) drawn by quadratic functions, ellipses, ellipses, etc.
実施形態の説明では、外側凸面２０ｃ、２０ｄの断面曲線がインボリュート曲線または円弧である例を示したが、これらの断面曲線に制限はない。例えば、これらの断面曲線は、２次関数で描かれる曲線、楕円、長円等であってもよい。
In the description of the embodiment, an example has been shown in which the cross-sectional curves of the outer convex surfaces 20c and 20d are involute curves or circular arcs, but there are no restrictions on these cross-sectional curves. For example, these cross-sectional curves may be curves drawn by quadratic functions, ellipses, ellipses, etc.
実施形態の説明では、内側軌道輪１４、２６の遊星転動体２０が転動する転動面１４ｈ、２６ｈの断面曲線が円弧である例を示したが、これらの断面曲線に制限はない。例えば、これらの断面曲線は、２次関数で描かれる曲線、楕円、長円等であってもよい。
In the description of the embodiment, an example has been shown in which the cross-sectional curves of the rolling surfaces 14h, 26h on which the planetary rolling elements 20 of the inner raceways 14, 26 roll are circular arcs, but there is no restriction on these cross-sectional curves. For example, these cross-sectional curves may be curves drawn by quadratic functions, ellipses, ellipses, etc.
実施形態の説明では、転動面３０ｈ、２８ｈが、平坦面で構成される円錐面である例を示したが、これらは凸面や凹面などの曲面であってもよい。
In the description of the embodiment, an example was shown in which the rolling surfaces 30h and 28h are conical surfaces composed of flat surfaces, but these may be curved surfaces such as convex surfaces or concave surfaces.
入力軸受６６の構成は制限されておらず、例えば、転動体としてころを有する軸受であってもよい。また、第１軌道輪用軸受２７の構成は制限されておらず、例えば、転動体としてころを有する軸受であってもよい。また、出力軌道輪用軸受３３の構成は制限されておらず、例えば、転動体として球体を有する軸受であってもよい。また、出力軸受３４の構成は制限されておらず、例えば、転動体として球体を有する軸受であってもよい。
The configuration of the input bearing 66 is not limited, and may be a bearing having rollers as rolling elements, for example. Further, the configuration of the first bearing ring bearing 27 is not limited, and may be a bearing having rollers as rolling elements, for example. Further, the configuration of the output bearing ring bearing 33 is not limited, and may be a bearing having spheres as rolling elements, for example. Further, the configuration of the output bearing 34 is not limited, and may be a bearing having spheres as rolling elements, for example.
制御部軸受６３の構成は制限されておらず、例えば、転動体として球体を有する軸受、スラスト軸受、滑り軸受などであってもよい。
The configuration of the control unit bearing 63 is not limited, and may be, for example, a bearing having spheres as rolling elements, a thrust bearing, a sliding bearing, or the like.
例えば、押付力付与機構７において、ローラ５３に代わりに球体を有し、ローラ保持器５２のポケット５２ｂ、押付カム５６のカム溝５６ｊ、第２支持軌道輪２８のカム溝２８ｊがそれぞれ当該球体に対応する形状を有してもよい。
For example, in the pressing force applying mechanism 7, a spherical body is provided instead of the roller 53, and the pocket 52b of the roller retainer 52, the cam groove 56j of the pressing cam 56, and the cam groove 28j of the second support raceway 28 are respectively attached to the spherical body. It may also have a corresponding shape.
例えば、押付力付与機構７において、ローラ５３およびローラ保持器５２を無くし、第２支持軌道輪２８のカム溝２８ｊをＶ字状の斜面を持つ凸状のカム山とし、これに押付カム５６のカム溝５６ｊが直接接触する構成であってもよい。また反対に、押付カムのカム溝５６ｊに対応する領域がカム山になっていてもよい。
For example, in the pressing force applying mechanism 7, the roller 53 and the roller retainer 52 are eliminated, the cam groove 28j of the second support bearing ring 28 is made into a convex cam crest with a V-shaped slope, and the pressing cam 56 is formed on this cam groove 28j. The cam groove 56j may be in direct contact with each other. Conversely, the area corresponding to the cam groove 56j of the pressing cam may be a cam crest.
これらの各変形例は、実施形態と同様の作用と効果を奏する。
Each of these modified examples has the same functions and effects as the embodiment.
上述した各実施形態と変形例の任意の組み合わせもまた本発明の実施形態として有用である。組み合わせによって生じる新たな実施形態は、組み合わされる実施形態および変形例それぞれの効果をあわせもつ。
Any combination of the above-described embodiments and modifications are also useful as embodiments of the present invention. A new embodiment resulting from a combination has the effects of each of the combined embodiments and modified examples.
