WO2012014611A1 - トラクションドライブ機構 - Google Patents

トラクションドライブ機構 Download PDF

Info

Publication number
WO2012014611A1
WO2012014611A1 PCT/JP2011/064649 JP2011064649W WO2012014611A1 WO 2012014611 A1 WO2012014611 A1 WO 2012014611A1 JP 2011064649 W JP2011064649 W JP 2011064649W WO 2012014611 A1 WO2012014611 A1 WO 2012014611A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
roller
ring
reduction ratio
rollers
pinion
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/064649
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
祥宏 水野
早川　喜三郎
西澤　博幸
山口　裕之
清一 須浪
Original Assignee
株式会社豊田中央研究所
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社豊田中央研究所 filed Critical 株式会社豊田中央研究所
Priority to US13/811,097 priority Critical patent/US8771126B2/en
Priority to CN201180035406.8A priority patent/CN103003593B/zh
Priority to EP11812204.3A priority patent/EP2600034B1/en
Publication of WO2012014611A1 publication Critical patent/WO2012014611A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/06—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members with members having orbital motion
    • F16H13/08—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members with members having orbital motion with balls or with rollers acting in a similar manner
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H13/00—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members
    • F16H13/06—Gearing for conveying rotary motion with constant gear ratio by friction between rotary members with members having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/0006—Vibration-damping or noise reducing means specially adapted for gearings

Definitions

  • the present invention relates to a traction drive mechanism using a planetary roller mechanism.
  • Patent Documents 1 and 2 Related techniques of a traction drive mechanism using a planetary roller mechanism are disclosed in Patent Documents 1 and 2 below.
  • the ring roller of the first planetary roller mechanism and the ring roller of the second planetary roller mechanism are fixed, and the carrier of the first planetary roller mechanism and the sun roller of the second planetary roller mechanism Are connected, the first planetary roller mechanism and the second planetary roller mechanism are connected in series.
  • the traction drive mechanisms of Patent Documents 1 and 2 function as a speed reduction mechanism, and the power input to the sun roller of the first planetary roller mechanism is decelerated by the first planetary roller mechanism and is then transferred from the carrier of the first planetary roller mechanism to the second planetary mechanism.
  • Non-Patent Document 1 discloses a planetary roller mechanism in which the number of pinion rollers (planetary rollers) arranged along the circumferential direction of the ring roller is four.
  • the gear ratio is also limited to a range smaller than the upper limit value corresponding to the number of pinion rollers.
  • the ratio of the inner diameter of the ring roller and the outer diameter of the sun roller that the four pinion rollers do not interfere with each other is the upper limit value.
  • the reduction ratio from the sun roller to the carrier when the ring roller is fixed is smaller than the upper limit value (4 + 2 ⁇ 2 0.5 ) ⁇ 6.83
  • the speed reduction ratio is limited to the range and cannot exceed the upper limit (4 + 2 ⁇ 2 0.5 ).
  • the sun planet of the first planetary roller mechanism is changed to the second planetary mechanism.
  • the reduction ratio that can be realized by the planetary roller mechanism per stage by reducing the number of pinion rollers arranged in the circumferential direction. It is conceivable to increase However, if the number of pinion rollers arranged in the circumferential direction is reduced, the number of contact parts between the sun roller and the pinion roller and the number of contact parts between the pinion roller and the ring roller are also reduced, so that the transmission torque capacity is also reduced. Therefore, in order to compensate for the decrease in the transmission torque capacity, it is necessary to increase the pressing force applied to each contact portion.
  • An object of the present invention is to provide a traction drive mechanism that enables an increase in gear ratio without causing an increase in size while reducing vibration and noise caused by repeated deformation of the ring roller in the radial direction. To do.
  • the traction drive mechanism includes a first planetary roller in which a plurality of first planetary rollers rotatably supported by a first carrier are sandwiched between and in contact with a first sun roller and a first ring roller.
  • a mechanism and a second planetary roller mechanism in which a plurality of second planetary rollers rotatably supported by the second carrier are sandwiched between the second sun roller and the second ring roller are connected in series.
  • N 2 3
  • the smaller value of (0.204 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +3.123) and (7 + 4 ⁇ 3 0.5 ) is min [0.204 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +3.123, 7 + 4 ⁇ 3 0.5 ]
  • ⁇ 1 ⁇ 0.102 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +1.196, and ⁇ 1 ⁇ min [0.204 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +3.123, 7 + 4 ⁇ 3 0.5 ] Is established.
  • the smaller value of (0.278 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) ⁇ 0.603) and (7 + 4 ⁇ 3 0.5 ) is min [0.278 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1). -0.603,7 + 4 ⁇ 3 0.5 ]
  • ⁇ 1 ⁇ min [0.278 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) ⁇ 0.603, 7 + 4 ⁇ 3 0.5 ] Is established.
  • the second sun roller and the first carrier are connected and the rotation of the first and second ring rollers is restricted.
  • the gear ratio of the entire traction drive mechanism is reduced without reducing the vibration and noise due to repeated deformation in the radial direction of the first and second ring rollers, and without increasing the size of the traction drive mechanism. Can be realized.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of the ring rollers 22 and 62 viewed from a direction orthogonal to the central axis direction (axial direction).
  • 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
  • the traction drive mechanism 10 according to the present embodiment includes two planetary roller mechanisms 12 and 52 connected in series to each other.
  • the planetary roller mechanism (first planetary roller mechanism) 12 includes a ring roller (first ring roller) 22 on which an inner peripheral surface (first inner peripheral surface) 32 is formed, and an inner side of the inner peripheral surface 32 of the ring roller 22 (
  • a sun roller (first sun roller) 21 arranged radially inside and a circumferential direction of the inner peripheral surface 32 of the ring roller 22 are arranged at intervals from each other, and each of them is an outer peripheral surface 31 of the sun roller 21 and a ring roller.
  • the plurality of pinion rollers 23 are arranged at equal intervals (or substantially at equal intervals) with respect to the circumferential direction of the inner peripheral surface 32 of the ring roller 22.
  • the central axes (axis lines) of the sun roller 21, the ring roller 22, and the carrier 24 are coincident with each other.
  • the rotation center axis (axis) when the pinion roller 23 rotates is parallel to the center axis of the ring roller 22.
  • the planetary roller mechanism (second planetary roller mechanism) 52 is a ring roller (second ring roller) having an inner peripheral surface (second inner peripheral surface) 72 formed with an interval between the ring roller 22 and the axial direction thereof. ) 62, the sun roller (second sun roller) 61 disposed on the inner side (radially inward) of the inner peripheral surface 72 of the ring roller 62, and the circumferential direction of the inner peripheral surface 72 of the ring roller 62.
  • a plurality of pinion rollers (second planetary rollers) 63 that are arranged in contact with each other between the outer peripheral surface 71 of the sun roller 61 and the inner peripheral surface 72 of the ring roller 62 and sandwiched (held with pressure).
  • a carrier (second carrier) 64 that rotatably supports each pinion roller 63.
  • the plurality of pinion rollers 63 are arranged at equal intervals (or substantially at equal intervals) with respect to the circumferential direction of the inner peripheral surface 72 of the ring roller 62.
  • the central axes (axis lines) of the sun roller 61, the ring roller 62, and the carrier 64 coincide with each other, and further coincide with the central axes (axis lines) of the sun roller 21, the ring roller 22, and the carrier 24.
  • the rotation center axis (axis line) when the pinion roller 63 rotates is parallel to the center axis of the ring roller 62. In the example shown in FIGS.
  • the ring rollers 22 and 62 are fixed to the casing 20 (fixed member with fixed rotation), and the inner peripheral surfaces are in contact with the outer peripheral surfaces 33 and 73 of the pinion rollers 23 and 63, respectively.
  • the fixed ring formed with 32 and 72 is constituted by the ring rollers 22 and 62.
  • the sun roller 61 of the planetary roller mechanism 52 is mechanically coupled to the carrier 24 of the planetary roller mechanism 12, so that the planetary roller mechanism 12 and the planetary roller mechanism 52 are mechanically connected in series.
  • the sun roller 21 and each pinion roller 23 are fitted inside the ring roller 22 by shrink fitting or interference fitting, for example, and the planetary roller mechanism 12 is tightened. Due to this tightening allowance, the ring roller 22 is elastically deformed radially outward, thereby generating an elastic force (restoring force) radially inward (to the pinion roller 23 side). Can be applied to the contact portions 27, 28 by pressing to the sun roller 21 side.
  • the sun roller 61 and each pinion roller 63 are fitted inside the ring roller 62 by shrink fitting or interference fitting, for example, and the planetary roller mechanism 52 is tightened to generate a tightening margin.
  • a pressing force can be applied to the contact portion 67 between the outer peripheral surface 71 and the outer peripheral surface 73 of each pinion roller 63 and the contact portion 68 between the outer peripheral surface 73 of each pinion roller 63 and the inner peripheral surface 72 of the ring roller 62.
  • a known pressing force application mechanism that applies a pressing force to each contact portion 27, 28, 67, 68 can be provided.
  • a normal force to each contact portion 27, 28, 67, 68
  • a tangential traction force can be generated on each contact portion 27, 28, 67, 68. 21 and each pinion roller 23, between each pinion roller 23 and ring roller 22, between sun roller 61 and each pinion roller 63, and between each pinion roller 63 and ring roller 62, respectively. It can be carried out.
  • the tightening allowance a 1 generated in the planetary roller mechanism 12 is such that the outer diameter of the sun roller 21 (outer peripheral surface 31) is ds 1 , the outer diameter of the pinion roller 23 (outer peripheral surface 33) is dp 1 , and the ring roller 22 (inner peripheral surface). If the inner diameter of 32) is dr 1 , it is expressed by the following equation (1). Similarly, the tightening allowance a 2 generated in the planetary roller mechanism 52 is ds 2 for the outer diameter of the sun roller 61 (outer peripheral surface 71), dp 2 for the outer diameter of the pinion roller 63 (outer peripheral surface 73), and the ring roller 62 (inner peripheral surface). When the inner diameter of the surface 72) and dr 2, is expressed by the following equation (2).
  • a 1 (ds 1 + 2 ⁇ dp 1 ⁇ dr 1 ) / 2 (1)
  • a 2 (ds 2 + 2 ⁇ dp 2 ⁇ dr 2 ) / 2 (2)
  • the traction drive mechanism 10 can be used as a speed change mechanism.
  • the power is shifted between the sun roller 21 and the carrier 64 and transmitted. can do.
  • the traction drive mechanism 10 functions as a speed reduction mechanism that decelerates and transmits power from the sun roller 21 to the carrier 64.
  • the traction drive mechanism 10 can also function as a speed increasing mechanism that speeds up and transmits power from the carrier 64 to the sun roller 21.
  • e 1 is sun roller 21 (represented by the following formula (3) with inner diameter dr 1 outer diameter ds 1 and the ring roller 22 (the inner circumferential surface 32) of the outer peripheral surface 31), the contact portions 67 and 68
  • the theoretical transmission ratio (reduction ratio) e 2 from the sun roller 61 to the carrier 64 of the planetary roller mechanism 52 when the slip is not generated is the outer diameter ds 2 of the sun roller 61 (outer peripheral surface 71).
  • the ring roller 22 receives a reaction force from each pinion roller 23 as shown in FIG. Elastically deforms.
  • the deformation amount of the ring roller 22 is shown larger than the actual deformation amount.
  • the amount of deformation of the ring roller 22 outward in the radial direction varies depending on the position in the circumferential direction, becomes maximum at the circumferential position of the contact portion 28 with the pinion roller 23, and decreases as the distance from the contact portion 28 with the pinion roller 23 increases. .
  • the circumferential position of the contact portion 28 periodically changes, so that the ring
  • the ring roller 22 is repeatedly deformed in the radial direction by periodically changing the circumferential position where the amount of deformation of the roller 22 in the radially outward direction is maximized.
  • the ring roller 62 is repeatedly deformed in the radial direction. The repeated deformation of the ring rollers 22 and 62 causes vibration and noise.
  • the radial vibration displacement r 1 at the circumferential position ⁇ of the ring roller 22 and the radial vibration displacement r 2 at the circumferential position ⁇ of the ring roller 62 are both represented by sine waves, and are expressed as (6 ) And (7).
  • (6) and (7) (see equation (1)) interference a 1 is in the planetary roller mechanism 12 (see (2)) a 2 is interference in the planetary roller mechanism 52, omega 1 is the carrier The rotational speed of 24, ⁇ 2 is the rotational speed of the carrier 64, and t is time.
  • r 1 a 1 ⁇ cos ( ⁇ 1 ⁇ t + ⁇ ) (6)
  • r 2 a 2 ⁇ cos ( ⁇ 2 ⁇ t + ⁇ ) (7)
  • the rotational speed ⁇ 1 of the carrier 24 and the rotational speed ⁇ 2 of the carrier 64 are expressed by the following equations (8) and (9), respectively.
  • ⁇ in is the rotational speed (input rotational speed) of the sun roller 21
  • N 1 is the number of pinion rollers 23 arranged along the circumferential direction
  • N 2 is a pinion roller arranged along the circumferential direction.
  • e 1 is a reduction ratio from the sun roller 21 to the carrier 24 of the planetary roller mechanism 12 (see equation (3))
  • e 2 is a reduction ratio from the sun roller 61 to the carrier 64 of the planetary roller mechanism 52 ((4) (See formula).
  • the radial vibration speed v 1 at the circumferential position ⁇ of the ring roller 22 and the radial vibration speed v 2 at the circumferential position ⁇ of the ring roller 62 are obtained by time differentiation of the equations (6) and (7). Are represented by the following equations (10) and (11).
  • the vibration power P 0 of the ring rollers 22 and 62 as a whole is the product m 1 ⁇ v 1 of the mass m 1 and the speed v 1 per unit ⁇ at the circumferential position ⁇ of the ring roller 22 and the circumference of the ring roller 62.
  • the sum (m 1 ⁇ v 1 + m 2 ⁇ v 2 ) of the product m 2 ⁇ v 2 of the mass m 2 per unit ⁇ at the direction position ⁇ and the velocity v 2 is distributed over the entire circumference of the ring rollers 22 and 62. It is calculated by integrating and is expressed by the following equation (12).
  • M 1 is the mass of the ring roller 22
  • M 2 is the mass of the ring roller 62.
  • the vibration power P 0 of the entire ring rollers 22 and 62 is the reduction ratio e 1 of the planetary roller mechanism 12 (the ratio between the inner diameter dr 1 of the ring roller 22 and the outer diameter ds 1 of the sun roller 21).
  • ⁇ 1 the masses M 1 and M 2 of the ring rollers 22 and 62, the fastening margins a 1 and a 2 in the planetary roller mechanisms 12 and 52, and the numbers N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63.
  • step S101 An example of a method for designing the planetary roller mechanisms 12 and 52 (the masses M 1 and M 2 of the ring rollers 22 and 62 and the tightening margins a 1 and a 2 in the planetary roller mechanisms 12 and 52) is shown in the flowchart of FIG.
  • step S101 the given reduction ratios e 1 and e 2 of the planetary roller mechanisms 12 and 52 and the inner diameters dr 1 and dr 2 of the ring rollers 22 and 62 (inner peripheral surfaces 32 and 72) are set to constant values.
  • the outer diameters ds 1 and ds 2 of the sun rollers 21 and 61 (outer peripheral surfaces 31 and 71) and the outer diameters dp 1 and dp 2 of the pinion rollers 23 and 63 (outer peripheral surfaces 33 and 73) are calculated.
  • the reduction ratio e 1 of the planetary roller mechanism 12 is larger than the reduction ratio e 2 of the planetary roller mechanism 52, the ratio between the inner diameter dr 1 of the ring roller 22 and the outer diameter ds 1 of the sun roller 21.
  • step S102 the pressing force Fs required for the contact portions 27 and 67 with respect to the applied input torque (input torque to the sun roller 21) Ts 1 and the number N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63. 1 and Fs 2 are calculated by the following equations (13) and (14).
  • Fs 1 Ts 1 / ( ⁇ ⁇ ds 1 ⁇ N 1 ) (13)
  • Fs 2 Ts 2 / ( ⁇ ⁇ ds 2 ⁇ N 2 ) (14)
  • step S103 the sun rollers 21 and 61, the pinion rollers 23 and 63, and the ring rollers 22 and 62 are applied to the given surface pressures Ps 1 and Ps 2 (constant values) at the contact portions 27 and 67, respectively.
  • axial length of (the axial length of the contact portion 27,28,67,68) is calculated, the mass M 1, M 2 of the ring roller 22 and 62 is calculated. In the example shown in FIGS.
  • the axial lengths of the sun roller 61, the pinion roller 63, and the ring roller 62 of the planetary roller mechanism 52 are the sun rollers 21 of the planetary roller mechanism 12, It is longer than the axial length of the pinion roller 23 and the ring roller 22 (the length in the axial direction of the contact portions 27 and 28).
  • step S104 the allowances a 1 and a 2 in the planetary roller mechanisms 12 and 52 necessary for applying the pressing forces Fs 1 and Fs 2 to the contact portions 27 and 67 are calculated.
  • FIG. 6 shows the result of calculating the relationship between the reduction ratio e 1 of the planetary roller mechanism 12 and the masses M 1 and M 2 of the ring rollers 22 and 62 when the planetary roller mechanisms 12 and 52 are designed according to the flowchart. As shown in FIG. 6, the mass M 1 of the ring roller 22 increases as the reduction ratio (first reduction ratio) e 1 of the planetary roller mechanism 12 increases.
  • the axial length of the ring roller 22 is suppressed in order to prevent the surface pressure Ps 1 of the contact portion 27 from increasing due to the decrease in the outer diameter ds 1 of the sun roller 21. It is because it is necessary to lengthen.
  • the masses M 1 and M 2 of the ring rollers 22 and 62 are reduced due to the increase in the number N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63.
  • the planetary roller mechanism 52 (second stage) is more mass. The reduction effect is great. As shown in FIG.
  • FIG. 7 shows the result of calculating the relationship between the number N 1 of the pinion rollers 23 of the planetary roller mechanism 12 and the product a 1 ⁇ N 1 when the planetary roller mechanisms 12 and 52 are designed according to the flowchart of FIG.
  • the transmission torque Ts 1 of the contact portion 27 in proportion to the number N 1 of the pressing force Fs 1 and pinion roller 23, the pressing force Fs 1 correlates with interference a 1.
  • the reduction ratio e 1 that can be realized by the planetary roller mechanism 12 is limited to a range smaller than the upper limit value corresponding to the number N 1 of the pinion rollers 23 so that the pinion rollers 23 arranged in the circumferential direction do not interfere with each other. Is done.
  • the reduction ratio e 2 that can be realized by the planetary roller mechanism 52 is limited to a range smaller than the upper limit value ⁇ N2 expressed by the following equation (15).
  • ⁇ N2 3
  • ⁇ N2 8 + 4 ⁇ 3 0.5 ⁇ 14.93
  • N 2 4
  • ⁇ N2 (1 + sin ( ⁇ / N 2 )) / (1-sin ( ⁇ / N 2 )) + 1 (15)
  • Non-Patent Document 1 in which the number of pinion rollers arranged in the circumferential direction is four, the reduction ratio from the sun roller to the carrier when the ring roller is fixed is an upper limit value (4 + 2 ⁇ 2) from equation (15). 0.5 ) is limited to a range smaller than 6.83, and a reduction ratio greater than or equal to the upper limit (4 + 2 ⁇ 2 0.5 ) cannot be realized. In order to further increase the reduction ratio, even when the first planetary roller mechanism and the second planetary roller mechanism are connected in series in two stages as in Patent Documents 1 and 2, the sun planet of the first planetary roller mechanism is changed to the second planetary mechanism.
  • the carrier 24 of the planetary roller mechanism 12 and the sun roller 61 of the planetary roller mechanism 52 are connected, and the planetary roller mechanisms 12 and 52 are connected in series in two stages, thereby reducing the total reduction ratio.
  • 8 to 10 show the results of calculating the noise level due to the vibration power P 0 of the entire ring rollers 22 and 62 while changing the reduction ratio e 1 and the numbers N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63. 8 shows the calculation result of the noise level when the total reduction ratio e 0 is 50, FIG. 9 shows the calculation result of the noise level when the total reduction ratio e 0 is 65, and FIG. 10 shows the total reduction ratio.
  • the calculation result of the noise level when e 0 is 80 is shown.
  • the inner diameters dr 1 and dr 2 of the ring rollers 22 and 62 are constant, the input torque Ts 1 is constant, and the surface pressure Ps 1 at the contact portions 27 and 67 is constant.
  • Ps 2 is constant, and the masses M 1 and M 2 and the products a 1 ⁇ N 1 and a 2 ⁇ N 2 of the ring rollers 22 and 62 are calculated using the relationship shown in FIGS. ing.
  • the vibration power P 0 is multiplied by the vibration-to-sound conversion efficiency ⁇ .
  • the solid line portion indicates a range where the pinion rollers 23 and the pinion rollers 63 do not interfere with each other, and the broken line portion is actually established by any interference between the pinion rollers 23 and the pinion rollers 63.
  • the reduction ratio (first reduction ratio) e 1 of the planetary roller mechanism 12 is 10.18.
  • the noise level is minimized as compared with the case where the number N 2 of the pinion rollers 63 of the planetary roller mechanism 52 is reduced to three.
  • the value can be reduced.
  • the minimum value of the noise level can be further reduced by increasing the number N 2 of the pinion rollers 63 of the planetary roller mechanism 52 to reduce the tightening allowance a 2 .
  • the number N 2 of the pinion rollers 63 is increased to 7 or more, the decrease rate of the fastening allowance a 2 becomes smaller than the increase rate of the number N 2 of the pinion rollers 63, thereby affecting the vibration power P 0 .
  • the number N 1 of pinion rollers 23 arranged along the circumferential direction is set to 3, and the number N 2 of pinion rollers 63 arranged along the circumferential direction is set to 3 or more and 6 or less.
  • FIG. 3 shows an example in which the number N 2 of pinion rollers 63 arranged in the circumferential direction is three
  • FIG. 11 shows the number N 2 of pinion rollers 63 arranged in the circumferential direction.
  • FIG. 12 shows an example in which the number N 2 of pinion rollers 63 arranged in the circumferential direction is five
  • FIG. 13 shows the number N of pinion rollers 63 arranged in the circumferential direction.
  • the reduction ratio e 1 of the planetary roller mechanism 12 is set to the number N 1 and N 2 of the set pinion rollers 23 and 63, and the noise level (vibration power P 0 ) is +1 dB or less from the minimum value. Set within the range.
  • the range of the reduction ratio e 1 of the planetary roller mechanism 12 will be described.
  • the lower limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 where the noise level is +1 dB or less from the minimum value is 10.33, and the upper limit value is 14.93. ( ⁇ 8 + 4 ⁇ 3 0.5 ).
  • the upper limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 is determined by the condition that the pinion rollers 23 do not interfere with each other.
  • the lower limit is 7.32 ( ⁇ 25-12.5 ⁇ 2 0.5 ), and the upper limit is 11.48.
  • the lower limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 where the noise level is +1 dB or less from the minimum value is 9.52 ( ⁇ 32.5-16.25 ⁇ 2 0.5 ), and its upper limit is 14.57.
  • e 0 80 shown in FIG.
  • the lower limit of the range of the first stage reduction ratio e 1 where the noise level is +1 dB or less from the minimum value is 11.72 ( ⁇ 40 ⁇ 20 ⁇ 2 0.5 ). There is an upper limit of 14.93 ( ⁇ 8 + 4 ⁇ 3 0.5 ).
  • the lower limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 is determined by the condition that the pinion rollers 63 do not interfere with each other.
  • the pinion rollers 23 The upper limit value of the range of the first-stage reduction ratio e 1 is determined by the condition that does not interfere.
  • the lower limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 where the noise level is +1 dB or less from the minimum value is 13.40, and the upper limit value is 14.93. ( ⁇ 8 + 4 ⁇ 3 0.5 ).
  • the lower limit value of the range of the first-stage reduction ratio e 1 is determined by the condition that the pinion rollers 63 do not interfere with each other.
  • the pinion rollers 23 do not interfere with each other.
  • the upper limit of the range of the first stage reduction ratio e 1 is determined depending on the conditions.
  • the lower limit value of the range of the first stage reduction ratio e 1 is determined by the condition that the pinion rollers 63 do not interfere with each other.
  • ⁇ 1 dr 1 / ds 1
  • ⁇ 2 dr 2 / ds 2
  • the broken lines in FIG. 14 indicate the total reduction ratio e 0 and the first stage reduction ratio at which the noise level becomes the minimum value (the lowest point) with respect to the set number N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63. representing the relationship between the e 1.
  • ⁇ 1 , ⁇ 2 (e 1 , e 2 ) is preferably set.
  • Expressions (24) and (25) can be transformed into the following expressions (26) and (27). However, in the equation (27), min [0.185 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +1.320, 7 + 4 ⁇ 3 0.5 ] is (0.185 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) +1.320) and (7 + 4 ⁇ 3 0.5 ), whichever is smaller.
  • the broken lines in FIG. 15 indicate the total reduction ratio e 0 and the first stage reduction ratio at which the noise level becomes the minimum value (the lowest point) with respect to the set number N 1 and N 2 of the pinion rollers 23 and 63. representing the relationship between the e 1.
  • the broken line in FIG. 15 can be expressed by the following equation (28) and can be further transformed into the following equation (29).
  • ⁇ 1 , ⁇ 2 (e 1 , e 2 ) is preferably set.
  • Expressions (30) and (31) can be transformed into the following expressions (32) and (33). However, in the equation (33), min [0.234 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) ⁇ 0.480, 7 + 4 ⁇ 3 0.5 ] is (0.234 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 + 1) ⁇ 0.480) and (7 + 4 ⁇ 3 0.5 ), whichever is smaller.
  • the noise level decreases as the shift from the upper limit to the lower limit of the shaded portion in FIG. 16 is performed.
  • the five pinion rollers 63 are arranged in the circumferential direction with a minute space between the pinion rollers 63 adjacent in the circumferential direction so as not to generate a traction force.
  • Expressions (34) and (35) can be transformed into the following expressions (36) and (37).
  • min [0.278 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 +1) ⁇ 0.603,7 + 4 ⁇ 3 0.5 ] is (0.278 ⁇ ( ⁇ 1 +1) ⁇ ( ⁇ 2 + 1) ⁇ 0.603) and (7 + 4 ⁇ 3 0.5 ), whichever is smaller.
  • the six pinion rollers 63 are arranged along the circumferential direction with a minute space between the pinion rollers 63 adjacent in the circumferential direction so as not to generate a traction force.
  • the traction without increasing the size of the traction drive mechanism 10 while reducing vibration and noise due to repeated deformation of the ring rollers 22 and 62 in the radial direction.
  • An increase in the total reduction ratio e 0 in the entire drive mechanism 10 can be realized.
  • the carrier 24 and the ring roller 62 are fixed to the casing 20 to restrain the rotation, and the ring roller 22 and the sun roller 61 are mechanically connected to shift the power between the sun roller 21 and the carrier 64. It is also possible to transmit (decelerate and transmit power from the sun roller 21 to the carrier 64).
  • the ring roller 22 and the carrier 64 are fixed to the casing 20 to restrain the rotation, and the carrier 24 and the sun roller 61 are mechanically connected, so that the power is shifted and transmitted between the sun roller 21 and the ring roller 62. It is also possible (decelerate and transmit power from the sun roller 21 to the ring roller 62).
  • the carriers 24 and 64 are fixed to the casing 20 to restrain the rotation, and the ring roller 22 and the sun roller 61 are mechanically connected to transmit the power between the sun roller 21 and the ring roller 62 while changing the power. It is also possible to decelerate and transmit power from the sun roller 21 to the ring roller 62.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Friction Gearing (AREA)

Abstract

　ピニオンローラ（２３）、（６３）の数Ｎ1、Ｎ2、リングローラ（２２）の内径とサンローラ（２１）の外径との比ρ1、リングローラ（６２）の内径とサンローラ（６１）の外径との比ρ2に関して、Ｎ1＝３、及び(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≧２４＋１６×２0.5が成立し、Ｎ2＝３ならば、　ρ1≧０．１０２×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．１９６、及び　ρ1≦min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5] が成立し、Ｎ2＝４ならば、　ρ1≧(２－２0.5)×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)／４－１、及び　ρ1≦min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5] が成立する。

Description

トラクションドライブ機構
　本発明は、遊星ローラ機構を用いたトラクションドライブ機構に関する。
　遊星ローラ機構を用いたトラクションドライブ機構の関連技術が下記特許文献１，２に開示されている。特許文献１，２のトラクションドライブ機構においては、第１遊星ローラ機構のリングローラ及び第２遊星ローラ機構のリングローラが固定されており、第１遊星ローラ機構のキャリアと第２遊星ローラ機構のサンローラが連結されていることで、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構が直列接続されている。特許文献１，２のトラクションドライブ機構は減速機構として機能し、第１遊星ローラ機構のサンローラに入力された動力は、第１遊星ローラ機構で減速されて第１遊星ローラ機構のキャリアから第２遊星ローラ機構のサンローラに伝達され、さらに、第２遊星ローラ機構で減速されて第２遊星ローラ機構のキャリアから出力される。また、下記非特許文献１には、リングローラの周方向に沿って並べられたピニオンローラ（遊星ローラ）の個数が４個である遊星ローラ機構が開示されている。
特開昭６１－７４９５２号公報 特開平７－５４９４６号公報 特開平５－３３２４１３号公報 特公平７－２１３０３号公報
河野晶彦、「印刷機用遊星ローラ式トラクションドライブ減速ユニットについて」、Koyo Engineering Journal No.165、２００４年、p.60-64
　遊星ローラ機構においてトルク伝達を行う際には、サンローラとピニオンローラ（遊星ローラ）との接触部、及びピニオンローラとリングローラとの接触部に過大滑り（グロススリップ）が生じないように、トルク伝達に必要な押付力（法線方向の力）をこれらの接触部に作用させる必要がある。各接触部に押付力を作用させる際には、リングローラは、ピニオンローラからの反力を受けることで径方向外側へ弾性変形する。リングローラの径方向外側への変形量は、周方向位置に応じて異なり、ピニオンローラとの接触部の周方向位置で最大となり、ピニオンローラとの接触部から離れるほど小さくなる。リングローラに対してピニオンローラが相対的に公転すると、ピニオンローラとリングローラとの接触部の周方向位置が周期的に変化するため、リングローラの径方向外側への変形量が最大となる周方向位置が周期的に変化することで、リングローラには径方向への変形が繰り返し発生する。このリングローラの繰り返し変形が振動・騒音の原因となり、リングローラの径方向への変形量が大きいほど、リングローラの繰り返し変形による振動・騒音レベルが大きくなる。
　また、遊星ローラ機構においては、周方向に沿って並べるピニオンローラ同士が互いに干渉しないように、リングローラの内径とサンローラの外径との比を設計する必要があるので、遊星ローラ機構で実現可能な変速比（減速比）も、ピニオンローラの個数に応じた上限値より小さい範囲に制限される。例えば、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数が４個である非特許文献１では、４個のピニオンローラ同士が互いに干渉しない、リングローラの内径とサンローラの外径との比が、上限値（３＋２×２0.5）≒５．８３より小さい範囲に制限されるため、リングローラを固定した場合の、サンローラからキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２0.5）≒６．８３より小さい範囲に制限され、この上限値（４＋２×２0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、特許文献１，２のように、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構を２段に直列接続した場合でも、第１遊星ローラ機構のサンローラから第２遊星ローラ機構のキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２0.5）2＝（２４＋１６×２0.5）≒４６．６より小さい範囲に制限され、この上限値（２４＋１６×２0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、遊星ローラ機構を３段以上に直列接続すると、トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことになる。
　トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことなく、減速比をさらに大きくするためには、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を減らして、１段あたりの遊星ローラ機構で実現可能な減速比を大きくすることが考えられる。ただし、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を減らすと、サンローラとピニオンローラとの接触部の数、及びピニオンローラとリングローラとの接触部の数も減少することで、伝達トルク容量も低下するので、この伝達トルク容量の低下分を補償するために、各接触部に作用させる押付力を増加させる必要がある。しかし、各接触部に作用させる押付力を増加させると、リングローラの径方向への変形量も大きくなるため、リングローラの繰り返し変形による振動・騒音レベルも大きくなる。また、周方向に沿って並べるピニオンローラの個数を２個以下にすると、ピニオンローラに押圧されるサンローラの位置が安定しなくなり、各接触部に押付力を安定して作用させることが困難となる。
　本発明は、リングローラの径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、体格の大型化を招くことなく変速比の増大を可能にするトラクションドライブ機構を提供することを目的とする。
　本発明に係るトラクションドライブ機構は、第１キャリアに回転自在に支持された複数の第１遊星ローラが第１サンローラと第１リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第１遊星ローラ機構と、第２キャリアに回転自在に支持された複数の第２遊星ローラが第２サンローラと第２リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第２遊星ローラ機構とが直列接続されたトラクションドライブ機構であって、第１遊星ローラの数Ｎ1、第２遊星ローラの数Ｎ2、第１リングローラの内径と第１サンローラの外径との比ρ1、第２リングローラの内径と第２サンローラの外径との比ρ2に関して、
　Ｎ1＝３、Ｎ2＝３，４，５または６、及び
　(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≧２４＋１６×２0.5
が成立する。
　さらに、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ2＝３ならば、
　（０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
　min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5]
とすると、
　ρ1≧０．１０２×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．１９６、及び
　ρ1≦min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5]
が成立する。
　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ2＝４ならば、
　（０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
　min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5]
とすると、
　ρ1≧(２－２0.5)×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)／４－１、及び
　ρ1≦min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5]
が成立する。
　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ2＝５ならば、
　（０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
　min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，７＋４×３0.5]
とすると、
　ρ1≧０．２０６×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１、及び
　ρ1≦min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，７＋４×３0.5]
が成立する。
　また、本発明に係るトラクションドライブ機構は、Ｎ2＝６ならば、
　（０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
　min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，７＋４×３0.5]
とすると、
　ρ1≧０．２５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１、及び
　ρ1≦min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，７＋４×３0.5]
が成立する。
　本発明の一態様では、第２サンローラと第１キャリアが連結されており、第１及び第２リングローラの回転が拘束されていることが好適である。
　本発明によれば、第１及び第２リングローラの径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、トラクションドライブ機構の体格の大型化を招くことなくトラクションドライブ機構全体の変速比の増大を実現することができる。
本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 リングローラの変形を説明する図である。 遊星ローラ機構の設計方法の一例を説明するフローチャートである。 遊星ローラ機構の減速比とリングローラの質量との関係を示す図である。 ピニオンローラの個数と遊星ローラ機構における締め代との関係を示す図である。 リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。 リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。 リングローラ全体の振動パワーによる騒音レベルを計算した結果を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の概略構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。 本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構の減速比の範囲を説明する図である。
　以下、本発明を実施するための形態（以下実施形態という）を図面に従って説明する。
　図１～３は本発明の実施形態に係るトラクションドライブ機構１０の概略構成を示す図であり、図１はリングローラ２２，６２の中心軸方向（軸線方向）と直交する方向から見た断面図を示し、図２は図１のＡ－Ａ断面図を示し、図３は図１のＢ－Ｂ断面図を示す。本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０は、互いに直列接続された２つの遊星ローラ機構１２，５２を備える。
　遊星ローラ機構（第１遊星ローラ機構）１２は、内周面（第１内周面）３２が形成されたリングローラ（第１リングローラ）２２と、リングローラ２２の内周面３２の内側（径方向内側）に配置されたサンローラ（第１サンローラ）２１と、リングローラ２２の内周面３２の周方向に沿って互いに間隔をおいて並べられ、各々がサンローラ２１の外周面３１とリングローラ２２の内周面３２との間にこれらと接触して挟持（挟圧保持）された複数のピニオンローラ（第１遊星ローラ）２３と、各ピニオンローラ２３を回転自在に支持するキャリア（第１キャリア）２４と、を有する。複数のピニオンローラ２３は、リングローラ２２の内周面３２の周方向に関して互いに等間隔で（あるいはほぼ等間隔で）配置されている。サンローラ２１、リングローラ２２、及びキャリア２４の中心軸（軸線）は互いに一致している。そして、ピニオンローラ２３が自転するときの回転中心軸（軸線）はリングローラ２２の中心軸と平行である。
　遊星ローラ機構（第２遊星ローラ機構）５２は、リングローラ２２とその軸線方向に間隔をおいて配置され、内周面（第２内周面）７２が形成されたリングローラ（第２リングローラ）６２と、リングローラ６２の内周面７２の内側（径方向内側）に配置されたサンローラ（第２サンローラ）６１と、リングローラ６２の内周面７２の周方向に沿って互いに間隔をおいて並べられ、各々がサンローラ６１の外周面７１とリングローラ６２の内周面７２との間にこれらと接触して挟持（挟圧保持）された複数のピニオンローラ（第２遊星ローラ）６３と、各ピニオンローラ６３を回転自在に支持するキャリア（第２キャリア）６４と、を有する。複数のピニオンローラ６３は、リングローラ６２の内周面７２の周方向に関して互いに等間隔で（あるいはほぼ等間隔で）配置されている。サンローラ６１、リングローラ６２、及びキャリア６４の中心軸（軸線）は互いに一致しており、さらに、サンローラ２１、リングローラ２２、及びキャリア２４の中心軸（軸線）と一致している。そして、ピニオンローラ６３が自転するときの回転中心軸（軸線）はリングローラ６２の中心軸と平行である。図１～３に示す例では、リングローラ２２，６２がケーシング２０（回転の固定された固定部材）に固定されており、ピニオンローラ２３，６３の外周面３３，７３とそれぞれ接触する内周面３２，７２が形成された固定リングが、リングローラ２２，６２により構成される。そして、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１が遊星ローラ機構１２のキャリア２４に機械的に連結されていることで、遊星ローラ機構１２と遊星ローラ機構５２とが機械的に直列接続されている。
　遊星ローラ機構１２，５２（トラクションドライブ機構１０）においては、ローラ同士の油膜を介した接触部に押付力（法線方向の力）が作用することで生じる油膜のせん断力（接線方向のトラクション力）によってトルク伝達を行うことが可能であるが、トルク伝達を行う際には、各接触部において過大滑り（グロススリップ）が生じないように、トルク伝達に必要な押付力（法線力）を各接触部に作用させる必要がある。遊星ローラ機構１２において、サンローラ２１の外周面３１と各ピニオンローラ２３の外周面３３との接触部２７、及び各ピニオンローラ２３の外周面３３とリングローラ２２の内周面３２との接触部２８に押付力（法線力）を作用させるためには、例えば焼き嵌めや締まり嵌め等によってサンローラ２１及び各ピニオンローラ２３をリングローラ２２の内側に嵌め込み、遊星ローラ機構１２に締め代を生じさせる。この締め代によってリングローラ２２が径方向外側へ弾性変形することで径方向内側（ピニオンローラ２３側）への弾性力（復元力）が生じ、リングローラ２２は、この弾性力によって各ピニオンローラ２３をサンローラ２１側へ押圧することで、接触部２７，２８に法線力を作用させることができる。同様に、遊星ローラ機構５２においても、例えば焼き嵌めや締まり嵌め等によってサンローラ６１及び各ピニオンローラ６３をリングローラ６２の内側に嵌め込み、遊星ローラ機構５２に締め代を生じさせることで、サンローラ６１の外周面７１と各ピニオンローラ６３の外周面７３との接触部６７、及び各ピニオンローラ６３の外周面７３とリングローラ６２の内周面７２との接触部６８に押付力を作用させることができる。また、各接触部２７，２８，６７，６８に押付力を付加する既知の押付力付加機構を設けることもできる。このように、各接触部２７，２８，６７，６８に法線方向の力を作用させることで、各接触部２７，２８，６７，６８に接線方向のトラクション力を発生させることができ、サンローラ２１と各ピニオンローラ２３との間、各ピニオンローラ２３とリングローラ２２との間、サンローラ６１と各ピニオンローラ６３との間、及び各ピニオンローラ６３とリングローラ６２との間でトルク伝達をそれぞれ行うことができる。
　なお、遊星ローラ機構１２に生じる締め代ａ1は、サンローラ２１（外周面３１）の外径をｄｓ1、ピニオンローラ２３（外周面３３）の外径をｄｐ1、リングローラ２２（内周面３２）の内径をｄｒ1とすると、以下の（１）式で表される。同様に、遊星ローラ機構５２に生じる締め代ａ2は、サンローラ６１（外周面７１）の外径をｄｓ2、ピニオンローラ６３（外周面７３）の外径をｄｐ2、リングローラ６２（内周面７２）の内径をｄｒ2とすると、以下の（２）式で表される。
　ａ1＝(ｄｓ1＋２×ｄｐ1－ｄｒ1)／２　　・・・(1)
　ａ2＝(ｄｓ2＋２×ｄｐ2－ｄｒ2)／２　　・・・(2)
　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０については、変速機構として用いることが可能である。図１～３に示す例では、リングローラ２２，６２がケーシング２０に固定され、リングローラ２２，６２の回転が拘束されているため、サンローラ２１とキャリア６４との間で動力を変速して伝達することができる。サンローラ２１からキャリア６４へ動力を伝達する場合は、トラクションドライブ機構１０は、サンローラ２１からキャリア６４へ動力を減速して伝達する減速機構として機能する。その際には、遊星ローラ機構１２では、サンローラ２１からキャリア２４へ動力が減速して伝達され、遊星ローラ機構５２では、キャリア２４に連結されたサンローラ６１からキャリア６４へ動力が減速して伝達される。ただし、トラクションドライブ機構１０を、キャリア６４からサンローラ２１へ動力を増速して伝達する増速機構として機能させることも可能である。
　減速機構として機能するトラクションドライブ機構１０において、各接触部２７，２８に滑りが発生していないものとした場合の、遊星ローラ機構１２のサンローラ２１からキャリア２４にかけての理論的な変速比（減速比）ｅ1は、サンローラ２１（外周面３１）の外径ｄｓ1及びリングローラ２２（内周面３２）の内径ｄｒ1を用いた以下の（３）式で表され、各接触部６７，６８に滑りが発生していないものとした場合の、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１からキャリア６４にかけての理論的な変速比（減速比）ｅ2は、サンローラ６１（外周面７１）の外径ｄｓ2及びリングローラ６２（内周面７２）の内径ｄｒ2を用いた以下の（４）式で表される。そして、各接触部２７，２８，６７，６８に滑りが発生していないものとした場合の、トラクションドライブ機構１０のサンローラ２１からキャリア６４にかけての理論的な総変速比（総減速比）ｅ0は、以下の（５）式で表される。ただし、各接触部２７，２８，６７，６８では、トルク伝達の際に微少滑りが発生しているため、実際の変速比（減速比）は、厳密には、理論的な変速比（減速比）と比較して、微少滑りの分だけ僅かな差が生じる。
　ｅ1＝ｄｒ1／ｄｓ1＋１　　・・・(3)
　ｅ2＝ｄｒ2／ｄｓ2＋１　　・・・(4)
　ｅ0＝ｅ1×ｅ2＝(ｄｒ1／ｄｓ1＋１)×(ｄｒ2／ｄｓ2＋１)    ・・・(5)
　遊星ローラ機構１２において、接触部２７，２８に押付力を作用させる際には、リングローラ２２は、例えば図４に示すように、各ピニオンローラ２３からの反力を受けることで径方向外側へ弾性変形する。ただし、図４では、説明の便宜上、リングローラ２２の変形量を実際の変形量よりも大きくして図示している。リングローラ２２の径方向外側への変形量は、周方向位置に応じて異なり、ピニオンローラ２３との接触部２８の周方向位置で最大となり、ピニオンローラ２３との接触部２８から離れるほど小さくなる。リングローラ２２とキャリア２４との間に相対回転が発生する（リングローラ２２に対してピニオンローラ２３が相対的に公転する）と、接触部２８の周方向位置が周期的に変化するため、リングローラ２２の径方向外側への変形量が最大となる周方向位置が周期的に変化することで、リングローラ２２には径方向への変形が繰り返し発生する。同様に、遊星ローラ機構５２においても、リングローラ６２に径方向への変形が繰り返し発生する。このリングローラ２２，６２の繰り返し変形が振動・騒音の原因となる。
　リングローラ２２のある周方向位置θでの径方向振動変位ｒ1、及びリングローラ６２のある周方向位置θでの径方向振動変位ｒ2は、いずれも正弦波で表され、以下の（６）、（７）式でそれぞれ表される。（６）、（７）式において、ａ1は遊星ローラ機構１２における締め代（（１）式参照）、ａ2は遊星ローラ機構５２における締め代（（２）式参照）、ω1はキャリア２４の回転速度、ω2はキャリア６４の回転速度、ｔは時間である。
　ｒ1＝ａ1×cos(ω1×ｔ＋θ)    ・・・(6)
　ｒ2＝ａ2×cos(ω2×ｔ＋θ)    ・・・(7)
　キャリア２４の回転速度ω1、及びキャリア６４の回転速度ω2は、以下の（８）、（９）式でそれぞれ表される。（８）、（９）式において、ωinはサンローラ２１の回転速度（入力回転速度）、Ｎ1は周方向に沿って並べるピニオンローラ２３の個数、Ｎ2は周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数、ｅ1は遊星ローラ機構１２のサンローラ２１からキャリア２４にかけての減速比（（３）式参照）、ｅ2は遊星ローラ機構５２のサンローラ６１からキャリア６４にかけての減速比（（４）式参照）である。
　ω1＝ωin×Ｎ1／ｅ1　　・・・(8)
　ω2＝ωin×Ｎ2／(ｅ1×ｅ2)    ・・・(9)
　リングローラ２２のある周方向位置θでの径方向振動速度ｖ1、及びリングローラ６２のある周方向位置θでの径方向振動速度ｖ2は、（６）、（７）式の時間微分により、以下の（１０）、（１１）式でそれぞれ表される。
　ｖ1＝－ａ1×ω1×sin(ω1×ｔ＋θ)    ・・・(10)
　ｖ2＝－ａ2×ω2×sin(ω2×ｔ＋θ)    ・・・(11)
　リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ0は、リングローラ２２のある周方向位置θでの単位θあたりの質量ｍ1と速度ｖ1の積ｍ1×ｖ1と、リングローラ６２のある周方向位置θでの単位θあたりの質量ｍ2と速度ｖ2の積ｍ2×ｖ2との和（ｍ1×ｖ1＋ｍ2×ｖ2）を、リングローラ２２，６２全周に渡って積分することで算出され、以下の（１２）式で表される。（１２）式において、Ｍ1はリングローラ２２の質量、Ｍ2はリングローラ６２の質量である。（１２）式に示すように、リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ0は、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1（リングローラ２２の内径ｄｒ1とサンローラ２１の外径ｄｓ1との比ρ1）、リングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2、遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ1，ａ2、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に応じて変化する。リングローラ２２，６２の繰り返し変形による振動・騒音レベルを低減するためには、（１２）式で表される振動パワーＰ0を小さくすることが望ましい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　遊星ローラ機構１２，５２（リングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2、及び遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ1，ａ2）の設計方法の一例を図５のフローチャートに示す。まずステップＳ１０１では、与えられた遊星ローラ機構１２，５２の減速比ｅ1，ｅ2、及びリングローラ２２，６２（内周面３２，７２）の内径ｄｒ1，ｄｒ2（一定値とする）に対して、サンローラ２１，６１（外周面３１，７１）の外径ｄｓ1，ｄｓ2、及びピニオンローラ２３，６３（外周面３３，７３）の外径ｄｐ1，ｄｐ2が算出される。図１～３に示す例では、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1が遊星ローラ機構５２の減速比ｅ2より大きいため、リングローラ２２の内径ｄｒ1とサンローラ２１の外径ｄｓ1との比ρ1（＝ｄｒ1／ｄｓ1）が、リングローラ６２の内径ｄｒ2とサンローラ６１の外径ｄｓ2との比ρ2（＝ｄｒ2／ｄｓ2）より大きく、さらに、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ1，ｄｒ2が等しいため、サンローラ２１の外径ｄｓ1がサンローラ６１の外径ｄｓ2より小さく、ピニオンローラ２３の外径ｄｐ1がピニオンローラ６３の外径ｄｐ2より大きい。次にステップＳ１０２では、与えられた入力トルク（サンローラ２１への入力トルク）Ｔｓ1、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に対して、接触部２７，６７に必要な押付力Ｆｓ1，Ｆｓ2が以下の（１３）、（１４）式により算出される。（１３）、（１４）式において、Ｔｓ2はサンローラ６１のトルク（＝ｅ1×Ｔｓ1）、μは接触部２７，６７でのトラクション係数である。
　Ｆｓ1＝Ｔｓ1／(μ×ｄｓ1×Ｎ1)    ・・・(13)
　Ｆｓ2＝Ｔｓ2／(μ×ｄｓ2×Ｎ2)    ・・・(14)
　次にステップＳ１０３では、与えられた接触部２７，６７での面圧Ｐｓ1，Ｐｓ2（一定値とする）に対して、サンローラ２１，６１、ピニオンローラ２３，６３、及びリングローラ２２，６２の軸長（接触部２７，２８，６７，６８の軸線方向長さ）が算出され、リングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2が算出される。図１～３に示す例では、遊星ローラ機構５２のサンローラ６１、ピニオンローラ６３、及びリングローラ６２の軸長（接触部６７，６８の軸線方向長さ）が、遊星ローラ機構１２のサンローラ２１、ピニオンローラ２３、及びリングローラ２２の軸長（接触部２７，２８の軸線方向長さ）より長い。次にステップＳ１０４では、接触部２７，６７に押付力Ｆｓ1，Ｆｓ2を作用させるために必要な、遊星ローラ機構１２，５２における締め代ａ1，ａ2が算出される。
　総減速比ｅ0一定、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ1，ｄｒ2一定、入力トルクＴｓ1一定、及び接触部２７，６７での面圧Ｐｓ1，Ｐｓ2一定の条件で、図５のフローチャートに従って遊星ローラ機構１２，５２を設計した場合における、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1とリングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2との関係を計算した結果を図６に示す。図６に示すように、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ1が大きいほど、リングローラ２２の質量Ｍ1が大きくなる。これは、１段目減速比ｅ1が大きい場合、サンローラ２１の外径ｄｓ1が小さくなることで接触部２７の面圧Ｐｓ1が高くなるのを抑制するために、リングローラ２２の軸長を長くする必要があるからである。また、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2の増加によってリングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2が減少しているが、特に遊星ローラ機構５２（２段目）の方が質量低減効果が大きい。図６に示すように、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1の変更に伴い、リングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2も変化し、（１２）式で表される振動パワーＰ0も変化する。（１２）式から、リングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2が小さい方が、振動パワーＰ0が小さくなる傾向にある。
　また、総減速比ｅ0一定、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ1，ｄｒ2一定、入力トルクＴｓ1一定、及び接触部２７，６７での面圧Ｐｓ1，Ｐｓ2一定の条件で、図５のフローチャートに従って遊星ローラ機構１２，５２を設計した場合における、遊星ローラ機構１２のピニオンローラ２３の個数Ｎ1と積ａ1×Ｎ1との関係を計算した結果を図７に示す。遊星ローラ機構１２において、接触部２７での伝達トルクＴｓ1は押付力Ｆｓ1とピニオンローラ２３の個数Ｎ1に比例し、押付力Ｆｓ1は締め代ａ1と相関がある。伝達トルクＴｓ1一定とした場合に、ピニオンローラ２３の個数Ｎ1が増えると、押付力Ｆｓ1つまり締め代ａ1は小さくなる。さらに、ピニオンローラ２３の個数Ｎ1の増加割合に対して、締め代ａ1が小さくなる割合の方が大きいため、図７に示すように、Ｎ1≦５の場合にピニオンローラ２３の個数Ｎ1の増加に伴い積ａ1×Ｎ1が減少し、Ｎ1＝６の場合に積ａ1×Ｎ1が最小となる。ただし、Ｎ1≧７の場合は、ピニオンローラ２３の個数Ｎ1の増加割合に対して、締め代ａ1の減少割合が小さくなるため、ピニオンローラ２３の個数Ｎ1の増加に伴い積ａ1×Ｎ1は増加する。なお、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ2と積ａ2×Ｎ2との関係も図７に示す関係と同様である。図７に示すように、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2の変更に伴い、積ａ1×Ｎ1，ａ2×Ｎ2も変化し、（１２）式で表される振動パワーＰ0も変化する。（１２）式から、積ａ1×Ｎ1，ａ2×Ｎ2が小さい方が、振動パワーＰ0が小さくなる傾向にある。
　ただし、遊星ローラ機構１２で実現可能な減速比ｅ1は、周方向に沿って並べるピニオンローラ２３同士が互いに干渉しないように、ピニオンローラ２３の個数Ｎ1に応じた上限値より小さい範囲に制限される。これは遊星ローラ機構５２についても同様である。より具体的には、遊星ローラ機構５２で実現可能な減速比ｅ2は、以下の（１５）式で表される上限値λN2より小さい範囲に制限される。つまり、リングローラ６２の内径ｄｒ2とサンローラ６１の外径ｄｓ2との比ρ2（＝ｄｒ2／ｄｓ2）が、上限値（λN2－１）より小さい範囲に制限される。例えばＮ2＝３の場合は、λN2＝８＋４×３0.5≒１４．９３であり、Ｎ2＝４の場合は、λN2＝４＋２×２0.5≒６．８３であり、Ｎ2＝５の場合は、λN2≒４．８５であり、Ｎ2＝６の場合は、λN2＝４．０である。
　λN2＝(１＋sin(π／Ｎ2))／(１－sin(π／Ｎ2))＋１　　・・・(15)
　周方向に沿って並べるピニオンローラの個数が４個である非特許文献１では、リングローラを固定した場合の、サンローラからキャリアにかけての減速比が、（１５）式から、上限値（４＋２×２0.5）≒６．８３より小さい範囲に制限され、この上限値（４＋２×２0.5）以上の減速比を実現することができない。減速比をさらに大きくするために、特許文献１，２のように、第１遊星ローラ機構と第２遊星ローラ機構を２段に直列接続した場合でも、第１遊星ローラ機構のサンローラから第２遊星ローラ機構のキャリアにかけての減速比が、上限値（４＋２×２0.5）2＝（２４＋１６×２0.5）≒４６．６より小さい範囲に制限され、この上限値（２４＋１６×２0.5）以上の減速比を実現することができない。本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０では、遊星ローラ機構１２のキャリア２４と遊星ローラ機構５２のサンローラ６１とを連結し、遊星ローラ機構１２，５２を２段に直列接続することで、総減速比ｅ0の増大を図っているものの、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現するためには、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2のいずれか１つ以上を３個以下に減らす必要がある。ただし、ピニオンローラの個数を３個以下に減らすと、図７に示すように、遊星ローラ機構の締め代とピニオンローラの個数との積が増大することで、（１２）式で表される振動パワーＰ0の増大を招きやすくなる。さらに、ピニオンローラの個数を２個以下にすると、ピニオンローラに押圧されるサンローラの位置が安定しなくなり、各接触部に押付力を安定して作用させることが困難となる。
　トラクションドライブ機構１０全体の総減速比ｅ0（＝ｅ1×ｅ2）が（２４＋１６×２0.5）以上、サンローラ２１の回転速度（入力回転速度）ωinが一定の条件で、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1、及びピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2を変更しながら、リングローラ２２，６２全体の振動パワーＰ0による騒音レベルを計算した結果を図８～１０に示す。図８は総減速比ｅ0が５０である場合の騒音レベルの計算結果を示し、図９は総減速比ｅ0が６５である場合の騒音レベルの計算結果を示し、図１０は総減速比ｅ0が８０である場合の騒音レベルの計算結果を示す。（１２）式で表される振動パワーＰ0の計算の際には、リングローラ２２，６２の内径ｄｒ1，ｄｒ2一定、入力トルクＴｓ1一定、接触部２７，６７での面圧Ｐｓ1，Ｐｓ2一定とし、図５のフローチャートに従って、図６，７に示す関係を用いてリングローラ２２，６２の質量Ｍ1，Ｍ2及び積ａ1×Ｎ1，ａ2×Ｎ2を算出している。そして、騒音レベルの計算の際には、振動から音響への変換効率σを振動パワーＰ0に乗じている。図８～１０において、実線部分は、ピニオンローラ２３同士及びピニオンローラ６３同士が干渉しない範囲を示し、破線部分は、ピニオンローラ２３同士及びピニオンローラ６３同士のいずれかが干渉して実際には成立しない範囲を示す。
　図８に示すように、ｅ0＝５０の条件において、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合は、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ1が１０．１８のときに騒音レベル（振動パワーＰ0）が最小となり（最下点となり）、Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合は、１段目減速比ｅ1が８．５５のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合は、１段目減速比ｅ1が１０．３１のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合は、１段目減速比ｅ1が１２．５０のときに騒音レベルが最小となる。Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合、Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合は、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、騒音レベルが最小となる１段目減速比ｅ1が決まる。一方、Ｎ1＝４且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が６．８３のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ1＝５且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が４．８５のときに騒音レベルが最小となるが、これらの場合の最小値は、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合やＮ1＝３且つＮ2＝４の場合やＮ1＝３且つＮ2＝５の場合やＮ1＝３且つＮ2＝６の場合の最小値よりも大きくなる。
　図９に示すように、ｅ0＝６５の条件において、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が１２．４６のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合は、１段目減速比ｅ1が１０．４３のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合は、１段目減速比ｅ1が１３．４０のときに騒音レベルが最小となる。Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合は、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、騒音レベルが最小となる１段目減速比ｅ1が決まる。一方、Ｎ1＝４且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が６．８３のときに騒音レベルが最小となり、Ｎ1＝５且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が４．８５のときに騒音レベルが最小となるが、これらの場合の最小値は、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合やＮ1＝３且つＮ2＝４の場合やＮ1＝３且つＮ2＝５の場合の最小値よりも大きくなる。
　図１０に示すように、ｅ0＝８０の条件において、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が１４．５７のときに騒音レベルが最小となり（最下点となり）、Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合は、１段目減速比ｅ1が１２．２０のときに騒音レベルが最小となる（最下点となる）。一方、Ｎ1＝４且つＮ2＝３の場合は、１段目減速比ｅ1が６．８３のときに騒音レベルが最小となるが、この場合の最小値は、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合やＮ1＝３且つＮ2＝４の場合の最小値よりも大きくなる。
　したがって、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現するために、ピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2のいずれか１つ以上を３個に減らすことにより、振動パワーＰ0に影響を与える積ａ1×Ｎ1，ａ2×Ｎ2のいずれか１つ以上が増大しても、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1を調整することで、騒音レベル（振動パワーＰ0）を小さくすることが可能となる。さらに、少なくとも遊星ローラ機構１２のピニオンローラ２３の個数Ｎ1を３個に減らす場合の方が、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ2を３個に減らす場合よりも、騒音レベルの最小値を小さくすることができる。さらに、遊星ローラ機構５２のピニオンローラ６３の個数Ｎ2を増やして締め代ａ2を小さくすることで、騒音レベルの最小値をより小さくすることが可能となる。ただし、ピニオンローラ６３の個数Ｎ2を７個以上に増やすと、ピニオンローラ６３の個数Ｎ2の増加割合に対して、締め代ａ2の減少割合が小さくなることで、振動パワーＰ0に影響を与える積ａ2×Ｎ2が増大し、ピニオンローラ６３の個数Ｎ2の増加による振動パワーＰ0の低減効果が得られなくなる。そこで、本実施形態では、周方向に沿って並べるピニオンローラ２３の個数Ｎ1を３個に設定し、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ2を３個以上且つ６個以下に設定する。図３は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ2が３個である例を示しており、図１１は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ2が４個である例を示しており、図１２は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ2が５個である例を示しており、図１３は、周方向に沿って並べるピニオンローラ６３の個数Ｎ2が６個である例を示している。
　また、１ｄＢ程度の騒音レベルの変化については、人間はその差をほとんど認識できない。そこで、本実施形態では、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に対して、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1を、騒音レベル（振動パワーＰ0）が最小値から＋１ｄＢ以下となる範囲内に設定する。以下、遊星ローラ機構１２の減速比ｅ1の範囲について説明する。
　図２，３に示すＮ1＝３且つＮ2＝３の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ1の範囲は、図８に示すｅ0＝５０の条件では、その下限値が７．２７であり、その上限値が１４．２７である。図９に示すｅ0＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、その下限値が８．８７であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３0.5）である。図１０に示すｅ0＝８０の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、その下限値が１０．３３であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３0.5）である。ｅ0＝６５，８０の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の上限値が決まる。
　図２，１１に示すＮ1＝３且つＮ2＝４の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、図８に示すｅ0＝５０の条件では、その下限値が７．３２（≒２５－１２．５×２0.5）であり、その上限値が１１．４８である。図９に示すｅ0＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、その下限値が９．５２（≒３２．５－１６．２５×２0.5）であり、その上限値が１４．５７である。図１０に示すｅ0＝８０の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、その下限値が１１．７２（≒４０－２０×２0.5）であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３0.5）である。ｅ0＝５０，６５，８０の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の下限値が決まり、ｅ0＝８０の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の上限値が決まる。
　Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、図８に示すｅ0＝５０の条件では、その下限値が１０．３１であり、その上限値が１２．２６である。図９に示すｅ0＝６５の条件では、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、その下限値が１３．４０であり、その上限値が１４．９３（≒８＋４×３0.5）である。ｅ0＝５０，６５の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の下限値が決まり、ｅ0＝６５の条件では、ピニオンローラ２３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の上限値が決まる。
　Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる１段目減速比ｅ1の範囲は、図８に示すｅ0＝５０の条件では、その下限値が１２．５０であり、その上限値が１４．１９である。ｅ0＝５０の条件では、ピニオンローラ６３同士が干渉しない条件により、１段目減速比ｅ1の範囲の下限値が決まる。
　さらに、Ｎ1＝３且つＮ2＝３～６の各条件において、総減速比ｅ0（＝ｅ1×ｅ2）を（２４＋１６×２0.5）以上の範囲で変更しながら、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、遊星ローラ機構１２の減速比（１段目減速比）ｅ1の範囲を調べた計算結果を図１４～１７に示す。図１４はＮ1＝３且つＮ2＝３の場合の計算結果を示し、図１５はＮ1＝３且つＮ2＝４の場合の計算結果を示し、図１６はＮ1＝３且つＮ2＝５の場合の計算結果を示し、図１７はＮ1＝３且つＮ2＝６の場合の計算結果を示す。図１４～１７の斜線部分が、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に対して、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となる、総減速比ｅ0と１段目減速比ｅ1との関係を表す。
　Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合、図１４の斜線部分の範囲は、以下の（１６）～（１８）式で表すことができる。ただし、（１８）式において、min[０．２０４×ｅ0＋４．１２３，８＋４×３0.5]は、（０．２０４×ｅ0＋４．１２３）と（８＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。ｅ0≦５３．０の場合は、ｅ1≦０．２０４×ｅ0＋４．１２３であり、ｅ0＞５３．０の場合は、ｅ1≦８＋４×３0.5である。
　ｅ0≧２４＋１６×２0.5　　・・・(16)
　ｅ1≧０．１０２×ｅ0＋２．１９６　　・・・(17)
　ｅ1≦min[０．２０４×ｅ0＋４．１２３，８＋４×３0.5]    ・・・(18)
　（１６）～（１８）式は、リングローラ２２の内径ｄｒ1とサンローラ２１の外径ｄｓ1との比ρ1（＝ｄｒ1／ｄｓ1）、及びリングローラ６２の内径ｄｒ2とサンローラ６１の外径ｄｓ2との比ρ2（＝ｄｒ2／ｄｓ2）を用いて、以下の（１９）～（２１）式に変形できる。ただし、（２１）式において、min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5]は、（０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≦５３．０の場合は、ρ1≦０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３であり、(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＞５３．０の場合は、ρ1≦７＋４×３0.5である。
　(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≧２４＋１６×２0.5　　・・・(19)
　ρ1≧０．１０２×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．１９６　　・・・(20)
　ρ1≦min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5]                                                            ・・・(21)
　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合は、騒音レベルが最小値から＋１ｄＢ以下となるように、（１９）～（２１）式（（１６）～（１８）式）が成立する範囲内にρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定する。これによって、騒音レベル（振動パワーＰ0）を低減しつつ、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現することができる。Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合、総減速比ｅ0の最大値は、１２４．８となる。
　さらに、図１４の破線は、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に対して、騒音レベルが最小値（最下点）となる、総減速比ｅ0と１段目減速比ｅ1との関係を表す。Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合、図１４の破線は、以下の（２２）式で表すことができ、さらに、以下の（２３）式に変形できる。Ｎ1＝３且つＮ2＝３の場合に、騒音レベルをさらに低減するためには、（２３）式（（２２）式）がほぼ成立するように、ρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定することが好ましい。
　ｅ1＝０．１４６×ｅ0＋２．８９０　　・・・(22)
　ρ1＝０．１４６×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．８９０　　・・・(23)
　また、Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合、図１５の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（２４）、（２５）式で表すことができる。ただし、（２５）式において、min[０．１８５×ｅ0＋２．３２０，８＋４×３0.5]は、（０．１８５×ｅ0＋２．３２０）と（８＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。ｅ0≦６８．２の場合は、ｅ1≦０．１８５×ｅ0＋２．３２０であり、ｅ0＞６８．２の場合は、ｅ1≦８＋４×３0.5である。
　ｅ1≧(２－２0.5)×ｅ0／４　　・・・(24)
　ｅ1≦min[０．１８５×ｅ0＋２．３２０，８＋４×３0.5]    ・・・(25)
　（２４）、（２５）式は、以下の（２６）、（２７）式に変形できる。ただし、（２７）式において、min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5]は、（０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≦６８．２の場合は、ρ1≦０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０であり、(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＞６８．２の場合は、ρ1≦７＋４×３0.5である。
　ρ1≧(２－２0.5)×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)／４－１　　・・・(26)
　ρ1≦min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5]                                                          ・・・(27)
　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合は、（１９）、（２６）、（２７）式（（１６）、（２４）、（２５）式）が成立する範囲内にρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ0）を低減しつつ、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現することができる。Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合、総減速比ｅ0の最大値は、１０１．９となる。
　さらに、図１５の破線は、設定したピニオンローラ２３，６３の個数Ｎ1，Ｎ2に対して、騒音レベルが最小値（最下点）となる、総減速比ｅ0と１段目減速比ｅ1との関係を表す。Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合、図１５の破線は、以下の（２８）式で表すことができ、さらに、以下の（２９）式に変形できる。Ｎ1＝３且つＮ2＝４の場合に、騒音レベルをさらに低減するためには、（２９）式（（２８）式）がほぼ成立するように、ρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定することが好ましい。
　ｅ1＝０．１２２×ｅ0＋２．４８８　　・・・(28)
　ρ1＝０．１２２×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．４８８　　・・・(29)
　また、Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合、図１６の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（３０）、（３１）式で表すことができる。ただし、（３１）式において、min[０．２３４×ｅ0＋０．５２０，８＋４×３0.5]は、（０．２３４×ｅ0＋０．５２０）と（８＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。ｅ0≦６１．６の場合は、ｅ1≦０．２３４×ｅ0＋０．５２０であり、ｅ0＞６１．６の場合は、ｅ1≦８＋４×３0.5である。
　ｅ1≧０．２０６×ｅ0　　・・・(30)
　ｅ1≦min[０．２３４×ｅ0＋０．５２０，８＋４×３0.5]    ・・・(31)
　（３０）、（３１）式は、以下の（３２）、（３３）式に変形できる。ただし、（３３）式において、min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，７＋４×３0.5]は、（０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≦６１．６の場合は、ρ1≦０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０であり、(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＞６１．６の場合は、ρ1≦７＋４×３0.5である。
　ρ1≧０．２０６×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１　　・・・(32)
　ρ1≦min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，７＋４×３0.5]                                                      ・・・(33)
　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合は、（１９）、（３２）、（３３）式（（１６）、（３０）、（３１）式）が成立する範囲内にρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ0）を低減しつつ、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現することができる。Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合、総減速比ｅ0の最大値は、７２．４となる。
　さらに、Ｎ1＝３且つＮ2＝５の場合は、図１６の斜線部分の上限から下限に移行するにつれて騒音レベルが小さくなるので、騒音レベルをさらに低減するためには、ρ1＝０．２０６×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１（ｅ1＝０．２０６×ｅ0）がほぼ成立するように、ρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定することが好ましい。この場合、周方向に隣接するピニオンローラ６３間にトラクション力が発生しない程度の微小間隔を空けた状態で、５個のピニオンローラ６３が周方向に沿って並べられる。
　また、Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合、図１７の斜線部分の範囲は、前述の（１６）式と以下の（３４）、（３５）式で表すことができる。ただし、（３５）式において、min[０．２７８×ｅ0＋０．３９７，８＋４×３0.5]は、（０．２７８×ｅ0＋０．３９７）と（８＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。ｅ0≦５２．３の場合は、ｅ1≦０．２７８×ｅ0＋０．３９７であり、ｅ0＞５２．３の場合は、ｅ1≦８＋４×３0.5である。
　ｅ1≧０．２５×ｅ0　　・・・(34)
　ｅ1≦min[０．２７８×ｅ0＋０．３９７，８＋４×３0.5]    ・・・(35)
　（３４）、（３５）式は、以下の（３６）、（３７）式に変形できる。ただし、（３７）式において、min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，７＋４×３0.5]は、（０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を表す。(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≦５２．３の場合は、ρ1≦０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３であり、(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＞５２．３の場合は、ρ1≦７＋４×３0.5である。
　ρ1≧０．２５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１　　・・・(36)
　ρ1≦min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，７＋４×３0.5]                                                    ・・・(37)
　本実施形態に係るトラクションドライブ機構１０において、Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合は、（１９）、（３６）、（３７）式（（１６）、（３４）、（３５）式）が成立する範囲内にρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定する。これによっても、騒音レベル（振動パワーＰ0）を低減しつつ、Ｎ1＝Ｎ2＝４では実現不可能な（２４＋１６×２0.5）以上の大きい総減速比ｅ0を実現することができる。Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合、総減速比ｅ0の最大値は、５９．７となる。
　さらに、Ｎ1＝３且つＮ2＝６の場合は、図１７の斜線部分の上限から下限に移行するにつれて騒音レベルが小さくなるので、騒音レベルをさらに低減するためには、ρ1＝０．２５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１（ｅ1＝０．２５×ｅ0）がほぼ成立するように、ρ1，ρ2（ｅ1，ｅ2）を設定することが好ましい。この場合、周方向に隣接するピニオンローラ６３間にトラクション力が発生しない程度の微小間隔を空けた状態で、６個のピニオンローラ６３が周方向に沿って並べられる。
　以上説明したように、本実施形態によれば、リングローラ２２，６２の径方向への繰り返し変形に起因する振動・騒音を低減しつつ、トラクションドライブ機構１０の体格の大型化を招くことなくトラクションドライブ機構１０全体での総減速比ｅ0の増大を実現することができる。
　本実施形態では、キャリア２４及びリングローラ６２をケーシング２０に固定して回転を拘束し、リングローラ２２とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とキャリア６４との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からキャリア６４へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。また、リングローラ２２及びキャリア６４をケーシング２０に固定して回転を拘束し、キャリア２４とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とリングローラ６２との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からリングローラ６２へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。また、キャリア２４，６４をケーシング２０に固定して回転を拘束し、リングローラ２２とサンローラ６１を機械的に連結することで、サンローラ２１とリングローラ６２との間で動力を変速して伝達する（サンローラ２１からリングローラ６２へ動力を減速して伝達する）ことも可能である。
　以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
　１０　トラクションドライブ機構、１２，５２　遊星ローラ機構、２０　ケーシング、２１，６１　サンローラ、２２，６２　リングローラ、２３，６３　ピニオンローラ、２４，６４　キャリア、２７，２８，６７，６８　接触部。

Claims (2)

  1. 　第１キャリアに回転自在に支持された複数の第１遊星ローラが第１サンローラと第１リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第１遊星ローラ機構と、第２キャリアに回転自在に支持された複数の第２遊星ローラが第２サンローラと第２リングローラとの間にこれらと接触して挟持された第２遊星ローラ機構とが直列接続されたトラクションドライブ機構であって、
    　第１遊星ローラの数Ｎ1、第２遊星ローラの数Ｎ2、第１リングローラの内径と第１サンローラの外径との比ρ1、第２リングローラの内径と第２サンローラの外径との比ρ2に関して、
    　Ｎ1＝３、Ｎ2＝３，４，５または６、及び
    　(ρ1＋１)×(ρ2＋１)≧２４＋１６×２0.5
    が成立し、
    　Ｎ2＝３ならば、
    　（０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
    min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，７＋４×３0.5]
    とすると、
    　ρ1≧０．１０２×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．１９６、及び
    　ρ1≦min[０．２０４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋３．１２３，
    ７＋４×３0.5]
    が成立し、
    　Ｎ2＝４ならば、
    　（０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
    min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，７＋４×３0.5]
    とすると、
    　ρ1≧(２－２0.5)×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)／４－１、及び
    　ρ1≦min[０．１８５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)＋１．３２０，
    ７＋４×３0.5]
    が成立し、
    　Ｎ2＝５ならば、
    　（０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
    min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，７＋４×３0.5]
    とすると、
    　ρ1≧０．２０６×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１、及び
    　ρ1≦min[０．２３４×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．４８０，
    ７＋４×３0.5]
    が成立し、
    　Ｎ2＝６ならば、
    　（０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３）と（７＋４×３0.5）の小さい方の値を
    min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，７＋４×３0.5]
    とすると、
    　ρ1≧０．２５×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－１、及び
    　ρ1≦min[０．２７８×(ρ1＋１)×(ρ2＋１)－０．６０３，
    ７＋４×３0.5]
    が成立する、トラクションドライブ機構。
  2. 　請求項１に記載のトラクションドライブ機構であって、
    　第２サンローラと第１キャリアが連結されており、
    　第１及び第２リングローラの回転が拘束されている、トラクションドライブ機構。
PCT/JP2011/064649 2010-07-26 2011-06-27 トラクションドライブ機構 WO2012014611A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/811,097 US8771126B2 (en) 2010-07-26 2011-06-27 Traction drive mechanism
CN201180035406.8A CN103003593B (zh) 2010-07-26 2011-06-27 牵引传动机构
EP11812204.3A EP2600034B1 (en) 2010-07-26 2011-06-27 Traction drive mechanism

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010167150A JP5310667B2 (ja) 2010-07-26 2010-07-26 トラクションドライブ機構
JP2010-167150 2010-07-26

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012014611A1 true WO2012014611A1 (ja) 2012-02-02

Family

ID=45529831

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2011/064649 WO2012014611A1 (ja) 2010-07-26 2011-06-27 トラクションドライブ機構

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8771126B2 (ja)
EP (1) EP2600034B1 (ja)
JP (1) JP5310667B2 (ja)
CN (1) CN103003593B (ja)
WO (1) WO2012014611A1 (ja)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6541055B2 (ja) * 2015-03-06 2019-07-10 日本電産シンポ株式会社 トラクション動力伝達装置
US10655711B2 (en) * 2018-04-06 2020-05-19 Superturbo Technologies, Inc. Single angular contact ball ramp for driven turbocharger

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5022970A (ja) * 1973-07-04 1975-03-12
JPS6174952A (ja) 1984-09-17 1986-04-17 Koyo Seiko Co Ltd 多段式変速機
JPS6196040U (ja) * 1984-11-30 1986-06-20
JPH05332413A (ja) 1992-05-29 1993-12-14 Koyo Seiko Co Ltd 多段変速式遊星ローラ型動力伝達装置
JPH0721303A (ja) 1993-02-19 1995-01-24 Matsushita Electric Ind Co Ltd 文字認識装置
JPH0754946A (ja) 1993-08-17 1995-02-28 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 多段遊星ローラ減速機
JPH0942398A (ja) * 1995-08-04 1997-02-10 Nippon Sharyo Seizo Kaisha Ltd 遊星ローラ式動力伝達装置
JP2007071248A (ja) * 2005-09-05 2007-03-22 Mitsubishi Heavy Ind Ltd フォークリフトの動力伝達装置

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5899549A (ja) * 1981-12-10 1983-06-13 Fujitsu Ltd 差動遊星回転式減速装置
JPS5973652A (ja) * 1982-10-15 1984-04-25 Matsushita Electric Works Ltd 変速装置
JPS6196040A (ja) 1984-10-15 1986-05-14 Sumitomo Electric Ind Ltd 鋼線材直接熱処理設備
JPH0721303B2 (ja) 1985-05-30 1995-03-08 光洋精工株式会社 動力伝達機構
JPH05340449A (ja) * 1992-04-08 1993-12-21 Nissan Motor Co Ltd 電気自動車用動力伝達装置
JPH09168910A (ja) * 1996-11-15 1997-06-30 Daishowa Seiki Co Ltd 工具ホルダ
JP3733712B2 (ja) * 1997-10-14 2006-01-11 トヨタ自動車株式会社 回転動力伝達装置
JPH11227664A (ja) * 1998-02-16 1999-08-24 Ntn Corp 補助駆動装置及びそれに用いる多段ローラ減速機
US6461265B1 (en) * 2000-02-02 2002-10-08 Ex-Cello Machine Tools, Inc. Coaxial gear box
DK1774199T3 (da) * 2004-07-21 2013-09-16 Fallbrook Ip Co Llc Rullende trækkraft-planetdrev
EP2187096B1 (en) * 2008-11-14 2012-09-12 Sankyo Seisakusho Co. Planetary rolling rotation transmission device
JP5861916B2 (ja) * 2011-02-01 2016-02-16 株式会社リコー 遊星歯車装置および画像形成装置

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5022970A (ja) * 1973-07-04 1975-03-12
JPS6174952A (ja) 1984-09-17 1986-04-17 Koyo Seiko Co Ltd 多段式変速機
JPS6196040U (ja) * 1984-11-30 1986-06-20
JPH05332413A (ja) 1992-05-29 1993-12-14 Koyo Seiko Co Ltd 多段変速式遊星ローラ型動力伝達装置
JPH0721303A (ja) 1993-02-19 1995-01-24 Matsushita Electric Ind Co Ltd 文字認識装置
JPH0754946A (ja) 1993-08-17 1995-02-28 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 多段遊星ローラ減速機
JPH0942398A (ja) * 1995-08-04 1997-02-10 Nippon Sharyo Seizo Kaisha Ltd 遊星ローラ式動力伝達装置
JP2007071248A (ja) * 2005-09-05 2007-03-22 Mitsubishi Heavy Ind Ltd フォークリフトの動力伝達装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
AKIHIKO KONO: "Regarding planetary roller type traction drive speed reducing unit for printing machine", KOYO ENGINEERING JOURNAL NO. 165, 2004, pages 60 - 64

Also Published As

Publication number Publication date
US8771126B2 (en) 2014-07-08
EP2600034A4 (en) 2015-12-02
CN103003593B (zh) 2015-09-16
CN103003593A (zh) 2013-03-27
US20130123059A1 (en) 2013-05-16
EP2600034A1 (en) 2013-06-05
JP5310667B2 (ja) 2013-10-09
EP2600034B1 (en) 2019-05-01
JP2012026531A (ja) 2012-02-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5173139B2 (ja) 減速機の構造
JP6372455B2 (ja) 車両用動力伝達装置
US10408317B2 (en) Geared transmission unit
KR20140044857A (ko) 복합 롤링 베어링부착 내치기어 유닛 및 파동기어장치
JP6237273B2 (ja) 風力発電装置用継手部材及び風力発電装置
JP4407281B2 (ja) 摩擦伝動装置
JP5310667B2 (ja) トラクションドライブ機構
JP2011102623A (ja) 遊星ローラ機構
JP6097045B2 (ja) トラクションドライブ機構
JP2010276131A (ja) 遊星ローラ機構
JP2017141910A (ja) 伝動装置
WO2019078088A1 (ja) 変速機
EP2730805A1 (en) Reduction gear
JP2007321933A (ja) 遊星ローラ装置
JP6273832B2 (ja) 分割型保持器、一方向クラッチ及び発電装置用の継手
CN210318396U (zh) 适用于高输入转速的摩擦传动行星增速装置
JP5130194B2 (ja) 動力伝達装置
JP5016634B2 (ja) 遊星ローラ機構
JP2011102624A (ja) 遊星ローラ機構
JP5246311B2 (ja) 動力伝達装置
JP2007321825A (ja) 遊星ローラ機構
JP7517360B2 (ja) 車両用駆動装置及び遊星歯車機構の製造方法
WO2023022068A1 (ja) 変速機
JP2017053384A (ja) スプライン軸の嵌合構造
JPH0754946A (ja) 多段遊星ローラ減速機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 11812204

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13811097

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2011812204

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE