【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロコイドポンプ等のオイルポンプを低速側シャフトに備えたオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
トラクションドライブ式変速機は、静かで滑らかであることから産業上の各種用途に開発され、さらに近年は自動車や自転車といったパーソナルユースに応用する試みがなされ、次世代の動力伝達方式として注目されている。
【０００３】
トラクションドライブ式変速機とは、歯車伝動とは異なり、滑らかな表面をもつ少なくとも２個の回転体を強く押し付け、これらの間に潤滑油膜（例えばＥＨＬ油膜）を介在させて、動力を伝達する機構であり、その基礎式は、Ｆｔ＝μ・Ｆｃという簡単な摩擦の式で表される（Ｆｔ：トラクション力）。ここで、Ｆｃは、押し付け力と呼び、この発生に様々な方法が開発されている。
【０００４】
このトラクションドライブ式変速機の一つとして、くさび作用を利用した摩擦ローラ式変速機（以後本明細書中では、くさびローラ式変速機と記す）がある。くさびローラ式変速機とは、高速側シャフトの先端部の周囲に、該高速側シャフトに対し偏心した状態で、回転自在に設けられた外輪と、該高速側シャフトの外周面である動力伝達用円筒面と前記外輪の内周面である動力伝達用円筒面との間に存在して、径方向に関する幅が円周方向に関して不同である環状空間内に配置される、それぞれの外周面を動力伝達用円筒面とした、少なくとも１個のガイドローラおよび少なくとも１個の可動ローラとを備えた変速機のことを言う。又、可動ローラとは、くさび作用により押付け力を発生するローラであり、半径方向、円周方向に動くローラのことを言う。
【０００５】
このくさびローラ式変速機では、正転時には、可動ローラは、高速側シャフトと外輪との間で「くさび」に食い込む方向に移動し、押し付け力Ｆｃを発生する。このＦｃによりトラクション力が発生し、トルクを伝達することができる。
【０００６】
一方、逆転時には、可動ローラは、「くさび」から離れる方向に移動し、押し付け力Ｆｃ＝０となり、入力側の回転が出力側へ伝わるのを停止する。
【０００７】
くさびローラ式変速機は、低速側シャフト（外輪側）を入力側とした場合には、高速側シャフトを出力側とした増速機として作用し、低速側シャフト（外輪側）を出力側とした場合には、高速側シャフトを入力側とした減速機として作用する。
【０００８】
また、くさびローラ式変速機において、正転時には、トルクを伝達する一方、逆転時には、空転してトルクを伝達しないワンウェイクラッチ機能を有しているものと、正逆両方向の回転時に、トルクを伝達することができるものとがある。
【０００９】
ところで、くさびローラ式変速機において、各ローラの接触部の潤滑は、トラクショングリースおよびトラクションオイルが用いられている。高速回転で運転される場合には、遠心力の影響により、油膜が薄くなり、摩耗や剥離などの恐れがあるため、オイルポンプにより、トラクションオイルをトラクション部（ローラと高速側シャフト、およびローラと外輪の接触部）に強制的に供給する方法が採られている。
【００１０】
オイルポンプにより、トラクションオイルを強制潤滑させる方法には、オイルポンプをトラクションドライブ変速機の外部に設置する外部ポンプ型と、トラクションドライブ変速機の内部に設置するポンプ内蔵型と、大きく分けて２通りある。現在の傾向としては、省スペース、高効率が求められるため、後者のオイルポンプ内蔵型の方が多く用いられている。
【００１１】
オイルポンプ内蔵型としては、特許文献１に開示してあるように、高速側シャフトにオイルポンプ（トロコイドポンプ、ギヤポンプ）を設けるタイプと、特許文献２に開示してあるように、低速側シャフトの支持軸受の間にオイルポンプを設けるタイプとがある。
【００１２】
【特許文献１】
特開２００２−３９３０５号公報
【特許文献２】
特願２００１−２４５３０５号
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、最近においては、モータ技術の発達などにより、くさびローラ式変速機は、今まで以上の更なる高速回転が望まれるようになっている。例えば、低速側シャフトで、数千ｒｐｍであり、高速側シャフトで、１０万ｒｐｍ程度である。
【００１４】
このような高速回転の場合には、高速側シャフトにオイルポンプを設けるタイプでは、回転数が速くなりすぎ、オイルポンプは、その性能を必ずしも十分に発揮できない虞れがある。
【００１５】
一方、低速側シャフトにオイルポンプを設けるタイプでは、高速側シャフトに比べれば回転数が小さいので、オイルポンプは、その性能を十分に発揮することができる。
【００１６】
しかし、従来よりも高速回転であるため、吐出量が多くなりすぎて、ポンプ損失が大きくなり、変速機の伝達効率が低下するといったことがある。
【００１７】
この場合、オイルポンプの径を小さくすれば、吐出量を小さくすることができ、ポンプ損失を小さく抑えて、変速機の伝達効率を高効率に維持することができる。
【００１８】
しかし、オイルポンプのインナーロータは、低速側シャフトの動力伝達部位に設けてあることから、ポンプの径を小さく設定すると、低速側シャフトは、その動力伝達部位の径を小さく設定せざるを得なくなる。その結果、動力伝達時には、低速側シャフトに、大きなトルクが作用した場合に強度不足により、低速側シャフトが破損する虞れがある。
【００１９】
本発明は、上述したような事情に鑑みてなされたものであって、高速回転時にも、オイルポンプの性能を十分に発揮することができ、しかも、低速側シャフトの動力伝達部位の径を小さくすることなく、ポンプの径を小さくすることができるオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機を提供することを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明の請求項１に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機は、ハウジングに回転自在に支持され、一端部に外輪を設けた低速側シャフトと、前記低速側シャフト及び前記外輪に対して偏心して、ハウジングに回転自在に支持された高速側シャフトと、前記外輪と前記高速側シャフトとの間に回転自在に支持された、少なくとも１個のガイドローラと少なくとも１個の可動ローラとから成るくさび作用を利用した摩擦ローラ式減速機において、
前記外輪から前記高速シャフト側に向けて突出した前記低速側シャフトの突出部に、オイルポンプの回転部を設けたことを特徴とする
このように、請求項１によれば、低速側シャフトにオイルポンプ（例えば、トロコイドポンプ、ギヤポンプ）を設置するので、高速回転にも対応することができる。
【００２１】
また、外輪から高速シャフト側に向けて突出した低速側シャフトの突出部に、オイルポンプの回転部が設けてあり、低速側シャフトの動力伝達部位でない部位に、オイルポンプの回転部が設けてある。そのため、低速側シャフトの動力伝達部位の径を小さくすることなく（即ち、動力伝達部位の径に拘わりなく）、ポンプの径を小さくすることができる。
【００２２】
従って、高速回転時にも、吐出量を過多にすることなく、ポンプ損失を小さく抑えて、変速機の伝達効率を高効率に維持することができる。また、この場合、低速側シャフトの動力伝達部位の径を小さくする必要がないことから、低速側シャフトに、大きなトルクが作用する場合でも、強度不足により、低速側シャフトが破損することはない。よって、高速回転時にも、オイルポンプは、その性能を十分に発揮することができる。
【００２３】
また、請求項２に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機は、前記ハウジング内に、前記オイルポンプのポンプ室を形成したことを特徴とする。
【００２４】
さらに、請求項３に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機は、前記ハウジング内に、オイルタンクからの潤滑剤を吸入する吸入路と、前記高速側シャフトと前記各ローラとの接触部に向けて潤滑剤を吐出する吐出路と、を形成したことを特徴とする。
【００２５】
このように、請求項３によれば、ハウジング内の連結板に、吸入路と吐出路を確保しており、新たに潤滑剤の流路のスペースを確保する必要がないので、省スペース化に役立つ。
【００２６】
さらに、請求項４に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機は、前記オイルポンプは、トロコイドポンプであることを特徴とする。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機を図面を参照しつつ説明する。
【００２８】
先ず、くさびローラ式変速機の内部構造について詳述し、次いで、実施の形態について説明する。
【００２９】
また、説明の便宜上、１個の可動ローラを用いたくさびローラ式変速機を説明し、その後、２個の可動ローラを用いた両方向動力伝達型のくさびローラ式変速について説明する。
【００３０】
また、動力の伝達の方法を説明する時は、くさびローラ式変速機が減速機として作用する場合を代表して記述している。減速機において、正回転とは、高速側シャフト１７から外輪３２に動力を伝える方向であり、逆回転とは、高速側シャフト１７が空転し、外輪３２へのトルク（動力）伝達を停止する方向である。
【００３１】
（くさびローラ式変速機の内部構造）
図１は、本発明に係るくさびローラ式変速機の縦断面図である。
【００３２】
図２は、ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、ワンウェイクラッチ機能を有するくさびローラ式変速機の断面図である。
【００３３】
図３は、減速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。
【００３４】
図５は、ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、正逆両方向の回転時にトルク（動力）を伝達可能なくさびローラ式変速機の断面図である。
【００３５】
なお、図４には、参考のため、増速機としてのくさびローラ式変速機の作用の説明図を示す。
【００３６】
くさびローラ式変速機Ａは、低速側シャフト３（外輪側）を出力側とした場合には、高速側シャフト１７を入力側とした減速機として作用する。
【００３７】
なお、図４に示すように、低速側シャフト３（外輪側）を入力側とした場合には、高速側シャフト１７を出力側とした増速機として作用する。
【００３８】
また、図２に示すように、１個の可動ローラ３８を用いたくさびローラ式変速機Ａは、正転時には、トルク（動力）を伝達する一方、逆転時には、空転してトルク（動力）を伝達しないワンウェイクラッチ機能を有しているが、図５に示すように、２個の可動ローラ３８ａ，３８ｂを用いたくさびローラ式変速機Ａは、正逆両方の回転時にトルク（動力）を伝達することができる。
【００３９】
くさびローラ式変速機Ａは、図１、図２において、略円筒状のハウジング１に、仕切板であるハウジング２が固定してある。ハウジング１には、低速側シャフト３が回転自在に支持してあり、ハウジング１内の低速側シャフト３の端部に、円盤状部材４が設けてあり、この円盤状部材４の外縁部に、外輪３２が取付けてある。
【００４０】
仕切板であるハウジング２には、高速側シャフト１７が低速側シャフト３及び外輪３２に対して偏心（オフセット）して回転自在に設けてある。
【００４１】
図２に示すように、外輪３２と、高速側シャフト１７との間には、大径のガイドローラ３７ａと、小径のガイドローラ３７ｂと、トルク（動力）伝達時に移動する可動ローラ３８とが介装してある。
【００４２】
可動ローラ３８を回転自在に支持する支持軸３９ｂは、図３に示すように、減速機の場合、高速側シャフト１７と外輪３２との間で「くさび」に食い込む方向に移動できるように構成してあり、また、この「くさび」に食い込む方向にシリンダ孔４６に設置した圧縮ばね等の弾性材４７（予圧ばね、図２参照）により付勢してある。
【００４３】
これにより、正転時には、可動ローラ３８は、高速側シャフト１７と外輪３２との間で「くさび」に食い込む方向に移動し、押し付け力Ｆｃを発生する。このＦｃによりトラクション力が発生し、トルク（動力）を伝達することができる。
【００４４】
一方、逆転時には、可動ローラ３８は、「くさび」から離れる方向に移動し、押し付け力Ｆｃ＝０となり、入力側の回転が出力側へ伝わるのを停止する。
【００４５】
図２に示すように、外輪３２の内周面と高速側シャフト１７の先端部外周面との間には、径方向に関する幅が円周方向に関して不同である環状空間３６が設けられる。
【００４６】
この様な環状空間３６内には、２個のガイドローラ３７ａ、３７ｂと１個の可動ローラ３８とを設置して、上記くさびローラ式変速機Ａを構成している。図２において、可動ローラ３８は切欠いて部分的に示している。これら各ローラ３７ａ、３７ｂ、３８を設置する為に上記環状空間３６部分には、３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂを設けている。これら３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂのうち、２本の支持軸３９ａ，３９ａは、それぞれの両端部をハウジング２及び連結板１４に形成した嵌合孔４０、４０に圧入固定している。従って、上記２本の支持軸３９ａ，３９ａが、上記環状空間３６内で円周方向或は直径方向に変位する事はない。これに対して、上記３本の支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂのうち、残り１本の支持軸３９ｂは、両端部を上記ハウジング２及び連結板１４に対し、上記外輪３２の円周方向及び直径方向に関する若干の変位可能に支持している。この為に、上記ハウジング２及び連結板１４の一部で上記１本の支持軸３９ｂの両端部に整合する部分に、この支持軸３９ｂの外径よりも大きな内径を有する支持孔４１を形成し、これら各支持孔４１に、上記支持軸３９ｂの両端部を緩く係合させている。
【００４７】
そして、上述の様に支持した各支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂの中間部周囲に、それぞれ上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を、それぞれラジアルニードル軸受４２、４２等の軸受により、回転自在に支持している。尚、上記連結板１４を上記ハウジング２に結合固定する為、この連結板１４の片面に突設した、前記各突部２７、２７は、この連結板１４の円周方向に関して、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８同士の間に存在する。言い換えれば、上記環状空間３６内に上記各突部２７、２７と上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ又は可動ローラ３８とが、上記環状空間３６の円周方向に関して交互に存在する。又、これら各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ又は可動ローラ３８の外周面と上記各突部２７、２７の円周方向側面とが干渉する（擦れ合う）事はない。
【００４８】
この様にして、上記各支持軸３９ａ、３９ａ、３９ｂにより上記ハウジング２と連結板１４との間に回転自在に支持した、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である、動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂは、それぞれ前記高速側シャフト１７の先端部の外周面である動力伝達用円筒面４４と前記外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５とに当接させている。前述した通り、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を設置した上記環状空間３６の径方向に関する幅は、円周方向に関して不同である。この様に、この環状空間３６の幅寸法を円周方向に関して不同にした分、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外径を異ならせている。即ち、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８のうち、それぞれ上記外輪３２に対し高速側シャフト１７の先端部が偏心している側に位置する可動ローラ３８及びガイドローラ３７ｂの外径を、互いに同じにすると共に比較的小径にしている。これに対し、上記外輪３２に対し高速側シャフト１７の先端部が偏心しているのと反対側に位置するガイドローラ３７ａの外径を、上記可動ローラ３８及びガイドローラ３７ｂの外径よりも大きくしている。そして、上記ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である上記各動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂを、それぞれ上記動力伝達用円筒面４４、４５に当接させている。
【００４９】
尚、上記各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８のうち、各ガイドローラ３７ａ、３７ｂを支持した支持軸３９ａ、３９ａの両端部は、前述の様に、前記ハウジング２及び連結板１４に対し（環状空間３６内に）固定している。これに対して、上記可動ローラ３８を支持した支持軸３９ｂは、やはり前述した様に上記ハウジング２及び連結板１４に対し（環状空間３６内に）、円周方向及び直径方向に関する若干の変位を可能に支持している。従って、上記可動ローラ３８も、上記環状空間３６内で円周方向及び直径方向に若干の変位可能である。そして、前記ハウジング２及び連結板１４のシリンダ孔４６内に設置した、圧縮ばね等の弾性材４７（予圧ばね）により、上記可動ローラ３８を支持した支持軸３９ｂを、これら支持軸３９ｂに回転自在に支持した可動ローラ３８を前記環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動させるべく、弾性的に軽く押圧している。
【００５０】
上述の様に構成するくさびローラ式変速機により回転軸を回転駆動する場合（減速機の場合）には、正転時、高速側シャフト１７に駆動力を入力することにより、高速側シャフト１７を図３の矢印方向に回転させる。この高速側シャフト１７の回転は、各ガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８を介して、外輪３２に伝わり、外輪３２を図３の矢印方向に回転させる。
【００５１】
外輪３２とガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８との間の動力伝達、並びに、これらガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８と高速側シャフト１７との間の動力伝達は、何れも摩擦伝達により行なわれる為、動力伝達時に発生する騒音並びに振動は低い。
【００５２】
又、可動ローラ３８は、高速側シャフト１７から外輪３２に伝達するトルクの大きさに応じた力で、環状空間３６の幅が狭い部分に食い込む傾向となる。この為、外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５とガイドローラ３７ａ、３７ｂ及び可動ローラ３８の外周面である動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂとの当接部、並びに、これら各動力伝達用円筒面４３ａ、４３ａ、４３ｂと高速側シャフト１７の外周面である動力伝達用円筒面４４との当接部の面圧は、何れも、上記トルクが大きくなる程高くなる。逆に言えば、このトルクが小さい場合には、各当接部の面圧が低い状態となる。この為、これら各当接部の面圧を、伝達すべきトルクに合わせた適正値にして、トルク伝達を効率良く行なえる。
【００５３】
即ち、高速側シャフト１７を図３の矢印方向に回転させる際には、可動ローラ３８が、外輪３２の内周面である動力伝達用円筒面４５及び高速側シャフト１７の外周面である動力伝達用円筒面４４から、弾性材４７（予圧ばね）による押圧力と同方向の力を受けて、環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動する傾向となる。
【００５４】
上述の様にして、可動ローラ３８を環状空間３６の幅の狭い部分に向け移動させようとする力は、高速側シャフト１７から外輪３２に伝達する回転駆動力の大きさに応じて変化する。そして、この力が大きくなる程、動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂと動力伝達用円筒面４４との当接部である内側当接部４８、及び、この動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂと動力伝達用円筒面４５との当接部である外側当接部４９の当接圧が高くなる。従って、この様な作用に基づき、上記伝達する回転駆動力に応じた当接圧を自動的に選定して、くさびローラ式変速機Ａの伝達効率を確保できる。
【００５５】
図２に示した例の場合には、くさびローラ式変速機Ａは、ワンウェイクラッチ機能を備えており、減速機の場合、外輪３２の回転速度が高速側シャフト１７の回転速度に見合う速度、即ち、この高速側シャフト１７の回転速度にくさびローラ式変速機Ａの減速比で割った速度よりも速くなった場合には、このくさびローラ式変速機Ａの接続が断たれる。即ち、この場合には、上記可動ローラ３８が、前記弾性材４７（予圧ばね）の弾力に抗して、上記環状空間３６の幅の広い側に変位する。この結果、上記内側、外側両当接部４８、４９の当接圧が低下若しくは喪失して、高速側シャフト１７の回転が外輪３２にまでは伝わらなくなる。
【００５６】
次に、図５に示す、正逆両方向の回転時にトルクを伝達可能なくさびローラ式変速機について説明する。
【００５７】
図５は、高速側シャフト１７を時計、反時計の両方向に回転駆動自在な構造について示している。
【００５８】
この様な本例の構造の揚合には、くさびローラ式変速機Ａを構成する３個のローラとして、１個のガイドローラ３７と２個の可動ローラ３８ａ，３８ｂとを使用している。このうち、環状空間３６のうちで最も幅が広くなった部分に設置したローラを、比較的大径で設置位置が変化しないガイドローラ３７としている。これに対して、上記環状空間３６の幅が最も狭くなった部分を挟んで設けた１対のローラを、それぞれ比較的小径で円周方向及び直径方向に関する若干の変位を可能にした可動ローラ３８ａ，３８ｂとしている。これら各可動ローラ３８ａ，３８ｂを支持した各支持軸３９ｂ，３９ｂを、環状空間３６の最も幅が狭くなった部分に向けそれぞれ弾性的に押圧している。
【００５９】
上述の様に構成する本例の構造の場合には、高速側シャフト１７が図５で時計方向に回転する場合には、可動ローラ３８ａが上記環状空間３６の幅が狭くなった部分に食い込む。
【００６０】
これに対して、高速側シャフト１７が図５で反時計方向に回転する場合には、可動ローラ３８ｂが上記環状空間３６の幅が狭くなった部分に食い込む。
【００６１】
又、本例の場合には、これら各可動ローラ３８ａ，３８ｂを支持した支持軸３９ｂ，３９ｂの両端部を支持する為、ハウジング２及び連結板１４に形成した支持孔４１ａ，４１ａ（長溝）の、上記環状空間３６の円周方向に関する長さを規制している。具体的には、これら各支持孔４１ａ，４１ａ（長溝）のうち、上記環状空間３６の幅が広い側の端部の位置を、前述した図２で示した場合よりも、この環状空間３６の最も幅が狭くなった位置に近づけている。そして、上記各可動ローラ３８ａ，３８ｂが、上記環状空間３６の幅の広い側に過度に退避しない様にしている。
【００６２】
上述の様に構成する本例の場合には、減速機の場合、高速側シャフト１７が時計、反時計の何れの方向に回転する場合でも、何れかの可動ローラ３８ａ（３８ｂ）が上記環状空間３６の幅の狭い部分に食い込み、当該可動ローラ３８ａ（３８ｂ）に関する内側、外側各当接部４８，４９の当接圧を高める。一方、上記環状空間３６の幅の狭い部分から退避する方向に変位する可動ローラ３８ｂ（３８ａ）に関しても、その退避量は限られる。この結果、両可動ローラ３８ａ，３８ｂ及び前記ガイドローラ３７に関して、内側、外側各当接部４８，４９の当接圧が十分に上昇し、高速側シャフト１７から外輪３２にまで、動力を効率良く伝達できる。この様に、高速側シャフト１７から外輪３２への時計、反時計の両方向の動力伝達を可能にした点以外は、図２に前述した場合と同様であるから、同等部分に関する図示並びに説明は省略する。
【００６３】
（くさびローラ式変速機の潤滑）
図１乃至図５に示した上記のくさびローラ式変速機では、グリース又は油潤滑を行っており、高速回転でない場合には、トラクション面（動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂ，４４，４５）への強制潤滑を行う必要はない。
【００６４】
（強制潤滑の参考例）
図６（ａ）は、外部ポンプ型摩擦ローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図である。
【００６５】
高速回転仕様になると、遠心力の影響により、油膜が薄くなり、金属接触から、摩耗や剥離の虞れがあり、強制潤滑が必要となる。
【００６６】
図６に示す参考例では、図示しない外部オイルポンプは、ハウジング１に形成した流入口５１に接続してあり、流入口５１は、径方向路５２を介して、低速側シャフト３に形成した軸方向路５３に連通してある。また、ハウジング１の下方には、潤滑剤の排出路５４が形成してある。
【００６７】
従って、図示しない外部オイルポンプから供給した潤滑剤は、流入口５１、径方向路５２、及び軸方向路５３を介して、高速側シャフト１７と各ローラ３７，３８ａ，３８ｂとの接触部に向けて吐出され、排出路５４を介して排出される。
【００６８】
（本発明の実施の形態）
図７（ａ）は、本発明の実施の形態に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機の縦断面図であり（（ｂ）のａ−ａ線に沿った断面図）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った横断面図である。
【００６９】
図８（ａ）は、図７のＢ−Ｂ線に沿った断面図であって、トロコイドポンプのポンプ室を示す断面図であり、（ｂ）は、図７のＣ−Ｃ線に沿った断面図であって、トロコイドポンプの断面図である。
【００７０】
本実施の形態では、外輪３２から高速シャフト１７側に向けて突出した低速側シャフト３の突出部に、トロコイドポンプ６０のインナーロータ６１が設けてある。このインナーロータ６１の結合方法は、Ｄカット、ピン、スプラインなどである。
【００７１】
連結板１４には、このトロコイドポンプ６０のアウターロータ６２が埋設してある。なお、トロコイドポンプ６０の外側には、カバー６３が連結板１４に固定してある。
【００７２】
図８（ｂ）に示すように、トロコイドポンプ６０は、低速側シャフト３の回転に伴って、インナーロータ６１が回転し、このインナーロータ６１とアウターロータ６２との間の空間が増減することにより、潤滑剤を吸入して、吐出するようになっている。
【００７３】
図８（ａ）にも示すように、トロコイドポンプ６０に隣接して、吸入側ポンプ室６４と、吐出側ポンプ室６５とが連結板１４に形成してある。
【００７４】
また、ハウジング１の下方には、オイルタンク７０が設けてあり、仕切板２には、このオイルタンク７０から潤滑剤を吸入するための吸入路７１が形成してあり、連結板１４とその突部２７には、この吸入路７１から潤滑剤を吸入側ポンプ室６４に導くためのＬ字状の吸入路７２が形成してある。
【００７５】
吐出側ポンプ室６５に隣接して、潤滑剤を高速側シャフト１７と各ローラ３７，３８ａ，３８ｂとの接触部に向けて吐出するための吐出路７３が連結板１４に形成してある。
【００７６】
従って、トロコイドポンプ６０は、低速側シャフト３の回転に伴って、インナーロータ６１が回転し、このインナーロータ６１とアウターロータ６２との間の空間が増減すると、オイルタンク７０から、吸入路７１，７２と吸入側ポンプ室６４に潤滑剤を吸入する。吐出側ポンプ６５から吐出路７３を介して、潤滑剤を高速側シャフト１７と各ローラ３７，３８ａ，３８ｂとの接触部に向けて吐出する。
【００７７】
このように、本実施の形態によれば、低速側シャフト３にトロコイドポンプ６０を設置するので、高速回転にも対応することができる。
【００７８】
また、外輪３２から高速シャフト１７側に向けて突出した低速側シャフト３の突出部に、オイルポンプ６０のインナーロータ６１が設けてあり、低速側シャフト３の動力伝達部位でない部位に、インナーロータ６１が設けてある。そのため、低速側シャフト３の動力伝達部位の径を小さくすることなく（即ち、動力伝達部位の径に拘わりなく）、オイルポンプ６０の径を小さくすることができる。
【００７９】
従って、高速回転時にも、吐出量を過多にすることなく、ポンプ損失を小さく抑えて、変速機の伝達効率を高効率に維持することができる。また、この場合、低速側シャフト３の動力伝達部位の径を小さくする必要がないことから、低速側シャフト３に、大きなトルクが作用する場合でも、強度不足により低速側シャフトが破損することはない。よって、高速回転時にも、トロコイドポンプ６０は、その性能を十分に発揮することができ、トラクション面（動力伝達用円筒面４３ａ，４３ｂ，４４，４５）に、十分な強制潤滑を行うことができる。
【００８０】
さらに、連結板１４と仕切板２内に、吸入路７１，７２と吐出路７３を確保しており、新たに潤滑剤の流路のスペースを確保する必要がないので、省スペース化に役立つ。
【００８１】
なお、本発明は、上述した実施の形態に限定されず、種々変形可能である。オイルポンプは、トロコイドポンプに限定されず、ギヤポンプ等その他のものであってもよい。
【００８２】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１によれば、低速側シャフトにオイルポンプ（例えば、トロコイドポンプ、ギヤポンプ）を設置するので、高速回転にも対応することができる。
【００８３】
また、外輪から高速シャフト側に向けて突出した低速側シャフトの突出部に、オイルポンプの回転部が設けてあり、低速側シャフトの動力伝達部位でない部位に、オイルポンプの回転部が設けてある。そのため、低速側シャフトの動力伝達部位の径を小さくすることなく（即ち、動力伝達部位の径に拘わりなく）、ポンプの径を小さくすることができる。
【００８４】
従って、高速回転時にも、吐出量を過多にすることなく、ポンプ損失を小さく抑えて、変速機の伝達効率を高効率に維持することができる。また、この場合、低速側シャフトの動力伝達部位の径を小さくする必要がないことから、低速側シャフトに、大きなトルクが作用する場合でも、強度不足により、低速側シャフトが破損することはない。よって、高速回転時にも、オイルポンプは、その性能を十分に発揮することができる。
【００８５】
また、請求項３によれば、ハウジング（連結板）内に、吸入路と吐出路を確保しており、新たに潤滑剤の流路のスペースを確保する必要がないので、省スペース化に役立つ。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るくさびローラ式変速機の縦断面図である。
【図２】ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、ワンウェイクラッチ機能を有するくさびローラ式変速機の断面図である。
【図３】減速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。
【図４】増速機としてのくさびローラ式変速機の作用を説明する図である。
【図５】ハウジングを取り外した状態における、くさびローラ式変速機の要部の横断面図であって、正逆両方向の回転時にトルク（動力）を伝達可能なくさびローラ式変速機の断面図である。
【図６】（ａ）は、外部ポンプ型摩擦ローラ式変速機の縦断面図であり、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った断面図である。
【図７】（ａ）は、本発明の実施の形態に係るオイルポンプ内蔵型摩擦ローラ式変速機の縦断面図であり（（ｂ）のａ−ａ線に沿った断面図）、（ｂ）は、（ａ）のｂ−ｂ線に沿った横断面図である。
【図８】（ａ）は、図７のＢ−Ｂ線に沿った断面図であって、トロコイドポンプのポンプ室を示す断面図であり、（ｂ）は、図７のＣ−Ｃ線に沿った断面図であって、トロコイドポンプの断面図である。
【符号の説明】
１ ハウジング
２ ハウジング（仕切板）
３ 低速側シャフト
４ 円盤状部材
１４ 連結板
１７ 高速側シャフト
２７ 突部
３２ 外輪（低速側シャフト）
３６ 環状空間
３７ａ、３７ｂ ガイドローラ
３８ 可動ローラ
３７ ガイドローラ
３８ａ、３８ｂ 可動ローラ
３９ａ ガイドローラのための支持軸
３９ｂ 可動ローラのための支持軸
４０ 嵌合孔
４１、４１ａ 支持孔
４２ ラジアルニードル軸受
４３ａ ガイドローラのための動力伝達用円筒面
４３ｂ 可動ローラのための動力伝達用円筒面
４４ 動力伝達用円筒面
４５ 動力伝達用円筒面
４６ シリンダ孔
４７ 弾性材（予圧ばね）
４８ 内側当接部
４９ 外側当接部
５１ 流入口
５２ 径方向路
５３ 軸方向路
５４ 排出路
６０ トロコイドポンプ（オイルポンプ）
６１ インナーロータ
６２ アウターロータ
６３ カバー
６４ 吸入側ポンプ室
６５ 吐出側ポンプ室
７０ オイルタンク
７１ 吸入路
７２ 吸入路
７３ 吐出路
Ａ くさびローラ式変速機[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a friction roller type transmission with a built-in oil pump having an oil pump such as a trochoid pump provided on a low-speed shaft.
[0002]
[Prior art]
The traction drive type transmission has been developed for various industrial uses because of its quietness and smoothness. In recent years, attempts have been made to apply it to personal use such as automobiles and bicycles, and it has attracted attention as a next-generation power transmission system. .
[0003]
A traction drive type transmission is different from a gear transmission in that at least two rotating bodies having a smooth surface are strongly pressed and a lubricating oil film (for example, an EHL oil film) is interposed therebetween to transmit power. The basic formula is represented by a simple friction formula of Ft = μ · Fc (Ft: traction force). Here, Fc is called a pressing force, and various methods have been developed for generating the pressing force.
[0004]
As one of the traction drive type transmissions, there is a friction roller type transmission utilizing a wedge action (hereinafter referred to as a wedge roller type transmission). A wedge roller type transmission is an outer ring rotatably provided around an end of a high speed side shaft in an eccentric state with respect to the high speed side shaft, and a power transmission for an outer peripheral surface of the high speed side shaft. Each outer peripheral surface, which is located between a cylindrical surface and a power transmission cylindrical surface that is an inner peripheral surface of the outer ring, is disposed in an annular space having a radial width that is not uniform in the circumferential direction. It refers to a transmission having at least one guide roller and at least one movable roller as a transmission cylindrical surface. The movable roller is a roller that generates a pressing force by a wedge action, and is a roller that moves in a radial direction and a circumferential direction.
[0005]
In this wedge roller type transmission, during forward rotation, the movable roller moves in a direction to bite into the “wedge” between the high-speed side shaft and the outer ring, and generates a pressing force Fc. A traction force is generated by this Fc, and torque can be transmitted.
[0006]
On the other hand, at the time of reverse rotation, the movable roller moves in a direction away from the “wedge”, the pressing force Fc becomes zero, and the rotation of the input side stops being transmitted to the output side.
[0007]
When the low-speed side shaft (outer ring side) is used as the input side, the wedge roller type transmission acts as a gearbox with the high-speed side shaft as the output side, and the low-speed side shaft (outer ring side) is used as the output side. In such a case, it acts as a speed reducer with the high speed side shaft as the input side.
[0008]
Also, a wedge roller type transmission has a one-way clutch function that transmits torque during forward rotation, but idles and does not transmit torque during reverse rotation, and transmits torque during both forward and reverse rotation. There are things you can do.
[0009]
By the way, in a wedge roller type transmission, traction grease and traction oil are used for lubrication of a contact portion of each roller. When operating at high speeds, the oil film becomes thinner due to the effect of centrifugal force, and there is a risk of wear and separation. Therefore, the traction oil is supplied by the oil pump to the traction section (the roller and the high-speed shaft, and the roller (For contacting the outer ring).
[0010]
The method of forcibly lubricating the traction oil by the oil pump can be roughly divided into two types: an external pump type in which the oil pump is installed outside the traction drive transmission, and a built-in pump type in which the oil pump is installed inside the traction drive transmission. is there. At present, since the space saving and high efficiency are required, the latter type with a built-in oil pump is more often used.
[0011]
The oil pump built-in type includes a type in which an oil pump (trochoid pump, gear pump) is provided on a high-speed side shaft as disclosed in Patent Document 1, and a type in which a low-speed side shaft is disclosed as disclosed in Patent Document 2. There is a type in which an oil pump is provided between supporting bearings.
[0012]
[Patent Document 1]
JP 2002-39305 A [Patent Document 2]
Japanese Patent Application No. 2001-245305
[Problems to be solved by the invention]
However, recently, with the development of motor technology and the like, wedge roller type transmissions have been demanded to have higher speed rotation than ever before. For example, the speed is several thousand rpm for the low-speed shaft, and about 100,000 rpm for the high-speed shaft.
[0014]
In the case of such a high-speed rotation, in a type in which the oil pump is provided on the high-speed side shaft, the number of rotations is too high, and the oil pump may not always be able to sufficiently exhibit its performance.
[0015]
On the other hand, in the type in which the oil pump is provided on the low-speed shaft, the rotation speed is lower than that of the high-speed shaft, so that the oil pump can sufficiently exhibit its performance.
[0016]
However, since the rotation speed is higher than in the past, the discharge amount becomes too large, the pump loss increases, and the transmission efficiency of the transmission may decrease.
[0017]
In this case, if the diameter of the oil pump is reduced, the discharge amount can be reduced, the pump loss can be reduced, and the transmission efficiency of the transmission can be maintained at high efficiency.
[0018]
However, since the inner rotor of the oil pump is provided at the power transmission portion of the low-speed side shaft, if the diameter of the pump is set small, the low-speed side shaft must be set at a small diameter. . As a result, at the time of power transmission, when a large torque acts on the low-speed side shaft, the low-speed side shaft may be damaged due to insufficient strength.
[0019]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and even during high-speed rotation, it is possible to sufficiently exhibit the performance of an oil pump, and to reduce the diameter of a power transmission portion of a low-speed side shaft. It is an object of the present invention to provide a friction roller type transmission with a built-in oil pump that can reduce the diameter of the pump without performing the operation.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a friction roller type transmission with a built-in oil pump according to claim 1 of the present invention is rotatably supported by a housing, and has a low-speed side shaft provided with an outer ring at one end; A high-speed side shaft eccentrically supported by the housing and eccentric to the shaft and the outer ring; and at least one guide roller rotatably supported between the outer ring and the high-speed side shaft; In a friction roller type speed reducer utilizing a wedge action composed of two movable rollers,
According to the present invention, the low-speed side shaft is provided with an oil pump rotating portion provided at a protruding portion of the low-speed side shaft protruding from the outer ring toward the high-speed shaft side. Since a pump (for example, a trochoid pump or a gear pump) is provided, it can cope with high-speed rotation.
[0021]
Further, a rotating portion of the oil pump is provided at a protruding portion of the low-speed shaft protruding from the outer ring toward the high-speed shaft, and a rotating portion of the oil pump is provided at a portion other than the power transmission portion of the low-speed shaft. . Therefore, the diameter of the pump can be reduced without reducing the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft (that is, regardless of the diameter of the power transmission portion).
[0022]
Therefore, even at the time of high-speed rotation, the transmission loss of the transmission can be maintained at a high efficiency without increasing the pumping loss without increasing the discharge amount. Further, in this case, since it is not necessary to reduce the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft, even when a large torque acts on the low-speed side shaft, the low-speed side shaft is not damaged due to insufficient strength. Therefore, even at the time of high-speed rotation, the oil pump can sufficiently exhibit its performance.
[0023]
A friction roller type transmission with a built-in oil pump according to a second aspect is characterized in that a pump chamber of the oil pump is formed in the housing.
[0024]
Further, in the friction roller type transmission with a built-in oil pump according to a third aspect of the present invention, the inside of the housing is directed toward a suction path for sucking a lubricant from an oil tank and a contact portion between the high speed side shaft and each of the rollers. And a discharge path for discharging the lubricant.
[0025]
As described above, according to the third aspect, the suction path and the discharge path are secured in the connecting plate in the housing, and it is not necessary to secure a space for a new lubricant flow path. Useful.
[0026]
Further, a friction roller type transmission with a built-in oil pump according to claim 4 is characterized in that the oil pump is a trochoid pump.
[0027]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, a friction roller type transmission with a built-in oil pump according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0028]
First, the internal structure of the wedge roller type transmission will be described in detail, and then the embodiment will be described.
[0029]
Further, for convenience of explanation, a wedge roller type transmission using one movable roller will be described, and then a bidirectional power transmission type wedge roller type transmission using two movable rollers will be described.
[0030]
Further, when describing a method of transmitting power, a case where a wedge roller type transmission acts as a speed reducer is described as a representative. In the reduction gear, forward rotation is a direction in which power is transmitted from the high-speed shaft 17 to the outer ring 32, and reverse rotation is a direction in which the high-speed shaft 17 idles and stops transmission of torque (power) to the outer ring 32. It is.
[0031]
(Internal structure of wedge roller type transmission)
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a wedge roller type transmission according to the present invention.
[0032]
FIG. 2 is a cross-sectional view of a main part of the wedge roller transmission with the housing removed, and is a cross-sectional view of the wedge roller transmission having a one-way clutch function.
[0033]
FIG. 3 is a diagram illustrating the operation of a wedge roller type transmission as a speed reducer.
[0034]
FIG. 5 is a cross-sectional view of a main part of the wedge roller transmission with the housing removed, and is a cross-sectional view of the wedge roller transmission capable of transmitting torque (power) when rotating in both forward and reverse directions. is there.
[0035]
FIG. 4 is a diagram illustrating the operation of a wedge roller type transmission as a speed increasing device for reference.
[0036]
When the low-speed side shaft 3 (outer ring side) is the output side, the wedge roller type transmission A acts as a speed reducer with the high-speed side shaft 17 as the input side.
[0037]
In addition, as shown in FIG. 4, when the low speed side shaft 3 (outer ring side) is set as the input side, it acts as a gearbox with the high speed side shaft 17 as the output side.
[0038]
Further, as shown in FIG. 2, the wedge roller type transmission A using one movable roller 38 transmits torque (power) during normal rotation, and idles during reverse rotation to transmit torque (power). Although it has a one-way clutch function that does not transmit, as shown in FIG. 5, a wedge roller type transmission A using two movable rollers 38a and 38b transmits torque (power) during both forward and reverse rotations. can do.
[0039]
1 and 2, a wedge roller type transmission A has a housing 2 as a partition plate fixed to a substantially cylindrical housing 1. A low-speed side shaft 3 is rotatably supported by the housing 1, and a disk-shaped member 4 is provided at an end of the low-speed side shaft 3 in the housing 1. An outer ring 32 is attached.
[0040]
The high-speed side shaft 17 is eccentrically (offset) with respect to the low-speed side shaft 3 and the outer ring 32 and is rotatably provided in the housing 2 serving as a partition plate.
[0041]
As shown in FIG. 2, a large-diameter guide roller 37a, a small-diameter guide roller 37b, and a movable roller 38 that moves when transmitting torque (power) are interposed between the outer ring 32 and the high-speed side shaft 17. I am wearing it.
[0042]
As shown in FIG. 3, in the case of a speed reducer, the support shaft 39b that rotatably supports the movable roller 38 is configured to be movable between the high-speed side shaft 17 and the outer ring 32 in a direction in which the wedge bites. Further, the elastic member 47 (preload spring, see FIG. 2) such as a compression spring installed in the cylinder hole 46 is urged in a direction to bite into the “wedge”.
[0043]
As a result, at the time of normal rotation, the movable roller 38 moves between the high-speed side shaft 17 and the outer ring 32 in a direction to bite into the “wedge”, and generates a pressing force Fc. A traction force is generated by this Fc, and torque (power) can be transmitted.
[0044]
On the other hand, at the time of reverse rotation, the movable roller 38 moves in a direction away from the “wedge”, the pressing force Fc becomes zero, and the rotation of the input side stops being transmitted to the output side.
[0045]
As shown in FIG. 2, between the inner peripheral surface of the outer race 32 and the outer peripheral surface of the distal end portion of the high-speed shaft 17, there is provided an annular space 36 whose radial width is not uniform in the circumferential direction.
[0046]
In the annular space 36, two guide rollers 37a and 37b and one movable roller 38 are installed to constitute the wedge roller type transmission A. In FIG. 2, the movable roller 38 is partially cut away. Three support shafts 39a, 39a, 39b are provided in the annular space 36 for installing these rollers 37a, 37b, 38. Of the three support shafts 39a, 39a, 39b, the two support shafts 39a, 39a are press-fitted and fixed at both ends to fitting holes 40, 40 formed in the housing 2 and the connecting plate 14. . Therefore, the two support shafts 39a, 39a are not displaced in the circumferential direction or the diametric direction in the annular space 36. On the other hand, of the three support shafts 39a, 39a, 39b, the other one of the support shafts 39b has both ends in the circumferential direction and the diameter of the outer ring 32 with respect to the housing 2 and the connecting plate 14. It is supported to be slightly displaceable in the direction. For this purpose, a support hole 41 having an inner diameter larger than the outer diameter of the support shaft 39b is formed in a part of the housing 2 and the connecting plate 14 which is aligned with both ends of the one support shaft 39b. Both ends of the support shaft 39b are loosely engaged with these support holes 41.
[0047]
The guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38 are rotatable around the intermediate portions of the support shafts 39a, 39a, 39b supported as described above by radial needle bearings 42, 42, respectively. I support it. In order to connect and fix the connecting plate 14 to the housing 2, the projecting portions 27, 27 projecting from one side of the connecting plate 14 are provided with the respective guide rollers with respect to the circumferential direction of the connecting plate 14. 37a, 37b and between the movable roller 38. In other words, each of the protrusions 27 and 27 and each of the guide rollers 37a and 37b or the movable roller 38 are present alternately in the annular space 36 in the circumferential direction of the annular space 36. In addition, the outer peripheral surface of each of the guide rollers 37a, 37b or the movable roller 38 does not interfere with (rub against) the circumferential side surface of each of the protrusions 27, 27.
[0048]
In this way, the outer peripheral surfaces of the guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38 rotatably supported between the housing 2 and the connecting plate 14 by the support shafts 39a, 39a, 39b, The transmission cylindrical surfaces 43a, 43a, 43b respectively correspond to a power transmission cylindrical surface 44, which is an outer peripheral surface of the distal end portion of the high-speed shaft 17, and a power transmission cylindrical surface 45, which is an inner peripheral surface of the outer ring 32. In contact. As described above, the width in the radial direction of the annular space 36 in which the guide rollers 37a and 37b and the movable roller 38 are installed is not uniform in the circumferential direction. As described above, the outer diameters of the guide rollers 37a and 37b and the movable roller 38 are made different by the amount of making the width of the annular space 36 unequal in the circumferential direction. That is, of the guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38, the outer diameters of the movable roller 38 and the guide roller 37b located on the side where the tip of the high-speed side shaft 17 is eccentric with respect to the outer ring 32 are the same. And have a relatively small diameter. On the other hand, the outer diameter of the guide roller 37a located on the side opposite to the eccentric end of the high-speed shaft 17 with respect to the outer ring 32 is made larger than the outer diameters of the movable roller 38 and the guide roller 37b. ing. The power transmission cylindrical surfaces 43a, 43a, 43b, which are the outer peripheral surfaces of the guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38, are brought into contact with the power transmission cylindrical surfaces 44, 45, respectively.
[0049]
Note that, of the guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38, both ends of the support shafts 39a, 39a supporting the guide rollers 37a, 37b are, as described above, with respect to the housing 2 and the connecting plate 14 ( (Within the annular space 36). On the other hand, the support shaft 39b supporting the movable roller 38 causes a slight displacement in the circumferential direction and the diametric direction with respect to the housing 2 and the connecting plate 14 (in the annular space 36) as described above. We support as much as possible. Therefore, the movable roller 38 can also be slightly displaced in the annular space 36 in the circumferential direction and the diametric direction. An elastic member 47 (preload spring) such as a compression spring provided in the cylinder hole 46 of the housing 2 and the connecting plate 14 allows the support shaft 39b supporting the movable roller 38 to be rotatable about the support shaft 39b. In order to move the movable roller 38, which is supported in the annular space 36, toward the narrow portion of the annular space 36, the movable roller 38 is elastically lightly pressed.
[0050]
In the case where the rotating shaft is rotationally driven by the wedge roller type transmission configured as described above (in the case of a reduction gear), the driving force is input to the high speed side shaft 17 at the time of normal rotation, so that the high speed side shaft 17 is driven. Rotate in the direction of the arrow in FIG. The rotation of the high-speed side shaft 17 is transmitted to the outer ring 32 via the guide rollers 37a and 37b and the movable roller 38, and rotates the outer ring 32 in the direction of the arrow in FIG.
[0051]
Power transmission between the outer ring 32 and the guide rollers 37a and 37b and the movable roller 38, and power transmission between the guide rollers 37a and 37b and the movable roller 38 and the high-speed shaft 17 are all performed by friction transmission. Therefore, noise and vibration generated during power transmission are low.
[0052]
Further, the movable roller 38 tends to bite into the narrow portion of the annular space 36 with a force corresponding to the magnitude of the torque transmitted from the high-speed shaft 17 to the outer ring 32. Therefore, a contact portion between the power transmission cylindrical surface 45, which is the inner peripheral surface of the outer ring 32, and the power transmission cylindrical surfaces 43a, 43a, 43b, which are the outer peripheral surfaces of the guide rollers 37a, 37b and the movable roller 38, and The surface pressure of the contact portion between each of the power transmission cylindrical surfaces 43a, 43a, 43b and the power transmission cylindrical surface 44, which is the outer peripheral surface of the high-speed shaft 17, increases as the torque increases. Conversely, when the torque is small, the contact pressure of each contact portion is low. For this reason, the torque can be efficiently transmitted by setting the surface pressure of each contact portion to an appropriate value corresponding to the torque to be transmitted.
[0053]
That is, when rotating the high-speed shaft 17 in the direction of the arrow in FIG. 3, the movable roller 38 is driven by the power transmission cylindrical surface 45 that is the inner peripheral surface of the outer race 32 and the power transmission that is the outer peripheral surface of the high-speed shaft 17. It receives a force in the same direction as the pressing force of the elastic member 47 (preload spring) from the cylindrical surface 44 for use, and tends to move toward the narrow portion of the annular space 36.
[0054]
As described above, the force for moving the movable roller 38 toward the narrow portion of the annular space 36 changes according to the magnitude of the rotational driving force transmitted from the high-speed shaft 17 to the outer ring 32. As the force increases, the inner contact portion 48, which is the contact portion between the power transmitting cylindrical surfaces 43a, 43b and the power transmitting cylindrical surface 44, and the power transmitting cylindrical surfaces 43a, 43b and the power. The contact pressure of the outer contact portion 49, which is the contact portion with the transmission cylindrical surface 45, increases. Therefore, based on such an operation, the contact pressure according to the transmitted rotational driving force is automatically selected, and the transmission efficiency of the wedge roller type transmission A can be secured.
[0055]
In the case of the example shown in FIG. 2, the wedge roller type transmission A has a one-way clutch function, and in the case of a speed reducer, the rotation speed of the outer ring 32 matches the rotation speed of the high-speed side shaft 17, that is, If the rotation speed of the high-speed shaft 17 is higher than the speed obtained by dividing the rotation speed of the wedge roller type transmission A by the reduction ratio, the connection of the wedge roller type transmission A is disconnected. That is, in this case, the movable roller 38 is displaced toward the wider side of the annular space 36 against the elastic force of the elastic member 47 (preload spring). As a result, the contact pressure between the inner and outer contact portions 48 and 49 is reduced or lost, and the rotation of the high-speed side shaft 17 is not transmitted to the outer ring 32.
[0056]
Next, a description will be given of a wedge roller type transmission shown in FIG. 5 capable of transmitting torque when rotating in both the forward and reverse directions.
[0057]
FIG. 5 shows a structure in which the high-speed shaft 17 is rotatable in both clockwise and counterclockwise directions.
[0058]
In such a configuration of the present example, one guide roller 37 and two movable rollers 38a and 38b are used as three rollers constituting the wedge roller type transmission A. Among them, the roller installed in the widest part of the annular space 36 is a guide roller 37 having a relatively large diameter and the installation position does not change. On the other hand, a pair of rollers provided so as to sandwich the portion where the width of the annular space 36 becomes the narrowest is a movable roller 38a which has a relatively small diameter and enables a slight displacement in the circumferential and diametric directions. , 38b. The support shafts 39b and 39b supporting the movable rollers 38a and 38b are elastically pressed toward the narrowest portion of the annular space 36.
[0059]
In the case of the structure of the present embodiment configured as described above, when the high-speed side shaft 17 rotates clockwise in FIG. 5, the movable roller 38a bites into the narrowed portion of the annular space 36.
[0060]
On the other hand, when the high-speed side shaft 17 rotates counterclockwise in FIG. 5, the movable roller 38b cuts into the narrowed portion of the annular space 36.
[0061]
Further, in the case of this example, in order to support both ends of the support shafts 39b, 39b supporting these movable rollers 38a, 38b, support holes 41a, 41a (long grooves) formed in the housing 2 and the connecting plate 14 are formed. The length of the annular space 36 in the circumferential direction is regulated. Specifically, the position of the end of each of the support holes 41a, 41a (long groove) on the side where the width of the annular space 36 is wider than that of the case shown in FIG. It is close to the narrowest position. The movable rollers 38a and 38b are prevented from retreating excessively to the wide side of the annular space 36.
[0062]
In the case of the present embodiment configured as described above, in the case of a speed reducer, even when the high-speed side shaft 17 rotates in either the clockwise or counterclockwise direction, any of the movable rollers 38a (38b) is connected to the annular space. The movable roller 38a (38b) bites into the narrow portion of the movable roller 36, and the contact pressure of the inner and outer contact portions 48 and 49 with respect to the movable roller 38a (38b) is increased. On the other hand, the retractable amount of the movable roller 38b (38a) displaced in the direction of retracting from the narrow portion of the annular space 36 is also limited. As a result, with respect to both the movable rollers 38a and 38b and the guide roller 37, the contact pressures of the inner and outer contact portions 48 and 49 are sufficiently increased, and the power is efficiently transmitted from the high-speed shaft 17 to the outer ring 32. Can communicate. Except for enabling the transmission of power in both the clockwise and counterclockwise directions from the high-speed side shaft 17 to the outer ring 32 in this manner, it is the same as the case described above with reference to FIG. I do.
[0063]
(Lubrication of wedge roller type transmission)
In the wedge roller type transmission shown in FIGS. 1 to 5, grease or oil lubrication is performed, and when the transmission is not rotating at high speed, the traction surface (the power transmission cylindrical surface 43a, 43b, 44, 45) is moved to the traction surface. There is no need to perform forced lubrication.
[0064]
(Reference example of forced lubrication)
FIG. 6A is a longitudinal sectional view of the external pump type friction roller type transmission, and FIG. 6B is a sectional view taken along line bb in FIG.
[0065]
In the case of high-speed rotation specifications, the oil film becomes thin due to the effect of centrifugal force, and there is a risk of abrasion or peeling due to metal contact, and forced lubrication is required.
[0066]
In the reference example shown in FIG. 6, an external oil pump (not shown) is connected to an inflow port 51 formed in the housing 1, and the inflow port 51 is connected to a shaft formed in the low-speed side shaft 3 through a radial path 52. It is in communication with the direction path 53. In addition, a lubricant discharge passage 54 is formed below the housing 1.
[0067]
Therefore, the lubricant supplied from an external oil pump (not shown) is directed to the contact portion between the high-speed side shaft 17 and each of the rollers 37, 38a, and 38b via the inflow port 51, the radial path 52, and the axial path 53. And discharged through the discharge path 54.
[0068]
(Embodiment of the present invention)
FIG. 7A is a longitudinal sectional view of a friction roller type transmission with a built-in oil pump according to the embodiment of the present invention (a sectional view taken along line a-a in FIG. 7B), and FIG. FIG. 3A is a cross-sectional view along the line bb in FIG.
[0069]
FIG. 8A is a cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 7, and is a cross-sectional view showing a pump chamber of the trochoid pump. FIG. 8B is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG. It is sectional drawing and is sectional drawing of a trochoid pump.
[0070]
In the present embodiment, the inner rotor 61 of the trochoid pump 60 is provided at a protruding portion of the low-speed shaft 3 protruding from the outer ring 32 toward the high-speed shaft 17. The method of connecting the inner rotor 61 is a D-cut, a pin, a spline, or the like.
[0071]
The outer rotor 62 of the trochoid pump 60 is embedded in the connecting plate 14. A cover 63 is fixed to the connecting plate 14 outside the trochoid pump 60.
[0072]
As shown in FIG. 8B, in the trochoid pump 60, the inner rotor 61 rotates with the rotation of the low-speed side shaft 3, and the space between the inner rotor 61 and the outer rotor 62 increases and decreases. The lubricant is sucked and discharged.
[0073]
As shown in FIG. 8A, a suction side pump chamber 64 and a discharge side pump chamber 65 are formed in the connecting plate 14 adjacent to the trochoid pump 60.
[0074]
Further, an oil tank 70 is provided below the housing 1, and a suction passage 71 for sucking lubricant from the oil tank 70 is formed in the partition plate 2, and the connecting plate 14 and its protruding portion are formed. The portion 27 is formed with an L-shaped suction passage 72 for guiding the lubricant from the suction passage 71 to the suction-side pump chamber 64.
[0075]
A discharge path 73 for discharging the lubricant toward the contact portion between the high-speed side shaft 17 and each of the rollers 37, 38a, 38b is formed in the connecting plate 14 adjacent to the discharge side pump chamber 65.
[0076]
Accordingly, in the trochoid pump 60, when the inner rotor 61 rotates with the rotation of the low-speed side shaft 3, and the space between the inner rotor 61 and the outer rotor 62 increases or decreases, the oil tank 70 causes the suction passage 71, The lubricant is sucked into the pump chamber 72 and the suction side pump chamber 64. The lubricant is discharged from the discharge-side pump 65 to a contact portion between the high-speed side shaft 17 and each of the rollers 37, 38a, and 38b via a discharge path 73.
[0077]
As described above, according to the present embodiment, since the trochoid pump 60 is installed on the low-speed side shaft 3, it is possible to cope with high-speed rotation.
[0078]
An inner rotor 61 of the oil pump 60 is provided at a protruding portion of the low-speed shaft 3 protruding from the outer ring 32 toward the high-speed shaft 17. Is provided. Therefore, the diameter of the oil pump 60 can be reduced without reducing the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft 3 (that is, regardless of the diameter of the power transmission portion).
[0079]
Therefore, even at the time of high-speed rotation, the transmission loss of the transmission can be maintained at a high efficiency without increasing the pumping loss without increasing the discharge amount. Further, in this case, since it is not necessary to reduce the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft 3, even if a large torque acts on the low-speed side shaft 3, the low-speed side shaft is not damaged due to insufficient strength. . Therefore, even at the time of high-speed rotation, the trochoid pump 60 can sufficiently exhibit its performance, and can perform sufficient forced lubrication on the traction surface (the power transmission cylindrical surfaces 43a, 43b, 44, and 45). .
[0080]
Further, since the suction passages 71 and 72 and the discharge passage 73 are provided in the connecting plate 14 and the partition plate 2, it is not necessary to newly secure a space for the flow path of the lubricant, which contributes to space saving.
[0081]
The present invention is not limited to the above-described embodiment, but can be variously modified. The oil pump is not limited to the trochoid pump, and may be another type such as a gear pump.
[0082]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect, since the oil pump (for example, the trochoid pump and the gear pump) is installed on the low-speed side shaft, it is possible to cope with high-speed rotation.
[0083]
Further, a rotating portion of the oil pump is provided at a protruding portion of the low-speed shaft protruding from the outer ring toward the high-speed shaft, and a rotating portion of the oil pump is provided at a portion other than the power transmission portion of the low-speed shaft. . Therefore, the diameter of the pump can be reduced without reducing the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft (that is, regardless of the diameter of the power transmission portion).
[0084]
Therefore, even at the time of high-speed rotation, the transmission loss of the transmission can be maintained at a high efficiency without increasing the pumping loss without increasing the discharge amount. Further, in this case, since it is not necessary to reduce the diameter of the power transmission portion of the low-speed side shaft, even when a large torque acts on the low-speed side shaft, the low-speed side shaft is not damaged due to insufficient strength. Therefore, even at the time of high-speed rotation, the oil pump can sufficiently exhibit its performance.
[0085]
According to the third aspect, the suction path and the discharge path are secured in the housing (connecting plate), and it is not necessary to secure a space for a new lubricant flow path. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a wedge roller type transmission according to the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a main part of the wedge roller transmission with a housing removed, and is a cross-sectional view of the wedge roller transmission having a one-way clutch function.
FIG. 3 is a diagram illustrating the operation of a wedge roller type transmission as a speed reducer.
FIG. 4 is a diagram illustrating the operation of a wedge roller type transmission as a speed increasing device.
FIG. 5 is a cross-sectional view of a main part of the wedge roller type transmission with the housing removed, and is a cross-sectional view of the wedge roller type transmission capable of transmitting torque (power) when rotating in both forward and reverse directions. is there.
6A is a longitudinal sectional view of an external pump type friction roller type transmission, and FIG. 6B is a sectional view taken along line bb of FIG. 6A.
7A is a longitudinal sectional view of a friction roller type transmission with a built-in oil pump according to the embodiment of the present invention (a sectional view taken along line aa in FIG. 7B), and FIG. () Is a cross-sectional view along line bb in (a).
8A is a cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 7, and is a cross-sectional view showing a pump chamber of the trochoid pump. FIG. 8B is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG. FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line, showing a trochoid pump.
[Explanation of symbols]
1 housing 2 housing (partition plate)
3 Low-speed side shaft 4 Disc-shaped member 14 Connecting plate 17 High-speed side shaft 27 Projection 32 Outer ring (low-speed side shaft)
36 Annular space 37a, 37b Guide roller 38 Movable roller 37 Guide roller 38a, 38b Movable roller 39a Support shaft 39b for guide roller Support shaft 40 for movable roller Fitting holes 41, 41a Support hole 42 Radial needle bearing 43a Guide Power transmitting cylindrical surface 43b for roller Power transmitting cylindrical surface 44 for movable roller Power transmitting cylindrical surface 45 Power transmitting cylindrical surface 46 Cylinder hole 47 Elastic material (preload spring)
48 inner contact part 49 outer contact part 51 inflow port 52 radial path 53 axial path 54 discharge path 60 trochoid pump (oil pump)
61 inner rotor 62 outer rotor 63 cover 64 suction side pump chamber 65 discharge side pump chamber 70 oil tank 71 suction path 72 suction path 73 discharge path A wedge roller type transmission