| 【発明の名称】 |
動力伝達装置 |
| 【発明者】 |
【氏名】木村 克己
【氏名】服部 和男
【氏名】緒方 大洋
【氏名】大塚 道雄
【氏名】杉山 和彦
【氏名】形谷 吉則
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| 【要約】 |
【課題】クラッチをオンするときおよびトルクの伝達時に内外輪とローラ間で金属相互が直接接触することがなく、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性を向上させることができる動力伝達装置を提供する。
【解決手段】駆動側から被動側に流体を用いて動力を伝達する動力伝達装置において、駆動側と被動側との間に、内輪８と外輪９と内輪外周と外輪内周の軌道面８ａ，９ａ間に介装される多数のローラ１０とを有し内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａを互いに接近又は離間させることによりオンオフ動作を行う転がり軸受クラッチＣＬを設け、該転がり軸受クラッチＣＬをオンすることにより駆動側と被動側とを流体を介さずに機械的に結合することを可能にし、前記転がり軸受クラッチＣＬでは前記ローラ１０の軸線方向から見たローラ１０と外輪９及び内輪８の軌道面９ａ，８ａとの接触部にトラクション油を介在させ、ローラ１０と内輪８間およびローラ１０と外輪９間でトルク伝達を可能とした。 |
【特許請求の範囲】
【請求項１】 駆動側から被動側に流体を用いて動力を伝達する動力伝達装置において、駆動側と被動側との間に、内輪と外輪と内輪外周と外輪内周の軌道面間に介装される多数のローラとを有し内輪と外輪の軌道面を互いに接近又は離間させることによりオンオフ動作を行う転がり軸受クラッチを設け、該転がり軸受クラッチをオンすることにより駆動側と被動側とを流体を介さずに機械的に結合することを可能にし、前記転がり軸受クラッチでは前記ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との接触部にトラクション油を介在させ、ローラを外輪及び内輪の軌道面に接近させることによりトラクション油に法線荷重（Ｆｃ）を発生させ、トラクション油にせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力によって生じる接線力（Ｆｔ）を牽引力としてローラと内輪間およびローラと外輪間でトルク伝達を可能としたことを特徴とする動力伝達装置。
【請求項２】 前記転がり軸受クラッチにおける内輪と外輪の軌道面を互いに接近させるための押圧手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
【請求項３】 前記ローラの外輪と内輪に対する相対速度差（すべり率）は１％（０．０１）以下であり、その潤滑状態は、弾性流体潤滑（ＥＨＬ）であることを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
【請求項４】 前記ローラが外輪と内輪に対して１％以下の相対速度差ですべるための条件として、前記法線荷重（Ｆｃ）に対する接線力（Ｆｔ）の比をトラクション係数（摩擦係数）μｔとし、内輪の軸に対する共通接線の角度をθｉ（以下転がりくさび角と呼ぶ）とし、接触部における内輪共通接線と中心軸との距離をｒｉとした場合に、Ｔｉ＝μｔ・ｒｉ・cosθｉで表される油膜によって発生するトルク（トラクション力）と、内外輪にローラが食い込む力をＦｔｂとし、ローラの半径をｒｂとした場合にＴｉｗ＝Ｆｔｂ／（ｒｉ＋ｒｂ）・cosθｉで表される内外輪にローラが食い込むことによって発生するトルクとがＴｉ＞Ｔｉｗの関係になるようなトラクション係数μｔを持つことを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
【請求項５】 前記ローラが外輪と内輪に対して１％以下の相対速度差ですべるための条件として、前記法線荷重（Ｆｃ）に対する接線力（Ｆｔ）の比をトラクション係数（摩擦係数）μｔとし、外輪の軸に対する共通接線の角度をθｏ（以下転がりくさび角と呼ぶ）とし、接触部における外輪共通接線と中心軸との距離をｒｏとした場合に、Ｔｏ＝μｔ・ｒｏ・cosθｏで表される油膜によって発生するトルク（トラクション力）と、内外輪にローラが食い込む力をＦｔｂとし、ローラの半径をｒｂとした場合にＴｏｗ＝Ｆｔｂ／（ｒｏ−ｒｂ）・cosθｏで表される内外輪にローラが食い込むことによって発生するトルクとがＴｏ＞Ｔｏｗの関係になるようなトラクション係数μｔを持つことを特徴とする請求項１記載の動力伝達装置。
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【発明の詳細な説明】【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は駆動側から被動側に流体を用いて動力を伝達する流体継手やトルクコンバータ等の動力伝達装置に係り、特にクラッチ機構を設けて駆動側と被動側を機械的に結合し、原動機からの入力回転数と被動機回転数とを極力近づけることによってそのスリップ損失を少なくし、動力伝達効率の向上を図ることができるとともにクラッチ機構のオン・オフの繰り返し耐久性を向上させることができる動力伝達装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来から駆動軸にポンプ羽根車を結合するとともに被動軸にタービン羽根車を結合し、ケーシング内部に満たされた流体を介して駆動軸から被動軸に動力伝達を行う流体継手やトルクコンバータ等の動力伝達装置が知られている。
【０００３】動力伝達装置として流体継手を例に挙げて説明すると、流体継手を用いた回転数制御においては、負荷側の回転数を、スクープチューブを使用して最低回転数から最高回転数まで無段階に変化させるか、もしくはインペラ、ランナ及びインペラケーシングで形成される流体継手羽根車への作動油の給油を通あるいは断することによって最低回転数か最高回転数かのいずれかを得るようにしている。
【０００４】上記いずれの場合においても、被動機回転数を最高回転数で運転する場合、その最高回転数は、原動機であるモータあるいはエンジン等の入力回転数に対して通常、約３％程度スリップした回転数である。このスリップは流体継手を用いて回転数制御した場合必ず生じる現象である。この時、スリップのために流体継手効率はそのスリップパーセント分だけ低下する。従って、伝達動力が大きければ大きい程、損失動力は大きくなる。
【０００５】被動機回転数を最高回転数で運転する場合、原動機回転数と被動機回転数との間のスリップ損失をなくすために、本件出願人は、先に特願平７−１６９２１５号において、駆動側と被動側との間に、内輪と外輪と内輪外周と外輪内周の軌道面間に介装される多数のローラとを有し内輪と外輪の軌道面を互いに接近又は離間させることによりオンオフ動作を行う転がり軸受クラッチを設け、該転がり軸受クラッチをオンすることにより駆動側と被動側とを流体を介さずに機械的に結合することを可能にした動力伝達装置を提案した。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述した従来の転がり軸受クラッチにおいては、クラッチをオンするときおよびトルクの伝達時に、内輪とローラおよび外輪とローラとの間で油膜を介さずに金属相互が接触することになるため、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性に大きな難点があり、特に高トルク伝達における信頼性に欠けていた。
【０００７】本発明は、上述の事情に鑑みなされたもので、クラッチをオンするときおよびトルクの伝達時に内外輪とローラ間で金属相互が直接接触することがなく、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性を向上させることができるとともに高トルク伝達における信頼性を向上させることができ、しかも原動機からの入力回転数と被動機回転数とを極力近づけることによってそのスリップ損失を少なくし、動力伝達効率の向上を図ることができる動力伝達装置を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上述した目的を達成するために、本発明は、駆動側から被動側に流体を用いて動力を伝達する動力伝達装置において、駆動側と被動側との間に、内輪と外輪と内輪外周と外輪内周の軌道面間に介装される多数のローラとを有し内輪と外輪の軌道面を互いに接近又は離間させることによりオンオフ動作を行う転がり軸受クラッチを設け、該転がり軸受クラッチをオンすることにより駆動側と被動側とを流体を介さずに機械的に結合することを可能にし、前記転がり軸受クラッチでは前記ローラの軸線方向から見たローラと外輪及び内輪の軌道面との接触部にトラクション油を介在させ、ローラを外輪及び内輪の軌道面に接近させることによりトラクション油に法線荷重（Ｆｃ）を発生させ、トラクション油にせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力によって生じる接線力（Ｆｔ）を牽引力としてローラと内輪間およびローラと外輪間でトルク伝達を可能としたことを特徴とするものである。
【０００９】本発明によれば、駆動側から被動側に流体を用いて動力を伝達する流体継手やトルクコンバータ等の動力伝達装置において、駆動側と被動側との間に、転がり軸受クラッチを設けたため、駆動側と被動側とを流体を介さずに機械的に結合することが可能となる。したがって、原動機からの入力回転数と被動機回転数とを極力近づけることによって、そのスリップ損失を少なくし、動力伝達効率の向上を図ることができる。
【００１０】本発明によれば、ローラの軸線方向から見たローラと外輪および内輪の軌道面の接触部に高圧下で固体のように振る舞う特性をもつトラクション油を介在させ、前記接触部においてローラを外輪及び内輪の軌道面に接近させることにより、トラクション油に高圧力（１〜３ＧＰａ）をかけることにより油の流動性を抑え、トラクション油に法線荷重（押し付け力）Ｆｃを発生させ、トラクション油にわずかなせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力によって生じる接線力Ｆｔを牽引力としてローラと内輪間およびローラと外輪間でトルク伝達、すなわちトラクションドライブを可能としたものである。したがって、クラッチをオンさせるとき、クラッチがオンしてトルクを伝達している間、内外輪とローラ間の接触面間にトラクション油が常に介在しているため、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性を飛躍的に向上させることができるとともに高トルク伝達における信頼性を向上させることができる。
【００１１】上記転がり軸受クラッチをオンする際には、流体の遠心圧力を利用してピストンを駆動し、外輪を移動させ、内輪と外輪の軌道面を互いに接近させることにより行なう。なお、転がり軸受クラッチは、ピストンの押圧力がなくなった場合には、内輪と外輪の軌道面が互いに離間するように設定されているため、転がり軸受クラッチは直ちにオフ状態となり、駆動側と被動側との機械的なカップリングを直ちに解除することができる。
【００１２】
【発明の実施の形態】以下、本発明に係る動力伝達装置の一実施形態を図面を参照して説明する。本実施形態においては、動力伝達装置として流体継手を例に挙げて説明する。図１は流体継手の全体構成を示す断面図である。図１において、符号１は駆動軸であり、駆動軸１に隣接して被動軸４が配置されている。駆動軸１は軸受ケーシング１８内に配置された軸受メタル１３に回転自在に支持されており、被動軸４は軸受ケーシング１９内に配置された軸受メタル１６に回転自在に支持されている。なお、軸受ケーシング１８，１９は軸受ケーシング押さえ２０により所定位置に保持されている。
【００１３】また、駆動軸１にはインペラ２が結合され、被動軸４にはランナ３が結合されている。インペラ２にはインペラケーシング５が固定され、インペラケーシング５には外環２４が固定されている。そして、外環２４には外筒２５が取付けられ、外筒２５には内環６が取付けられている。
【００１４】インペラケーシング５、外環２４及び内環６で囲まれた空間には、転がり軸受クラッチＣＬ が配設されている。転がり軸受クラッチＣＬ は、内輪８と、外輪９と、内外輪８，９間に配設された複数の円筒状のローラ１０と、複数の円筒状のローラ１０を所定位置に保持する保持器１２とから構成されている。そして、外輪９はボールスプライン機構２６を介して外筒２５に連結され、内輪８はランナ３に直接結合されている。前記円筒ローラ１０は外輪９と内輪８の間で軸方向に対してある角度ねじられて配置されている。
【００１５】また外筒２５と内環６とで囲まれた部分はシリンダ部を構成しており、このシリンダ部内にピストン７が軸方向に可動に配設されている。そして、シリンダ部内面とピストン７との間にはクラッチオンオフ用作動油室３０が画成されており、この作動油室３０内に、軸受ケーシング１９及び内環６に形成された作動油供給路３１ａ，３１ｂ，３１ｃ，３１ｄを介して作動油が供給されるようになっている。なお、作動油供給路３１ａはパイプを介して油ポンプに接続されている（後述する）。
【００１６】前記ピストン７と外輪９との間には、複数のボール２３が介装されている。なおボール２３は円板状の保持器２２に保持されている。また、外輪９と外環２４との間には圧縮コイルスプリング１１が介装されており、外輪９はスプリング１１の付勢力により右方向に常時押されている。外環２４と内輪８との間にはラジアル軸受３２が介装されている。
【００１７】しかして、作動油室３０に作動油が供給されると、作動油室３０内への作動油の供給油量、回転数等に応じて遠心圧力が発生し、図１においてピストン７を左側、内環６を右側に押す作用をする。結果的に、図１において、転がり軸受クラッチＣＬ の外輪９をスプリング１１の右方向の力に対抗して左側に押し、内輪８を右側に引っ張る力が作用し、外輪９と内輪８の軌道面が互いに接近しクラッチがオン（結合）した状態となる。逆に作動油室３０への作動油の供給をストップすると、遠心圧力を発生させていた作動油は外筒２５に設けられた作動油室３０に通じているノズル２８から油室外に排出され、転がり軸受クラッチＣＬ はオフ（非結合）状態になる。
【００１８】また、駆動軸１のスラスト力はスラスト軸受１４で支承され、被動軸４のスラスト力はスラスト軸受１７で支承されるようになっている。またインペラケーシング５の円周上に複数個のノズル２１が配置され、ノズル２１の取付け位置の内側の内壁面には被動機の最低回転数を規定するダム２７が設けられている。
【００１９】インペラ２、ランナ３およびインペラケーシング５によって流体継手羽根車作動油室が構成されている。作動油は、軸受ケーシング１８の作動油給油通路１８ａを通って、上記流体継手羽根車作動油室へ供給されるようになっている。流体継手羽根車作動油室内に作動油を供給する通路は、図２に示すように、全開と全閉を急速に行う開閉用コントロール弁ｆ１ と最大油量調整オリフィスｊを有する通路Ｉ１ と、コントロール弁ｆ１ をバイパスするように並設され開閉用コントロール弁ｆ２ と最小油量調整オリフィスｈを備えた通路Ｉ２ とからなっている。そして作動油は、油ポンプｃによって油タンクａからストレーナｂを介し、上記通路Ｉ１ 又はＩ２ 、前記駆動軸側軸受ケーシング１８の給油通路１８ａ、インペラ２の給油穴２ａを経て作動油室に供給される。また作動油室内の作動油はノズル２１を経て外部へ排出されるようになっている。なお、必要に応じて、油圧調整用レリーフ弁ｄと油冷却器ｅが設置される。
【００２０】上記作動油室へ供給される作動油量は、コントロール弁ｆ１ が全開の時、最大油量調整オリフィスｊによって決定され、コントロール弁ｆ１ が全閉でコントロール弁ｆ２ が全開の時、最小油量調整オリフィスｈによって決定される。これにより、被動側回転数は、コントロール弁ｆ１ が全開の時最高回転数となり、全閉でコントロール弁ｆ２ が全開の時最低回転数となる。一方、クラッチオンオフ用作動油室３０への作動油の供給は、油ポンプｃによって通路Ｉ３ 、コントロール弁ｋ、連通路３１ａ〜３１ｄ（図１参照）を介して行われる。
【００２１】次に転がり軸受クラッチについて詳細に説明する。転がり軸受クラッチＣＬは、内輪８と、外輪９と、内輪８外周と外輪９内周の間に介装される多数の円筒状のローラ１０と、ローラ１０を所定位置に保持する保持器１２とを備えている。内輪８は、被動軸４に一体に形成されている。外輪９はボールスプライン機構２６を介して外環２４に連結されており、外輪９は外環２４に対して軸方向に相対移動自在で回転方向に一体回転するようになっている。また外環２４には駆動軸１が固定されている。
【００２２】前記外輪９と外環２４の対向面間には予圧バネを構成する圧縮コイルスプリング１１が介装されており、内輪８に対して外輪９を軸方向に押圧してローラ１０に予圧を付与するように構成されている。また外輪９には、内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａが互いに接近するように流体による遠心圧力からなる押圧力が作用する構成になっている。この押圧力は、油圧、空気圧、電動アクチュエータ等の各種押圧力発生手段によっても発生させることができる。また内外輪８，９およびローラ１０の全体をトラクション油に浸漬させている。
【００２３】次に、内輪８、外輪９及びローラ１０の関係を詳細に説明する。図３は内輪８、外輪９及びローラ１０の関係を示す図であり、図３（ａ）は内輪８、外輪９及びローラ１０を示す概略断面図、図３（ｂ）及び図３（ｃ）はローラと軌道面との関係を示す図である。なお、図３（ａ）に示す転がり軸受クラッチと図１における転がり軸受クラッチとは、左右が逆に図示されているが、機能および作用的には同一である。ローラ１０は、図３（ａ）及び図３（ｂ）に示すように、内外輪８，９の中心軸ｘに対して所定のねじれ角βでもって配置されている。内輪８外周の軌道面８ａは先細となるような円錐台形状のテーパ面で、外輪９内周の軌道面９ａも内輪８の軌道面８ａに対応して円錐台形状に成形されている。
【００２４】ここで、内外輪８，９の軌道面８ａ，９ａはローラ１０が線接触してはじめて機能を満足するものであり、図４（ａ）及び図４（ｂ）に示すように、ローラ１０を中心軸ｘの周りに公転させた場合のローラ１０の外周及び内周の軌跡であり双曲面形状となる。
【００２５】内外輪８，９の軌道面８ａ，９ａは、図４（ｃ）に示すように中心軸ｘに対して所定のソケット角φでもって傾斜している。ソケット角φとは、図３（ｂ）に示すように、内輪８及び外輪９の中心軸線ｘを通る平面で切断した双曲線となる軌道断面のローラ接点Ｐ（ｘ，ｙ）における接線ａと中心軸ｘとのなす角である。
【００２６】ローラ１０は保持器１２によって所定間隔に保持されている。ローラ１０のねじれ角βは保持器１２によって保持されるのではなく、内外輪８，９の軌道面８ａ，９ａの双曲面形状によって自動的に維持される。保持器１２は、内外輪８，９を分解した際にローラ１０がバラバラにならないように保持するものである。
【００２７】ここで、食い込み角（ψ）について図５を参照して説明する。図５（ａ）はテーパねじを示す図である。図示するように、テーパねじ３３のねじ山３４は、仮想円筒面３５に対して所定のリード角βでもって螺旋状に巻き付けられると同時に、その外周は中心軸ｘに対して所定のソケット角φでもって上方に向かって拡径する円錐台３６の外周上に位置する。したがって、ねじ山３４の外径は仮想円筒面３５に対して上方に向かうにつれて所定の角度θで徐々に拡大するくさび形状となる。この角度θを転がりくさび角とする。
【００２８】この転がりくさび角θは、テーパねじとした場合の雄ねじと雌ねじのねじりに伴うねじ径の増加または減少角を求めたものであるが、雄ねじと雌ねじにねじ込むときは、この両者の転がりくさび角の和が実際のくさび角となる。このくさび角を食い込み角ψと定義する。
【００２９】転がり軸受クラッチＣＬの場合には、内輪８と外輪９間に介在するローラ１０がねじれ角βを有しているので、ローラ１０を介して内輪８と外輪９を相対回転させると、ローラ１０の転がり方向によって、あたかもねじが存在するように内輪８が外輪９内にねじり込まれ、ローラ１０が内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａ間に食い込むことになり、テーパねじ３３と全く同様の関係となる。
【００３０】図５（ｂ）は、転がり軸受クラッチＣＬの内外輪８，９をローラ４の転がり方向に螺旋状に切断した図を示している。図示するように、内輪８側の軌道面８ａはローラ１０の転動方向に転がりくさび角θｉでもって徐々に大径となるように傾斜し、外輪９側の軌道面，９ａは上方に向かって転がりくさび角θｏでもって徐々に小径となるように傾斜している。
【００３１】図５（ｃ）は、軌道面８ａ，９ａ間に介在するローラ１０を軸方向から見た模式図である。内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａ間が狭まる方向に相対移動させるとローラ１０が食い込むことになる。このローラ１０の食い込み状態は、内輪８側と外輪９側の転がりくさび角θｉとθｏの両方が作用するので、両方を合成して食い込み角ψとして評価する。
【００３２】本実施形態においては、内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａ間にローラ１０が転がり食い込まないように、ローラ１０と軌道面８ａ，９ａの接触部がすべることを条件としている。その条件として、ローラ１０と軌道面８ａ，９ａとのなす接触部の転がりくさび角θｉ，θｏの少なくともいずれか一方が、接触部の静止摩擦係数μｓｉ，μｓｏに対応する摩擦角λｉ，λｏよりも大きく設定されている。ここで、摩擦角λとは、平らな斜面上に物体をのせて徐々に傾けた場合にすべり始める角度のことでtanλｉ＝μｓｉ，tanλｏ＝μｓｏである。
【００３３】ローラ１０の接点は内輪８側と外輪９側の接触部の少なくともいずれか一方がすべれば食い込まないから、θｉ＞λｉあるいはθｏ＞λｏとする。もちろん、θｉ＞λｉかつθｏ＞λｏとしてもよい。書き換えれば、tanθｉ＞μｓｉと、tanθｏ＞μｓｏの２条件のうちの少なくともいずれか一方の条件である。
【００３４】図３（ｃ）は、θｉとθｏの合成角（θｉ＋θｏ）として定義されるψを、モデル的に表したものである。内外輪８，９は同一材料であり、ローラ１０と両軌道面８ａ，９ａとの接触部の静止摩擦係数は等しく、また、内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａとの転がり接触角θｉ，θｏはほぼ等しいと考えられるので、食い込み角（ψ）が、式tan（ψ／２）＞μｓの関係を満足するように設定されている。このように設定しても実用上問題はない。図中、Ｎは接触面からローラ１０に作用する抗力、Ｆは摩擦力、Ｐはその合力である。
【００３５】しかし、このような転がり接触角θを測定して成形することは困難であり、実際はローラのねじれ角βとソケット角φとの関係で接触角θが設定される。この接触角θ、ローラねじれ角β及びソケット角φは、幾何学的に一定の関係を有している。
【００３６】図５（ａ）に示したテーパねじモデルで説明すると、次式のような関係となる。
tanθ＝sinβ・tanφすなわち、図中、ｈ＝ｌtanβ，Δ＝ｈtanφよりΔ＝ｌtanβ・tanφ。また、ｌ１＝１／cosβ、tanθ＝Δ／ｌ１より、tanθ＝cosβ・tanβ・tanφ＝sinβ・tanφで証明される。したがって、ローラねじれ角βと、ソケット角φが、sinβ・tanφ＞μｓとなるように設定すればよい。μｓについては、内輪８，外輪９及びローラ１０の材質、潤滑状態等の条件で種々の値となる。μｓが０．０５程度とした場合に、ローラねじれ角βを２１°〜２４°、ソケット角φを８°〜１０°の範囲に設定することが好ましい。
【００３７】ローラのねじれ角βが２１°以下になるとロックしやすくなり、２５°以上になると転がりにくくなる。また、ソケット角φが８°以下になるとロックしやすくなり、１０°を越えるとスリップしやすく安定性が悪くなってくるためである。sinβ・tanφを計算すると、β：２４°，φ：８°の場合には約０．０５７、β：２１°，φ：１０°の場合は約０．０６３、β：２１°，φ：８°の場合には０．０５０３程度となり、最大静止摩擦係数μｓより大きくすべり条件を満足する。この時の食い込み角ψは、（ψ／２）＝３°付近である。
【００３８】これに対して、従来は、ローラねじれ角β１５〜１８°とし、ソケット角φを４〜４．５°の範囲で使用していた。この従来の場合のsinβ・tanφを計算すると、β：１５°，φ：４°の場合には約０．０１８、β：１８°，φ：４.５°の場合に約０.０２４、β：１８°，φ：４°の場合は約０．０２１となり、最大静止摩擦係数よりも小さくロック条件となっている。
【００３９】もちろん、ローラねじれ角βとソケット角φは相対的なもので、βを従来の１５°〜１８°とし、それに合わせてsinβ・tanφが０．０５以下の範囲となるようにソケット角φを選べばよいし、逆にソケット角を従来の４〜４．５°の範囲に設定し、それに合わせてsinβ・tanφが０．０５以下の範囲となるように設定すればよい。
【００４０】また、上記数値以外のローラねじれ角βが上記以外の１５°以下の範囲、１８〜２１°間の範囲、さらに２４°以上の範囲についても適用可能である。また、ソケット角φについても、上記以外の４°以下の範囲、４．５〜８°の範囲、１０°以上の範囲も適用可能である。
【００４１】さらに、最大静止摩擦係数μを０．０５程度としたが、この静止摩擦係数μを調整することも可能であり、０.１，１.５等種々の値をとり得る。すなわち、ローラねじれ角βもソケット角φも従来の角のままとし、最大静止摩擦係数を変えることによってすべり条件とすることもできる。すなわち、従来のローラねじれ角を１５〜１８°、ソケット角φを４〜４．５°の範囲であっても、最大静止摩擦係数μｓを０．０２より小さくすればすべる条件になる。あくまでも静止摩擦係数μとローラ１０の転がり摩擦角θあるいは食い込み角ψとの相対関係であり、静止摩擦係数は０．０５に限定されない。
【００４２】上記ローラねじれ角βとソケット角φとの間にも、図４（ｃ）に示すように、幾何学的に一定の関係がある。図４（ｃ）より次式の関係が成立する。
tanφ＝ｘ・tan２β／（Ｆ２＋ｘ２・tan２β）１／２tanθ＝sinβ・tanφ＝sinβ・｛ｘ・tan２β／（Ｆ２＋ｘ２・tan２β）１／２｝
ここで、ローラ１０の食い込み角ψは、内外輪８，９とローラ１０の転がり接触角θｉ，θｏの和であるから、次式で示される。
φ＝tan−１〔｛（ｙｉ＋ｙｏ）ｘtan２βsinβ｝／｛ｙｉ・ｙｏ−（ｘtan２βsinβ）２｝〕
Ｆ：軌道設計時に与える任意の値ｙｉ：ｘにおける内輪軌道半径（Ｆｉ２＋ｘ２・tan２β）１／２ｙｏ：ｘにおける外輪軌道半径（Ｆｏ２＋ｘ２・tan２β）１／２Ｆｉ＝Ｆ−ｒＦｏ＝Ｆ＋ｒｒ：ローラ半径【００４３】この関係について説明すると、図４（ｃ）に示すように、ローラ１０の摩擦角θ及びねじれ角βによって軌道断面形状が決定する。ソケット角φは、決定された軌道断面のどの範囲を実際に軌道として使うかで決まる。すなわち、ローラ接点ＰのＸ座標（上式中のｘ０）と、予め定めたＦの値で決まることになる。ローラ接点はローラの軸方向中央位置である。
【００４４】次に、前述のように構成された転がり軸受クラッチの動作を説明する。駆動軸１は転がり軸受クラッチＣＬの内外輪のロック方向に相対回転する場合を説明する。駆動軸１が回転しても、転がり軸受クラッチＣＬがオフの場合には、外環２４と一体に外輪９はロック方向に回転するが、ローラ１０は軌道面間に螺旋状に食い込んでいかないですべりながら転がるため、内輪８は回転しない。この状態で外輪９に押圧力を作用させ、外輪９を予圧バネ１１の右方向の力に抗して左側に押し、外輪９と内輪８の軌道面が互いに接近して内外輪８，９とローラ１０間のトラクション油に高圧力が作用するため、トラクションドライブが成立し、クラッチがオン状態となる。すなわち、駆動軸１と被動軸４とがわずかなすべりをもってカップリングされた状態となり、駆動軸１から被動軸４へトルクが伝達される。
【００４５】次に、トラクションドライブの成立条件について説明する。ここでトラクションドライブとは、高圧下で固体のように振る舞う特性を持つトラクション油を用いて、これにわずかなせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力で接線力を伝える駆動法で、すべりの大きな摩擦伝動とは異なる駆動法を云う。その潤滑状態はＥＨＬ（流体弾性潤滑）で境界潤滑や流体潤滑と異なっている。接線力を伝える表面では微小な滑りを生じているが、そのすべり率は微小量であるため、クリープと呼び、境界潤滑や流体潤滑での滑り（グロススリップ）と区別している。図６および図７は、ローラに働く力の関係を示す図であり、図６はメカニカルクラッチを簡略に表したモデル（軸中心を通る断面図）であり、図７はローラの中心運動軸が内外輪の接触点で立てた接線の交点を通ると仮定した図（ローラの端面方向の詳細断面図）である。
【００４６】（１）トラクション係数（μｔ）
トラクション係数（μｔ）とは、内輪８および外輪９の軌道面８ａ，９ａとローラ１０との接触部における法線力Ｆｃと接線力Ｆｔの比を云う。すなわち、μｔ＝Ｆｔ／Ｆｃローラ中心に働くくさび力Ｆｗと内外輪接触部の法線力は Ｆｗ＝Ｆｃｏsinα＝Ｆｃｉsinα（∵α＝（θｏ＋θｉ）／２）・・・■ここで、θｏ，θｉはローラと双曲面から定まる転がりくさび角である。トラクション係数をμｔとしたとき、ローラと内外輪接触点の力関係は、図７より Ｆｔｉ＝μｔＦｃｉ・・・■ Ｆｔｏ＝μｔＦｃｏ・・・■■よりＦｃｏ＝Ｆｃｉ＝Ｆｃとして Ｆｔｉ＝μｔＦｃ・・・■’ Ｆｔｏ＝μｔＦｃ・・・■’このとき内輪側に着目する。
（ａ）トラクションドライブによるトルクＴｉ入力トルクをＴｉ、内輪の回転半径（接触点における）をｒｉとするとＴｉ＝ｒｉ・Ｆｔｉcosθｉ・・・■＝μｔ・ｒｉ・Ｆｃcosθｉ・・・■ （∵■’）
（ｂ）くさびによるトルクＴｉｗローラ中心に働く中心軸に平行な力をＦｔｂ、ローラ半径をｒｂとするとＴｉｗ＝Ｆｔｂ（ｒｂcosθｉ＋ｒｉ）・・・■一方、ＦｗとＦｔｂの関係はＦｗ＝Ｆｔｂcos｛（θｏ−θｉ）／２｝・・・■■式および■式を■式に代入すると Ｆｉｗ＝Ｆｗ（ｒｂcosθｉ＋ｒｉ）／cos｛（θｏ−θｉ）／２｝
＝〔Ｆｃsin｛（θｏ＋θｉ）／２｝（ｒｂcosθｉ＋ｒｉ）〕／cos｛（θｏ−θｉ）／２｝・・・■トラクションドライブによるトルクＴｉ≧くさびによるトルクＴｉｗが成立したときに、接触部の空転（グロススリップ）が起こらずに、微小なすべりを起こしつつトルクを伝達するトラクションドライブが成立する。よって限界のトラクション係数μｔは μｔ＝｛（１／cosθｉ）＋ｒｂ／ｒｉ｝・sin｛（θｏ＋θｉ）／２｝／cos｛（θｏ−θｉ）／２｝・・・■すなわち、トラクション係数μｔが■式で求めた値より大きければ、トラクションドライブが成立する。
【００４７】（２）トラクションカーブトラクションカーブとは、高圧力下での油のせん断応力特性によって主に定まるものであり、トラクション係数μｔとクリープΔＵ／Ｕ（すべり率）との関係である。トラクションカーブは接触部に働くヘルツ応力σ[Ｐａ]をパラメータとして、例えば図８に示すようなカーブを描く。次にトラクションカーブの求め方を説明する。無次元トラクション力Ｊ４は弾性域のトラクション力Ｊ４ｅと塑性域のトラクション力Ｊ４ｐによって次式で表される。
Ｊ４＝Ｊ４ｅ＋（τ０ｔ／τ０）・Ｊ４ｐ・・・■ここでＪ４ｅ＝（３／２）・｛Ｓ／（１＋Ｓ２）２｝
Ｊ４ｐ＝（３／８）・〔（π／２）−sin−１｛（１−Ｓ２）／（１＋Ｓ２）｝＋２Ｓ（Ｓ２−１）／（１＋Ｓ２）２〕
Ｓ＝（３／２）・（Ｇ・ｂ／τｃ・ｈ）・（ΔＵ／Ｕ）
Ｇ：体積弾性係数、ｂ：接触長さ、τｃ：限界せん断応力、ｈ：油膜厚さ（各トルクでの値）
ここで、Ｇ＝αＥ’であり、αは油の圧力粘性係数[Ｐａ−１]を表し、Ｅ’＝Ｅ／（１−ν２）である。ここで、Ｅはヤング率[Ｐａ]、νは材料のポアソン比である。また限界せん断応力の温度による補正τ０ｔ／τ０はJonson，Trevaarwerkの式より τ０ｔ／τ０＝１＋Ｔｆ／（Ｔθ＋Ｄ）ｎ （ｎ＞１）
Ｔｆ：発熱による温度上昇量（繰返計算により求める）
Ｔθ：給油温度Ｄ：温度定数そして、Ｊ４＝μｔ／μｍａｘ・・・■μｍａｘ：最大トラクション係数であり、油の種類により異なる式■，■よりトラクション係数μｔとクリープΔＵ／Ｕの関係が計算できる。この関係をグラフに表せば、図８に示すようなトラクションカーブを描くことができる。この図でσ＝１．４ＧＰａの線を見ると、すべり率１％付近でμｔは最大となり、その後は滑りによる発熱のため、低下していく。右上がりの部分を弾性域、最大値より後のクリープの大きい部分を塑性域と呼び、トラクションドライブはクリープとμｔの比例する弾性域（図８においてＡで示す範囲）を用いる。
【００４８】以上より、トラクションドライブが成立するためには、（２）で描いたトラクションカーブがσ＝１．４ＧＰａのカーブのように極大値を持ち、かつ（１）で定められるトラクション係数μｔと交点を持つことが条件である。すなわち、この交点が転がり軸受クラッチの運転点ＤＰとなる。
【００４９】以上説明したように、本発明は、ローラ１０の軸線方向から見たローラ１０と外輪９および内輪８の軌道面８ａ，９ａの接触部に高圧下で固体のように振る舞う特性をもつトラクション油を介在させ、押圧力を内輪８又は外輪９のいずれか一方に付与することにより、前記接触部においてローラ１０を外輪９及び内輪８の軌道面８ａ，９ａに接近させることによりトラクション油に法線荷重（押し付け力）Ｆｃを発生させ、トラクション油にわずかなせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力によって生じる接線力Ｆｔを牽引力としてローラ１０と内輪８間およびローラ１０と外輪９間でトルク伝達、すなわちトラクションドライブを可能としたものである。したがって、クラッチをオンさせるとき、クラッチがオンしてトルクを伝達している間、およびクラッチがオフしている間、内外輪８，９とローラ４間の接触面間にトラクション油が常に介在しているため、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性を飛躍的に向上させることができるとともに高トルク伝達における信頼性を向上させることができる。そして、クラッチがオン状態で、トルクを伝達している間は、図８に示す運転点ＤＰの微小なすべり（１％以下）が発生している。
【００５０】そして、トルク負荷中に外輪９への押圧力を解除すれば、ローラ１０が内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａとの接触部ですべり始めて外輪９のみが回転し内輪２は回転せず、転がり軸受クラッチ１は直ちにオフ状態になる。すなわち、駆動軸１と被動軸４とのカップリングは直ちに解除される。
【００５１】次に、転がり軸受クラッチの第２の実施形態を説明する。第２の実施形態の構造は、図１に示す実施の形態と同様であるため、構造の説明は省略する。しかしながら、本実施形態においては、第２の実施形態とは異なり、内輪８および外輪９の軌道面８ａ，９ａの構造は従来と全く同様の双曲面形状であり、その説明は省略する。
【００５２】次に、前述のように構成された第２の実施形態の転がり軸受クラッチの動作を説明する。駆動軸１は原動機（図示せず）に連結されている。本実施の形態においては、駆動軸１は転がり軸受クラッチＣＬの内外輪のロック方向とは反対のころがり方向にのみ相対回転する。駆動軸１が回転しても、転がり軸受クラッチＣＬがオフの場合には、外環２４と一体に外輪９は回転するが、ローラ１０の転がりによって内外輪８，９を互いに引き離す方向の転がり分力が発生し、ローラ１０はフリー状態で転がり回転するため、内輪８は回転しない。この状態で図１に示す外輪９に押圧力を作用させると、外輪９が左側に押され、外輪９と内輪８の軌道面が互いに接近して、内外輪８，９とローラ１０間のトラクション油に高圧力が作用するため、トラクションドライブが成立し、転がり軸受クラッチＣＬはオン状態となり、駆動軸１と被動軸４とがカップリングされる。そして、トルク負荷中に外輪９への押圧力が解除されると、ローラ１０の転がりによって内外輪８，９を互いに引き離す方向の分力が発生し、ローラ１０はフリー状態で回転し、転がり軸受クラッチＣＬは直ちにオフ状態となる。
【００５３】次に、前述のように構成された転がり軸受クラッチを用いた流体継手の作用を説明する。原動機が定格回転数で回転しており、図２のコントロール弁ｆ１ 及びコントロール弁ｋが閉でコントロール弁ｆ２ が開のとき、インペラ２、ランナ３及びインペラケーシング５で形成される流体継手羽根車作動油室内に最小油量調整オリフィスｈによって規定された作動油量が供給され、被動機回転数は最低回転数となる。また、コントロール弁ｆ１ が開でコントロール弁ｋが閉のとき、流体継手羽根車作動油室内に最大油量調整オリフィスｊによって規定された作動油量が供給され、被動機回転数は流体継手羽根車によるスリップを含んだ最高回転数となる。
【００５４】被動機回転数が流体継手羽根車によるスリップを含んだ最高回転数のとき、図２のコントロール弁ｋを開にすると、外筒２５、内環６及びピストン７によって形成されるクラッチオンオフ用作動油室３０内に作動油が供給され、遠心力により作動油室３０内の作動油に遠心圧力が生ずる。この遠心圧力によりピストン７が左側に押され、外輪９と内輪８の軌道面が互いに接近して転がり軸受クラッチＣＬ はオン状態となり、転がり軸受クラッチＣＬにおいてはトラクションドライブが成立し、被動機回転数は駆動側回転数に対して微小なすべり（１％以下）となる。このとき、外筒２５に設けられた作動油室３０に通じているノズル２８からは常時作動油が流出している。作動油室３０への作動油の供給を停止すれば、遠心力により作動油室３０内の作動油はノズル２８より排出され、ピストン７への押圧力が解除されるため、ローラ１０が内輪８と外輪９の軌道面８ａ，９ａとの接触部ですべり始めて外輪９のみが回転し内輪８は回転せず、転がり軸受クラッチＣＬ は、直ちにオフ状態になる。
【００５５】転がり軸受クラッチＣＬ をオフ状態にした後、上記動作の逆操作をすることにより、被動機回転数は最低回転数に制御することが可能である。
【００５６】転がり軸受クラッチＣＬ を作動させるための遠心圧力Ｐｘは次式で表される。
Ｐｘ＝γω２ （ｒ２ −ｒｘ２ ）／２ｇここで、γは作動油の比重量、ωは回転角速度である。作動油供給量ｑ０ のとき、作動油室３０内に最内周半径ｒｘ、最外周半径ｒの油膜が形成される。最外周半径ｒは作動油室３０の外周壁によって決定される。作動油供給量ｑ０を増加すればｒｘは小となり、ｑ０ を減少すればｒｘ は大きくなる。以上より、必要な遠心圧力ＰＸ は作動油供給量ｑ０ を制御することにより、時間的要素を加味して制御可能であることがわかる。
【００５７】
【発明の効果】以上説明したように本発明によれば、駆動側と被動側とを機械的に結合することによりスリップ損失を極力なくし、動力伝達効率を向上させることができる。そして、本発明の一例としての流体継手を鉄鋼設備のデスケーリング装置用ポンプに適用すると、無負荷時には最低回転数で運転でき、負荷時には流体継手によるスリップ損失が極めて小さく原動機の定格回転数に近接した回転数で運転でき、簡単な制御で多大な省エネルギー効果を得ることができる。
【００５８】また本発明の転がり軸受クラッチによれば、ローラの軸線方向から見たローラと外輪および内輪の軌道面の接触部に高圧下で固体のように振る舞う特性をもつトラクション油を介在させ、内外輪をロック方向またはロック方向とは反対の転がり方向に相対回転させた状態で内外輪を相互に近付けるように押圧力を加えることにより、前記接触部においてローラを外輪と内輪に接近させ、トラクション油に法線荷重（押し付け力）Ｆｃを発生させることによりトラクション油にわずかなせん断ひずみを与え、ひずみに比例するせん断応力によって生じる接線力Ｆｔを牽引力としてローラと内輪間およびローラと外輪間でトルク伝達、すなわちトラクションドライブを可能としたものである。したがって、クラッチをオンさせるとき、クラッチがオンしてトルクを伝達している間、およびクラッチがオフしている間、内外輪とローラ間の接触面間にトラクション油が常に介在しているため、クラッチのオン・オフの繰り返し耐久性を飛躍的に向上させることができるとともに高トルク伝達における信頼性を向上させることができる。
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| 【出願人】 |
【識別番号】００００００２３９
【氏名又は名称】株式会社荏原製作所
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| 【出願日】 |
平成１１年１２月１５日（１９９９．１２．１５） |
| 【代理人】 |
【識別番号】１０００９１４９８
【弁理士】
【氏名又は名称】渡邉 勇 （外１名）
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| 【公開番号】 |
特開２００１−１７３７５３（Ｐ２００１−１７３７５３Ａ） |
| 【公開日】 |
平成１３年６月２６日（２００１．６．２６） |
| 【出願番号】 |
特願平１１−３５６５８４ |
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