CN109073065B - 带轮结构体 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种带轮结构体(1)，具备外旋转体(2)、内旋转体(3)及螺旋弹簧(4)，其特征在于，所述螺旋弹簧(4)的弹簧钢丝的穿过旋转轴且与沿着所述旋转轴平行的方向的截面为梯形，所述截面上的内径侧部分的旋转轴向长度Ti[mm]比所述截面上的外径侧部分的旋转轴向长度To[mm]长，在设所述螺旋弹簧(4)的匝数为N时，满足下述(1)式：N×(Ti‑To)/2<1…(1)。

Description

带轮结构体

技术领域

本发明涉及具备螺旋弹簧的带轮结构体。

背景技术

在通过汽车等的发动机的动力驱动交流发电机等辅助机械的辅助机械驱动单元中，在与交流发电机等的辅助机械的驱动轴连结的带轮和与发动机的曲轴连结的带轮上架设有带，经由该带将发动机的转矩传递至辅助机械。尤其是，与具有比其他辅助机械大的惯性的交流发电机的驱动轴连结的带轮使用能够吸收曲轴的旋转变动的例如专利文献1～3的带轮结构体。

专利文献1～3记载的带轮结构体是包括外旋转体、设置于外旋转体的内侧且能够相对于外旋转体相对旋转的内旋转体及螺旋弹簧的带轮结构体，通过螺旋弹簧的扩径变形或缩径变形，在外旋转体与内旋转体之间传递转矩或切断转矩的传递。上述的带轮结构体为了防止因螺旋弹簧的扩径变形引起的破损而具有如下的机构(下面，称为锁定机构)，即，在螺旋弹簧的自由部分的外周面与外旋转体抵接时，限制螺旋弹簧进一步扩径变形并且两个旋转体与螺旋弹簧一起一体地旋转。而且，上述带轮结构体的螺旋弹簧发挥作为如下的单向离合器(螺旋弹簧式离合器)的功能，即，为了防止卷绕于外旋转体的带的打滑，在外旋转体与内旋转体之间向一个方向传递转矩或切断该向一个方向的转矩传递。

在专利文献1～3记载的带轮结构体中，若着眼于螺旋弹簧的弹簧钢丝的截面形状(下面，弹簧截面形状)，则根据各图所示，在专利文献1为正方形形状，在专利文献2及3的实施方式中为梯形形状。虽然在专利文献2及3中，作为螺旋弹簧的截面形状为长方形(方形)形状的内容，但是并未看到关于梯形形状的内容(其采用理由和依据)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本国特开2014-114947号公报

专利文献2：日本国特表2013-527401号公报

专利文献3：美国专利申请公开第2013/0237351号说明书

发明内容

发明要解决的技术问题

在通过螺旋弹簧的扩径或缩径来在外旋转体与内旋转体之间传递转矩或切断转矩传递的带轮结构体中，若过多地反复使螺旋弹簧向扩径方向扭转变形(下面，扩径变形)及最大化(相当于锁定机构动作的扭转角度)，则可能通过在螺旋弹簧的作用有拉伸力的面(尤其是内周面)上产生的弯曲应力，在螺旋弹簧的面(尤其是内周面)上产生龟裂和破坏等。由此，与没有过度地反复使螺旋弹簧扩径变形的情况相比，螺旋弹簧对于扭转(扩径方向及缩径方向的扭转变形)的耐久性降低。尤其，在带轮结构体为交流发电机用带轮的情况下，输入带轮的扭矩为最大的频率变高。尤其，在带轮结构体为交流发电机用带轮的情况下，在过度地反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化的运转条件时，最容易使螺旋弹簧对于扭转的耐久性下降。具体地说，认为所说的输入交流发电机用带轮的扭矩是随着发动机的旋转变动的扭矩和随着交流发电机的发电负载的扭矩以及在发动机启动及急加减速时产生的瞬间扭矩等。最容易使螺旋弹簧对于扭转的耐久性下降的运转条件是发动机启动时。也就是说，最容易使螺旋弹簧对于扭转的耐久性下降的运转条件是反复使发动机启动和停止的运转条件。

如果螺旋弹簧的匝数和丝径变大，则螺旋弹簧的耐久性高，但是导致带轮结构体大型化，难以配置于发动机辅助机械驱动系统内的有限空间内。因此，带轮结构体即使应用于所输入的扭矩最大的频率高的交流发电机用带轮而因反复使发动机启动和停止的运转条件过度地反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化，也要求不会使带轮结构体大型化，且能够确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性。

在内旋转体相对于外旋转体向正方向相对旋转时，单向离合器(螺旋弹簧)分别与外旋转体及内旋转体卡合，在外旋转体与内旋转体之间传递转矩，另一方面在内旋转体相对于外旋转体向反方向相对旋转时，变为卡合解除状态，单向离合器(螺旋弹簧)相对于外旋转体及/或内旋转体滑动(打滑)，在外旋转体与内旋转体之间不传递转矩。通过该滑动，尤其是外旋转体及/或内旋转体上的与离合器(螺旋弹簧)滑动的部分磨损。另外，通过该滑动，离合器(螺旋弹簧)上的与外旋转体及/或内旋转体滑动的部分也能够磨损。若外旋转体及/或内旋转体上的与离合器(螺旋弹簧)滑动的部分磨损，则在离合器为卡合状态时，离合器与外旋转体及/或内旋转体的接触表面压力减小，由此所传递的转矩值减小。

本发明是鉴于上述问题而提出的，提供如下的带轮结构体，即，即使过度地反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化，也至少在旋转轴向上不会导致带轮结构体的大型化，能够确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性，并且能够抑制在外旋转体及/或内旋转体上与螺旋弹簧滑动的部分的磨损。

用于解决技术问题的技术手段

本发明的带轮结构体，具备：筒状的外旋转体，卷绕有带；内旋转体，设置于所述外旋转体的内侧，能够以与所述外旋转体相同的旋转轴为中心相对于所述外旋转体相对旋转；及螺旋弹簧，设置于所述外旋转体与所述内旋转体之间，该带轮结构体具有锁定机构，该锁定机构在由于所述螺旋弹簧的扩径而所述螺旋弹簧的自由部分的外周面与所述外旋转体抵接时，限制所述螺旋弹簧的进一步的扩径方向的扭转变形，并使所述外旋转体及所述内旋转体与所述螺旋弹簧一体地旋转，所述螺旋弹簧作为如下的单向离合器发挥功能：在所述内旋转体相对于所述外旋转体向正方向相对旋转时，所述螺旋弹簧通过向扩径方向扭转变形，而分别与所述外旋转体及所述内旋转体卡合，在所述外旋转体与所述内旋转体之间传递转矩，在所述内旋转体相对于所述外旋转体向反方向相对旋转时，所述螺旋弹簧通过向缩径方向扭转变形，而相对于所述外旋转体和所述内旋转体中的至少一方滑动，不在所述外旋转体与所述内旋转体之间传递转矩，所述螺旋弹簧的弹簧钢丝的穿过所述旋转轴且沿着与所述旋转轴平行的方向的截面为梯形，所述截面上的内径侧部分的旋转轴向长度Ti[mm]比所述截面上的外径侧部分的旋转轴向长度To[mm]长，在设所述螺旋弹簧的匝数为N时，满足下述(1)式：

N×(Ti-To)/2<1…(1)。

螺旋弹簧的弹簧钢丝是截面形状为梯形的梯形丝，在扩径变形(扩径方向的扭转变形)时作用拉伸力地内径侧部分的旋转轴向长度Ti比在扩径变形时作用压缩力地外径侧部分的旋转轴向长度To长。由此，在弹簧钢丝为截面面积与本发明相等的圆丝(截面形状为圆形状的弹簧钢丝)或截面面积及径向长度与本发明相等的方丝(截面形状为正方形或长方形状的弹簧钢丝)的情况相比，在弹簧钢丝的截面中，能够使既不受拉伸也不受压缩的中立轴接近在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面。由于弯曲应力与距中立轴的距离成正比，所以通过使中立轴接近在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面，能够使在扩径变形时在作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面上产生的弯曲应力的最大值变小。

而且，由于弹簧钢丝是梯形丝，因此与截面面积相等的圆丝或截面面积及径向长度相等的方丝相比，能够使截面系数变大。截面系数越大，弯曲应力越小。因此，与弹簧钢丝为截面面积相等的圆丝或截面面积及径向长度相等的方丝的情况相比，能够使在扩径变形时在作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面产生的弯曲应力的最大值更小。

因此，即使通过反复使发动机启动和停止的运转条件过度地反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化，与弹簧钢丝为截面面积相等的圆丝或方丝的情况相比，也能够抑制在扩径变形时在作用拉伸力的螺旋弹簧的面(尤其是内周面)上产生的弯曲应力的最大值。由此，对于在启动等时产生的瞬间扭矩的强度和耐力(弯曲刚性)增加，能够增大螺旋弹簧的扩径方向的扭转角度的临界值。进而，能够确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性。

梯形丝的弹簧钢丝与截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝相比，旋转轴向长度长(Ti-To)/2。由此，与弹簧钢丝为截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝的情况相比，螺旋弹簧的旋转轴向的自然长度长ΔL(ΔL＝N×(Ti-To)/2)。

但是，在本发明中，螺旋弹簧的旋转轴向的自然长度的增加量ΔL(ΔL＝N×(Ti-To)/2)小到小于1mm。因此，在向带轮结构体组装螺旋弹簧时，通过调整螺旋弹簧的轴向的压缩量(即，调整在旋转轴向上相邻的弹簧钢丝间的间隙)，与弹簧钢丝为截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝相比，不会使带轮结构体在旋转轴向上大型化。

因此，本发明的带轮结构体即使过度地反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化，至少在旋转轴向不会导致带轮结构体的大型化，能够确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性。

螺旋弹簧是将弹簧钢丝卷绕(盘绕)为螺旋状而形成的。盘绕后，有时发生弹簧钢丝的截面上的外径侧部分(外径侧的面)变为相对于与螺旋弹簧的中心轴线平行的外径基准线稍微(例如1°)倾斜的倾斜面的现象(下面称为线材倾斜)。螺旋弹簧的弹簧钢丝的扁平率(弹簧钢丝的轴向长度T/弹簧钢丝地径向长度W)越小，螺旋弹簧的线材倾斜越大。因此，通过将弹簧钢丝形成为梯形丝，与将截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝作为弹簧钢丝的情况相比，弹簧钢丝的截面上的旋转轴向的最大长度变长，能够抑制线材倾斜。

而且，通过使内径侧部分的旋转轴向长度Ti比外径侧部分的旋转轴向长度To长，在弹簧钢丝的截面中，既不产生拉伸应力也不产生压缩应力的中立轴比径向中心更接近旋转轴向长度长的内径侧部分。由此，能够进一步抑制线材倾斜。

通过抑制线材倾斜，在单向离合器的卡合解除时，作用于外旋转体或/及内旋转体上的与螺旋弹簧滑动的部分的表面压力降低。因此，能够抑制外旋转体或/及内旋转体上的与螺旋弹簧滑动的部分的磨损。

通过以上所述，能够实现如下的带轮结构体，即，即使反复使螺旋弹簧扩径变形及最大化，至少在旋转轴向不会导致带轮结构体的大型化，能确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性，并且能够抑制外旋转体或/及内旋转体上的与螺旋弹簧滑动的部分的磨损。

此外，在本发明中，弹簧钢丝的截面为梯形包括弹簧钢丝的截面上的4个角是倒角形状(倒角面或圆角面)的情况。

在本发明的带轮结构体中，优选所述螺旋弹簧的所述弹簧钢丝的所述截面上的径向长度比所述截面上的内径侧部分的所述旋转轴向长度Ti长。

根据该结构，与弹簧钢丝构件的截面形状为径向长度W比内径侧部分的旋转轴向长度Ti短或径向长度W与内径侧部分的旋转轴向长度Ti相等且截面面积相等的梯形的情况相比，截面系数变大。因此，根据弯曲应力与截面系数的关系(弯曲应力σ＝弯曲力矩M/截面系数Z)，能够使在扩径变形时在作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面上产生的弯曲应力的最大值更小。其结果是，更易于确保螺旋弹簧对于扭转的耐久性。

附图说明

图1是本发明的实施方式的带轮结构体的剖视图。

图2是沿着图1的II-II线的剖视图。

图3是沿着图1的III-III线的剖视图。

图4是表示图1所示的带轮结构体的扭转螺旋弹簧的扭转角度与扭矩的关系的坐标图。

图5是表示扭矩与最大主应力的关系的坐标图。

图6是在实施例的试验中使用的发动机台架试验机的概略结构图。

具体实施方式

下面，说明本发明的实施方式的带轮结构体1。

本实施方式的带轮结构体1在汽车的辅助机械驱动系统(省略图示)中设置于交流发电机的驱动轴。此外，本发明的带轮结构体可以设置于交流发电机以外的辅助机械的驱动轴。

如图1～图3所示，带轮结构体1包括外旋转体2、内旋转体3、螺旋弹簧4(下面，简称为“弹簧4”)及边帽5。下面，以图1中的左方作为前方并以右方作为后方进行说明。边帽5配置于外旋转体2及内旋转体3的前端。

外旋转体2及内旋转体3都为大致圆筒状，具有同一旋转轴。外旋转体2及内旋转体3的旋转轴是带轮结构体1的旋转轴，下面简称为“旋转轴”。另外，将旋转轴向仅称为“轴向”。内旋转体3设置于外旋转体2的内侧，能够相对于外旋转体2相对旋转。在外旋转体2的外周面卷绕有带B。

内旋转体3具有筒主体3a及配置于筒主体3a的前端的外侧的外筒部3b。在筒主体3a上嵌合有交流发电机等的驱动轴S。在外筒部3b与筒主体3a之间形成有支撑槽部3c。外筒部3b的内周面和筒主体3a的外周面经由支撑槽部3c的槽底面3d连结。

在外旋转体2的后端的内周面与筒主体3a的外周面之间设置有滚动轴承6。在外旋转体2的前端的内周面与外筒部3b的外周面之间设置有滑动轴承7。通过轴承6、7将外旋转体2及内旋转体3连接为能够相对旋转。

在外旋转体2与内旋转体3之间，在滚动轴承6的前方配置有环状的推力板8。推力板8固定于内旋转体3，与内旋转体3一体地旋转。在组装带轮结构体1时，在筒主体3a上依次外套推力板8、滚动轴承6。

在外旋转体2与内旋转体3之间，在比推力板8更靠前方的位置形成有空间9。在空间9中容置弹簧4。空间9形成于外旋转体2的内周面及外筒部3b的内周面与筒主体3a的外周面之间。

外旋转体2的内径随着朝向后方分两阶梯变小。外旋转体2的内径最小部分的内周面称为压接面2a，外旋转体2的内径第2小的部分的内周面称为环状面2b。外旋转体2的压接面2a处的内径比外筒部3b的内径小。外旋转体2的环状面2b处的内径与外筒部3b的内径相等，或者大于外筒部3b的内径。

筒主体3a在前端外径变大。将内旋转体3的该部分处的外周面称为接触面3e。

弹簧4是将弹簧钢丝(弹簧钢丝构件)卷绕(盘绕)为螺旋状而形成的扭转螺旋弹簧。弹簧4为左旋(从前端朝向后端逆时针旋转)。弹簧4的匝数N例如为5～9匝。在下面的说明中，所说的弹簧钢丝的截面或截面形状为穿过旋转轴且沿着与旋转轴平行的方向的截面或截面形状。弹簧4的弹簧钢丝是截面形状为梯形的梯形丝。弹簧钢丝的截面上的4个角为倒角形状(例如，曲率半径为0.3mm左右的圆角面或倒角面)。将弹簧钢丝的截面上的内径侧部分的轴向长度设为内径侧轴向长度Ti[mm]。将弹簧钢丝的截面上的外径侧部分的轴向长度设为外径侧轴向长度To[mm]。内径侧轴向长度Ti[mm]比外径侧轴向长度To[mm]长。弹簧4的匝数N、内径侧轴向长度Ti[mm]及外径侧轴向长度To[mm]满足下面的(1)式。

N×(Ti-To)/2<1…(1)

弹簧4在没有受到外力的状态下，在全长上直径恒定。没受到外力的状态下的弹簧4的外径比外旋转体2的压接面2a处的内径大。弹簧4以后端侧区域4c缩径的状态容置于空间9。弹簧4上的后端侧区域4c的外周面通过弹簧4的扩径方向的自身弹性复原力压抵于压接面2a。后端侧区域4c是从弹簧4的后端起一圈以上(围绕旋转轴360°以上)的区域。

另外，在带轮结构体1停止，弹簧4上的后端侧区域4c的外周面通过弹簧4的扩径方向的自身弹性复原力压抵于压接面2a的状态下，弹簧4的前端侧区域4b以稍微扩径的状态与接触面3e接触。也就是说，在带轮结构体1停止的状态下，弹簧4上的前端侧区域4b的内周表面压力抵于接触面3e。前端侧区域4b是从弹簧4的前端起一圈以上(围绕旋转轴360°以上)的区域。在未对带轮结构体1作用外力的状态下，弹簧4在全长上直径大致恒定。

在未对带轮结构体1作用外力的状态(即，带轮结构体1停止的状态)下，弹簧4在轴向上被压缩，弹簧4的前端侧区域4b的轴向端面的周向一部分(从前端开始半圈以上)与内旋转体3的槽底面3d接触，弹簧4的后端侧区域4c的轴向端面的周向一部分(从后端起半圈以上)与推力板8的前表面接触。螺旋弹簧4的轴向压缩率例如可以为20％左右。此外，所说的螺旋弹簧4的轴向压缩率是在未对带轮结构体1作用外力的状态下的弹簧4的轴向长度与弹簧4的自然长度的比。

槽底面3d形成为螺旋状，使得能够与前端侧区域4b的轴向端面的一部分(从前端起半圈以上)接触。另外，推力板8的前表面形成为螺旋状，使得能够与后端侧区域4c的轴向端面的一部分(从后端起半圈以上)接触。

虽然在外观上，支撑槽部3c的槽底面3d的周向全部区域与螺旋弹簧4的前端侧区域4b的轴向端面的周向一部分的周向全部区域都接触，但是实际上，因构件的加工公差，有时在周向的一部分产生间隙。为了通过在构件公差内的加工实际尺寸的组合使该间隙变为零，该间隙为考虑了构件加工公差的尺寸(标称尺寸)(例如轴向间隙的目标值为0.35mm)。通过尽可能地使间隙接近零，能够使弹簧4稳定地扭转变形。

如图2所示，将前端侧区域4b中的从弹簧4的前端围绕旋转轴离开90°的位置附近称为第2区域4b2，将比第2区域4b2更靠前端侧的部分称为第1区域4b1，将剩余的部分称为第3区域4b3。另外，将弹簧4的前端侧区域4b与后端侧区域4c之间的区域、即与压接面2a和接触面3e都不接触的区域设为自由部分4d。

如图2所示，在内旋转体3的前端部分形成有与弹簧4的前端面4a相对的抵接面3f。另外，在外筒部3b的内周面设置有向外筒部3b的径向内侧突出且与前端侧区域4b的外周面相对的突起3g。突起3g与第2区域4b2相对。

接着，说明带轮结构体1的动作。

首先，说明外旋转体2的旋转速度比内旋转体3的旋转速度大的情况(即，外旋转体2加速的情况)。

在该情况下，外旋转体2相对于内旋转体3向正方向(图2及图3的箭头方向)相对旋转。随着外旋转体2的相对旋转，弹簧4的后端侧区域4c与压接面2a一起移动而相对于内旋转体3相对旋转。由此，弹簧4向扩径方向扭转变形(下面，仅称为扩径变形)。弹簧4的扩径方向的扭转角度越大，则弹簧4的后端侧区域4c与压接面2a的压接力越大。第2区域4b2最易于受到扭转应力，当弹簧4的扩径方向的扭转角度变大时，第2区域4b2与接触面3e分离。此时，第1区域4b1及第3区域4b3压接到接触面3e。在第2区域4b2与接触面3e分离的大致同时，或在弹簧4的扩径方向的扭转角度进一步变大时，第2区域4b2的外周面与突起3g抵接。由于第2区域4b2的外周面与突起3g抵接，限制前端侧区域4b的扩径变形，扭转应力分散到弹簧4上的除前端侧区域4b以外的部分，尤其是作用于弹簧4的后端侧区域4c的扭转应力变大。由此，作用于弹簧4的各部分的扭转应力的差减小，能够通过弹簧4整体吸收应变能，所以能够防止弹簧4的局部疲劳断裂。

另外，弹簧4的扩径方向的扭转角度越大，第3区域4b3与接触面3e的压接力越小。在第2区域4b2与突起3g抵接的同时，或在弹簧4的扩径方向的扭转角度进一步变大时，第3区域4b3与接触面3e的压接力变为大致零。将此时的弹簧4的扩径方向的扭转角度设为θ1(例如，θ1＝3°)。当弹簧4的扩径方向的扭转角度超过θ1时，第3区域4b3扩径变形，从而与接触面3e分离。但是，在第3区域4b3与第2区域4b2的边界附近，弹簧4不弯曲(弯折)，前端侧区域4b维持圆弧状。也就是说，前端侧区域4b维持易于相对于突起3g滑动的形状。因此，当弹簧4的扩径方向的扭转角度变大而作用于前端侧区域4b的扭转应力变大时，前端侧区域4b克服第2区域4b2与突起3g的压接力及第1区域4b1与接触面3e的压接力，而相对于突起3g及接触面3e在外旋转体2的周向上滑动。并且，能够通过前端面4a按压抵接面3f，在外旋转体2与内旋转体3之间可靠地传递转矩。

此外，在弹簧4的扩径方向的扭转角度为θ1以上且小于θ2(例如，θ2＝45°)的情况下，第3区域4b3与接触面3e分离且不与外筒部3b的内周面接触，第2区域4b2压接到突起3g。因此，在该情况下，与弹簧4的扩径方向的扭转角度小于θ1的情况相比，弹簧4的有效卷数大，弹簧常数(图4所示的直线的斜度)小。另外，当弹簧4的扩径方向的扭转角度变为θ2时，弹簧4的自由部分4d的外周面与环状面2b抵接，从而限制弹簧4的进一步的扩径变形且外旋转体2及内旋转体3一体地旋转的锁定机构进行动作。由此，能够防止因弹簧4的扩径变形引起的破损。

接着，说明外旋转体2的旋转速度比内旋转体3的旋转速度小的情况(即，外旋转体2减速的情况)。

在此情况下，外旋转体2相对于内旋转体3向反方向(图2及图3的箭头方向的反方向)相对旋转。随着外旋转体2的相对旋转，弹簧4的后端侧区域4c与压接面2a一起移动，相对于内旋转体3相对旋转。由此，弹簧4向缩径方向扭转变形(下面，仅称为缩径变形)。在弹簧4的缩径方向的扭转角度小于θ3(例如，θ3＝10°)的情况下，虽然与扭转角度为零的情况相比，后端侧区域4c与压接面2a的压接力稍微低，但后端侧区域4c压接到压接面2a。另外，与扭转角度为零的情况相比，前端侧区域4b与接触面3e的压接力稍微增大。在弹簧4的缩径方向的扭转角度为θ3以上的情况下，后端侧区域4c与压接面2a的压接力大致为零，后端侧区域4c相对于压接面2a在外旋转体2的周向上滑动。因此，在外旋转体2与内旋转体3之间不传递转矩(参照图4)。

这样，弹簧4是螺旋弹簧式离合器，发挥向一个方向传递转矩或切换转矩传递的单向离合器的功能。就弹簧4而言，在内旋转体3相对于外旋转体2向正方向相对旋转时，分别与外旋转体2及内旋转体3卡合，在外旋转体2与内旋转体3之间传递转矩，另一方面，在内旋转体3相对于外旋转体2向反方向相对旋转时，相对于外旋转体2及内旋转体3的至少一方(在本实施方式中，为压接面2a)滑动而不在外旋转体2与内旋转体3之间传递转矩。

推力板8与内旋转体3一体地旋转。因此，在离合器的卡合解除时，弹簧4滑动的对象仅为压接面2a，弹簧4的轴向端面不相对于推力板8滑动。在上述的专利文献1中，在离合器的卡合解除时，不仅是螺旋弹簧和外旋转体的压接面(内周面)滑动，螺旋弹簧的轴向端面也相对于外旋转体的弹簧支撑面滑动。在该情况下，弹簧支撑面被磨损螺旋弹簧在轴方向上被压缩的长度，为压接面的磨损程度以上，可能引起弹簧支撑面破损等故障。相对于此，在本实施方式中，在离合器的卡合解除时，由于弹簧4的轴向端面不相对于推力板8滑动，因此与专利文献1的弹簧支撑面相比，能够大幅抑制推力板8的磨损，并且能够抑制伴随着磨损产生的故障。

另外，推力板8是在离合器的卡合解除时不与弹簧4滑动且与内旋转体3及外旋转体2都不同的分开的构件。因此，可以不对推力板8实施表面硬化处理。另外，在对推力板8实施表面硬化处理的情况下，由于是分开的构件，所以易于实施表面硬化处理，能够可靠地增加推力板8的表面硬度，赋予与弹簧4接触的耐磨损性。

在此，对螺旋弹簧的弹簧钢丝的截面特性进行说明。

将在螺旋弹簧已扭转变形时在弹簧钢丝的截面上既不受拉伸应力也不受压缩应力的位置称为中立轴。梯形丝的中立轴比高度方向的中心更接近长边侧。圆丝(截面形状为圆形状的弹簧钢丝)、方丝(截面形状为正方形或长方形状的弹簧钢丝)及梯形丝的从中立轴到表面的距离e用以下的式子表示。

圆丝：e＝d/2

(其中，d：直径)

方丝：e＝h/2

(其中，h：高度)

梯形丝：e1＝(3b1+2b2)H/3(2b1+b2)，e2＝H-e1

(其中，b1：短边长度，b2：长边与短边的差，H：高度，e1>e2)

若将距中立轴的距离设为y，将弯曲力矩设为M，将截面惯性矩设为I，则在螺旋弹簧上产生的弯曲应力σ用下面的式子表示，与距中立轴的距离y成正比。

σ＝M·y/I

由此，作为螺旋弹簧对于扭转的耐久性的指标的最大主应力(弯曲应力的最大值)在该y变为最大且作用拉伸力的弹簧表面上产生。

在具有相同的截面面积A的圆丝、方丝、梯形丝中比较从中立轴到弹簧表面的距离e。设截面面积A＝100。在圆丝的情况下，d＝11.284，所以e＝d/2＝5.642。在方丝的情况下，若h＝10，则e＝h/2＝5.0。在梯形丝的情况下，若H＝10(与方丝相同的高度)、b1+b2＝12，则b1＝8、b2＝4，所以e1＝(3b1+2b2)H/3(2b1+b2)＝5.33，e2＝H-e1＝4.67。由此，就从中立轴到弹簧表面的距离e而言，在具有相同的截面面积A的圆丝、方丝、梯形丝中，梯形丝的从中立轴到长边侧表面的距离e2最小。

因此，在为内径侧部分的轴向长度比外径侧的轴向长度长的梯形丝的情况下，与圆丝和方丝相比，能够使既不产生拉伸应力又不产生压缩应力的中立轴接近在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面。如上所述，弯曲应力与距中立轴的距离成正比，因此通过接近在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面，能够使在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面产生的弯曲应力的最大值变小。

另外，使用弯曲力矩M及截面系数Z，用下面的式子表示在螺旋弹簧上产生的弯曲应力σ。

σ＝M/Z

由此，截面系数Z越大，弯曲应力σ越小。此外，截面系数例如是表示在对构件作用弯曲外力时构件的弯曲容易度、弯曲困难度(刚性)的值，仅由截面的形状决定。截面系数Z通过截面惯性矩I和距中立轴的距离y用下面的式子表示。

Z＝I/y

另外，梯形丝的截面惯性矩I用下面的式子表示。

I＝(6b12+6b1b2+b22)H3/36(2b1+b2)

如上所述，在距中立轴的距离y最大且作用拉伸力的弹簧表面上产生作为螺旋弹簧对于扭转的耐久性的指标的最大主应力(弯曲应力的最大值)。也就是说，在梯形丝的螺旋弹簧的情况下，作用拉伸力且产生最大主应力的弹簧表面距中立轴的距离y为从中立轴到长边侧表面的距离e2。在梯形丝的截面面积A＝100、H＝10、b1+b2＝12时，由于b1＝8，b2＝4，e2＝4.67，从而I＝822.2，Z＝176。

另外，圆丝、方丝的各截面系数Z用下面的式子表示。

圆丝：Z＝πd3/32

(其中，d：直径)

方丝：Z＝bh2/6

(其中，b：宽度，h：高度)

在圆丝的情况下，若截面面积A＝100，则d＝11.284，Z＝141，另外，在方丝的情况下，若截面面积A＝100，h＝10，b＝10，则Z＝167。

由此，在圆丝、方丝、梯形丝的截面面积相等且方丝和梯形丝的径向长度相等的情况下，截面系数Z按照圆丝、方丝、梯形丝的顺序变大。如上所述，截面系数Z越大，弯曲应力σ越小。因此，在圆丝、方丝、梯形丝的截面面积相等且方丝和梯形丝的径向长度相等的情况下，能够使在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面产生的弯曲应力的最大值按照圆丝、方丝、梯形丝的顺序变小。

以上说明的本实施方式的带轮结构体1具有以下的特征。

本实施方式的螺旋弹簧4的弹簧钢丝是截面形状为梯形的梯形丝，在扩径变形时作用拉伸力的内径侧轴向长度Ti比在扩径变形时作用压缩力的外径侧轴向长度To长。因此，与弹簧钢丝为截面面积相当的圆丝或截面面积及径向长度相等的方丝的情况相比，在弹簧钢丝的截面中，能够使既不受到拉伸也不受压缩的中立轴接近在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面。弯曲应力与距中立轴的距离成正比，所以通过使中立轴接近在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面，能够使在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面产生的弯曲应力的最大值变小。

而且，由于弹簧4的弹簧钢丝为梯形丝，与截面面积相等的圆丝和截面面积及径向长度相等的方丝相比，能够使截面系数变大。截面系数越大，弯曲应力越小。因此，与弹簧钢丝为截面面积相等的圆丝和截面面积及径向长度相等的方丝的情况相比，能够使在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面上产生的弯曲应力的最大值更小。

因此，即使通过反复使发动机启动和停止的运转条件，过度地反复使弹簧4扩径变形及最大化，与弹簧钢丝为截面面积相等的圆丝或方丝的情况相比，也能够使在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面上产生的弯曲应力的最大值变小。其结果是，能够对于在启动时等产生的瞬间扭矩的强度和耐力(弯曲刚性)增加，能够增加弹簧4的扩径方向的扭转角度的临界值。进而，能够确保弹簧4对于扭转的耐久性。

梯形丝的弹簧钢丝与截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝相比，轴向长度长(Ti-To)/2。由此，与弹簧钢丝为截面面积及径向长度相当且轴向长度不同的方丝的情况相比，弹簧4的轴方向的自然长度长ΔL(ΔL＝N×(Ti-To)/2)。

但是，在本实施方式中，弹簧4的轴方向的自然长度的增加量ΔL(ΔL＝N×(Ti-To)/2)小到小于1mm。因此，在将弹簧4向带轮结构体1上组装时，通过调整弹簧4向轴向的压缩量(即，在轴向上相邻的弹簧钢丝间的间隙)，与弹簧钢丝为截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝的情况相比，可以不使带轮结构体1在轴向上大型化。

因此，本实施方式的带轮结构体1即使过度地反复使弹簧4扩径变形及最大化，至少不会导致在轴向上带轮结构体1的大型化，能够确保弹簧4对于扭转的耐久性。

弹簧4是将弹簧钢丝卷绕(盘绕)成螺旋状而形成的。盘绕后，有时发生弹簧钢丝的截面上的外径侧部分(外径侧的面)成为相对于与弹簧4的中心轴线平行的外径基准线稍微(例如1°)倾斜的倾斜面的现象(下面，称为线材倾斜。)的情况。弹簧4的弹簧钢丝的扁平率(弹簧钢丝的轴向长度T/弹簧钢丝的径向长度W)越小，弹簧4的线材倾斜越大。因此，通过将弹簧钢丝形成为梯形丝，与将截面面积及径向长度相等且轴向长度不同的方丝作为弹簧钢丝的情况相比，弹簧钢丝的截面上的轴向的最大长度变长，能够抑制线材倾斜。

而且，由于内径侧轴向长度Ti比外径侧轴向长度To长，在弹簧钢丝的截面上，既不产生拉伸应力也不产生压缩应力的中立轴比径向中心更接近轴向长度长的内径侧部分。由此，能够进一步抑制线材倾斜。

通过抑制线材倾斜，在单向离合器的卡合解除时，作用于在外旋转体2或/及内旋转体3中与弹簧4滑动的部分(在本实施方式中，压接面2a)的表面压力减小。因此，能够抑制外旋转体2或/及内旋转体3上的与弹簧4滑动的部分的磨损。

通过以上所述，能够实现如下的带轮结构体1，即，即使过度地反复使弹簧4扩径变形及最大化，至少在轴方向不会导致带轮结构体1的大型化，能够确保弹簧4对于扭转的耐久性，并且能够抑制外旋转体2或/及内旋转体3上的与弹簧4滑动的部分的磨损。

若对本实施方式的弹簧4与截面面积及径向长度相等的方丝的螺旋弹簧的线材倾斜程度进行比较，则在方丝的螺旋弹簧的线材倾斜超过1°(例如1.2°)的情况下，在本实施方式的弹簧4中，能够将线材倾斜抑制为1°以下(例如0.7°)。

弹簧4的弹簧钢丝的径向长度W比内径侧轴向长度Ti长。由此，与径向长度W比内径侧轴向长度Ti短或与内径侧轴向长度Ti相等且截面面积相等的梯形的情况相比，弹簧钢丝构件的截面形状的截面系数变大。因此，根据弯曲应力与截面系数的关系(弯曲应力σ＝弯曲力矩M/截面系数Z)，能够使在扩径变形时作用拉伸力的弹簧4的内周面上产生的弯曲应力的最大值更小。其结果是，更易于确保弹簧4对于扭转的耐久性。

以上，对本发明的优选的实施方式进行了说明，但本发明不限于上述的实施方式，能够在权利要求书记载的范围内进行各种变更。

上述实施方式的弹簧4的弹簧钢丝的径向长度W比内径侧轴向长度Ti长。但是，弹簧4的弹簧钢丝的径向长度W可以比内径侧轴向长度Ti短或与内径侧轴向长度Ti相等。

上述实施方式的弹簧4的前端侧区域4b是从弹簧4的前端起一圈以上的区域。也就是说，弹簧4在从弹簧4的前端到一圈以上的范围与接触面3e接触。但是，弹簧4的前端侧区域4b可以是从弹簧4的前端起半圈以上且小于一圈的区域。也就是说，弹簧4可以在从弹簧4的前端起半圈以上且小于一圈的范围与接触面3e接触。

上述实施方式的弹簧4的后端侧区域4c是从弹簧4的后端起一圈以上的区域。也就是说，弹簧4在从弹簧4的后端起一圈以上的范围与压接面2a接触。但是，弹簧4的后端侧区域4c可以是从弹簧4的后端起半圈以上且小于一圈的区域。也就是说，弹簧4可以在从弹簧4的后端起半圈以上且小于一圈的范围与压接面2a接触。

上述实施方式的带轮结构体1通过在弹簧4压接到外旋转体2(压接面2a)(卡合)的状态和弹簧4与外旋转体2(压接面2a)滑动的状态之间切换，在外旋转体2与内旋转体3之间传递转矩的状态与切断转矩传递的状态之间切换。但是，带轮结构体也可以构成为，通过在螺旋弹簧相当于内旋转体卡合的状态与螺旋弹簧相当于内旋转体滑动的状态之间切换，来在外旋转体与内旋转体之间传递转矩的状态与切断转矩传递的状态之间切换。另外，带轮结构体也可以构成为，通过在螺旋弹簧相对于内旋转体及外旋转体双方卡合的状态与螺旋弹簧相对于内旋转体及外旋转体双方滑动的状态之间切换，来在外旋转体与内旋转体之间传递转矩的状态与切断转矩传递的状态之间切换。

实施例

接着，说明本发明的具体的实施例。

<实施例1>

实施例1的带轮结构体是与上述实施方式的带轮结构体1同样的结构，螺旋弹簧(4)的弹簧钢丝为弹簧用油回火丝(以JISG3560：1994为基准)。弹簧钢丝是梯形丝，内径侧轴向长度Ti为3.8mm，外径侧轴向长度To为3.6mm，径向长度W为5.0mm。螺旋弹簧(4)的匝数N为7匝，卷绕方向为左旋。螺旋弹簧(4)的轴向压缩率约为20％。轴向上相邻的弹簧钢丝间的间隙为0.3mm。ΔL(ΔL＝N×(Ti-To)/2)为0.7mm。此外，当使用该截面形状的弹簧钢丝时，即使螺旋弹簧的匝数为9匝(通常最大)，上述ΔL的值变为0.9mm，小于1mm。另外，螺旋弹簧的线材倾斜为0.7°。也就是说，弹簧钢丝的截面上的外径侧部分(外径侧的面)相对于与弹簧钢丝的截面螺旋弹簧的中心轴线平行的外径基准线倾斜0.7°。

推力板(8)的材质是冷压钢板(SPCC)，通过软氮化处理对推力板(8)实施表面硬化处理。表面处理前的推力板(8)的表面硬度(维氏硬度)为HV180，而表面处理后的表面硬度为HV600左右。外旋转体(2)的材质是碳素钢(S45C)，通过软氮化处理对外旋转体(2)实施表面硬化处理。表面处理前的外旋转体的表面硬度为HV200，而表面处理后的表面硬度为HV600。

<比较例1>

就比较例1的带轮结构体而言，除了螺旋弹簧以外，为与实施例1的带轮结构体相同的结构。比较例1的螺旋弹簧的弹簧钢丝为径向长度W及截面面积与上述实施例1的梯形丝的弹簧钢丝相等的方丝，除此之外，为与实施例1的螺旋弹簧相同的结构。弹簧钢丝的截面上的轴向长度T为3.7mm。另外，螺旋弹簧的线材倾斜为1.2°。

(应力分布模拟)

针对实施例1及比较例1的螺旋弹簧，通过使用通用构造分析软件的FEM(有限元法)分析进行的模拟，来研究在扩径方向上发生扭转变形(下面，称为扩径变形)时所输入的扭矩与在螺旋弹簧的面(内周面)上产生的最大主应力(弯曲应力的最大值)之间的关系。作为模拟的边界条件设定下面的条件。

·在轴向上将螺旋弹簧压缩20％。

·在螺旋弹簧的前端及后端双方向使螺旋弹簧扩径变形的方向赋予扭矩。

根据模拟的结果可知：在实施例1、比较例1中都施加20N·m的扭矩时，螺旋弹簧的自由部分的外周面与外旋转体(2)的环状面(2b)抵接，限制螺旋弹簧的进一步的扩径方向的扭转变形。也就是说，可知：在对螺旋弹簧施加20N·m的扭矩时，螺旋弹簧的扩径方向的扭转变形最大。螺旋弹簧的扩径方向的扭转变形最大时的螺旋弹簧的扩径方向的扭转角度大致为70°。此外，该结果与扭矩的测定试验的结果(参照图4)一致。

根据模拟结果可知：在扩径变形时在螺旋弹簧的面上产生的最大主应力(弯曲应力的最大值)在各个部位中，在扩径变形时作用拉伸力的螺旋弹簧的内周面最大。

图5示出通过模拟获得的表示输入螺旋弹簧的扭矩与螺旋弹簧的最大主应力(弯曲应力的最大值)的关系的坐标图。根据图5明确地知道：弹簧钢丝为梯形丝的实施例1的螺旋弹簧与弹簧钢丝为方丝的比较例1相比，在发生了扩径变形时无论在哪个扭转角度区域都能够降低作为螺旋弹簧对于扭转的耐久性的指标的在螺旋弹簧的内周面产生的最大主应力(弯曲应力的最大值)。另外，实施例1与比较例1相比，能够降低在螺旋弹簧的内周面产生的最大主应力(弯曲应力的最大值)这一效果在施加于螺旋弹簧的扭矩最大(施加20N·m)时最大。就在扭矩最大时在螺旋弹簧的内周面产生的最大主应力(弯曲应力的最大值)而言，示出了实施例1(799MPa)比比较例1(867MPa)低约8％的值。

(耐磨损试验)

针对实施例1及比较例1的带轮结构体，使用图6所示的发动机台架试验机200进行耐磨损性试验。发动机台架试验机200是包括辅助机械驱动系统的试验装置，具有安装于发动机210的曲轴211的曲轴带轮201、与空调压缩机(AC)连接的AC带轮202和与水泵(WP)连接的WP带轮203。实施例1及比较例1的带轮结构体100与交流发电机(ALT)220的轴221连接。另外，在曲轴带轮201与带轮结构体100的带跨度之间设置有自动张紧器(A/T)204。发动机的输出经由一条带(V形带)250从曲轴带轮201沿着顺时针分别传递至带轮结构体100、WP带轮203、AC带轮202，驱动各辅助机械(交流发电机、水泵、空调压缩机)。

在环境温度为90℃且带张力为1500N时，交替地反复使发动机启动和停止，在发动机启动次数达到相当于车辆实际寿命的50万次的时刻，结束试验。发动机一次的运转时间(从启动到停止的时间)为10秒钟。此外，环境温度是对在实际车辆中包围交流发电机、带轮结构体、曲轴带轮的恒温槽内的温度进行设想的温度。另外，每次发动机启动时的曲轴的转速在0～1800rpm之间变动。通过反复使发动机启动和停止，螺旋弹簧交替地反复相对于外旋转体(2)的压接面(2a)(下面称为离合器卡合部)卡合和滑动。

试验结束后，分解带轮结构体100，测定离合器卡合部(压接面)的最大磨损深度。将其结果示出于下面的表1。另外，在表1中还表示有通过计算得到的作用于离合器卡合部(压接面)与螺旋弹簧之间的接触表面压力的最大值。

在离合器卡合部(压接面)的最大磨损深度超过0.15mm的情况下，评价为×(不合格)。在离合器卡合部(压接面)的最大磨损深度为0.15mm以下的情况下，作为能够适于实用的没有问题的等级而评价为○(合格)。在离合器卡合部(压接面)的最大磨损深度为0.075mm以下(合格与否判定等级0.15mm的一半以下)的情况下，作为具有足够的富裕地适于实用的没有问题的等级而评价为◎(合格)。

[表1]

如表1所示，就要对于离合器卡合部(压接面)的磨损抑制效果而言，实施例1高于比较例1。根据该结果可知，螺旋弹簧的线材倾斜越小，通过螺旋弹簧作用于离合器卡合部(压接面)的表面压力越小，越能够抑制离合器卡合部(压接面)的磨损。此外，认为螺旋弹簧的线材倾斜最大的比较例1的评价没有变为×(不合格)是因为对包括离合器卡合部(压接面)的带轮实施表面硬化处理。另外，实施例1及比较例1中设置的推力板的弹簧支撑面的磨损轻微，不认定会有随着磨损的发生而引起的故障。

本申请是基于2016年4月28日申请的日本专利申请2016-090836及2017年4月17日申请的日本专利申请2017-081321的申请，其内容作为参照引入于此。

标号说明

1 带轮结构体

2 外旋转体

2a 压接面

3 内旋转体

4 螺旋弹簧

4d 自由部分

Claims (2)

1.一种带轮结构体，具备：

筒状的外旋转体，卷绕有带；

内旋转体，设置于所述外旋转体的内侧，能够以与所述外旋转体相同的旋转轴为中心相对于所述外旋转体相对旋转；及

螺旋弹簧，设置于所述外旋转体与所述内旋转体之间，

其中，

该带轮结构体具有锁定机构，该锁定机构在由于所述螺旋弹簧的扩径而所述螺旋弹簧的自由部分的外周面与所述外旋转体抵接时，限制所述螺旋弹簧的进一步的扩径方向的扭转变形，并使所述外旋转体及所述内旋转体与所述螺旋弹簧一体地旋转，

所述螺旋弹簧作为如下的单向离合器发挥功能：在所述外旋转体相对于所述内旋转体向正方向相对旋转时，所述螺旋弹簧通过向扩径方向扭转变形，而分别与所述外旋转体及所述内旋转体卡合，在所述外旋转体与所述内旋转体之间传递转矩，在所述外旋转体相对于所述内旋转体向反方向相对旋转时，所述螺旋弹簧通过向缩径方向扭转变形，而相对于所述外旋转体和所述内旋转体中的至少一方滑动，不在所述外旋转体与所述内旋转体之间传递转矩，

所述螺旋弹簧的弹簧钢丝的穿过所述旋转轴且沿着与所述旋转轴平行的方向的截面为梯形，所述截面上的内径侧部分的旋转轴向长度Ti[mm]比所述截面上的外径侧部分的旋转轴向长度To[mm]长，

在设所述螺旋弹簧的匝数为N时，满足下述(1)式：

N×(Ti-To)/2<1…(1)，

所述螺旋弹簧在旋转轴向上的相邻的所述弹簧钢丝之间具有间隙，

所述螺旋弹簧具有1°以下的线材倾斜，

所述螺旋弹簧的匝数N为5～9。

2.根据权利要求1所述的带轮结构体，其中，

所述螺旋弹簧的所述弹簧钢丝的所述截面上的径向长度比所述截面上的内径侧部分的所述旋转轴向长度Ti长。

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