【特許請求の範囲】
【請求項１】 オルタネータの回転軸に外嵌固定自在なスリーブと、このスリーブの周囲にこのスリーブと同心に配置した従動プーリと、これらスリーブの外周面の軸方向中間部と従動プーリの内周面の軸方向中間部との間に設け、この従動プーリが上記スリーブに対し所定方向に相対回転する傾向となる場合にのみ、これら従動プーリとスリーブとの間での回転力の伝達を自在とする一方向クラッチと、この一方向クラッチを軸方向両側から挟む状態で、上記スリーブの外周面と従動プーリの内周面との間に設け、この従動プーリに加わるラジアル荷重を支承しつつこれらスリーブと従動プーリとの相対回転を自在とするサポート軸受とを備えたオルタネータ用一方向クラッチ内蔵型プーリ装置に於いて、上記従動プーリとスリーブとのうちの少なくとも一方の部材の表面のうち、当該部材とは別体である、上記一方向クラッチ及びサポート軸受を構成する部材を嵌合する周面には、防食の為の表面処理層を設けず、この周面以外の表面のうちの少なくとも一部を、防食の為の表面処理層により被覆した事を特徴とするオルタネータ用一方向クラッチ内蔵型プーリ装置。
【請求項２】
一方向クラッチを構成する一方向クラッチ用外輪とサポート軸受を構成するサポート軸受用外輪との外輪組み合わせと、一方向クラッチを構成する一方向クラッチ用内輪とサポート軸受を構成するサポート軸受用内輪との内輪組み合わせとの、少なくとも一方の組み合わせが別体構造である、請求項１に記載したオルタネータ用一方向クラッチ内蔵型プーリ装置。
【請求項３】
一方向クラッチが、ローラクラッチとスプラグクラッチとのうちの何れかである、請求項１又は請求項２に記載したオルタネータ用一方向クラッチ内蔵型プーリ装置。
[Claims]
1. A sleeve that can be fitted and fixed to the rotating shaft of an alternator, a driven pulley that is concentrically arranged around the sleeve, an axial intermediate portion of an outer peripheral surface of these sleeves, and an inner circumference of the driven pulley. Provided between the axial intermediate portion of the surface, the rotational force can be freely transmitted between the driven pulley and the sleeve only when the driven pulley tends to rotate relative to the sleeve in a predetermined direction. With the one-way clutch and the one-way clutch sandwiched from both sides in the axial direction, these sleeves are provided between the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the driven pulley, and while bearing the radial load applied to the driven pulley. In a pulley device with a built-in one-way clutch for an alternator provided with a support bearing that allows relative rotation between the driven pulley and the driven pulley, the member on the surface of at least one of the driven pulley and the sleeve. A surface treatment layer for corrosion protection is not provided on the peripheral surface into which the members constituting the one-way clutch and the support bearing, which are separate from the above, are fitted, and at least a part of the surface other than the peripheral surface is provided. Is a pulley device with a built-in one-way clutch for alternators, which is characterized by being covered with a surface treatment layer for corrosion protection.
2.
The combination of the outer ring for the one-way clutch forming the one-way clutch and the outer ring for the support bearing forming the support bearing, and the inner ring for the one-way clutch forming the one-way clutch and the inner ring for the support bearing forming the support bearing. The pulley device with a built-in one-way clutch for an alternator according to claim 1, wherein at least one combination with the inner ring combination has a separate structure.
3.
The pulley device with a built-in one-way clutch for an alternator according to claim 1 or 2, wherein the one-way clutch is either a roller clutch or a sprag clutch.
この様なオルタネータ用一方向クラッチ内蔵型プーリ装置を使用する理由は、次の通りである。例えば、上記駆動用エンジンがディーゼルエンジンであった場合、アイドリング時等、低回転時にはクランクシャフトの回転角速度の変動が大きくなる。この結果、上記クランクシャフトの端部に固定した駆動プーリに掛け渡した無端ベルト１１の走行速度も細かく変動する事になる。一方、この無端ベルト１１により従動プーリ７ａを介して回転駆動されるオルタネータ１（図３）の回転軸３は、この回転軸３並びにこの回転軸３に固定したロータ５及び整流子６（図３）等の慣性質量に基づき、それ程急激には変動しない。従って、上記従動プーリ７ａを回転軸３に対し単に固定した場合には、クランクシャフトの回転角速度の変動に伴い、上記無端ベルト１１と従動プーリ７ａとが両方向に擦れ合う傾向となる。この結果、この従動プーリ７ａと擦れ合う無端ベルト１１に、繰り返し異なる方向の応力が作用して、この無端ベルト１１と従動プーリ７ａとの間に滑りが発生し易くなったり、或はこの無端ベルト１１の寿命が短くなったりする原因となる。
The reason for using such a pulley device with a built-in one-way clutch for an alternator is as follows. For example, when the drive engine is a diesel engine, the fluctuation of the rotational angular velocity of the crankshaft becomes large at low rotation speeds such as when idling. As a result, the traveling speed of the endless belt 11 spanning the drive pulley fixed to the end of the crankshaft also fluctuates finely. On the other hand, the rotating shaft 3 of the alternator 1 (FIG. 3), which is rotationally driven by the endless belt 11 via the driven pulley 7a, is the rotating shaft 3, a rotor 5 fixed to the rotating shaft 3, and a commutator 6 (FIG. 3). ) Etc., it does not fluctuate so rapidly. Therefore, when the driven pulley 7a is simply fixed to the rotating shaft 3, the endless belt 11 and the driven pulley 7a tend to rub against each other in both directions as the rotation angular velocity of the crankshaft fluctuates. As a result, stresses in different directions are repeatedly applied to the endless belt 11 that rubs against the driven pulley 7a, so that slippage easily occurs between the endless belt 11 and the driven pulley 7a, or the endless belt 11 It may cause the life of the belt to be shortened.
尚、本例の場合、上記各サポート軸受１４、１４を構成する各内輪１６、１６の上記スリーブ８ａに対する嵌合締め代を、凡そ１５〜４０μｍと比較的大きくしている。これに対して、上記各サポート軸受１４、１４を構成する各外輪１８、１８の上記従動プーリ７ｂに対する嵌合締め代を、凡そ５〜３０μｍと、上記各内輪１６、１６の場合よりも小さくしている。この様にこれら各内輪１６、１６の嵌合締め代を比較的大きくしているのは、上記従動プーリ７ｂに対して上記ベルト張力に基づくスラスト荷重が付与された場合でも、これら各内輪１６、１６が上記スリーブ８ａに対して軸方向にずれ動く事を防止する為である。これに対して、上記各外輪１８、１８の嵌合締め代を大きくしないのは、この嵌合締め代が大きくなる事で各外輪軌道１７、１７の弾性変形に基づく収縮量のばらつきが大きくなり、前記各サポート軸受１４、１４内のラジアル隙間を適正な範囲に維持できなくなるのを防止する為である。
In the case of this example, the fitting tightening allowance of the inner rings 16 and 16 constituting the support bearings 14 and 14 with respect to the sleeve 8a is relatively large, about 15 to 40 μm. On the other hand, the fitting tightening allowance of the outer rings 18 and 18 constituting the support bearings 14 and 14 with respect to the driven pulley 7b is reduced to about 5 to 30 μm, which is smaller than that of the inner rings 16 and 16. ing. The reason why the fitting tightening allowance of each of the inner rings 16 and 16 is relatively large in this way is that even when a thrust load based on the belt tension is applied to the driven pulley 7b, these inner rings 16 and 16 have a relatively large fitting tightening allowance. This is to prevent the 16 from shifting in the axial direction with respect to the sleeve 8a. On the other hand, the reason why the fitting tightening allowances of the outer rings 18 and 18 are not increased is that the larger the fitting tightening allowance increases the variation in the amount of contraction based on the elastic deformation of the outer ring tracks 17 and 17. This is to prevent the radial gaps in the support bearings 14, 14 from being unable to be maintained within an appropriate range.
