JP2007107633A - オルタネータ用プーリ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 クランクシャフトの回転速度変動をより効果的に緩和することができるオルタネータ用プーリ装置を提供する。
【解決手段】 本発明のオルタネータ用プーリ装置１は、外周面にベルト５０が巻き掛けられるとともに内周に外側軌道面３１を有するプーリ部材３と、外周に内側軌道面２１を有し、プーリ部材３に対して相対回転可能に配設されたプーリボス２と、外側軌道面３１と内側軌道面２１との間に転動可能に介在した円筒ころ４とを備えている。内側軌道面２１及び外側軌道面３１には、プーリ部材３とプーリボス２との相対回転に伴い円筒ころ４を転動させつつ円筒ころ４の挟持間隔を漸次狭くして、前記相対回転により生じたプーリ部材３とプーリボス２との間の位相差を解消する方向の回動付勢力をプーリ部材３とプーリボス２との間に付与する各異形軌道面２ｋ、３ｋが形成されている。
【選択図】 図２

Description

本発明はエンジンのオルタネータに用いられるオルタネータ用プーリ装置に関する。

自動車等のエンジンの補機として用いられるオルタネータは、クランクシャフトから取り出された回転力によって駆動されて、自動車の走行に必要な電力を供給するものである。このオルタネータの入力軸には、オルタネータ用プーリ装置が取り付けられており、このオルタネータ用プーリ装置と、クランクシャフトに取り付けられたプーリとの間にベルトを架け渡すことで、オルタネータにエンジンの回転力を伝達している。
一般に、自動車等のエンジンのクランクシャフトは、シリンダの爆発力によって回転力が付与されるので、その回転速度に変動が生じる。その一方、オルタネータは、内部に比較的重量の重いアーマチュア等が入力軸と一体に回転しており、クランクシャフトの回転速度の変動が急激であると、アーマチュアは、自身の回転によって生じる慣性力によって、クランクシャフトの回転速度の変動に追従できない場合があった。
オルタネータが上記回転速度の変動に追従できないと、クランクシャフトの回転速度とオルタネータとの間で一時的に回転速度に差が生じてしまい、オルタネータ用プーリ装置とベルトの間でスリップが生じたり、ベルトの張力が過大に変動することがあった。このようなベルトのスリップや張力の過大な変動は、ベルトの異音の発生や寿命低下等の原因となる。また、ベルトのスリップを防止するために、当該ベルトの初期張力を比較的高く設定することがあり、この場合には、クランクシャフトの回転抵抗が増大し、エンジンの燃費性能を低下させることもあった。

このため、従来のオルタネータ用プーリ装置には、クランクシャフトから伝達される回転速度の変動を許容するために、外周面にベルトが巻き掛けられるプーリ溝が設けられたプーリ部材と、このプーリ部材に対して相対回転自在に配設されるとともにオルタネータの入力軸に一体回転可能に取り付けられるプーリボスと、前記プーリ部材と前記プーリボスとの間を連結するねじりコイルばねとを有するものが提案されていた。
上記従来のオルタネータ用プーリ装置において、ねじりコイルばねは、その一端がプーリ部材に、他端がプーリボスに固定されており、プーリ部材とプーリボスとが相対回転したときにこのねじりコイルばねが捻られるように構成されている。そしてねじりコイルばねが捻られることによって生じる弾性力によって、一時的にプーリ部材とプーリボスとを周方向に弾性的に相対回転させることで、回転速度の変動を緩和していた（例えば特許文献１参照）。

特開平６−２０７５２５号公報（図２）

上記従来例のオルタネータ用プーリ装置によれば、プーリ部材のプーリボスに対する回転変動の緩和特性は、上記ねじりコイルばねに依存しているが、このねじりコイルばねは、当該オルタネータ用プーリ装置に組み込むことができる程度の大きさに制限されるため、その線径や自由長、巻き数等が制限され、ねじりコイルばねの特性を自由に設定することができなかった。このため、オルタネータ用プーリ装置としての回転変動の緩和特性を設定する際の自由度が制限されてしまい、クランクシャフトの回転速度変動を十分に緩和できない恐れがあった。
本発明はこのような事情に鑑みなされたものであり、クランクシャフトの回転速度変動をより効果的に緩和することができるオルタネータ用プーリ装置を提供することを目的とする。

本発明のオルタネータ用プーリ装置は、外周にベルトが巻き掛けられるとともに内周に外側軌道面を有する円筒状のプーリ部材と、外周に前記外側軌道面と対向する内側軌道面を有し、前記プーリ部材に対して相対回転可能に配設されるとともにオルタネータの入力軸に一体回転可能に取り付けられる内側部材と、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に介在した転動体とを備え、前記内側軌道面及び外側軌道面の少なくとも一方が、前記プーリ部材と前記内側部材との相対回転に伴い転動体を転動させつつ当該転動体の挟持間隔を漸次狭くして、前記相対回転により生じた前記プーリ部材と前記内側部材との間の位相差を解消する方向の回動付勢力を前記プーリ部材と前記内側部材との間に付与する異形軌道面を少なくとも一部に有していることを特徴としている。

上記のように構成されたオルタネータ用プーリ装置によれば、ねじりコイルばね等を用いることなく簡素な構成で回動付勢機能（ねじりばね性）を付与することができる。すなわち、このねじりばね性によって、プーリ部材と内側部材とを周方向に弾性的に相対回転させることができ、クランクシャフトによる回転速度の変動を緩和して、オルタネータの入力軸に回転力を伝達することができる。また、上記構成により得られるねじりばね性の特性は、異形軌道面の形状や転動体の外径等を変更することで、多様に変化させることができ、その設定の自由度が極めて高くなる。従って、当該オルタネータ用プーリ装置が取り付けられるオルタネータの仕様やエンジンの特性等に応じて、好適な弾性力特性を当該オルタネータ用プーリ装置に付与することができる。

また、上記オルタネータ用プーリ装置において、前記プーリ部材と、前記内側部材との間には、これらを互いに相対回転可能に支持する転がり軸受が介装されていることが好ましい。
この場合、前記プーリ部材に作用するラジアル方向の負荷荷重を前記転がり軸受によって支持することができるので、異形軌道面及び転動体に作用する外部からの負荷荷重を低減できる。従って、上記ねじりばね性をより安定して得ることができる。

以上のように、本発明に係るオルタネータ用プーリ装置によれば、プーリ部材と内側部材との間に付与される弾性力を、オルタネータの仕様やエンジンの特性等に応じて、好適に設定することができるので、クランクシャフトによる回転速度の変動をより効果的に緩和できる。

次に、本発明の好ましい実施形態について添付図面を参照しながら説明する。図１は本発明の第一の実施形態であるオルタネータ用プーリ装置の要部構成を示す軸方向断面図である。オルタネータ用プーリ装置１（以下、単にプーリ装置１ともいう）は、自動車などの補機として用いられるオルタネータの入力軸に取り付けられ、エンジンのクランクシャフトからの回転力を伝えるためのベルトが巻き掛けられるものである。

このプーリ装置１は、ほぼ円筒状に形成された内側部材としてのプーリボス２と、このプーリボス２の外周側に同軸に配置された円筒状のプーリ部材３と、これらの間に転動可能に介在した転動体としての円筒ころ４と、この円筒ころ４の軸方向両側においてプーリボス２とプーリ部材３との間に介装された二つの転がり軸受５１，５２と、を備えている。
このうち、プーリ部材３の外周面には、自動車エンジンのクランクシャフトからの回転力を伝達するためのベルト５０が巻き掛けられるための波状溝３ａが形成されている。また、このプーリ部材３の内周面には、円筒ころ４が転動する外側軌道面３１が形成されている。
プーリボス２の外周面には、円筒ころ４が転動する内側軌道面２１が、外側軌道面３１に対向して形成されている。また、このプーリボス２の内周側には、図示しないオルタネータから突設された入力軸Ｓが挿入されている。プーリボス２の内周面における軸方向中央部には、雌ねじ部２５が一体的に形成されており、入力軸Ｓの端部に設けられた雄ねじ部Ｓ１を雌ねじ部２５に螺合することにより、プーリボス２は、入力軸Ｓと一体回転可能に取り付けられている。また、プーリボス２の内周側の端部には、プーリボス２を入力軸Ｓに螺合するための六角レンチを挿入するために内周面が正六角形とされたレンチ挿入部２６が形成されている。
転がり軸受５１、５２は、プーリボス２とプーリ部材３との間に介装されることで、これらを互いに相対回転可能とするとともに、プーリ部材３に作用するラジアル方向の荷重を支持している。

次に、プーリボス２及びプーリ部材３にそれぞれ設けられた内側軌道面２１及び外側軌道面３１について説明する。図２は、図１中ＩＩ−ＩＩ線の断面図である。プーリボス２の内側軌道面２１は、プーリボス２及びプーリ部材３の回転軸Ｘを中心とする円周面とは異なる４個の異形軌道面としての内側異形軌道面２ｋを連続的に形成することにより構成されている。外側軌道面３１は、４個の異形軌道面としての外側異形軌道面３ｋを連続的に形成することにより構成されている。
内側軌道面２１を構成する各内側異形軌道面２ｋはすべて同一形状であり、外側軌道面３１を構成する各外側異形軌道面３ｋもすべて同一形状である。内側軌道面２１は周方向に均等に（９０度ごとに）４分割され、各分割部分がそれぞれ内側異形軌道面２ｋとされている。同様に、外側軌道面３１も周方向に均等に（９０度ごとに）４分割され、各分割部分がそれぞれ外側異形軌道面３ｋとされている。そして、各異形軌道面２ｋ、３ｋ間に１個ずつ円筒ころ４が配置されている。
また、プーリボス２とプーリ部材３との間には、内側異形軌道面２ｋ及び外側異形軌道面３ｋにより、軌道面間隔が周方向に漸次狭くなる漸縮空間部（くさび状空間部）が形成され、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転に伴い所謂くさび効果によって円筒ころ４が圧縮弾性変形する。上記の如く、内側軌道面２１及び外側軌道面３１をそれぞれ異形軌道面２ｋ、３ｋの連続により形成することで、内側軌道面２１及び外側軌道面３１はそれぞれ異形軌道面２ｋ、３ｋのみによって占められている。しかも、各異形軌道面２ｋ，３ｋは周方向に等配されている。よって、各異形軌道面２ｋ，３ｋの周方向範囲はそれぞれ最大限に拡げられており、回動付勢力を得られる周方向範囲の拡大に寄与している。

次に、外側異形軌道面３ｋ及び内側異形軌道面２ｋの輪郭形状について詳述する。
外側軌道面３１を構成する４個の外側異形軌道面３ｋは、それぞれ凹曲面とされている。具体的には、外側異形軌道面３ｋはプーリボス２及びプーリ部材３の回転軸Ｘ（以下、軸中心Ｘともいう）よりも軌道面（当該外側異形軌道面３ｋ）に近い側に位置する外輪軌道曲率中心Ｃｏを中心とする円周面とされている。この外側異形軌道面３ｋの曲率半径ｇｒｏは、外側軌道面３１と軸中心Ｘとの距離の最大値であって外側軌道面３１の断面輪郭線に外接する円の半径である外側軌道基準半径Ｒｏよりも小さい。また、断面視において、３つの各外側異形軌道面３ｋのそれぞれに関し、外側軌道曲率中心Ｃｏは、軸中心Ｘからの距離が最大値となる外側軌道最大径位置３ｍと軸中心Ｘとを含む直線ｐ３上にある。

内側軌道面２１を構成する４個の内側異形軌道面２ｋは、それぞれ凸曲面とされている。具体的には、内側異形軌道面２ｋは軸中心Ｘよりも軌道面（当該内側異形軌道面２ｋ）から遠い側に位置する内側軌道曲率中心Ｃｉを中心とする円周面とされている。この内側異形軌道面２ｋの曲率半径ｇｒｉは、内側軌道面２１と軸中心Ｘとの距離の最小値であって内側軌道面２１の断面輪郭線に内接する円の半径である内側軌道基準半径Ｒｉよりも大きい。また、断面視において、３つの各内側異形軌道面２ｋのそれぞれに関し、内側軌道曲率中心Ｃｉは、軸中心Ｘからの距離が最小値となる内側軌道最小径位置２ｍと軸中心Ｘとを含む直線ｐ２上にある。

以上のような形状の内側軌道面２１と外側軌道面３１とを有するプーリ装置１は、回動付勢機能（ねじりばね機能）を有している。以下、この点について説明する。
内側軌道面２１及び外側軌道面３１は、上述したように、いずれも軸中心Ｘを中心とする円周面ではないので、内側軌道面２１と外側軌道面３１との間の空間（転動空間）の形状はプーリボス２とプーリ部材３との相対位相関係により変化するが、図２の状態は、外側軌道面３１の外側軌道最大径位置３ｍと内側軌道面２１の内側軌道最小径位置２ｍとが同位相とされた状態である。以下、この状態を基準状態ということとする。この基準状態において、各円筒ころ４は、内側軌道最小径位置２ｍ及び外側軌道最大径位置３ｍと接する周方向位置に配置される。この基準状態は、外側異形軌道面３ｋと内側異形軌道面２ｋとによる円筒ころ４の挟持間隔（円筒ころ４の接触位置における軌道面間隔）が最も広い状態である。よって、この基準状態では、両軌道面２ｋ、３ｋから円筒ころ４に作用する圧縮力は最小値（たとえば０）となる。
なお、基準状態における内側軌道最小径位置２ｍと外側軌道最大径位置３ｍとの間の径方向距離は円筒ころ４の直径と略一致させるが、若干のラジアル隙間（プラス隙間又はマイナス隙間）を与えても良い。

次に、この基準状態からプーリボス２とプーリ部材３とを相対回転させると、円筒ころ４が転動するとともに、当該円筒ころ４の挟持間隔は漸次狭くなる。よってこの相対回転に伴い円筒ころ４は内側軌道面２１及び外側軌道面３１により圧縮されて弾性圧縮変形し、この相対回転により生じた位相差を解消する方向の回動付勢力（弾性力；ねじりばね力）をプーリボス２とプーリ部材３との間に付与する。

上記の回動付勢力（ねじりばね力）が生じる点について更に詳細に説明する。図３は、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転により発生する回動付勢力について説明するための断面図であり、理解しやすいように内側異形軌道面２ｋ及び外側異形軌道面３ｋと円筒ころ４の断面線のみを示している。図３では、プーリボス２を固定し、プーリ部材３を反時計回りに角度θだけ回転させて静止させた釣り合い状態を示している。基準状態では、外側軌道最大径位置３ｍは図３のｘ軸上の位置３ｍｉに位置し、且つ内側軌道最小径位置２ｍもｘ軸上にある。またこの基準状態では円筒ころ４の中心Ｐｒもｘ軸上にある。かかる基準状態からプーリ部材３を角度θだけ反時計回りに回転させると、円筒ころ４が図４に示す位置まで反時計回りに転動する。この転動による円筒ころ４の公転角度は、内側軌道曲率中心Ｃｉに対して角度φｉである。

このとき、内側異形軌道面２ｋと円筒ころ４との接触位置の中心をＰｉ、外側異形軌道面３ｋと円筒ころ４との接触位置の中心をＰｏとすると、ＰｉとＰｏとの間の間隔は、基準状態における内側軌道最小径位置２ｍと外側軌道最大径位置３ｍとの間の間隔よりも狭くなっており、且つ、円筒ころ４の直径２Ｒｒ（円筒ころ４の半径Ｒｒの２倍）よりも狭くなっている。よって、円筒ころ４は、内側軌道面２１から垂直力Ｑｉを受けるとともに、外側軌道面３１から垂直力Ｑｏを受けて圧縮弾性変形する。釣り合って静止している状態では、円筒ころ４に接線力は殆ど働かず、図３に示すように点Ｃｉ，Ｃｏ，Ｐｉ，Ｐｒ，Ｐｏは直線Ｌ１上に並ぶこととなる。そして、上記垂直力Ｑｉ及び垂直力Ｑｏのベクトルの向きも直線Ｌ１と同じ向きとなり、プーリボス２が円筒ころ４から受ける垂直力Ｑｉ′、及び、プーリ部材３が円筒ころ４から受ける垂直力Ｑｏ′も直線Ｌ１と同じ向きとなる。そして、プーリ部材３が円筒ころ４から受ける垂直力Ｑｏ′は、プーリ装置１の径方向（円筒ころ４との接触位置の中心Ｐｏと軸中心Ｘとを結ぶ方向）と相違しており、当該径方向の成分とともに時計回りの成分を有することとなる。このようにして、プーリ部材３は、回動付勢部材（ねじりばね性）を発生させる時計回り方向のモーメント（以下、回動付勢モーメントともいう）を受ける。回動付勢モーメントの大きさは、〔（ベクトルＱｏ′の大きさ）×（軸中心Ｘから直線Ｌ１までの距離Ｕ１）〕となる。

上述したように、内側異形軌道面２ｋは凸曲面であり、且つ、外側異形軌道面３ｋは凹曲面である。しかも、内側異形軌道面２ｋ及び外側異形軌道面３ｋは滑らかに連続した曲面を構成している。内側軌道面２１において滑らかに連続した曲面となっていないのは、隣り合った内側異形軌道面２ｋ同士間の境界位置２１ｂのみであり（図２参照）、外側軌道面３１において滑らかに連続した曲面となっていないのは、隣り合った外側異形軌道面３ｋ同士間の境界位置３１ｂのみである（図２参照）。したがって、円筒ころ４と軌道面との接触位置がこれら境界位置２１ｂ，３１ｂに達しない限り、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転に伴う円筒ころ４接触位置における軌道面間隔は漸次（徐々に）変化することとなる。そして、図３を用いて説明した上記機構により、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転により生じた位相差を解消する方向の回動付勢力がプーリボス２とプーリ部材３との間に付与される。

上記のように構成されたプーリ装置１によれば、ねじりコイルばね等を用いることのない簡素な構成で回動付勢機能（ねじりばね性）を付与することができる。すなわち、このねじりばね性によって、プーリ部材３とプーリボス２とを周方向に弾性的に相対回転させることができ、ベルト５０を介して伝達されるクランクシャフトによる回転速度の変動を緩和して、オルタネータの入力軸Ｓに回転力を伝達することができる。また、上記構成により得られるねじりばね性の特性は、両異形軌道面２ｋ、３ｋの形状や円筒ころ４の外径等を変更することで、多様に変化させることができ、その設定の自由度が極めて高くなる。従って、オルタネータの仕様やエンジンの特性等に応じて、好適な弾性力特性を当該オルタネータ用プーリ装置１に付与することができ、クランクシャフトから伝達される回転速度の変動をより効果的に緩和できる。

また、このオルタネータ用プーリ装置１によれば、上記のようにクランクシャフトからの回転速度の変動を効果的に緩和できるので、従来のプーリ装置を用いた場合よりも、ベルト５０との間に生じるスリップを効果的に抑制することができる。従って、従来のプーリ装置の場合よりも、ベルト５０の初期張力を低く設定することが可能となり、これによって、クランクシャフトの負荷を低減し、エンジンの燃費性能を向上させることができる。

また、上記実施形態のプーリ装置１は、円筒ころ４と、内側軌道面２１及び外側軌道面３１との転動部位を、オイルやグリース等の潤滑剤で潤滑した場合、円筒ころ４が転動する際の潤滑剤の転がり粘性抵抗や撹拌抵抗によって減衰機能を付与することができ、ねじりばね性を有するとともに、作用する外力及び前記外力の反力としての回動付勢力を減衰する減衰機能を兼ね備えたものとすることができる。これにより、本実施形態のプーリ装置１は、ねじりばね性によって生じる共振等を減衰、緩和することができる。

また、このプーリ装置１において、プーリボス２とプーリ部材３との間には、転がり軸受５１、５２が介装されており、これらによって、プーリ部材３に作用するラジアル方向の荷重を支持している。これによって、両異形軌道面２ｋ、３ｋ及び円筒ころ４に作用する外部からの負荷荷重を低減できるので、回動付勢力を生じさせるために必要な負荷を、これら両異形軌道面２ｋ、３ｋ及び円筒ころ４に安定的に作用させることができる。従って、当該プーリ装置１により得られる回動付勢力をより安定したものにできる。

また、従来のねじりコイルばねを用いたプーリ装置と比較して、連続使用や経時変化による劣化を抑制することができ、長寿命化が可能となる。更に、周辺構造が簡素化でき、部品点数や組み立てコストの低減化や、信頼性の向上、当該装置の小型化等を図ることができる。

図４は、本発明の第二の実施形態であるプーリ装置１の断面図である。本実施形態と第一の実施形態との主な相違点は、ねじりばね性が得られる相対回転方向が一方向に制限されるように内側軌道面２１及び外側軌道面３１を形成した点である。その他の点については、第一の実施形態と同様なので説明を省略する。

本実施形態のプーリ装置１の各異形軌道面２ｋ、３ｋは、それぞれ単一の曲率半径を有する曲面ではなく、２種類の曲率半径を有する曲面により形成されている。すなわち、内側異形軌道面２ｋのそれぞれは、曲率半径Ｇｒｉの内側転動面２ｋ１と、円筒ころ４の半径Ｒｒと同じ曲率半径を有する内側転動体保持面２ｋ２とから構成されている。内側転動面２ｋ１の一方側の（小径側の）端部は内側軌道最小径位置２ｍとなっており、この内側軌道最小径位置２ｍが内側転動面２ｋ１と内側転動体保持面２ｋ２との境界とされている。またこの内側軌道最小径位置２ｍにおいて、内側転動面２ｋ１と内側転動体保持面２ｋ２とは滑らかに連続している。
また、外側異形軌道面３ｋのそれぞれは、曲率半径Ｇｒｏの外側転動面３ｋ１と、円筒ころ４の半径Ｒｒと同じ曲率半径を有する外側転動体保持面３ｋ２とから構成されている。外側転動面３ｋ１一方側の（大径側の）端部は外側軌道最大径位置３ｍとなっており、この外側軌道最大径位置３ｍが外側転動面３ｋ１と外側転動体保持面３ｋ２との境界とされている。またこの外側軌道最大径位置３ｍにおいて、外側転動面３ｋ１と外側転動体保持面３ｋ２とは滑らかに連続している。

図４に示す状態は、円筒ころ４が外側軌道最大径位置３ｍと内側軌道最小径位置２ｍとに接し且つ内側転動体保持面２ｋ２及び外側転動体保持面３ｋ２と面接触した状態であり、この状態が本実施形態のプーリ装置１における基準状態である。この基準状態においては、軌道面２１，３１から円筒ころ４に作用する圧縮力は最小値（たとえば０）となっている。この基準状態からは、プーリボス２とプーリ部材３とは一方向にのみ相対回転できるようにされている。すなわち、例えばプーリボス２を固定してプーリ部材３を回転させる場合を考えると、プーリ部材３は、図４の基準状態から反時計回りにのみ回転させることができ、時計回りに回転させることはできない。

次に、外側異形軌道面３ｋ及び内側異形軌道面２ｋの輪郭形状について詳述する。本実施形態のプーリ装置１における異形軌道面２ｋ、３ｋの内、円筒ころ４が転動しうる軌道面である内側転動面２ｋ１及び外側転動面３ｋ１の曲率中心位置は、第一の実施形態で示したものとは異なっている。
図４の基準状態の断面において、外側軌道最大径位置３ｍと内側軌道最小径位置２ｍとを結ぶ直線ｔ１に平行でかつ軸中心Ｘを通る直線を第一直線ｘ１及び第二直線ｙ１とする。図４に示すように、第一直線ｘ１と第二直線ｙ１とは互いに直交することとなり、これら第一直線ｘ１及び第二直線ｙ１によって図４の断面図は、等配数と同じ数（つまり４つ）の領域（図４の右上の領域から時計回りの順で領域Ａ１、右下の領域Ａ２、左下の領域Ａ３、左上の領域Ａ４）に区切られる。このとき、例えば領域Ａ１に主として属する内側転動面２ｋ１の曲率中心Ｃｉ１は領域Ａ４に属している。また、例えば領域Ａ２に主として属する外側転動面３ｋ１の曲率中心Ｃｏ１は領域Ａ１に属している。つまり、上記直線ｘ１及びｙ１で区切られた４領域のいずれかの領域に主として属する内側転動面２ｋ１の曲率中心は、ねじりばね性が得られるプーリ部材回転方向（当該プーリ装置１においては反時計回り方向）に隣接する他の領域に配置されている。同様に、上記４領域のいずれかに主として属する外側転動面３ｋ１の曲率中心は、ねじりばね性が得られるプーリ部材回転方向に隣接する他の領域に配置されている。

図５は、基準状態にある本実施形態のプーリ装置１のプーリボス２を固定した上で、プーリ部材３を反時計回りに角度θだけ回転させて静止した釣り合い状態を示す図である。このプーリ部材３の回転により、円筒ころ４は転動して内側転動面２ｋ１の曲率中心Ｃｉ１に対して角度φｉだけ公転する。このとき、図４で説明したのと同様に、プーリ部材３が円筒ころ４から受ける垂直力Ｑｏ′は、円筒ころ４と外輪軌道面３１との接触位置の中心Ｐｏと内側転動面２ｋ１の曲率中心Ｃｉ１とを結ぶ直線Ｌ１と同じ向きとなる。よって、垂直力Ｑｏ′は、図５において時計回りの成分を有することとなり、ねじりばね性を発生させる回動付勢モーメントが発生する。ここで、図４の場合の内側軌道曲率中心Ｃｉと異なり、図５における内側転動面２ｋ１（上述した領域Ａ１に主として属する内側転動面２ｋ１）の曲率中心Ｃｉ１は、軸中心Ｘから第二直線ｙ１方向に距離ｈだけズレている。この距離ｈのズレにより、垂直力Ｑｏ′のベクトルの向きは、図４の場合と比較してより水平に近くなる。換言すれば、軸中心Ｘから直線Ｌ１に下ろした垂線の長さは、上記垂直力Ｑｏ′の向きに対して直交するモーメントの腕の長さとなるが、図４の場合におけるモーメントの腕の長さＵ１よりも、図５の場合におけるモーメントの腕の長さＵ２のほうが長くなっている。
従って、垂直力Ｑｏ′の大きさが同一の場合、図３の場合における回動付勢モーメント〔（垂直力Ｑｏ′の大きさ）×（長さＵ１）〕よりも、図５の場合における回動付勢モーメント〔（垂直力Ｑｏ′の大きさ）×（長さＵ２）〕のほうが大きくなる。よって、図３の場合よりも図５の場合の方が、外力（トルク）に対して、効率よく回動付勢力を生じさせることができる。すなわち、垂直力Ｑｏ′の割合を減少させて回動付勢力を増加させることで、回動付勢力と減衰機能のバランスを適宜調整し、効率的に回動付勢力を生じさせることができる。

上記のように構成された本実施形態のプーリ装置１によれば、外力に対して効率よく回動付勢力を生じさせることができるので、より効果的に回転速度変動を緩和することができる。
また本実施形態のプーリ装置１は、上述のように、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転を一方向のみに規制される。さらに、プーリボス２とプーリ部材３との位相関係に関わらず、プーリボス２とプーリ部材３との相対回転により生じた位相差を解消する方向の回動付勢力は、図４における時計回りの向きにのみ生じ、反時計回りには生じない。一方、当該プーリ装置１が取り付けられるオルタネータは、一定方向のみに回転するエンジンのクランクシャフトの回転力が伝達されるため、一方方向のみに相対回転した場合に回動付勢力が生じるものであっても用いることができる。

尚、本発明のプーリ装置は上記各実施形態のみに限定されるものではない。例えば、上記実施形態では、転動体として円筒ころを用いたが、例えば球や円すいころ等を用いてもよく、プーリボスとプーリ部材との相対回転に伴い転動するものであれば、転動体の形状等は特に限定されない。また、ねじり剛性の設定自由度を高めるため、弾性圧縮変形しやすい中空の転動体（例えば中空の円筒ころや中空の球）等を用いることもできる。また、転動体の材質は、当該プーリ装置に求められる性能に合わせて適宜選択される。

次に、本発明者らが行った、本発明のオルタネータ用プーリ装置による回転速度変動の緩和性能を検証するための試験結果について説明する。

本試験に供したプーリ装置としては、図１及び図２に示したプーリ装置を用意した。このプーリ装置のプーリボス、プーリ部材、及び円筒ころは、ヤング率２０７９００ＭＰａ、ポアソン比０．３の鋼材を用い、以下に示す仕様として作製した。
内輪軌道基準半径Ｒｉ ：１３．５ｍｍ
外輪軌道基準半径Ｒｏ ：２０ ｍｍ
ころ半径Ｒｒ（図２） ：３．２５ｍｍ
ころ有効長さ ：１０ ｍｍ
軌道平均径 ：３３．５ｍｍ
ラジアル隙間 ：０ ｍｍ
内輪異形軌道面２ｋの曲率半径ｇｒｉ ：１５．２ｍｍ
外輪異形軌道面３ｋの曲率半径ｇｒｏ ：１８ ｍｍ

上記プーリ装置の回転速度変動の緩和性能の評価方法としては、以下のような方法を採った。すなわち、オルタネータと同等のマスを有するとともに回転自在に支持されたシャフトに上記プーリ装置を取り付け、入力側であるプーリ部材にベルトを巻き掛けて、所定の振幅、周波数をもって回転速度が経時的に変動するようにプーリ部材を回転させる。そしてこの時プーリ部材の回転に伴って回転するシャフト（プーリボス）の回転速度の経時変化を測定し、当該シャフトの回転速度の振幅を把握することで、回転速度変動の緩和性能の評価を行った。尚、プーリ部材及びシャフトの回転速度は、同一径における周速として測定した。
試験条件としては、入力側であるプーリ部材の回転速度を、周速毎分３２０〜３７０ｍの振幅をもって一定周期で変動するように設定した。

図６は、プーリ部材の回転速度の経時変化と、シャフトの回転速度と経時変化を測定した結果の一例を示すグラフ図である。図において、縦軸は回転速度を示しており、横軸は経過時間を示している。また、波形Ｈ１は、プーリ部材の回転速度の経時変化を示しており、波形Ｉ１はシャフトの回転速度の経時変化を示している。
波形Ｈ１を見ると、周速毎分３２０〜３７０ｍの振幅をもって一定周期で変動していることが判る。また、波形Ｈ１と波形Ｉ１とを比較すると明らかなように、プーリ部材の回転速度を示す波形Ｈの振幅ｈに対して、シャフトの回転速度を示す波形Ｉの振幅ｉは非常に小さくなっており、プーリ部材が有する回転速度の変動が緩和されていることが判る。

上記図６のようにして得られる振幅ｈ及び振幅ｉについて、プーリ部材の回転速度の周期変動における周波数を３０〜７０Ｈｚの範囲で設定し、各周波数に対するシャフトの回転速度の振幅を測定した。
図７は、上記のようにして得られた、各周波数に対する振幅ｈ及び振幅ｉをプロットしたグラフ図である。図中、縦軸は回転速度の有する振幅を示しており、横軸はプーリ部材の回転速度の周期変動における周波数を示している。線図Ｈ２はプーリ部材、線図Ｉ２はシャフトにおける測定結果を示している。両線図Ｈ２、Ｉ２を比較すると、測定した各周波数において、プーリ部材の振幅に対して、シャフトの振幅は非常に小さくなっていることが判る。

以上の試験結果より、本発明によるプーリ装置は、種々の条件下において、プーリ部材に伝達される回転速度変動に伴う振幅を非常に小さくしてシャフト（プーリボス）に伝達でき、回転速度変動を効果的に緩和できることが確認できた。すなわち、上記のような特性を有する当該プーリ装置は、エンジンのオルタネータに用いることで、クランクシャフトの回転速度変動を効果的に緩和することができる。

本発明の第一の実施形態であるオルタネータ用プーリ装置の要部構成を示す軸方向断面図である。 図１中、ＩＩ−ＩＩ線の断面図である。 プーリボスとプーリ部材との相対回転により発生する回動付勢力について説明するための断面図である。 本発明の第二の実施形態であるプーリ装置の断面図である。 第二の実施形態によるプーリ装置においてプーリボスとプーリ部材との相対回転により発生する回動付勢力を説明するための断面図である。 プーリ部材の回転速度の経時変化と、シャフトの回転速度と経時変化を測定した結果の一例を示すグラフ図である。 図６中の振幅ｈ及び振幅ｉと、プーリ部材の回転速度の周期変動における周波数との関係を示したグラフ図である。

符号の説明

１ オルタネータ用プーリ装置
２ プーリボス（内側部材）
２１ 内側軌道面
２ｋ 内側異形軌道面
３ プーリ部材
３１ 外側軌道面
３ｋ 外側異形軌道面
４ 円筒ころ（転動体）
５０ ベルト
５１，５２ 転がり軸受

Claims (2)

1. 外周にベルトが巻き掛けられるとともに内周に外側軌道面を有する円筒状のプーリ部材と、
   外周に前記外側軌道面と対向する内側軌道面を有し、前記プーリ部材に対して相対回転可能に配設されるとともにオルタネータの入力軸に一体回転可能に取り付けられる内側部材と、
   前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に介在した転動体とを備え、
   前記内側軌道面及び外側軌道面の少なくとも一方が、前記プーリ部材と前記内側部材との相対回転に伴い転動体を転動させつつ当該転動体の挟持間隔を漸次狭くして、前記相対回転により生じた前記プーリ部材と前記内側部材との間の位相差を解消する方向の回動付勢力を前記プーリ部材と前記内側部材との間に付与する異形軌道面を少なくとも一部に有していることを特徴とするオルタネータ用プーリ装置。
2. 前記プーリ部材と前記内側部材との間には、これらを互いに相対回転可能に支持する転がり軸受が介装されている請求項１記載のオルタネータ用プーリ装置。

Images