JP2012021598A - 動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】疲労強度を従来と同程度に維持して、静的な破壊トルクを低下させることで、動力源の出力が弱い場合でも、動力源が停止する前に破断部を破断させることが可能な動力伝達装置を提供する。
【解決手段】圧縮機の駆動軸に固定されると共に駆動源によって回転する駆動側回転体からの回転動力を伝達する動力伝達部材を、駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部２２により破断部を構成したハブ４を有して構成する。このハブ４のブリッジ部２２の表面には、通常の使用トルク域（弾性変形域）で応力が最大となる箇所を避けた部位に破壊トルクを低減させる溝２５を設ける。
【選択図】図６

Description

本発明は、駆動源からのトルクを圧縮機に伝達するために圧縮機の駆動軸に固定される動力伝達装置に関し、特に、エンジンやモータ等の動力源からの回転動力を圧縮機に伝達する際に用いられる動力伝達装置に関する。

圧縮機のプーリやマグネットクラッチには、圧縮機がロックした場合に破断する動力伝達機構が設けられている。この動力伝達機構は、マグネットクラッチを用いるものであれば、アマチュアスリップ時の発熱でコイルを断線させる温度ヒューズを設けるものが一般的であり、また、クラッチレスプーリの場合であれば、前記コイルが構造上ないので、プーリと駆動軸とを連結する部分に過剰トルクで破断する破断機構や、リリース機構を設ける構成が一般的である。

例えば、特許文献１においては、クッチレス用圧縮機において、駆動軸に固定されたハブの円板部に駆動軸を中心とした所定半径の仮想円を想定し、この仮想円の円周に沿って駆動軸を囲むように一定間隔おきに複数の円弧状の長孔を打ち抜き、隣り合う長孔間に過剰トルクがかかった場合に破断する破断部を設けた構成が開示されている。

特開２００５−２２６４５１号公報

しかしながら、コスト低減の観点から上述した金属破断式の動力伝達装置を用いた場合において、通常の使用トルク域（弾性変形域）で疲労破壊をしないように破断部の形状寸法を設定すると、この部分を塑性変形させるトルク域が高トルク域へシフトし、破壊トルクが大きくなりがちであった。
このため、動力源のトルクが小さい車両や、アイドル回転等のように動力源の出力が弱い場合には、コンプレッサがロックすると破断部が破断する前に動力源が停止してしまう不都合がある。

このような不都合に対応するために、ブリッジ部の幅を狭くすることが考えられるが、ブリッジ部の巾を狭くすると、静的な破壊トルクは下がるが、同時に破断部に作用する曲げ応力に起因して疲労強度も相対的に低下する不都合がある。このため、疲労強度を従来と同程度に維持して、静的な破壊トルクだけを低下させる破断部の構成が模索されていた。

本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、破断部の疲労強度を従来と同程度に維持しつつ、静的な破壊トルクを低下させることで、エンジン等の動力源の出力が弱い場合でも、コンプレッサがロックした場合に動力源が停止するより前に破断部を破断させることが可能な動力伝達装置を提供することを主たる課題としている。

上記課題を達成するために、本発明に係る動力伝達装置は、駆動源からの回転動力を受けて回転する駆動側回転体と、圧縮機の駆動軸に固定されると共に前記駆動側回転体からの回転動力を伝達する動力伝達部材を備えた装置であって、前記動力伝達部材は、前記駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで前記孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部を備えた破断部を有し、前記ブリッジ部の表面には、当該ブリッジが弾性変形するトルク領域（通常の使用トルク域）で応力が最大となる箇所を避けた部位に破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構が設けられていることを特徴としている。

したがって、ブリッジ部には弾性変形域で応力が最大となる箇所を避けた部位に破壊トルク低減機構が形成されているので、この破壊トルク低減機構が設けられた部分で、静的な破壊トルクを低下させることが可能となる。また、疲労破壊は、通常の使用トルク域（弾性変形域）で応力が最大となる箇所で生じるが、この部分には溝が形成されていないので、疲労強度は従来と同程度に保つことが可能となる。

また、上記課題を達成するために、動力伝達装置は、駆動源からの回転動力を受けて回転する駆動側回転体と、圧縮機の駆動軸に固定されると共に前記駆動側回転体からの回転動力を伝達する動力伝達部材とを備えた動力伝達装置であって、前記動力伝達部材は、前記駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで前記孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部を備えた破断部を有し、前記ブリッジ部の表面には、曲げ応力の影響を受けない部位を含む箇所に破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構が設けられていることを特徴としている。

したがって、ブリッジ部には、曲げ応力の影響を受けない箇所（ブリッジ部の中央部位）を含むように破壊トルク低減機構が形成されているので、この部分で、静的な破壊トルクを低下させることが可能となり、また、疲労破壊を誘発する曲げ応力は、曲げ応力の影響を受けない箇所から外れた箇所（溝が形成されていない箇所）で最大となるので、破壊トルク低減機構を設けたことにより疲労破壊を誘発する曲げ応力が最大となる部位に変更はなく、疲労強度を従来と同程度に保つことが可能となる。

前記動力伝達部材は、例えば、駆動軸に固定されたハブと、このハブに支持されると共に前記駆動側回転体に係合するダンパとを有して構成される場合においては、前記破断部を前記ハブに形成するようにしてもよい。また、上述した溝は、ブリッジ部の片面に設けられるものであってもよいが、両面に設けるようにしてもよい。
さらに、上述した破壊トルク低減機構としては、孔の端部の中心間を結ぶ線上に形成された溝で構成してもよく、前記ブリッジ部を隣り合う孔の互いに対峙する端部が他の部位に比べて径方向で相対的に幅広に形成される場合には、前記溝を、前記ブリッジ部の中央を過ぎるように設けるようにするとよい。例えば、孔の端部を拡径にして径方向で相対的に幅広な円形に形成される場合には、溝をブリッジ部の巾が最も狭くなる部分に形成するようにしてもよい。

以上述べたように、本発明によれば、動力伝達装置の破断部が駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで隣り合う孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部により構成される場合に、ブリッジ部の表面に、応力が最大となる箇所を避けた部位で破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構（例えば、孔間を渡す溝）を形成したり、曲げ応力の影響を受けない部位を含む箇所で破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構（例えば、孔間を渡す溝）を形成すれば、この部分で、静的な破壊トルクを低下させることが可能となり、また、破断部の疲労強度を従来と同程度に保つことが可能となる。

図１は、本発明に係る動力伝達装置が搭載された圧縮機の外観構成を示す図である。 図２は、本発明に係る動力伝達装置の全体構成例を示す断面図である。 図３は、本発明に係る動力伝達装置を示す図であり、（ａ）は、軸方向から見た図であり、（ｂ）は、その斜視図である。 図４は、本発明に係る動力伝達装置を示す分解斜視図である。 図５は、動力伝達装置の一部を構成するハブを示す図であり、（ａ）は、その側断面図、（ｂ）は、軸方向から見た図である。 図６は、ハブの隣り合う孔間に形成された破断部（ブリッジ部）に設けられる溝を示す図であり、（ａ）は、溝が形成されたハブを示す断面図、（ｂ）は、（ａ）の溝が形成されている部分を示す拡大断面図、（ｃ）は、溝が形成されている部分をハブの軸方向から見た拡大図である。 図７は、破断部のフォンミゼス応力を示す有限要素法（ＦＥＭ）による解析図であり、（ａ）は、溝が形成されていない破断部のトルクがかかっていない状態を示す図であり、（ａ−１）は、同破断部に高トルクをかけた場合の状態を示す図であり、（ａ−２）は、同破断部に低トルクをかけた場合の状態を示す図である。また、（ｂ）は、溝が形成されている破断部のトルクがかかっていない状態を示す図であり、（ｂ−１）は、同破断部に高トルクをかけた場合の状態を示す図であり、（ｂ−２）は、同破断部に低トルクをかけた場合の状態を示す図である。 図８は、ハブの破断部付近の寸法関係を示した図であり、（ａ）は、破断部をハブの軸方向から見た図であり、（ｂ）は、破断部の断面を示す図である。 図９は、溝が形成されていない従来の破断部と溝を形成した破断部とで、公称ひずみ、公称応力、真応力を比較した線図である。

以下、この発明の実施形態を図面により説明する。

図１から図４においてこの発明に係るクラッチレス圧縮機１に用いられる動力伝達装置２の一例が示されている。この動力伝達装置２は、駆動側回転体を構成するプーリ３と、動力伝達部材を構成するハブ４及びダンパゴム５とを有して基本的に構成されている。

このうち、プーリ３は、例えば合成樹脂製（例えばフェノール樹脂）のもので、内側周面には筒状部材６がインサート成形により固定され、その筒状部材６にラジアル軸受７が圧入固定されており、圧縮機１のハウジング１０のボス部１０ａに対し、ラジアル軸受７を介して回転可能に装着されている。

プーリ３の外周面には、ベルト（図示せず）が巻き掛けられ、プーリ３はコンプレッサ１の駆動軸９を回転中心としてエンジン等の動力源（図示せず）からの駆動力により回転されるようになっている。

このプーリ３の前面側には、収容凹部８が形成されており、この収容凹部８には、ダンパゴム５と、駆動軸９に固定されてダンパゴム５を支持するハブ４とが収納されている。そして、この収容凹部８の内側周面には、後述するダンパゴム５の係合凸部１２が噛み合う多数の係合凹部１１が連続的に且つ環状に配設されている。この連続的な係合凹部１１によりプーリ側係合部が形成されている。

前記駆動軸９の先端部は、ハウジング１０から突出し、その先端部にはハブ４がボルト１３で固定されている。このボルト１３は、フランジ付きで、ワッシャ１４を介して駆動軸９の先端に形成された雌ねじ１５に螺合されており、したがって、ハブ４と駆動軸９とは一体に回転するようになっている。

ハブ４は、例えば、Ｓ４５Ｃ等の機械構造用炭素鋼鋼材によって形成されるもので、図５にも示されるように、前記駆動軸９に外嵌固定されるハブ部４ａと、これに接続された円板部４ｂと、ダンパゴム５に固定されてこれを支持するダンパ支持部４ｃとから構成されている。

ハブ４に支持されるダンパゴム５は、環状体をなす合成ゴムにより構成され、中央にハブ４を内嵌する嵌合穴５ａが形成され、この嵌合穴５ａにハブ４のダンパ支持部４ｃが圧着、接着（加硫接着）等の手段により強固に固着されている。また、外周面には、前記プーリ３の係合凹部１１に噛み合う多数の係合凸部１２が連続的に且つ環状に配設され、この連続的な係合凸部１２により、ダンパゴム側係合部が形成されている。

したがって、ハブ４が固定されたダンパゴム５をプーリ３の収容凹部８にダンパゴム側係合部（係合凸部１２）とプーリ側係合部（係合凹部１１）とを係合させることで（ダンパゴム側係合部の係合凸部１２とプーリ側係合部の係合凹部１１とを噛み合わせることで）、プーリ３にダンパゴム５が装着され、プーリ３からの回転力がダンパゴム５を経てハブ４に伝達され、このハブ４から駆動軸９に伝達されるようになっている。尚、ダンパゴム５は、その材料の性質上、トルク変動を緩和する作用を備えている。

ところで、前記ハブ４には、図５及び図６にも示されるように、円板部４ｂに破断部２０が設けられている。この破断部２０は、円板部４ｂに駆動軸９を中心とした所定半径の仮想円を想定し、この仮想円上に一定間隔おきに複数（この例では、３つ）の円弧状の長孔（スリット）２１を設けることで、隣り合う長孔間に形成されている。

長孔２１の両端部には、長孔２１の中間部の巾ｗｓよりも大きい巾を備えた拡径部２１ａが形成されており、この例では、中間部の巾よりも大きい直径２ｒを備えた円形に形成されている。したがって、破断部２０は、ハブ４の径方向に長孔２１の中間部の巾Ｗｓよりも長く形成されたブリッジ部２２により構成され、この例では、ブリッジ部２２の中間部分（仮想円が過ぎる部位）が最も巾狭に形成されている。

尚、２３は、ハブ４のダンパ支持部４ｃの内側において、ハブ部４ａを覆うように固定され、円板部４ｂと所定の間隔を開けて対峙させたカバーである。

したがって、何らかの原因でコンプレッサ側がロックし、プーリ３に過剰トルクがかかった場合には、ハブ４に設けられた破断部２０が破断し、ハブ４は、この破断部２０を境として、破断部２０からハブ部４ａまでの残存部と破断部２０からダンパ支持部４ｃまでの遊離部とに分離し、遊離部が空回りすることとなる。この際、破断部２０の破断に伴い遊離部が駆動軸の軸方向先端側へ離脱するおそれがあるが、ハブ部４ａの前方にはカバー部材２３が設けられているので、破断したハブ４はこのカバー部材２３に係止されて離脱することが防止される。

ところで、前記ハブ４に形成される破断部２０は、動力源のトルクが小さい車両や、アイドル回転等のように動力源の出力が弱い場合でも、コンプレッサ１がロックした場合に、動力源が停止する前に破断することが望ましい。
このため、破断部２０には、次のような特徴を持たせている。即ち、図５及び図６に示されるように、ブリッジ部２２の両側の表面（フロント側側面とリア側側面）に、長孔間を連設するように形成された破壊トルク低減手段を構成する溝２５が設けられている。

この溝２５は、この例では、破断部２０の表面を断面円弧状に切削して形成されているもので、応力が最大となる箇所を避けた部位で長孔間を連接するように設けられている。この応力が最大となる箇所を避けた部位とは、破断部の通常の使用トルク域（破断部が弾性変形する領域であり、トルクが約５０Ｎｍ以下となる領域）で応力負荷が最大となる箇所を避けた部分、即ち、図７の（ｂ−２）で示すブリッジ部２２の根元部分（３３２．５５ＭＰａの応力が係る部分）を避けた部位であり、この例では、長孔２１の端部の中心間を結ぶ線上（長孔２１の中心線を通る仮想円上）に溝２５が形成されている。

また、曲げ応力に影響を与えずに（疲労強度を従来と同程度のままとして）、静的な破壊トルクだけを低下させるために、上述のように破断部２０が径方向に所定の長さを有するブリッジ部２２として形成される場合には、曲げ応力の影響を受けない箇所を含むように孔間を渡すように溝２５が形成されている。即ち、ブリッジ部２２の中心（隣り合う長孔２１のそれぞれの端部の中心を通る仮想線の中点）は、曲げ応力が理論上零となることから、このブリッジ部２２の中心点（点Ｏ）を過ぎるように溝２５を形成すれば、曲げ応力に起因する疲労強度への影響が殆どなくなる（疲労強度が低下しにくくなる）。

本出願人によれば、疲労強度を低下させることなく、静的な破壊トルクを低下させる観点から、ブリッジ部２２の中心を過ぎるように溝２５を形成する場合について、次のような寸法関係に設定すれば、好ましい結果が得られることを確認している。

即ち、ハブを炭素鋼材（Ｓ４５Ｃ）で構成し、図８に示されるように、ハブの円板部４ｂの厚みをｂ、ブリッジ部２２のピッチ円半径（長孔や溝が形成される仮想円の半径）をＲ，長孔２１の両端部の拡径部２１ａの半径をｒ、ブリッジ部２２のピッチ円半径上の巾をｈ、長孔２１の径方向の巾をｗｓ、ブリッジ部２２に形成される溝２５の断面の曲率半径をｒｇ、ブリッジ部２２の溝２５が形成された部分での厚みの最小値をｗとした場合に、以下のように設定する。
ハブの円板部の厚み：ｂ＝２．２ｍｍ
ブリッジ部２２のピッチ円半径：Ｒ＝１５．５ｍｍ
拡径部２１ａの半径：ｒ＝２．１ｍｍ
ブリッジ部のピッチ円半径上の巾（ブリッジ部の最短巾）：ｈ＝２．４ｍｍ
長孔の径方向の巾：ｗｓ＝２．５ｍｍ
溝の断面の曲率半径ｒｇ＝２．０ｍｍ
ブリッジ部の溝が形成された部分での最小厚み：ｗ＝１．５ｍｍ

このような溝２５を備えた破断部２０と、溝２５が設けられていない従来の破断部２０において、要求される高トルク（７０±２０Ｎｍ）を与えた場合と、疲労破壊に影響を与える低トルク（３００ＭＰａ未満で±２０Ｎｍ）を与えた場合について、それぞれの有限要素法による解析図（フォンミゼス応力（vonMises stress））を見ると、図７に示されるように、疲労破壊に影響を与える低トルク（２０Ｎｍ程度）を与えた場合には、破断部に溝２５を形成すると、（ｂ−２）で示されるように、溝２５の部分も応力が高まってくるが、ブリッジ部２２の根元部分（ブリッジ部２２の溝２５から径方向で離れた部分）が最大応力となり、（ａ−２）で示される溝が無い従来の破断部２０と同位置で最大応力が得られている。このことから、破断部の弾性変形領域では、溝２５の有無に拘わらず、応力が最大となる部位はほぼ同じであり、溝２５を設けたことによって破断部２０の疲労強度は大きく変化しないことが裏付けられた。

これに対して、破壊トルクに近い高トルクを与えた場合には、図７（ａ−１）に示されるように、溝２５が形成されていない従来の構成では、ブリッジ部２２の根元部分が最大応力となっているのに対し、溝を形成した今回の構成では、図７（ｂ−１）に示されるように、ブリッジ部２２の根本部分よりも溝２５の部分に応力が集中している。

以上の結果を定量的に表したものが図９で示すグラフである。図９の左側縦軸は応力が最大となる部位の応力を表している。このグラフから明らかなように、疲労破壊強度の尺度となる低トルク領域（約５０Ｎｍ以下の弾性変形領域）においては、溝の有無に拘わらず、ブリッジ部に作用する応力が最大となる部位に変化がないため、特性線に変化は見られないが、溝２５を形成した場合には、塑性領域に入ると、最大応力が作用する部位が溝にシフトするため、この部分のひずみが他の部分よりも大きくなり、その結果、真応力が大きくなり、溝２５の部分で破断するものと考えられる。

実際、図９で示すグラフから明らかなように、塑性領域に入ってしばらくするとひずみが大きくなり、公称応力に対して真応力が大きくなり始める。公称ひずみが０．１（１０％）となるトルクを破壊トルクとすると、溝２５が形成されていない従来の破断部では、破壊トルクが１０８Ｎｍであったのに対し、溝２５を形成した破断部２０にあっては、破壊トルクは８７Ｎｍとなり、破壊トルクは１９％程度の低減となった。即ち、溝２５を設けたことで、弾性域の特性は従来とほぼ同じであったが、塑性域に入ると、同じ大きさのトルクでも応力が相対的に高くなっており、溝２５の部分で破断されやすくなっていることが判る。

よって、上述のように溝２５を設けたことで、弾性域での挙動を同じにしつつ、塑性域において挙動を大きく異ならせたので、破断部の疲労強度を従来と同程度に維持しつつ、破壊トルクを低下させることが可能となり、動力源の出力が弱い場合でも、コンプレッサがロックした場合に動力源が停止する前に破断部を破断させることが可能となる。

尚、上述においては、ブリッジ部２２の両面に溝２５を形成した例を示したが、片面にのみ形成するようにしても同様の作用効果を得ることが可能となる。
また、上述の構成においては、動力伝達装置をクラッチレス圧縮機に適用した例を示したが、マグネットクラッチを有する圧縮機において、アマーチュア側に同様の破壊トルク低減機構を適用してもよい。

さらに、上述の構成においては、ブリッジ部２２を形成するために、長孔の端部を円形に拡径させた例を示したが、長孔の端部を径方向に長くした矩形状に形成してもよく、また、溝２５の形状も上述した構成に限定されるものではなく、弾性変形域（低トルク域）で応力が最大となる箇所を避けたブリッジ部の部分で高トルク時の応力を集中させることができ、又は、曲げ応力の影響を受けないブリッジ部の部位を含むように溝を形成することができれば、どのような溝形状であってもよい。
また、上述の構成においては、ハブ４に破断部２０を設けた構成例を示したが、破断部２０が形成される部材は、動力伝達部材であれば足り、ハブ４とは別の部材、例えば、ハブ４とダンパゴム５との間に中間部材を介在させる場合には、その中間部材に設けるようにしてもよい。

１ 圧縮機
２ 動力伝達装置
３ プーリ
４ ハブ
９ 駆動軸
２０ 破断部
２１ 長孔
２２ ブリッジ部
２５ 溝

Claims (6)

1. 駆動源からの回転動力を受けて回転する駆動側回転体と、圧縮機の駆動軸に固定されると共に前記駆動側回転体からの回転動力を伝達する動力伝達部材を備えた動力伝達装置であって、
   前記動力伝達部材は、前記駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで前記孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部を備えた破断部を有し、
   前記ブリッジ部の表面には、当該ブリッジが弾性変形するトルク領域で応力が最大となる箇所を避けた部位に破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構が設けられていることを特徴とする動力伝達装置。
2. 駆動源からの回転動力を受けて回転する駆動側回転体と、圧縮機の駆動軸に固定されると共に前記駆動側回転体からの回転動力を伝達する動力伝達部材とを備えた動力伝達装置であって、
   前記動力伝達部材は、前記駆動軸を囲むように周方向に配列された複数の孔を形成することで前記孔間に径方向で所定の長さを有するブリッジ部を備えた破断部を有し、
   前記ブリッジ部の表面には、曲げ応力の影響を受けない部位を含む箇所に破壊トルクを低減させる破壊トルク低減機構が設けられていることを特徴とする動力伝達装置。
3. 前記動力伝達部材は、駆動軸に固定されたハブと、このハブに支持されると共に前記駆動側回転体に係合するダンパとを有して構成され、前記破断部は、前記ハブに形成されていることを特徴とする請求項１又は２記載の動力伝達装置。
4. 前記破壊トルク低減機構は、ブリッジ部の両面に設けられていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の動力伝達装置。
5. 前記破壊トルク低減機構は、前記孔の端部の中心間を結ぶ線上に形成された溝であることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の動力伝達装置。
6. 前記ブリッジ部は、隣り合う孔の互いに対峙する端部が他の部位に比べて径方向で相対的に幅広に形成されて構成され、前記溝は、前記ブリッジ部の巾が最も狭くなる部分に形成されていることを特徴とする請求項５記載の動力伝達装置。