JP2019065917A - クランクプーリ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジン始動等によりクランク軸へ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できるクランクプーリ装置を提供する。【解決手段】カム面２１は、周方向に分割され、各分割部分にクランク軸からの距離が最小となる底部３１と、各分割部分の境界部分にクランク軸からの距離が最大となる頂部３２とを有する。各分割部分は、底部３１から頂部３２に向かうにつれてクランク軸からの距離が周方向に増加する凹状係合面３３に形成される。この凹状係合面３３は、所定以上の回転トルクがクランク軸に伝達されると、ピストン２２の先端部が、クランク軸の回転方向と反対側にある頂部３２を乗り越えるように形成されている。【選択図】図２

Description

本発明は、エンジンのクランクシャフトに取り付けられるクランクプーリ装置に関する。

自動車等のエンジンのクランクシャフトには、オルタネータ等の補機類を駆動するためのベルトが巻き掛けられるクランクプーリ装置が取り付けられている。
一般に、自動車等のエンジンのクランクシャフトは、気筒内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。そして、このようなクランクシャフトの回転速度の変動が補機駆動ベルトシステムに伝達されると、それに伴いベルトの走行速度も変動する。そのため、補機の駆動軸に連結されたプーリとベルトとの間でスリップが生じたり、ベルトの張力が大きく変動したりする。このようなベルトのスリップや張力の変動は、ベルトの異音の発生やベルト等他の部分の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、クランクシャフトの回転速度変動によるベルト等他の部分への影響を緩和すべく、クランクシャフトに取り付けられるプーリボス部（以下、内輪という）と、外周にベルトが巻き掛けられる筒状のプーリ部材（以下、外輪という）との間に、ゴム弾性体や円筒ころ等の転動体を介在させて、内輪と外輪との間に弾性力を付与することにより、回転速度変動を効果的に緩和し、ベルトの張力変動を抑制できるクランクプーリ装置が提案されている（例えば、下記の特許文献１、２を参照）。

特開２００９−２３６２６６号公報 特開２００７−１０７６３６号公報

クランクシャフトの回転速度変動は、各気筒における燃焼爆発時期に同期して生じるものである。このため、エンジン始動によるクランキング動作中（間欠的動作中）の各気筒における燃焼爆発時において、クランクシャフトの回転速度変動は、クランクシャフトの常用回転域など通常トルクの入力時よりも過大なトルクをクランクシャフトに入力させる。特にクランキング初期段階に過大なトルクをクランクシャフトに入力させる。つまり、エンジン始動による過大トルク入力時に、クランクシャフトの回転速度変動は最大化し、上記通常トルク入力時よりもベルトの張力が過大に増加するとともに、ベルトの張力が過大に変動する問題等、ベルト等他の部分への影響が顕在化し易くなる。特に、最近は、信号待ち等のアイドル状態でエンジンを停止させ、このアイドルストップ後にエンジンを再始動するシステム（モータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）を搭載した補機駆動ベルトシステム）を備えた車両が増加しており、エンジン停止・再始動の頻度が顕著に増加したことに伴い、上記問題がより顕在化する虞があった。

しかしながら、前述のゴム弾性体や円筒ころ等の転動体を用いて内輪と外輪との間に弾性力を付与した従来のクランクプーリ装置では、エンジンの仕様や特性、ならびに装置設計上、このような頻繁なエンジン始動によりクランクシャフトへ過大なトルクが入力され、頻繁に、ベルトの張力が過大に増加するとともに、ベルトの張力が過大に変動する問題に対応しきれない虞があった。

本発明は、補機駆動ベルトシステムにおいて、エンジン始動等によりクランクシャフト（以下、クランク軸という）へ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できるクランクプーリ装置を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明に係るクランクプーリ装置は、エンジンのクランク軸上に相対回転可能に同心配置された内輪と外輪との間で回転トルクの伝達を行うクランクプーリ装置であって、前記内輪と前記外輪とは、前記内輪の外周に設けられたカム面と、前記外輪の内周に設けられ、前記カム面に向けてスライド自在に設けられると共にばねで付勢されたピストンと、を備えてなるカム機構部を介して連結され、前記ピストンは、前記外輪の内周に設けられ半径方向に向くピストン挿入孔内にスライド自在に設けられ、前記ピストンのスライド位置に応じた前記ばねの付勢力により、前記ピストンの先端部を前記カム面に向けて押圧しつつ常に接触させるものであり、前記カム面は、周方向に分割され、各分割部分に前記クランク軸からの距離が最小となる底部と、前記各分割部分の境界部分に前記クランク軸からの距離が最大となる頂部とを有し、各分割部分は、前記底部から前記頂部に向かうにつれて前記クランク軸からの距離が周方向に増加する凹状係合面に形成され、前記凹状係合面は、所定以上の回転トルクがクランク軸に伝達されると、前記ピストンの前記先端部が、前記クランク軸の回転方向と反対側にある前記頂部を乗り越えるように形成されていることを特徴とするクランクプーリ装置である。

上記構成によれば、前記クランク軸の駆動状態において、所定未満の回転トルクがクランク軸に伝達される場合、すなわち前記クランク軸への通常トルク入力時は、前記先端部が前記頂部を乗り越えることなく前記凹状係合面に係合しつつ前記内輪から前記外輪へ回転トルクが伝達され、クランクシャフトの通常の回転速度変動は、効果的に緩和される。
前記クランク軸の駆動状態において、所定以上の回転トルクがクランク軸に伝達される場合、すなわち前記クランク軸への過大トルク入力時は、前記先端部が前記クランク軸の回転方向と反対側の前記頂部を乗り越えて前記内輪から前記外輪へ前記通常トルクよりも過大な回転トルクが伝達されない。すなわち、乗り越えた直後は、内輪が急加速状態にもかかわらず、ばねによるピストンのカム面への押圧力が一気に減少に転じる。再びカム面への押圧力が増加に転じ始めるまでの間、内輪と外輪との間に係合作用がほとんど働かない状態で内輪と外輪とが顕著に相対回転する。その結果、内輪から外輪へ伝達されるトルクのうち、通常トルクよりも過大なトルクが伝達されない。そのため、エンジン始動等によりクランクシャフトへ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できる。

また、本発明は、上記クランクプーリ装置において、前記凹状係合面における前記底部から前記クランク軸の回転方向側の前記頂部に至る部分は、前記頂部に向かうにつれて前記クランク軸からの距離が周方向に急に増加し、前記先端部が前記凹状係合面に突き当たるように形成されていることを特徴とする。

この構成によると、エンジンの始動時にスタータモータとなり、始動後に発電機となるモータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）を搭載した補機駆動ベルトシステムにおいて、例えばアイドルストップ後にエンジンを再始動する際に、無端ベルトを介してモータ・ジェネレータからクランクプーリ装置の外輪に動力が伝達され、この外輪から内輪（クランク軸）へトルクが伝達される。このとき、ピストンの先端部は、凹状係合面のクランク軸の回転方向側の頂部際に突き当たった状態に係合され、この頂部を乗り越える虞はない。そのため、外輪と内輪とが確実に相対回転不能に係合され、モータ・ジェネレータによる回転トルクを外輪から内輪（クランク軸）へ確実に伝達できる。

補機駆動ベルトシステムにおいて、エンジン始動等によりクランク軸へ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できる。

第１実施形態に係るクランクプーリ装置を含む補機駆動ベルトシステムの概略構成図である。 第１実施形態に係るクランクプーリ装置の断面図である。 第１実施形態に係るクランクプーリ装置のピストン先端部が頂部を乗り越えた直後の状態を示す断面図である。 第２実施形態に係るクランクプーリ装置を含む補機駆動ベルトシステムの概略構成図である。 第２実施形態に係るクランクプーリ装置の断面図である。 第２実施形態に係るクランクプーリ装置のピストン先端部が凹状係合面のクランク軸回転方向側の頂部際に突き当たった状態に係合された状態を示す断面図である。 比較例１に係るクランクプーリ装置の断面図である。 エンジンベンチ試験機の概略構成図である。 実施例１、比較例１に係るエンジン始動時の外輪の回転速度の時系列変化を示すグラフ図である。 実施例１、比較例１に係るベルト張力の時系列変化を示すグラフ図である。

以下、本発明の実施形態について説明する。
まず、第１実施形態を図１乃至図３に基づいて説明する。

第１実施形態のクランクプーリ装置１は、ＩＳＧ（Integrated Starter Generator）を搭載しない通常の補機駆動ベルトシステムに組み入れることが望ましい実施形態である。 図１にこの通常の補機駆動ベルトシステムのレイアウトを示す。

補機駆動ベルトシステム２０１は、エンジンのクランク軸２１１に取り付けられたクランクプーリ装置１と、オルタネータ（ＡＬＴ）の軸２１８に接続されたオルタネータプーリ２１２と、エアコン・コンプレッサ（ＡＣ）に接続されたＡＣプーリ２１３とを有する。また、クランクプーリ装置１とオルタネータプーリ２１２とのベルトスパン間に、オートテンショナ（Ａ／Ｔ）２１４が設けられる。
エンジンの出力は、Ｖリブドベルトのような１本のベルト２１５を介して、クランクプーリ装置１から時計回りに、オルタネータプーリ２１２、ＡＣプーリ２１３に対してそれぞれ伝達されて、オルタネータ、エアコン・コンプレッサの各補機が駆動される。

図２に示されるように、クランクプーリ装置１は、クランク軸２１１に一体回転可能に取り付けられる内輪１１と、内輪１１に対して相対回転可能に同心配置された外輪１２と、内輪１１と外輪１２とを連結するカム機構部１３とを、主要部分として構成される。
転がり軸受１５，１６は、外輪１２と内輪１１との間に介装され、これらを互いに相対回転可能に支持する。

内輪１１は、クランク軸２１１に一体回転可能に取り付けられるプーリボス部であり、その外周にカム機構部１３のカム面２１が設けられている。外周のカム面２１に耐摩耗性を付与するため、内輪１１は、浸炭などの表面硬化処理に適する機械構造用合金鋼（ＳＣＲ材やＳＣＭ材等の肌焼鋼）で形成されるものがよい。

外輪１２は、外周にベルト２１５が巻き掛けられるベルト溝が形成された円筒状のプーリ部材である。外輪１２の内周にカム機構部１３の機構部材であるピストン２２などが設けられる。

（カム機構部）
カム機構部１３は、内輪１１の外周に設けられたカム面２１と、外輪１２の内周に設けられ半径方向に向くピストン挿入孔２３と、ピストン挿入孔２３内にスライド自在に設けられるピストン２２と、ピストン２２の先端部をカム面２１に向けて押圧しつつ遠心力に抗してカム面２１に常に接触するように付勢するばね２４と、から成る。
ピストン２２／ばね２４の配置数は、最小は１、最大はカム面２１の分割数、即ち、凹状係合面３３の数の範囲内で決定される。
これらにより、内輪１１の外周に設けられたカム面２１と、外輪１２の内周に設けられ、カム面２１に向けてスライド自在に設けられると共にばね２４で付勢されたピストン２２と、を備えてなるカム機構部１３が構成される。
また、これらにより、外輪１２の内周に設けられ半径方向に向くピストン挿入孔２３内にスライド自在に設けられ、ピストン２２のスライド位置に応じたばね２４の付勢力により、ピストン２２の先端部をカム面２１に向けて押圧しつつ常に接触させるピストン２２が構成される。
ピストン２２の先端部は、球面に形成されるものが好ましい。

カム面２１は周方向に分割されている。分割数は例えば３でも８でもよい。図示例では６に分割されている。各分割部分は、周方向に等配されていること（例えば分割数が６の場合、各分割部分の角度範囲は６０°である）が好ましいが、必ずしも周方向に等配されていなくてもよい。
各分割部分にクランク軸からの距離が最小となる底部３１を有する。なお、このカム面２１上の底部３１の位置を「基準位置」と呼ぶことにする。
ピストン２１の先端部が底部３１に係合した状態では、ばね２４により付勢されてピストン２２がカム面２１を押圧する押圧力が最も小さい。
各分割部分の境界部分にクランク軸からの距離が最大となる頂部３２を有する。ピストン２２の先端部が頂部３２に係合した状態では、ばね２４により付勢されてピストン２２がカム面２１を押圧する押圧力が最も大きい。
各分割部分は、底部３１から頂部３２に向かうにつれてクランク軸からの距離が周方向に増加する凹状係合面３３に形成されている。

凹状係合面３３は、底部３１からクランク軸２１１の回転方向と反対側の頂部３２、および底部３１からクランク軸の回転方向側の頂部３２に向かうにつれてクランク軸２１１からの距離が周方向に漸次（次第に）増加するように形成されている。図２の例では、ピストン２２の先端部が底部（基準位置）３１に係合した状態を示す。
底部３１の形状は、ゆるやかな曲線状の底であってもよく、ゆるやかな直線の交点であってもよい。内輪１１と外輪１２との間に、回転トルクが作用しない場合、ピストン２２の先端部が安定して収まる様な形状であればよい。
頂部３２の形状は、断面が丸い山形の頂点に形成され、ピストン２２の先端部が乗り越えやすい形状であることが望ましい。

カム機構部１３の全体および細部の構成は、内輪１１と外輪１２との間で伝達される回転トルクの大きさ、ならびに、カム機構部１３における各設計要素、例えば、カム面２１の分割数、ピストン２２／ばね２４の配置数、頂部３２の高さ（頂部３２／底部３１間の半径方向距離差）、カム面２１の凹状係合面３３の形状、およびピストン２２の設定（ばね定数等）、等の兼ね合いにより、クランク軸２１１へ入力されるトルクが通常の範囲内の場合に、ピストン２２の先端部が頂部３２（クランク軸の回転方向と反対側の頂部３２、または底部からクランク軸の回転方向側の頂部３２）を乗り越えず、エンジン始動などによりクランク軸に入力されるトルクが上記通常時よりも過大な場合に、ピストン２２の先端部がクランク軸の回転方向と反対側の頂部３２を乗り越える、ように詳細設計されて決定される。
このようなカム面２１とピストン２２を備えたカム機構部１３、なかでも、頂部３２及び底部３１を含む凹状係合面３３の形状は、所定以上の回転トルクがクランク軸２１１に伝達されると、ピストン２２の先端部が、クランク軸の回転方向と反対側にある頂部３２を乗り越えるように形成されている。

カム面２１の分割数は、前述のとおり１以上であるが、分割数が少なすぎると（例えば分割数３の場合）、内輪１１と外輪１２との相対回転により生じる位相差が大きくなりすぎ、内輪１１と外輪１２間の動力（回転トルク）の伝達にロスが発生し易くなる。また、分割数が多すぎると（例えば分割数８の場合）、内輪１１と外輪１２との相対回転により生じる位相差が小さくなりすぎ、ベルトの張力変動を抑制し難くなる。
また、カム面２１の各分割部分が周方向に等配されていない場合は、同じ運転条件でも、内輪１１と外輪１２との相対回転により生じる位相差にムラが生じ、内輪１１と外輪１２間のトルク伝達にもムラが生じる原因となる。したがって、カム面２１の各分割部分は、等配されていることが望ましい。

各分割部分には、凹状係合面３３が形成されている。もし、凹状係合面３３が形成されない場合は、ピストン２２の先端部がクランク軸２１１の回転方向と反対側の頂部３２を乗り越えた直後に、ピストン２２のカム面２１への押圧力を一気に減少に転じることができず、エンジン始動時等によりクランク軸２１１へ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できなくなる。

ピストン２２／ばね２４の配置数は、前述のごとく、最小は１、最大はカム面２１の分割数（即ち、凹状係合面３３の数）の範囲内で決定される。ピストン２２／ばね２４の配置数を増やすほどピストン１個当たりに必要なカム面２１への押圧力（端的にはばね定数）を低減でき装置設計上の自由度が向上する反面、部品点数増で製造コストが増加する問題が生じ易くなる。逆に、ピストン２２／ばね２４の配置数を減らすほど製造コストが減少する反面、ピストン２２の１個当たりに必要なカム面２１への押圧力（端的にはばね定数）が増す結果、装置設計上の自由度を阻害する。

ピストン２２は、先端部等に耐摩耗性が必要なため、ＪＩＳＧ４８０５：２００８に準拠した高炭素クロム軸受鋼鋼材（ＳＵＪ材）で形成させるのがよい。
ばね２４は、所定のばね特性が得られるよう、コイルばねとするのがよく、ばね線は、ＪＩＳＧ３５６０：１９９４に準拠した、断面円形等のばね用オイルテンパー線とするのがよい。
また、ピストン２２の先端部が底部３１に係合している際に、ばね２４による押圧力（弾性復元力）が十分に確保され、ピストン先端部が頂部を乗り越える際に、ばね２４またはピストン２２が底付きしないように、ばね２４の自由長やばね定数、およびピストン２２のスライド代が設定される。

（カム機構部の動作）
クランク軸２１１に入力される回転トルクの大きさにより、つぎのような動作となる。

まず、クランク軸２１１の常用回転域などクランク軸２１１へ入力されるトルクが通常の範囲内の場合（所定未満の回転トルクがクランク軸２１１に伝達される場合）である
この場合、下記1）、2）の２つの場合がある。
1）内輪１１の回転速度が外輪１２の回転速度より速くなった場合（内輪１１が加速する場合）。
この場合、内輪１１は、外輪１２に対して回転方向（図２の矢印方向）と同じ方向に相対回転する。
カム機構部１３の構成により、ピストン２２のカム面２１への押圧力が次第に増加し、内輪１１と外輪１２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内輪１１と外輪１２との間に付与される。
クランク軸２１１へ入力されるトルクが通常の範囲内につき、ピストン２２の先端部が頂部３２を乗り越えない程度の係合作用で、基準位置（底部３１）から頂部３２よりも手前の弾性的に釣り合う位置まで凹状係合面３３に係合しつつ内輪１１と外輪１２とが周方向に弾性的に相対回転しながら内輪１１から外輪１２へ正回転方向の正のトルクが伝達される。
そのため、従来のクランクプーリ装置と同様に、ベルトの張力変動を抑制できる。

2）内輪１１の回転速度が外輪１２の回転速度より遅くなった場合（内輪１１が減速する場合）。
基準位置（底部３１）を起点とすると、ピストン２２の先端部とカム面２１との係合位置が、凹状係合面３３における底部３１からクランク軸２１１の回転方向側の頂部３２に向かう側へずれる。
カム機構部１３の構成により、ピストン２２のカム面２１への押圧力が次第に増加し、内輪１１と外輪１２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内輪１１と外輪１２との間に付与される。
クランク軸２１１へ入力されるトルクが通常の範囲内につき、ピストン２２の先端部が頂部３２を乗り越えない程度の係合作用で、基準位置（底部３１）から頂部３２よりも手前の弾性的に釣り合う位置まで凹状係合面３３に係合しつつ内輪１１と外輪１２とが周方向に弾性的に相対回転しながら内輪１１から外輪１２へ負のトルクが伝達される。
そのため、従来のクランクプーリ装置と同様に、ベルトの張力変動を抑制できる。

つぎに、エンジン始動等によりクランク軸２１１へ入力されるトルクが上記通常時よりも過大な場合（所定以上の回転トルクがクランク軸２１１に伝達される場合）、内輪１１の回転速度が外輪１２の回転速度より顕著に速くなる（内輪１１が急加速する）。
カム機構部１３の構成により、ピストン２２のカム面２１への押圧力が次第に増加し、内輪１１と外輪１２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内輪１１と外輪１２との間に付与される。
クランク軸２１１へ入力されるトルクが通常トルクよりも過大なため、ピストン２２の先端部がクランク軸２１１の回転方向と反対側の頂部３２を乗り越える。
このとき（図３に示すように、頂部３２を乗り越えた直後の状態）、ピストン２２のカム面２１への押圧力が一気に減少に転じる。そのため、再び押圧力が増加に転じ始めるまでの間（ピストン２２の先端部が頂部３２を乗り越えた側の底部３１に係合するまでの間）、内輪１１と外輪１２との間に係合作用がほとんど働かない状態で内輪１１と外輪１２とが顕著に相対回転する（つまり、内輪１１は急加速状態のまま空転し、外輪１２は急加速しない）。
その結果、内輪１１から外輪１２へ伝達されるトルクのうち、通常トルクよりも過大なトルクが伝達されない。
そのため、エンジン始動等によりクランク軸２１１へ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できる。

（その他可能な動作）
なお、上述の第１実施形態の動作と同様に、クランク軸の過大な回転変動（例えばエンジン始動時、あるいは突発故障によるエンジン停止）により、内輪１１の回転速度が外輪１２の回転速度より顕著に遅くなった場合（内輪１１が急減速した場合）は、ピストン２２の先端部がクランク軸２１１の回転方向側の頂部３２を乗り越えることができる。この場合でも、内輪１１は急減速状態のまま空転し、外輪１２の急減速を回避できるため、補機駆動ベルトシステムへの影響を抑制することが可能である。

つぎに、第２実施形態を図４乃至図６に基づいて説明する。
第２実施形態のクランクプーリ装置１０１は、ＩＳＧを搭載した補機駆動ベルトシステム２０２に組み入れることがより望ましい実施形態である。図４にこのＩＳＧを搭載した補機駆動ベルトシステム２０２のレイアウトを示す。

図１の補機駆動ベルトシステム２０１と異なる点は、オルタネータ（ＡＬＴ）の軸に接続されたオルタネータプーリ２１２に代わり、ＩＳＧの軸に接続されたモータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）２１７を設け、クランク軸２１１には、クランクプーリ装置１に代わり、クランクプーリ装置１０１が用いられ、モータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）２１７とＡＣプーリ２１３との間にも、オートテンショナ２１６が設けられる点である。その他、図１と同じ部分については、同じ符号を付してその説明を省略する。
ＩＳＧにより、エンジンの始動を行う場合、車両側の電子制御装置からエンジン始動信号がＩＳＧに送られ、ＩＳＧが電動機（スタータモータ）として起動する。この際、ベルト２１５の緩み側に設けられたオートテンショナ２１６が有効に作動する。

図５に基づいて、クランクプーリ装置１０１を説明する。図２のクランクプーリ装置１と異なる点は、カム機構部のカム面１２１の形状である。特にカム面１２１の凹状係合面１３３の形状が異なる。その他は、図２のクランクプーリ装置１と同じであり、図２と同じ符号を付してその説明を省略する。

カム機構部の凹状係合面１３３における底部１３１からクランク軸２１１の回転方向と反対側の頂部１３２に至る部分は、第１実施形態と同様に、頂部１３２に向かうにつれてクランク軸２１１からの距離が周方向に漸次（次第に）増加するように形成されている。
一方、凹状係合面１３３における底部１３１からクランク軸２１１の回転方向側の頂部１３２に至る部分は、クランク軸２１１からの距離が周方向に急に増加するように形成されている。
この急に増加する程度は、ピストン２２の先端部が突き当たって係止する程度である。なお、図５の例では、ピストン２２の先端部が底部（基準位置）１３１に係合している。

カム機構部の全体および細部の構成は、内輪１１と外輪１２との間で伝達される回転トルクの大きさ、ならびに、カム機構部１３における各設計要素、例えば、カム面１２１の分割数、ピストン２２／ばね２４の配置数、頂部１３２の高さ（頂部１３２／底部１３１間の半径方向距離差）、カム面１２１の凹状係合面１３３の形状、およびピストン２２の設定（ばね定数等）、等の兼ね合いにより、
クランク軸２１１の常用回転域などクランク軸２１１へ入力されるトルクが通常の範囲内の場合に、ピストン２２の先端部が頂部３２を乗り越えず、
エンジン始動等によりクランク軸２１１へ入力されるトルクが上記通常時よりも過大な場合に、ピストン２２の先端部が頂部１３２を乗り越えるように詳細設計されている（以上、第１実施形態に同じ）。

さらに、ＩＳＧを搭載した補機駆動ベルトシステム２０２において、ＩＳＧによりエンジン始動を行う場合、この場合、図６に示されるように、ピストン２２の先端部がクランク軸２１１の回転方向側の頂部１３２の際に突き当たった状態に係合され、この頂部１３２を乗り越えない、ように詳細設計されて決定されている。

ＩＳＧを搭載した補機駆動ベルトシステム２０２において、ＩＳＧによりエンジン始動を行う場合、車両側の電子制御装置からエンジン始動信号がＩＳＧに送られ、ＩＳＧが電動機（スタータモータ）として起動する。
無端ベルト２１５を介してモータ・ジェネレータ２１７からクランクプーリ装置１０１の外輪１２に動力が伝達され、この外輪１２から停止状態の内輪１１（クランク軸２１１）へトルクが伝達される。
このとき、外輪１２の回転速度（順方向）が内輪１１の回転速度よりも顕著に速くなる（即ち外輪が急加速する）が、ピストン２２の先端部は、底部（基準位置）１３１を起点とすると、凹状係合面１３３の底部１３１からクランク軸２１１の回転方向側の頂部１３２に向かう側にずれて、頂部１３２の際に突き当たった状態に係合される。この構成の場合、頂部１３２を乗り越える虞はない。
そのため、外輪１２と内輪１１とが確実に相対回転不能に係合され、モータ・ジェネレータ２１７による回転トルクを外輪１２から内輪１１（クランク軸２１１）へ確実に伝達できる。

以下、本発明の具体的な実施例１について説明する。
図１に示す通常の補機駆動ベルトシステム２０１に組み込まれた第１実施形態のクランクプーリ装置１を用いた。

（内輪・外輪）
内輪１２は、機械構造用合金鋼（ＳＣＭ４１５）で形成させ、外周面（カム面２１）は、耐摩耗性確保のため、浸炭による表面硬化処理を施した。
外輪１１は、鋳鉄（ＦＣ２５０）製とし、外輪１１と内輪１２との間に、転がり軸受１５，１６を幅方向に対向させて２個介装した。

（カム機構部）
ピストン２２は、先端部等に耐摩耗性が必要なため、高炭素クロム軸受鋼鋼材（ＳＵＪ２）で形成させた。
ばね２４は、コイルばねとし、ばね線は、断面円形のばね用オイルテンパー線（ＪＩＳＧ３５６０：１９９４に準拠）とした。
ピストン２２／ばね２４の配置数は、後述するカム面２１の分割数と同じにした。つまりカム面２１の各分割部分（凹状係合面３３）に１つずつ、合計６ケ配置した。

（カム面）
分割数は６とし、各分割部分（凹状係合面３３）は周方向に等配させた（各分割部分の角度範囲は６０°である）。
頂部３２の高さ（頂部３２／底部３１間半径方向距離）は、約７ｍｍである。
凹状係合面３３の形状は、クランクプーリ装置１を幅方向に直交する断面において、頂部３２および底部３１は曲線で形成され、これら頂部３２の曲線と底部３１の曲線との間は勾配約５°の直線（両者の接線）で形成されている。従って、凹状係合面３３は、底部３１から頂部３２（クランク軸２１１の回転方向と反対側の頂部３２、および底部３１からクランク軸２１１の回転方向側の頂部３２）に向かうにつれて、上記直線部分（直線勾配）に沿って、クランク軸２１１からの距離が周方向に漸次増加するように形成されている。

以下、図７を参照して比較例１を説明する。
従来のクランクプーリ装置を想定したものであり、実施例１と異なる点は、カム面（内輪）の形状、特には頂部３３２の高さ（頂部／底部間半径方向距離：約９ｍｍ）が実施例１に比べて高くなっていることである。この頂部３３２の高さの水準は、内輪と外輪との相対回転によりピストンの先端部が凹状係合面における基準位置（底部）からクランク軸の回転方向と反対側の頂部に向かう側にずれても、ばねまたはピストンが底付きしてしまい、物理的にピストンの先端部が頂部３３２を乗り越えることができない水準である。
従って、エンジン始動等によりクランク軸へ入力されるトルクが通常時よりも過大となった場合は、ピストンの先端部がクランク軸の回転方向と反対側の頂部を乗り越えることができず、頂部３３２の際に突き当たった状態に係合される。つまり、この状態では、内輪と外輪とが相対回転不能に固定されたクランクプーリ（汎用品）と実質的に同じものになり得る。
なお、底部から頂部３３２（クランク軸の回転方向と反対側の頂部３３２、および底部からクランク軸の回転方向側の頂部３３２）際に至る部分は、実施例１と同様に勾配約５°で略同等長さの直線で形成されている。このため、クランク軸の常用回転域などクランク軸へ入力されるトルクが通常の範囲内の場合は、実施例１と同様の動作が為されるようになっている。

（評価試験）
上記実施例１と上記比較例１のクランクプーリ装置を、図１のベルトシステムに取り付けて、エンジン始動試験を行った。このエンジン始動試験で、エンジン始動時の下記評価項目について、時系列に検出、記録し、実施例１（図２）と比較例１（図７）との比較により本発明の効果の検証を行った。なお、クランクプーリ径は、両者ともに１４０ｍｍである。
第１評価項目は、クランクプーリ（外輪）の回転速度である。
第２評価項目は、ベルト張力（張り側）である。

（試験機）
図８に示すエンジンベンチ試験機２００は、図１の補機駆動ベルトシステム２０１を含む試験装置であって、エンジン２１０のクランク軸２１１に取り付けられたクランクプーリ装置（実施例１及び比較例１）１と、オルタネータ（ＡＬＴ）の軸２１８に接続されたオルタネータプーリ２１２と、エアコン・コンプレッサ（ＡＣ）に接続されたＡＣプーリ２１３とを有する。また、クランクプーリ装置１とオルタネータプーリ２１２とのベルトスパン間に、オートテンショナ（Ａ／Ｔ）２１４が設けられる。
エンジンの出力は、１本のベルト（Ｖリブドベルト）２１５を介して、クランクプーリ装置１から時計回りに、オルタネータプーリ２１２、ＡＣプーリ２１３に対してそれぞれ伝達されて、各補機（オルタネータ、エアコン・コンプレッサ）は駆動される。

（計測装置）
図１において、クランクプーリ装置１（外輪１２）の回転速度の検出は、レーザー光の反射を利用した計測装置で行い、これを電気信号に変換する。
ベルト張力の検出は、張り側Ｂ部ベルトスパン間のベルト背面に押し当てたアイドラプーリ（不図示）の軸に取り付けたひずみ計（不図示）により、軸ひずみを検出し、これを電気信号に変換する。
これらの電気信号は、ＰＣ（不図示）の演算制御部に送られ、当該演算制御部により、ひずみ計で検出された軸ひずみの電気信号はベルト張力（データ）に演算される。最終的に、ＰＣの演算制御部により、クランクプーリ装置１（外輪１２）の回転速度データ、およびベルト張力データは、デジタル表示可能な液晶画面などからなる表示部に数字表示されるとともに、デジタル出力され記録される。なお、ＰＣは、操作盤（タッチパネル）、演算制御部、及び、表示部を備えたパーソナルコンピュータである。

（条件）
雰囲気温度２５℃、ベルトの初期張力４００Ｎにて、エンジンの始動（クランキング）試験を行った。雰囲気温度は、実車によるエンジン始動時を想定した温度である。

（エンジン始動動作）
電子制御装置（不図示）からエンジン始動信号がスタータモータ（不図示）に送られ、スタータモータが起動し、クランキングが始まる。このとき（各気筒における燃焼爆発前）の、クランク軸の回転速度は２００ｒｐｍ程度である。
電子制御装置から燃料噴射信号および点火信号が燃料噴射装置（不図示）および着火装置（不図示）に送られ、各気筒における燃焼爆発が順々に開始される。
各気筒における燃焼爆発時期に同期して、クランク軸の回転速度が上昇してゆく。クランク軸の回転トルク（動力）がクランクプーリ（外輪）に伝達されて、更に、補機駆動ベルトシステム２０１に伝達される。
エンジンが始動されると、スタータモータによるクランキング動作が停止する。

（評価結果）
評価結果を、図９及び図１０のグラフに基づいて説明する。
図１０で、ベルト張力の値（縦軸の目盛り）は不図示とした。
クランキング終了時（約１秒後）のベルト張力は、実施例１、比較例１ともに５００Ｎ程度であった。
ちなみに、図１０において「ｍ」で表示した部分は、２発目の気筒内爆発時（図中ｂ）のベルト張力およびベルト張力変動の大きさに関し、実施例１と比較例１との差異部分である。図示例では、その差異量は、７５０Ｎである。これは、実施例１の比較例１に対するベルト張力およびベルト張力変動の抑制効果に相当する。図示例では、その抑制効果は約３０％に達する。
具体的な、気筒内爆発時のベルト張力の値を下記の表１に示す。

（考察）
クランクプーリ（外輪）の回転速度およびベルト張力（張り側Ｂ部のベルト張力）は、クランキング中（約１秒間）の各気筒における燃焼爆発中、特に、１発目の気筒内爆発時（図中ａ）と２発目の気筒内爆発時（図中ｂ）において、最も過大に増加し、かつ最も過大に変動することがわかった。
この１発目の気筒内爆発時（図中ａ）と２発目の気筒内爆発時（図中ｂ）に着目すると、クランクプーリ（外輪）の回転速度およびベルト張力（張り側Ｂ部のベルト張力）の大きさおよび変動幅は、実施例１の方が比較例１の場合よりも顕著に小さい。ベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できていることがわかった。

（得られた効果）
実施例１において、エンジン始動時には、内輪から外輪へ伝達されるトルクのうち、通常トルクよりも過大なトルクは伝達されない結果となった。これは、通常トルクの入力時よりも過大なトルクがクランク軸に入力された際に、内輪と外輪との間に係合作用がほとんど働かない状態で内輪を急加速状態のまま空転させて、外輪を急加速させないこと、が可能であったためと考えられる。
結果として、補機駆動ベルトシステムで特に問題となる、エンジン始動によりクランクシャフトへ過大なトルクが入力される際に生じるベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を効果的に抑制できることが判った。

比較例１において、エンジン始動時には、ゴム弾性体や転動体（円筒ころ等）を用いて内輪と外輪との間に弾性力を付与した従来のクランクプーリ装置と同様に、比較例１の構成（カム機構部）では、内輪から外輪へ伝達されるトルクのうち、通常トルクよりも過大なトルクも伝達してしまう結果となった。これは、比較例１の構成（カム機構部）等による従来のクランクプーリ装置では、通常トルクの入力時よりも過大なトルクがクランク軸に入力された際に、内輪と外輪との間に係合作用がほとんど働かない状態で内輪を急加速状態のまま空転させて、外輪を急加速させないこと、が不可能であるからと考えられる。

１１ 内輪
１２ 外輪
１３ カム機構部
２１ カム面
２２ ピストン
２３ ピストン挿入孔
２４ ばね
３１ 底部
３２ 頂部
３３ 凹状係合面

Claims (2)

1. エンジンのクランク軸上に相対回転可能に同心配置された内輪と外輪との間で回転トルクの伝達を行うクランクプーリ装置であって、
   前記内輪と前記外輪とは、前記内輪の外周に設けられたカム面と、前記外輪の内周に設けられ、前記カム面に向けてスライド自在に設けられると共にばねで付勢されたピストンと、を備えてなるカム機構部を介して連結され、
   前記ピストンは、前記外輪の内周に設けられ半径方向に向くピストン挿入孔内にスライド自在に設けられ、前記ピストンのスライド位置に応じた前記ばねの付勢力により、前記ピストンの先端部を前記カム面に向けて押圧しつつ常に接触させるものであり、
   前記カム面は、周方向に分割され、各分割部分に前記クランク軸からの距離が最小となる底部と、前記各分割部分の境界部分に前記クランク軸からの距離が最大となる頂部とを有し、各分割部分は、前記底部から前記頂部に向かうにつれて前記クランク軸からの距離が周方向に増加する凹状係合面に形成され、
   前記凹状係合面は、所定以上の回転トルクがクランク軸に伝達されると、前記ピストンの前記先端部が、前記クランク軸の回転方向と反対側にある前記頂部を乗り越えるように形成されていることを特徴とするクランクプーリ装置。
2. 前記凹状係合面における前記底部から前記クランク軸の回転方向側の前記頂部に至る部分は、前記頂部に向かうにつれて前記クランク軸からの距離が周方向に急に増加し、前記先端部が前記凹状係合面に突き当たるように形成されていることを特徴とする請求項１に記載のクランクプーリ装置。

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