JP2020085031A - 回転変動吸収プーリ - Google Patents

Abstract

【課題】共振点通過時と常用回転域の双方でも防振機能の耐久信頼性を確実に高める。【解決手段】回転変動吸収プーリ１００は、同軸上にボス１０２ａとリム１０２ｂが設けられるハブ１０２と、ハブの外側に設けられるプーリ１０４と、リムの外周面１０２ｂ１に固定される第１のサンギヤ１０８ａとプーリの内周面１０４ｂに固定されるリングギヤ１０９とを第１のキャリア１０８ｂに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１で連結する第１の伝達部１０８と、リムの外周面に固定される第２のサンギヤ１１０ａとリングギヤとを第２のキャリア１１０ｂに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１で連結し、かつ、第１の伝達部と減速比が異なる第２の伝達部１１０と、第１のキャリアと第２のキャリアとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体１１２と、を備える。【選択図】図１

Description

本発明は、駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際の回転変動を吸収する回転変動吸収プーリに関する。

自動車のエンジンで発生する駆動力の一部は、クランクシャフトの先端に設けられたプーリから当該プーリに巻き掛けられたベルトを介して、オルタネータやウォーターポンプ等の補機に与えられる。その際に、クランクシャフトは、トルク変動を伴って回転されるので、この種のプーリには、トルク変動を吸収して伝達トルクの平滑化を図るための機構が設けられる。

例えば、エンジンのクランクシャフトの回転変動を吸収するクランクプーリには、アイドリング以上の常用回転域で防振（振動絶縁）する機能を有する防振ゴムが設けられている。防振ゴムは、アイドリングより低い回転数域に共振点を有することから、エンジンの起動時に共振点を通過する際に大きく振動することによって、防振ゴムに大きな歪が発生する。

このゴム歪は、ゴムの耐久性に大きく影響するので、エンジンの起動時の防振ゴムの歪を抑制する目的で減衰やストッパ機能を付与する必要がある。例えば、特許文献１には、スラストベアリングを軸方向に予圧縮した防振ゴムの反力で圧縮し、フリクション減衰を付与するトルク変動吸収ダンパが開示されている。

特開２００７−１０７６３７号公報

しかしながら、フリクション減衰は、常用回転域でも発生するため、常用回転域における防振ゴムの防振性能の劣化を抑制する必要がある。すなわち、エンジンを起動した際の共振点通過時と常用回転域の双方でも、エンジンのクランクシャフト等の装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を確実に高められることが望ましい。

本発明は、共振点通過時と常用回転域の双方でも防振機能の耐久信頼性を確実に高めることの可能な回転変動吸収プーリを提供することを課題とする。

本発明の一態様に係る回転変動吸収プーリは、同軸上にボスとリムが設けられるハブと、前記ハブの外側に設けられるプーリと、前記リムの外周面に固定される第１のサンギヤと前記プーリの内周面に固定されるリングギヤとを第１のキャリアに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤで連結する第１の伝達部と、前記リムの外周面に固定される第２のサンギヤと前記リングギヤとを第２のキャリアに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤで連結し、かつ、前記第１の伝達部と減速比が異なる第２の伝達部と、前記第１のキャリアと前記第２のキャリアとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体と、を備えることを特徴とする。

本発明によれば、共振点通過時と常用回転域の双方でも防振機能の耐久信頼性を確実に高めることができる。

回転変動吸収プーリの一実施形態の軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。 回転変動吸収プーリの一実施形態のカバーと遊星歯車機構を除いて軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。 （Ａ）及び（Ｂ）は、回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構の軸心を通る平面で切断した状態を示す断面斜視図である。 回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構のキャリアの斜視図である。 回転変動吸収プーリの一実施形態のトルク伝達経路の模式図である。

以下、回転変動吸収プーリの好適な実施形態について詳細に説明する。なお、以下に説明する本実施形態は、特許請求の範囲に記載された本発明の内容を不当に限定するものではなく、本実施形態で説明される構成の全てが本発明の解決手段として必須であるとは限らない。

まず、回転変動吸収プーリの一実施形態の概略構成について、図１及び図２を使用しながら説明する。本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、エンジンのクランクシャフト等の回転機器の駆動軸に取り付けられて、当該駆動軸から他の装置にトルクを伝達すると共に、その回転変動を吸収する機能を有する。

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、トルク伝達機構を構成するプーリであって、伝達トルクの変動を吸収する回転変動吸収機構１０７を設けたものとなっている。本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、図１に示すように、ハブ１０２と、プーリ１０４と、ベアリング１０６と、回転変動吸収機構１０７と、カバー１１４とを備える。

ハブ１０２は、自動車エンジンのクランクシャフト（不図示）に取り付けられて、クランクシャフトと共に回転するように構成されている。本実施形態では、ハブ１０２は、図１及び図２に示すように、ボス１０２ａ、リム１０２ｂ、及びフランジ１０２ｃが同軸上に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料の鋳造により一体成型により製造される。

ボス１０２ａは、内周側に設けられる軸孔１０２ａ１にクランクシャフトの軸端が挿入される円筒状の部材である。リム１０２ｂは、回転変動吸収機構１０７を介してプーリ１０４を支持する円筒状の部材であり、ボス１０２ａの基端側からフランジ１０２ｃを介して連結されて設けられる。本実施形態では、リム１０２ｂは、クランクシャフトの回転駆動力を減速させてプーリ１０４に伝達するので、外径がボス１０２ａよりも大きい構成となっている。また、リム１０２ｂの基端側には、凸部１０２ｂ２が設けられ、外径がリム１０２ｂの他の部分よりも幾分大きくなっている。フランジ１０２ｃは、ボス１０２ａの基端から外側に向けて展開される部材である。

プーリ１０４は、外周面にポリＶ溝１０４ａが形成されており、不図示の無端ベルトが巻き掛けられ、当該無端ベルトを介して、自動車のエンジンで発生する駆動力の一部をオルタネータやウォーターポンプ等の補機に与える機能を有する。本実施形態では、プーリ１０４は、図１及び図２に示すように、ＳＰ鋼材等の金属板のプレス成形及び転造等によって製造された円筒形状の部材であって、ハブ１０２の周囲を覆うように外側に設けられている。

ベアリング１０６は、図１及び図２に示すように、ハブ１０２のフランジ１０２ｃの先端側の断面がＬ字型に屈曲して構成されるサブリム１０２ｃ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に介在して設けられ、プーリ１０４の内周面１０４ｂ側からハブ１０２を支持する機能を有する。本実施形態では、ベアリング１０６は、ＰＴＦＥ等の耐摩耗性に優れた低摩擦係数の合成樹脂材料で環状に成形されて構成されるボールベアリングである。

回転変動吸収機構１０７は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を連結するように設けられ、クランクシャフト等の駆動軸からの伝達トルクの変動や振動を吸収する機能を有する。本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と、第２の遊星歯車機構１１０と、連結ゴム１１２とを備える構成となっている。

第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａと、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂと、及びリングギヤ１０９とから構成される。本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８は、リム１０２ｂの外周面１０２ｂ１に固定される第１のサンギヤ１０８ａとプーリ１０４の内周面１０４ｂに固定されるリングギヤ１０９とを第１のキャリア１０８ｂに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１で連結する第１の伝達部として機能する。また、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に設けられる。

第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａと、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂと、及びリングギヤ１０９とから構成される。本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、リム１０２ｂの外周面１０２ｂ１に固定される第２のサンギヤ１１０ａとプーリ１０４の内周面１０４ｂに固定されるリングギヤ１０９とを第２のキャリア１１０ｂに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１で連結する第２の伝達部として機能する。また、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間のうち、第１の遊星歯車機構１０８とプーリ１０２のフランジ１０２ｃとの間に設けられる。さらに、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０は、図１に示すように、第２のサンギヤ１１０ａがリム１０２ｂの基端側に形成される凸部１０２ｂ２に設けられている。

連結ゴム１１２は、第１のキャリア１０８ｂと第２のキャリア１１０ｂとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体である。本実施形態では、連結ゴム１１２は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けられ、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの裏面側を加硫接着により連結している環状のゴム板部材から構成される。連結ゴム１１２は、例えば、ニトリルゴム（ＮＢＲ）、水素添加ニトリルゴム（Ｈ−ＮＢＲ）、エチレンプロピレンゴム（ＥＰＤＭ）、スチレンブタジエンゴム（ＳＢＲ）、天然ゴム（ＮＲ）やウレタンゴム等のゴム材料又はゴム状弾性を有する合成樹脂材料で形成されている。

本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０が双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂの間を連結ゴム１１２により連結されて構成される。そして、回転変動吸収機構１０７は、ハブ１０２のリム１０２ｂの外周面１０２ｂ１とプーリ１０４の内周面１０４ｂとの間に設置され、第１の遊星歯車機構１０８の外側からカバー１１４で覆われるようにして、設けられている。

また、本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、回転変動吸収機構１０７を構成する第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の共有するリングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なっており、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間が連結ゴム１１２で連結されている。このように、本実施形態では、ハブ１０２とプーリ１０４との間に減速比が僅かに異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０と連結ゴム１１２によって構成される回転変動吸収機構１０７を設けることによって、共振点通過時と常用回転域の双方でもトルク伝達する際の回転変動や振動を吸収する防振機能の耐久信頼性を高めるものとなっている。

次に、回転変動吸収プーリの一実施形態に備わる回転変動吸収機構の要部の構成の詳細について、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、及び図４を使用しながら説明する。なお、図３（Ａ）は、回転変動吸収機構を第１の遊星歯車機構の表面側から見た断面斜視図であり、図３（Ｂ）は、回転変動吸収機構を第２の遊星歯車機構の表面側から見た断面斜視図である。

本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２（図２参照）とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結せずに、クランクシャフト等の駆動軸からのトルクを伝達する際の回転変動や振動を吸収する回転変動吸収機構１０７をハブ１０２とプーリ１０４との間に設けることを特徴とする。回転変動吸収機構１０７は、図３（Ａ）及び図３（Ｂ）に示すように、第１の遊星歯車機構１０８と、第２の遊星歯車機構１１０と、連結ゴム１１２とを備える。

第１の遊星歯車機構１０８は、図３（Ａ）に示すように、第１のサンギヤ１０８ａと、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂと、リングギヤ１０９から構成される。

第１のサンギヤ１０８ａは、図３（Ａ）に示すように、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１と噛み合う複数の歯１０８ａ１が外縁側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状部材である。本実施形態では、第１のサンギヤ１０８ａは、ハブ１０２のリム１０２ｂ（図２参照）の外周面１０２ｂ１（図２参照）に圧接や溶接等により固定されて設けられ、回転軸がハブ１０２と同軸上となるように設けられている。

第１のキャリア１０８ｂは、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状の板部材であり、図３（Ａ）及び図４に示すように、複数の第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面側に設けられるギヤ軸１０８ｂ２を介して等間隔で設けられている。本実施形態では、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれには、図４に示すように、第１のサンギヤ１０８ａとリングギヤ１０９に噛み合う複数の歯１０８ｂ３が外縁側に設けられている。なお、本実施形態では、図４に示すように、第１のキャリア１０８ｂには、８個の第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が設けられているが、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１の個数は、少なくとも１個あればよいので、８個に限定されない。

リングギヤ１０９は、図３（Ａ）に示すように、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１と噛み合う複数の歯１０９ａが内周面側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される円筒形状の部材である。本実施形態では、リングギヤ１０９は、プーリ１０４の内周面１０４ｂに、圧接や溶接等によって固定されて設けられ、回転軸がプーリ１０４と同心となるように設けられている。

このように、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８を構成することによって、自動車エンジンのクランクシャフト等の駆動軸に取り付けられたハブ１０２の回転駆動力が第１のサンギヤ１０８ａを介して、第１のキャリア１０８ｂに設けられる第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれに伝達される。そして、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１のそれぞれに伝達された回転駆動力がリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を介して、プーリ１０４に伝達される。

このため、第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａが順方向に回転駆動すると、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第１のキャリア１０８ｂとリングギヤ１０９が逆方向に回転駆動するように動作する。すなわち、第１の遊星歯車機構１０８は、第１のサンギヤ１０８ａ、第１のプラネタリギヤ１０８ｂ１が設けられる第１のキャリア１０８ｂ、及びリングギヤ１０９を介して、ハブ１０２とプーリ１０４が同軸上に逆方向回転で回転駆動するように、駆動軸の駆動力を伝達する機能を有する。

第２の遊星歯車機構１１０は、図３（Ｂ）に示すように、第２のサンギヤ１１０ａと、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂと、リングギヤ１０９から構成される。

第２のサンギヤ１１０ａは、図３（Ｂ）に示すように、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１と噛み合う複数の歯１１０ａ１が外縁側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状部材である。本実施形態では、第２のサンギヤ１１０ａは、ハブ１０２のリム１０２ｂ（図２参照）の外周面１０２ｂ１（図２参照）に圧接や溶接等により固定されて設けられ、回転軸がハブ１０２と同軸上となるように設けられている。

第２のキャリア１１０ｂは、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される環状の板部材であり、図３（Ｂ）に示すように、複数の第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面側に設けられるギヤ軸１１０ｂ２を介して等間隔で設けられている。本実施形態では、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれには、図４に示すように、第２のサンギヤ１１０ａとリングギヤ１０９に噛み合う複数の歯１１０ｂ３が外縁側に設けられている。なお、本実施形態では、図４に示すように、第２のキャリア１１０ｂには、８個の第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が設けられているが、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１の個数は、少なくとも１個あればよいので、８個に限定されない。

リングギヤ１０９は、プラネタリギヤ１１０ｂ１と噛み合う複数の歯１０９ａが内周面側に設けられ、ＳＰ鋼材等の金属材料から形成される円筒形状の部材である。本実施形態では、リングギヤ１０９は、プーリ１０４の内周面１０４ｂに、圧接や溶接等によって固定されて設けられ、回転軸がプーリ１０４と同心となるように設けられている。

また、本実施形態では、リングギヤ１０９は、第１の遊星歯車機構１０８と共通の部材によって共有される構成となっている。すなわち、リングギヤ１０９は、厚さ方向に並列して設けられる第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０で共有されるように、第１のキャリア１０８ｂと第２のキャリア１１０ｂの厚さの総和よりも大きい厚さを有する構成となっている。このため、１つのリングギヤ１０９に対して、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂに設けられる各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１と各サンギヤ１０８ａ、１１０ａを介して、ハブ１０２に伝達される駆動軸からの回転駆動力が伝達されるようになる。

なお、本実施形態では、リングギヤ１０９は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０で共有される一体型の構成となっているが、別体で構成されていてもよい。すなわち、リングギヤは、それぞれの外縁側に設けられる歯数が同一であり、かつ、厚さ方向に連結されて一体で回転駆動可能に構成されていれば、別体で構成されていてもよい。

このように、本実施形態では、第２の遊星歯車機構１１０を構成することによって、自動車エンジンのクランクシャフト等の駆動軸に取り付けられたハブ１０２の回転駆動力が第２のサンギヤ１１０ａを介して、第２のキャリア１１０ｂに設けられる第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれに伝達される。そして、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１のそれぞれに伝達された回転駆動力がリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を介して、プーリ１０４に伝達される。

このため、第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａが順方向に回転駆動すると、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が一方の面に回転自在に設けられる第２のキャリア１１０ｂとリングギヤ１０９が逆方向に回転駆動するように動作する。すなわち、第２の遊星歯車機構１１０は、第２のサンギヤ１１０ａ、第２のプラネタリギヤ１１０ｂ１が設けられる第２のキャリア１１０ｂ、及びリングギヤ１０９を介して、ハブ１０２とプーリ１０４が同軸上に逆方向回転で回転駆動するように、駆動軸の駆動力を伝達する機能を有する。

また、本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂの減速比が僅かに異なり、これら１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが連結ゴム１１２を介して連結されて一体に構成される。具体的には、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０は、リングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比の差が０．０１以下となっており、これらキャリア１０８ｂ、１１０ｂのそれぞれの裏面側が連結ゴム１１２に加硫接着されて表裏一体に構成されている。なお、ここで言及する減速比Ｃは、サンギヤの歯数をＺａ、リングギヤの歯数をＺｃとすると、下記の式（１）で表される。

本実施形態では、回転変動吸収機構１０７は、第１のサンギヤ１０８ａの方が第２のサンギヤ１１０ａよりも歯数が僅かに少ない構成となっている。詳細に説明すると、第１のサンギヤ１０８ａと第２のサンギヤ１１０ａの歯間隔を同一にしても歯数を僅かに異なるようにするために、第２のサンギヤ１１０ａは、リム１０２ｂの基端側に有する凸部１０２ｂ２に取り付けられている。これによって、第２のサンギヤ１１０ａの内径が第１のサンギヤ１０８ａよりも僅かに大きくなって、歯数も第１のサンギヤ１０８ａよりも僅かに多くなるようになっている。

このため、第１の遊星歯車機構１０８は、リングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂの減速比が第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と第２のキャリア１１０ｂの減速比よりも僅かに大きい構成となっている。例えば、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９の歯数を１００歯とした場合に、第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａの歯数がそれぞれ６８歯、７０歯とすると、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０の減速比Ｃは、それぞれ０．５９５、０．５８８と求まる。すなわち、第１の遊星歯車機構１０８の方が第２の遊星歯車機構１１０よりも減速比が僅かに大きい値となり、その減速比の差分が０．０１以下となっている。

このとき、リングギヤ１０９が第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに対して５０度捩れた場合に、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のキャリア移動角度は、それぞれ２９．７６度、２９．４１度となる。このように、本実施形態では、リングギヤ１０９が第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに対して５０度捩れた場合における第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のキャリア移動角度の差分で示されるキャリア相対角度が０．３５度となる。

すなわち、各サンギヤ１０８ａとリングギヤ１０９の相対角度に対して、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度が０．３５度／５０．０度≒０．００７と０．０１以下の値の減速比の差分となっている。このように、本実施形態の回転変動吸収機構１０７に備わる連結ゴム１１２は、従来よりもコンパクトなゴム形状としても歪みが小さいものとなるので、防振ゴムとして十分な耐久性が得られるものとなる。

また、この場合に、リングギヤ１０９の捩れ角に対する連結ゴム１１２の捩れ角の比λを求めると、λ＝５０度／０．３５度＝１４２．８６倍と求まる。ここで、リングギヤ１０９とハブ１０２との間の相対バネ定数を１１４Ｎｍ／ｒａｄとすると、連結ゴム１１２に必要なバネ定数Ｋは、下記の式（２）より１６２８６Ｎｍ／ｒａｄと求まる。
Ｋ＝１１４Ｎｍ／ｒａｄ×１４２．８６＝１６２８６Ｎｍ／ｒａｄ・・・（２）

すなわち、本実施形態では、連結ゴム１１２に必要なバネ定数Ｋは、従来の一般的なトーショナルダンパのバネ定数と同等レベルの大きさとなっている。このため、本実施形態の連結ゴム１１２は、従来の防振ゴムに類似した防振性能を薄肉で高硬度のゴム部材で成立することになる。

このように、本実施形態では、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９に対する各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なることから、それぞれのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの移動角度が僅かに異なるようになる。このため、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの移動角度の差異が防振ゴムとして機能する連結ゴム１１２を捩る挙動となっている。

すなわち、クランクシャフト等の駆動軸から伝達されるトルクは、ハブ１０２と第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０を介してプーリ１０４に伝達される際に、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂのギヤ比の違いにより、位相角が生じる。本実施形態では、その位相角が連結ゴム１１２の剛性や弾性により規制されるので、それ以上の大きさに位相角が増大することなく、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂが固定されて、リングギヤ１０９にトルクが伝達されるようになっている。

従来技術によるアイソレーションプーリであれば、プーリとハブを防振ゴムとなる弾性体で連結している。このため、この防振ゴムのバネ定数を２Ｎｍ／度とした場合に、１００Ｎｍの負荷トルクに対して、１００Ｎｍ÷２Ｎｍ／度＝５０度の相対角度が生じることになる。

これに対して、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００では、弾性体１１２は、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けられ、プーリ・ハブ間の相対角度である５０度は、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度０．３５度に相当することから、０．３５度／５０度＝０．００７倍の減速比となる。このとき、プーリ１０４の負荷トルク１００Ｎｍは、１００Ｎｍ÷０．００７＝１４２８６Ｎｍのトルクとして各キャリア１０８ｂ、１１０ｂに作用する。このことから、１４２８６Ｎｍ÷０．３５度＝４０８１７Ｎｍ／度のバネ定数を有した弾性体１１２をキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間に設けることによって、従来技術と同様にプーリ・ハブ間の負荷トルク１００Ｎｍと相対角度５０度の関係が成立することとなる。

すなわち、プーリ１０４に１００Ｎｍの負荷トルクが発生した場合、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対トルクは、１４２８６Ｎｍの負荷トルクとなる。このとき、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の弾性体１１２のバネ定数を４０８１７Ｎｍ／度とすると、キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の相対角度として０．３５度の変位が生じる。そして、１対の遊星歯車機構１０８、１１０の減速比０．００７倍によって、０．３５度÷０．００７＝５０度としてプーリ・ハブ間の相対角度でバランスを取るようになる。

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、減速比が異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０の減速比によって、弾性体１１２に生じる相対角度や負荷トルクの変換機構が従来技術と大きく異なるものとなる。しかしながら、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、弾性体１１２のバネ定数（Ｎｍ／度＝トルク÷角度）によって負荷トルク（Ｎｍ）と相対角度（度）のバランスが成立するので、同様の防振性能を発揮するようになる。

次に、回転変動吸収プーリの一実施形態の動作について、図５を使用しながら説明する。本実施形態では、回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４（図１参照）との間にクランクシャフト等の駆動軸からのトルクを伝達する際の回転変動を吸収する回転変動吸収機構１０７が設けられている。回転変動吸収機構１０７は、第１の遊星歯車機構１０８と第２の遊星歯車機構１１０のリングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂの減速比が僅かに異なっており、これら１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが連結ゴム１１２を介して連結されて一体に構成されている。

本実施形態では、各遊星歯車機構１０８、１１０において、第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａがハブ１０２を介してクランクシャフト等の駆動軸に繋がる構造となっているので、駆動力を生み出す駆動ギヤとして機能する。一方、各遊星歯車機構１０８、１１０において、リングギヤ１０９がベルトプーリとなるプーリ１０４に繋がる受動ギヤとして機能し、第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂにそれぞれ設けられる各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１が固定ギヤに準じた機能の位置づけとなる。すなわち、本実施形態では、各遊星歯車機構１０８、１１０は、双方のサンギヤ１０８ａ、１１０ａを駆動ギヤ、リングギヤ１０９を受動ギヤ、各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１を固定ギヤとして機能させるスター型の遊星歯車装置となっている。

また、本実施形態では、リングギヤ１０９と各キャリア１０８ｂ、１１０ｂとの減速比（ギヤ比）の異なる１対の遊星歯車機構１０８、１１０の各サンギヤ１０８ａ、１１０ａが共にハブ１０２に固定され、リングギヤ１０９がプーリ１０４に固定されている。また、プーリ１０４には、不図示のベルトを介して補機負荷が入力されている。

ハブ１０２に固定された第１のサンギヤ１０８ａ、第２のサンギヤ１１０ａに所定の大きさのトルクが発生すると、リングギヤ１０９と第１のキャリア１０８ｂ、第２のキャリア１１０ｂとの減速比、すなわち、ギヤ比が僅かに異なっているので、それぞれのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの捩れ角が異なる。このため、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの捩れた量の差が各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角となる。

本実施形態では、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間を弾性や剛性を有する弾性体として機能する連結ゴム１１２で連結している。このため、双方のサンギヤ１０８ａ、１１０ａに所定の大きさのトルクを入力すると、２つのキャリア１０８ｂ、１１０ｂの間に生じた位相角によって連結ゴム１１２が弾性変形する。このとき、連結ゴム１１２は、弾性変形に応じた反力を発生させるので、当該連結ゴム１１２の剛性によってキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が所定の領域で抑制される。

このように、双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が抑制された状態は、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂが殆ど動かない状態、換言すると、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂが固定された状態に近似される。このため、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクは、各プラネタリギヤ１０８ｂ１、１１０ｂ１を介してリングギヤ１０９に伝達されて、当該リングギヤ１０９を固定するプーリ１０４がハブ１０２と逆方向に同じように一緒に回転するようになる。

すなわち、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクが一定であれば、これらのサンギヤ１０８ａ、１１０ａのトルクが２つのキャリア１０８ｂ、１１０ｂを回転させようとするので、これらのキャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角で連結ゴム１１２が弾性変形する。このため、連結ゴム１１２の反力で各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角のバランスが取れた位置で双方のキャリア１０８ｂ、１１０ｂが停止する。そして、駆動軸から各サンギヤ１０８ａ、１１０ａ、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ、及びリングギヤ１０９を介して伝達されたトルクがプーリ１０４に伝達されて当該プーリ１０４に巻着されたベルトを駆動する。

一方、各サンギヤ１０８ａ、１１０ａの一定であったトルクに、ある大きさの衝撃が瞬時に入った場合には、各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の位相角が瞬間的に変化するが、連結ゴム１１２が衝撃緩衝バネとして機能することによってバランスを取るようになる。このため、当該衝撃によるトルクの大部分が連結ゴム１１２に吸収されて、残りの一部のトルク変動がプーリ１０４に伝達されて当該プーリ１０４に巻着されたベルトを駆動するようになる。

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結せずに、トルク変動の状況に応じて柔軟に回転変動を吸収可能な回転変動吸収機構１０７をハブ１０２とプーリ１０４との間に設けている。このため、エンジンスタート時に共振点を通過する際に、例えば、５０度程度のプーリの大きな捩れ振動時でも、回転変動吸収機構１０７に備わる防振ゴムとして機能する連結ゴムの捩れ角が０．３５度程度と極端に小さくなる。

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、ハブ１０２とプーリ１０４との間を直接に防振ゴムで連結する構成としていないので、従来の回転変動吸収プーリに備わる防振ゴムよりも容積が小さなゴム部材を使用しても、ゴム歪みを大幅に低減できる。具体的には、従来技術のゴム歪１００％以上に対して、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用した場合には、ゴム歪を１０％程度と従来技術の１０分の１に低減できる。

また、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、アイドル未満の共振点の通過時では、回転変動吸収機構１０７に設けられる各キャリア１０８ｂ、１１０ｂ間の捩れ角の大きな減衰によってゴム歪を小さく抑え、かつ、常用回転域では、連結ゴム１１２で極力小さい減衰とすることによって、回転変動吸収プーリ１００の防振性能を改善できる。すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用することによって、共振点通過時と常用回転域の双方でも、クランクシャフト等の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を高められるようになる。

このように、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、共振時のゴム歪が小さいことから、共振時の伝達率（共振倍率）を軽減することを目的とした減衰要素や機構を新たに設ける必要がない。また、本実施形態では、共振域のゴム歪が小さくなるので、従来技術となるアイソレーションプーリの防振ゴムのように、ゴムの耐久性を懸念する必要がなくなる。さらに、本実施形態では、余計な減衰が無いことによって、防振領域となるエンジンの常用回転域の防振特性を良好なものとする。

すなわち、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、常用回転域で防振性を悪化させる大きな減衰の付与や、共振点通過時のゴム歪を抑制するストッパ機構を必要とせずに、防振機能の耐久信頼性を高めることができる。このことから、本実施形態では、従来のように防振ゴムのゴム歪を抑制するストッパ機構を新たに設置することなく、確実に共振点通過時と常用回転域の双方でも、エンジンのクランクシャフト等の装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際における防振機能の耐久信頼性を高められる。

また、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００は、自動車のエンジンで発生する駆動力の一部をクランクシャフトからプーリに巻着されたベルトを介してオルタネータやウォーターポンプ等の補機に与える際に適用されているが、他の産業分野にも適用できる。例えば、各種産業機械の制御装置や電子機器の防振支持等のように、装置の駆動軸から他の装置にトルクを伝達する際の回転変動を吸収する場合にも、本実施形態の回転変動吸収プーリ１００を適用して、防振機能の耐久信頼性を高められるので、極めて大きな工業的価値を有する。

なお、上記のように回転変動吸収プーリの一実施形態について詳細に説明したが、本発明の新規事項及び効果から実体的に逸脱しない多くの変形が可能であることは、当業者には、容易に理解できるであろう。従って、このような変形例は、全て本発明の範囲に含まれるものとする。

例えば、明細書又は図面において、少なくとも一度、より広義又は同義な異なる用語と共に記載された用語は、明細書又は図面のいかなる箇所においても、その異なる用語に置き換えることができる。また、回転変動吸収プーリの構成、動作も本実施形態で説明したものに限定されず、種々の変形実施が可能である。

１００ 回転変動吸収プーリ
１０２ ハブ
１０２ａ ボス
１０２ａ１ 軸孔
１０２ｂ リム
１０２ｂ１ 外周面
１０２ｂ２ 凸部
１０２ｃ フランジ
１０２ｃ１ サブリム
１０４ プーリ
１０４ａ ポリＶ溝
１０４ｂ 内周面
１０６ ベアリング
１０７ 回転変動吸収機構
１０８ 第１の遊星歯車機構（第１の伝達部）
１０８ａ 第１のサンギヤ
１０８ａ１ （サンギヤの）歯
１０８ｂ 第１のキャリア
１０８ｂ１ 第１のプラネタリギヤ
１０８ｂ２ ギヤ軸
１０８ｂ３ （プラネタリギヤの）歯
１０９ リングギヤ
１０９ａ （リングギヤの）歯
１１０ 第２の遊星歯車機構（第２の伝達部）
１１０ａ 第２のサンギヤ
１１０ａ１ （サンギヤの）歯
１１０ｂ 第２のキャリア
１１０ｂ１ 第２のプラネタリギヤ
１１０ｂ２ ギヤ軸
１１０ｂ３ （サンギヤの）歯
１１２ 連結ゴム（弾性体）
１１４ カバー

Claims (4)

1. 同軸上にボスとリムが設けられるハブと、
   前記ハブの外側に設けられるプーリと、
   前記リムの外周面に固定される第１のサンギヤと前記プーリの内周面に固定されるリングギヤとを第１のキャリアに回転自在に設けた第１のプラネタリギヤで連結する第１の伝達部と、
   前記リムの外周面に固定される第２のサンギヤと前記リングギヤとを第２のキャリアに回転自在に設けた第２のプラネタリギヤで連結し、かつ、前記第１の伝達部と減速比が異なる第２の伝達部と、
   前記第１のキャリアと前記第２のキャリアとの軸方向に互いに対面する部分を連結する弾性体と、を備えることを特徴とする回転変動吸収プーリ。
2. 前記第１の伝達部と前記第２の伝達部の前記減速比の差は、０．０１以下であることを特徴とする請求項１に記載の回転変動吸収プーリ。
3. 前記第１のサンギヤの方が前記第２のサンギヤよりも歯数が少ない構成として、前記第１の伝達部は、前記第２の伝達部よりも前記減速比が大きいことを特徴とする請求項１又は２に記載の回転変動吸収プーリ。
4. 前記弾性体は、前記第１のキャリアと前記第２のキャリアの裏面側を互いに加硫接着することにより連結することを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の回転変動吸収プーリ。

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