JP2021089066A - プーリ構造体 - Google Patents

Abstract

【課題】比較的簡単な構成で、ロック機構が作動する際のベルト張力の過大な上昇を抑制する。【解決手段】プーリ構造体は、外回転体と、内回転体と、外回転体と内回転体との間に配置されたコイルばねとを備える。コイルばねは、拡径方向にねじり変形した際に外回転体と内回転体との間でトルクを伝達し、縮径方向にねじり変形した際にトルクの伝達を遮断する。プーリ構造体は、コイルばねの自由部分が拡径方向に過大にねじり変形したときに、コイルばねのそれ以上のねじり変形が規制され、外回転体及び内回転体がコイルばねと一体的に回転するロック機構を有する。プーリ構造体は、外回転体とコイルばねとの間に設けられた弾性スリーブを備え、コイルばねの拡径により、コイルばねの自由部分が弾性スリーブを介して外回転体に当接し、ロック機構が作動する際に、弾性スリーブは、径方向に圧縮弾性変形する。【選択図】図１

Description

本発明は、コイルばねを備えたプーリ構造体に関する。

自動車等のエンジンの動力によってオルタネータ等の補機を駆動する補機駆動ユニットでは、オルタネータ等の補機の駆動軸に連結されるプーリと、エンジンのクランク軸に連結されるプーリにわたってベルトが掛け渡され、このベルトを介してエンジンのトルクが補機に伝達される。特に、他の補機に比べて大きな慣性を有するオルタネータの駆動軸に連結されるプーリには、クランク軸の回転変動を吸収できる、例えば特許文献１〜３のプーリ構造体が用いられる。

特許文献１〜３のプーリ構造体は、外回転体と、外回転体の内側に設けられ且つ外回転体に対して相対回転可能な内回転体とを含み、外回転体に巻回されるベルトのスリップ防止等の観点から、外回転体と内回転体との間に、トルクを一方向に伝達又は遮断する一方向クラッチが設けられている。一方向クラッチで、外回転体（ベルトを介してクランク軸等の駆動軸と連結）と内回転体（軸を介して補機等被駆動体に連結）とを相対回転させることにより、外回転体と内回転体の回転速度差を吸収する。例えば、特許文献１，２では、一方向クラッチとして、ねじりコイルばねを含むコイルばね式クラッチが設けられている。特許文献３では、一方向クラッチとして、ローラを含むローラ式クラッチが設けられている。

さらに、特許文献１〜３のプーリ構造体は、一方向クラッチへの過負荷を防止するため、エンジンの冷間始動時等において外回転体に過大なトルクが入力された際に、一方向クラッチが外回転体に強く摩擦係合した状態（ロック状態）となり、２つの回転体が一方向クラッチとともに一体的に回転する機構（以下、ロック機構という。）を有する。例えば、特許文献１，２では、コイルばねの自由部分（外周面）が外回転体と強く摩擦係合したときに、ロック状態となる。特許文献３では、ころ（ローラ）の円筒面（外周面）が外回転体（外輪のカム面）と強く摩擦係合したときに、ロック状態となる。

特開２０１７−２０１２１０号公報 特許第５０５７９９７号公報 特開平１１−２８７３１１号公報

従来（特許文献１）のプーリ構造体は、図１７に示すように、エンジンの冷間始動時等において、外回転体に過大なトルクが入力され、コイルばねの自由部分が拡径し、コイルばねの自由部分（外周面）が外回転体の内周面（環状面）に当接したときに、瞬間的にロック機構が作動し、コイルばねのそれ以上の拡径方向のねじり変形が規制（阻止、停止）される。

そのため、ロック機構の作動時に、コイルばねによる減衰が急激に失われ、外回転体からトルク入力側のベルトに衝撃荷重（過大な回転制動力）が作用し、ベルト張力が過大に上昇してしまう。例えば、自動車エンジンの補機駆動ベルトシステム備わるプーリ構造体において、このロック機構の作動及びベルト張力の過大な上昇が過度に繰り返されると、ベルトシステムの耐久性が低下し、ベルトが輪断（心線切断）したり、各補機に備わる軸受が破損したり、あるいは、オルタネータ等の駆動軸と内回転体との嵌合（蝶合）部分が増し締まることにより当嵌合部分が損傷してしまう虞がある。

本発明は、コイルばねの拡径方向のねじり変形を規制するロック機構を有するプーリ構造体において、比較的簡単な構成で、ロック機構が作動する際のベルト張力の過大な上昇を抑制できるプーリ構造体を提供することを目的とする。

本発明のプーリ構造体は、ベルトが巻回される筒状の外回転体と、前記外回転体の径方向の内側に設けられ、前記外回転体に対して前記外回転体と同一の回転軸を中心として相対回転可能な内回転体と、前記外回転体と前記内回転体との間に配置されたコイルばねと、を備え、前記コイルばねは、拡径方向にねじり変形した際に、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、縮径方向にねじり変形した際に、前記外回転体と前記内回転体との間でのトルクの伝達を遮断し、かつ、前記コイルばねの拡径により、前記コイルばねの自由部分が拡径方向に過大にねじり変形したときに、前記コイルばねのそれ以上の拡径方向のねじり変形が規制され、前記外回転体及び前記内回転体が前記コイルばねと一体的に回転するロック機構を有するプーリ構造体において、前記外回転体と前記コイルばねとの間に設けられた弾性スリーブをさらに備え、前記コイルばねの拡径により、前記コイルばねの前記自由部分が前記弾性スリーブを介して前記外回転体に当接し、前記ロック機構が作動する際に、前記弾性スリーブは、前記径方向に圧縮弾性変形することを特徴とする。

上記の構成によれば、弾性スリーブがその厚み方向に圧縮弾性変形した状態でロック機構が作動する。そのため、ロック機構が作動する際に、コイルばねによる減衰が急激には失われず、外回転体からトルク入力側のベルトに作用する衝撃荷重（過大な回転制動力）が緩和される。その分、ロック機構の作動時に、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる。また、プーリ構造体の従来の基本構成に弾性スリーブを追加するという比較的簡単な構成で、ロック機構の作動時に、ベルトに作用する衝撃荷重を緩和し、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる。

ここで、本明細書において「ベルト張力」とは、ベルト走行中のベルト張力であって、所謂「動的ベルト張力」を指す。動的ベルト張力は、例えば、以下のようにして得ることができる。即ち、動的ベルト張力測定用のセンサ（歪ゲージ等）を備えたタッチプーリをベルトシステム上の張り側ベルトスパン間に仮設置したエンジンベンチ試験機を用いて、ベルト走行中のベルト張力（動的ベルト張力）を連続的に計測する。当該計測によりベルト走行中のベルト張力（動的ベルト張力）の時系列変化を示すグラフを得る。この得られたグラフから動的ベルト張力を読み取ることができる。以上のように、本明細書における「ベルト張力」は、ベルトが停止した状態で測定される単なるベルト張力とは区別される。

本発明のプーリ構造体において、前記弾性スリーブは、前記外回転体及び前記内回転体が回転していない状態において、前記外回転体の内周面における、前記コイルばねの自由部分と前記径方向に対向する部分に接触していてもよい。ここで、弾性スリーブが、外回転体及び内回転体が回転していない状態において、外回転体の内周面における、コイルばねの自由部分と径方向に対向する部分に接触していない場合には、プーリ構造体の作動中、コイルばねが過大に拡径変形し、ロック機構が作動する度に、外回転体の径方向における弾性スリーブの位置関係が変化することで、コイルばねとともに、弾性スリーブの拡径変形及び縮径変形が繰り返されることになる。これに対して、上記の構成によれば、プーリ構造体の作動中、外回転体に対する弾性スリーブの径方向に関する位置関係が終始変化しない態様に保持される。そのため、ロック機構が作動する度に弾性スリーブの拡径変形及び縮径変形が繰り返されることはない。その結果として、弾性スリーブの品質をより確保し易くなる。

本発明のプーリ構造体において、前記弾性スリーブの外周面に、凸部が設けられ、前記外回転体の内周面に、前記凸部と凹凸嵌合可能な凹部が設けられていてもよい。上記の構成によれば、弾性スリーブがコイルばねの自由部分と径方向に対向する外回転体の内周面に凹凸嵌合可能に装着される。このため、弾性スリーブが単純な円筒形状である場合と比べて、回転軸方向に関する弾性スリーブの位置決めを確実に行うことができる。その分、弾性スリーブの品質をより確保し易くなる。

本発明のプーリ構造体において、前記弾性スリーブは、前記外回転体及び前記内回転体が回転していない状態において、縮径方向の自己弾性復元力によって前記コイルばねにおける前記自由部分の外周面に接触していてもよい。上記の構成によれば、弾性スリーブは、径方向に伸ばして、コイルばねにおける自由部分の外周面に接触するように装着される。このため、装着後の弾性スリーブは、終始、コイルばねにおける自由部分の外周面に接触した態様に保持されつつ、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分に対向する部分が、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分にやや食い込んだ態様に保持される。そのため、弾性スリーブを回転軸方向に対して位置決めするための加工をプーリ構造体に施す必要がなく、その分、プーリ構造体をより簡単な構成にできる。

本発明のプーリ構造体において、前記弾性スリーブは、合成ゴム製であってもよい。上記の構成によれば、弾性スリーブが耐熱性、耐油性等に優れたものとなる。その結果として、自動車エンジンの補機駆動用ベルトシステムに備わるプーリ構造体として好適に供することができる。

図１は、第１実施形態のプーリ構造体の断面図である。 図２は、図１のII−II線に沿った断面図である。 図３は、図１のIII−III線に沿った断面図である。 図４は、図１に示す弾性スリーブの側面図である。 図５は、図１に示す弾性スリーブの正面図である。 図６は、図１に示すプーリ構造体のねじりコイルばねのねじり角度とねじりトルクとの関係を示すグラフである。 図７は、図１に示すプーリ構造体のねじりコイルばねの自由部分の拡径を示す部分断面図である。 図８は、図１に示すプーリ構造体のねじりコイルばねの自由部分の拡径を示す部分断面図である。 図９は、第２実施形態のプーリ構造体の断面図である。 図１０は、図９に示す弾性スリーブの側面図である。 図１１は、図９に示す弾性スリーブの正面図である。 図１２は、エンジンベンチ試験機の概略構成図である。 図１３は、エンジンベンチ試験機の概略構成図である。 図１４は、実施例１のプーリ構造体のエンジン冷間始動時における動的ベルト張力の時系列変化を示すグラフである。 図１５は、実施例２のプーリ構造体のエンジン冷間始動時における動的ベルト張力の時系列変化を示すグラフである。 図１６は、比較例１のプーリ構造体のエンジン冷間始動時における動的ベルト張力の時系列変化を示すグラフである。 図１７は、従来のプーリ構造体の断面図である。

（第１実施形態）
以下、本発明の第１実施形態のプーリ構造体１について説明する。
プーリ構造体１は、自動車の補機駆動システム（図示省略）において、オルタネータの駆動軸に設置される。なお、本発明のプーリ構造体は、オルタネータ以外の補機の駆動軸に設置してもよい。

図１〜図３に示すように、プーリ構造体１は、外回転体２、内回転体３、コイルばね４（以下、単に「ばね４」という。）、エンドキャップ５及び弾性スリーブ６を含む。以下、図１における左方を前方、右方を後方として説明する。エンドキャップ５は、外回転体２及び内回転体３の前端に配置されている。

外回転体２及び内回転体３は、共に略円筒状であり、同一の回転軸を有する。外回転体２及び内回転体３の回転軸は、プーリ構造体１の回転軸であり、以下、単に「回転軸」という。また、回転軸方向を、単に「軸方向」という。内回転体３は、外回転体２の径方向の内側に設けられ、外回転体２に対して相対回転可能である。外回転体２の外周面に、ベルトＢが巻回される。

内回転体３は、筒本体３ａ、及び、筒本体３ａの前端の外側に配置された外筒部３ｂを有する。筒本体３ａに、オルタネータ等の駆動軸Ｓが嵌合される。外筒部３ｂと筒本体３ａとの間に、支持溝部３ｃが形成されている。外筒部３ｂの内周面と筒本体３ａの外周面は、支持溝部３ｃの溝底面３ｄを介して連結されている。

外回転体２の後端の内周面と、筒本体３ａの外周面との間に、転がり軸受７が介設されている。外回転体２の前端の内周面と、外筒部３ｂの外周面との間に、滑り軸受８が介設されている。軸受７，８によって、外回転体２及び内回転体３が相対回転可能に連結されている。

外回転体２と内回転体３との間であって、転がり軸受７よりも前方に、空間９が形成されている。空間９に、ばね４が収容されている。空間９は、外回転体２の内周面及び外筒部３ｂの内周面と、筒本体３ａの外周面との間に形成されている。

外回転体２の内径は、後方に向かって２段階で小さくなっている。最も小さい内径部分における外回転体２の内周面を圧接面２ａ、２番目に小さい内径部分における外回転体２の内周面を環状面２ｂという。圧接面２ａにおける外回転体２の内径は、外筒部３ｂの内径よりも小さい。環状面２ｂにおける外回転体２の内径は、外筒部３ｂの内径と同じかそれよりも大きい。

外回転体２の環状面２ｂには、回転軸の周方向に全周にわたって延在する１つの凹溝２ｂ１（「凹部」に相当）が形成されている。凹溝２ｂ１は、弾性スリーブ６の後述する凸条６ａ（「凸部」に相当）と凹凸嵌合可能である。

筒本体３ａは、前端において外径が大きくなっている。この部分における内回転体３の外周面を接触面３ｅという。

ばね４は、ばね線（ばね線材）を螺旋状に巻回（コイリング）して形成されたねじりコイルばねである。ばね４は、左巻き（前端から後端に向かって反時計回り）である。ばね４の巻き数Ｎは、例えば５〜９巻きである。ばね４のばね線は、断面形状（回転軸を通り且つ回転軸と平行な方向に沿った断面形状）が台形状の台形線である。ばね線の断面における４つの角は、面取り形状（例えば、曲率半径０．３ｍｍ程度のＲ面、又は、Ｃ面）となっている。

ばね４は、外力を受けていない状態において、全長に亘って径が一定である。外力を受けていない状態でのばね４の外径は、圧接面２ａにおける外回転体２の内径よりも大きい。ばね４は、後端側領域４ｃが縮径された状態で、空間９に収容されている。ばね４における後端側領域４ｃの外周面は、ばね４の拡径方向の自己弾性復元力によって、圧接面２ａに押し付けられている。後端側領域４ｃは、ばね４の後端から１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。

また、プーリ構造体１が停止しており、ばね４における後端側領域４ｃの外周面がばね４の拡径方向の自己弾性復元力によって圧接面２ａに押し付けられた状態において、ばね４の前端側領域４ｂは、若干拡径された状態で、接触面３ｅと接触している。つまり、プーリ構造体１が停止している状態において、ばね４における前端側領域４ｂの内周面は、接触面３ｅに押し付けられている。前端側領域４ｂは、ばね４の前端から１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。プーリ構造体１に外力が作用していない状態において、ばね４は、全長に亘って径がほぼ一定である。

ばね４は、プーリ構造体１に外力が作用していない状態（即ち、プーリ構造体１が停止した状態）において、軸方向に圧縮されており、ばね４の前端側領域４ｂの軸方向端面の周方向一部分（前端から半周以上）が、内回転体３の溝底面３ｄに接触し、ばね４の後端側領域４ｃの軸方向端面の周方向一部分（後端から半周以上）が、外回転体２の円環板部２ｃの前面に接触している。コイルばね４の軸方向の圧縮率は、例えば、２０％程度であってもよい。なお、ばね４の軸方向の圧縮率とは、プーリ構造体１に外力が作用していない状態でのばね４の軸方向長さをＬ１、ばね４の自然長をＬ０とすると、１００×（Ｌ０−Ｌ１）／Ｌ０で算出される。また、ばね４は、軸方向に圧縮された状態において、軸方向に隣り合うばね線間に隙間（例えば、０．６ｍｍ）を有する。

ばね４は軸方向に圧縮された状態で、後端側領域４ｃの軸方向端面が外回転体２の円環板部２ｃに接触し、前端側領域４ｂの軸方向端面が内回転体３の円環板部（溝底面３ｄ）に接触する。支持溝部３ｃの溝底面３ｄは、螺旋状に形成されている。それにより、ばね４の前端側領域４ｂの軸方向端面の周方向略全域が、溝底面３ｄと接触する。

図２に示すように、前端側領域４ｂのうち、ばね４の前端から回転軸回りに９０°離れた位置付近を第２領域４ｂ２、第２領域４ｂ２よりも前端側の部分を第１領域４ｂ１、残りの部分を第３領域４ｂ３という。また、図１に示すように、ばね４の前端側領域４ｂと後端側領域４ｃの間の領域、即ち、圧接面２ａと接触面３ｅのいずれにも接触しない領域を、自由部分４ｄとする。

図２に示すように、内回転体３の前端部分には、ばね４の前端面４ａと対向する当接面３ｆが形成されている。また、外筒部３ｂの内周面には、外筒部３ｂの径方向内側に突出して前端側領域４ｂの外周面と対向する突起３ｇが設けられている。突起３ｇは、第２領域４ｂ２と対向している。

図１、図４及び図５に示すように、弾性スリーブ６は、合成ゴム（例えば、クロロプレンゴム、ウレタンゴム、ニトリルゴム、水素添加ニトリルゴム、アクリルゴム、シリコーンゴム、フッ素ゴム等のゴム成分を含むゴム組成物）で形成された円筒状の弾性部材である。

弾性スリーブ６は、図１に示すように、外回転体２とばね４との間に設けられている。また、弾性スリーブ６は、外回転体２及び内回転体３が回転していない状態（つまり、プーリ構造体１が停止している状態）において、外回転体２の内周面における、ばね４の自由部分４ｄと径方向に対向する環状面２ｂに接触している。

弾性スリーブ６の外周面には、周方向に全周に亘って延在する１つの凸条６ａが設けられている。弾性スリーブ６の上記凸条６ａ以外の部分６ｂは、外力を受けていない状態において、軸方向に沿った全長に亘って径が一定である。凸条６ａは、外回転体２の内周面（環状面２ｂ）に形成された凹溝２ｂ１と凹凸嵌合可能である。弾性スリーブ６は、凸条６ａが凹溝２ｂ１と凹凸嵌合するように装着されたとき、外回転体２の内周面（環状面２ｂ）との間に隙間が生じない状態（つまり接触状態）に保持されるよう、凸条６ａ以外の部分６ｂの外径が外回転体２の内周面（環状面２ｂ）の内径と略等しくなっている。なお、外回転体２が回転し始めると、遠心力が弾性スリーブ６に作用するため、プーリ構造体１が停止している場合と比べ、弾性スリーブ６と外回転体２との接触界面の接触度合いが増し、両者はより密着するようになる。

また、弾性スリーブ６の外周面と外回転体２の内周面（環状面２ｂ）とは、その一部又は全部が接着処理されていてもよい。弾性スリーブ６の基準厚さｔ（凸条以外の部分の厚さ）、凸条６aの突出高さや幅、凸条６aの数等は、例えば後述するエンジン始動試験等で動的ベルト最大張力の低減効果を確認した上で、決定されてよい。硬さは、デュロメータＡ硬さ（ＪＩＳ Ｋ６２５３：２０１２に準拠）で５０〜９０、より好ましくは６０〜８０の範囲内であることが好ましい。５０未満では、弾性スリーブ６が早期に底突き状態となってしまい、後述するロック機構１０が作動する際に、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる効果を確保し難くなる。９０を超えると、弾性スリーブ６がその厚み方向に圧縮弾性変形し難くなり、同様に、ロック機構１０が作動する際に、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる効果を確保し難くなる。

次いで、プーリ構造体１の動作について説明する。

先ず、外回転体２の回転速度が内回転体３の回転速度よりも大きくなった場合（即ち、外回転体２が加速する場合）について説明する。

この場合、外回転体２は、内回転体３に対して正方向（図２及び図３の矢印方向）に相対回転する。外回転体２の相対回転に伴って、ばね４の後端側領域４ｃが、圧接面２ａと共に移動し、内回転体３に対して相対回転する。これにより、ばね４が拡径方向にねじり変形（以下、単に拡径変形という。）する。ばね４の後端側領域４ｃの圧接面２ａに対する圧接力は、ばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなるほど増大する。第２領域４ｂ２は、ねじり応力を最も受け易く、ばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなると、接触面３ｅから離れる。このとき、第１領域４ｂ１及び第３領域４ｂ３は、接触面３ｅに圧接している。第２領域４ｂ２が接触面３ｅから離れると略同時に、又は、ばね４の拡径方向のねじり角度がさらに大きくなったときに、第２領域４ｂ２の外周面が突起３ｇに当接する。第２領域４ｂ２の外周面が突起３ｇに当接することで、前端側領域４ｂの拡径変形が規制され、ねじり応力がばね４における前端側領域４ｂ以外の部分に分散され、特にばね４の後端側領域４ｃに作用するねじり応力が増加する。これにより、ばね４の各部に作用するねじり応力の差が低減され、ばね４全体で歪エネルギーを吸収できるため、ばね４の局部的な疲労破壊を防止できる。

また、第３領域４ｂ３の接触面３ｅに対する圧接力は、ばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなるほど低下する。第２領域４ｂ２が突起３ｇに当接すると同時に、又は、ばね４の拡径方向のねじり角度がさらに大きくなったときに、第３領域４ｂ３の接触面３ｅに対する圧接力が略ゼロとなる。このときのばね４の拡径方向のねじり角度をθ１（例えば、θ１＝３°）とする。ばね４の拡径方向のねじり角度がθ１を超えると、第３領域４ｂ３は、拡径変形することで、接触面３ｅから離れていく。しかし、第３領域４ｂ３と第２領域４ｂ２との境界付近において、ばね４が湾曲（屈曲）することはなく、前端側領域４ｂは円弧状に維持される。つまり、前端側領域４ｂは、突起３ｇに対して摺動し易い形状に維持されている。そのため、ばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなって前端側領域４ｂに作用するねじり応力が増加すると、前端側領域４ｂは、第２領域４ｂ２の突起３ｇに対する圧接力及び第１領域４ｂ１の接触面３ｅに対する圧接力に抗して、突起３ｇ及び接触面３ｅに対して外回転体２の周方向に摺動する。そして、前端面４ａが当接面３ｆを押圧することにより、外回転体２と内回転体３との間で確実にトルクを伝達できる。

なお、ばね４の拡径方向のねじり角度がθ１以上且つθ３（例えば、θ３＝４５°）未満の場合、第３領域４ｂ３は、接触面３ｅから離隔し且つ外筒部３ｂの内周面に接触しておらず、第２領域４ｂ２は、突起３ｇに圧接されている。そのため、この場合、ばね４の拡径方向のねじり角度がθ１未満の場合に比べて、ばね４の有効巻数が大きく、ばね定数（図６に示す直線の傾き）が小さい。

また、ねじり角度が大きくなるにつれて、ばね４の自由部分４ｄが拡径し、ばね４の拡径方向のねじり角度がθ２（例えば、θ２＝３５°）になると、図７に示すように、ばね４の自由部分４ｄの外周面が弾性スリーブ６に当接する。

ねじり角度がθ２を超えると、ばね４の自由部分４ｄが弾性スリーブ６を介して外回転体２の内周面（環状面２ｂ）に当接した状態となることで、ばね４の自由部分４ｄの拡径変形が規制され始める。ねじり角度が大きくなるにつれて、弾性スリーブ６の圧縮弾性変形（厚みの減少）が進行している間は、ばね４の自由部分４ｄの拡径変形が緩やかに規制され、コイルばねによる減衰が急激には失われない。

そして、ねじり角度が所定の角度θ３（例えば、θ３＝４５°）に近い角度θ４（例えば、θ４＝４２°）に到達すると、図８に示すように、弾性スリーブ６の圧縮弾性変形が限界に達し、ばね４の自由部分４ｄと外回転体２とが弾性スリーブ６を介して強く摩擦係合した状態（ロック状態）となる。また、このとき、ばね４の前端側領域４ｂは、拡径方向のねじり角度が所定の角度θ３（例えば４５°）に到達し、内回転体３の外筒部３ｂに接触する。これにより、ばね４全体のそれ以上の拡径変形が規制され、ばね４のねじり角度はθ３よりも大きくならず、外回転体２及び内回転体３がばね４とともに一体的に回転する。

このように、プーリ構造体１は、ばね４の拡径により、ばね４の自由部分４ｄが拡径方向に過大にねじり変形したときに、ばね４のそれ以上の拡径方向のねじり変形が規制され、外回転体２及び内回転体３がばね４と一体的に回転するロック機構１０を有する。そして、プーリ構造体１においてロック機構１０の作動時に、ばね４の過度の拡径変形による破損が防止されるとともに、外回転体２からトルク入力側のベルトＢに作用する衝撃荷重（過大な回転制動力）が緩和されるようになっている。

次に、ねじり角度の範囲（０°〜θ３）における、ばね４のねじり角度とばね４に作用するねじりトルクとの関係について説明する。

ばね４の拡径方向のねじり角度が０°〜θ１の範囲では、ばね４における前端側領域４ｂの第３領域４ｂ３が接触面３ｅに接触しており、ばね４の有効巻数が変化しないので、有効巻数に反比例するばね定数（ねじりトルク／ねじり角度）は、上記範囲において一定である。つまり、ねじり角度が０°〜θ１の範囲では、ねじりトルクはねじり角度に比例し、グラフは直線状になっている。

ばね４の拡径方向のねじり角度がθ１〜θ２の範囲では、ばね４の前端側領域４ｂの第３領域４ｂ３が接触面３ｅから離れているため、ねじり角度がθ１未満の場合に比べると、ばね４の有効巻数が大きくなり、ばね４のばね定数が小さくなる。なお、ねじり角度がθ１〜θ２の範囲においても、前述したように有効巻数は変化せず、ばね定数は一定である。

ばね４の拡径方向のねじり角度がθ２〜θ３の範囲では、ねじり角度が大きくなるにつれて、ばね４の自由部分４ｄと外回転体２の内周面（環状面２ｂ）との摩擦係合が、徐々に連続的に増加していく。このため、ねじり角度が大きくなるにつれて、ばねのばね定数は徐々に連続的に大きくなっていく。ここで、前述したように、ばね４の自由部分４ｄの外周面が弾性スリーブ６を介して環状面２ｂに当接し始めるねじり角度θ２の値は、例えば３５°である。また、ばね４全体の拡径変形が規制される最大ねじり角度（すなわち、θ３）の値は、例えば４５°である。つまり、ばね４の拡径方向のねじり角度が上記最大ねじり角度の概ね７５％以上になったときに、ばね４の自由部分４ｄの外周面が弾性スリーブ６を介して環状面２ｂに当接し、ばね定数が変化し始める。

なお、従来のように、ねじり角度がθ２〜θ３の範囲においてもばね定数が一定である場合（図６のグラフの破線参照。図１７に示すプーリ構造体において、このような特性になる）と比べて、本実施形態のプーリ構造体１のばね４の自由部分４ｄは拡径変形しにくい。例えば、本実施形態のプーリ構造体１では、従来のプーリ構造体のばねの拡径変形が最大化するような（すなわち、拡径方向のねじり角度がθ３になるような）ねじりトルクＴがばね４に作用しても、ばね４の自由部分４ｄの拡径方向のねじり角度はθ３よりも小さいθ４にとどまり、拡径変形は最大化しない。

次に、外回転体２の回転速度が内回転体３の回転速度よりも小さくなった場合（即ち、外回転体２が減速する場合）について説明する。

この場合、外回転体２は、内回転体３に対して逆方向（図２及び図３の矢印方向と逆の方向）に相対回転する。外回転体２の相対回転に伴って、ばね４の後端側領域４ｃが、圧接面２ａと共に移動し、内回転体３に対して相対回転する。これにより、ばね４が縮径方向にねじり変形する（以下、単に縮径変形という）。ばね４の縮径方向のねじり角度がθ５（例えば、θ５＝４°）未満の場合、後端側領域４ｃの圧接面２ａに対する圧接力は、ねじり角度がゼロの場合に比べて若干低下するものの、後端側領域４ｃは圧接面２ａに圧接している。また、前端側領域４ｂの接触面３ｅに対する圧接力は、ねじり角度がゼロの場合に比べて若干増大する。ばね４の縮径方向のねじり角度がθ５以上の場合、後端側領域４ｃの圧接面２ａに対する圧接力は略ゼロとなり、後端側領域４ｃは圧接面２ａに対して外回転体２の周方向に摺動する。したがって、外回転体２と内回転体３との間でトルクは伝達されない（図６参照）。

このように、ばね４は、コイルスプリング式クラッチであって、トルクを一方向に伝達又は遮断する一方向クラッチとして機能する。ばね４は、内回転体３が外回転体２に対して正方向に相対回転するとき外回転体２及び内回転体３のそれぞれと係合して外回転体２と内回転体３との間でトルクを伝達する一方、内回転体３が外回転体２に対して逆方向に相対回転するとき外回転体２及び内回転体３の少なくとも一方（本実施形態では、圧接面２ａ）に対して摺動して外回転体２と内回転体３との間でトルクを伝達しない。

以上説明した第１実施形態のプーリ構造体１によれば、弾性スリーブ６がその厚み方向に圧縮弾性変形した状態でロック機構１０が作動する。そのため、ロック機構１０が作動する際に、ばね４による減衰が急激には失われず、外回転体２からトルク入力側のベルトＢに作用する衝撃荷重（過大な回転制動力）が緩和される。その分、ロック機構１０が作動時に、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる。その結果として、ベルトシステムの耐久性を向上できる。また、プーリ構造体の従来の基本構成（図１７参照）に弾性スリーブ６を追加するという比較的簡単な構成で、ロック機構１０の作動時に、ベルトＢに作用する衝撃荷重（過大な回転制動力）を緩和し、ベルト張力が過大に上昇するのを抑制できる。

ここで、弾性スリーブが、外回転体及び内回転体が回転していない状態において、外回転体の内周面における、ばねの自由部分と径方向に対向する部分に接触していない場合には、プーリ構造体の作動中、ばねが過大に拡径変形し、ロック機構が作動する度に、外回転体の径方向における弾性スリーブの位置関係が変化することで、ばねとともに、弾性スリーブの拡径変形及び縮径変形が繰り返されることになる。しかしながら、第１実施形態のプーリ構造体１によれば、弾性スリーブ６は、外回転体２及び内回転体３が回転していない状態において、外回転体２の内周面における、ばね４の自由部分４ｄと径方向に対向する部分（環状面２ｂ）に接触している。そのため、ロック機構１０が作動する度に弾性スリーブ６の拡径変形及び縮径変形が繰り返されることはなく、その結果として、弾性スリーブ６の品質をより確保し易くなる。

また、弾性スリーブ６の外周面に、凸条６ａが設けられ、外回転体２の内周面（環状面２ｂ）に、凸条６ａと凹凸嵌合可能な凹溝２ｂ１が設けられている。従って、弾性スリーブ６がばね４の自由部分４ｄと径方向に対向する外回転体２の内周面（環状面２ｂ）に凹凸嵌合可能に装着される。このため、弾性スリーブが単純な円筒形状である場合と比べて、軸方向に関する弾性スリーブ６の位置決めを確実に行うことができる。その分、弾性スリーブ６の品質をより確保し易くなる。

また、弾性スリーブ６は、合成ゴム製であるため、弾性スリーブ６が耐熱性、耐油性等に優れたものとなる。その結果として、自動車エンジンの補機駆動用ベルトシステムに備わるプーリ構造体１として好適に供することができる。

（第２実施形態）
次に、第２実施形態に係るプーリ構造体１０１について説明する。第２実施形態に係るプーリ構造体１０１は、弾性スリーブの構成が第１実施形態のプーリ構造体１と主に異なる。尚、以下においては、上述した第１実施形態と同一の箇所については同一の符号を付し、その説明を適宜省略する。

図９に示すように、プーリ構造体１０１の外回転体１０２の環状面１０２ｂには、第１実施形態と異なり凹溝は形成されていない。

弾性スリーブ１０６は、図１０及び図１１に示すように、合成ゴム（例えば、クロロプレンゴム、ウレタンゴム、ニトリルゴム、水素添加ニトリルゴム、アクリルゴム、シリコーンゴム、フッ素ゴム等のゴム成分を含むゴム組成物）で形成された円筒状の弾性部材である。

弾性スリーブ１０６は、図９に示すように、外回転体１０２とばね４との間に設けられている。また、弾性スリーブ１０６は、外回転体１０２及び内回転体３が回転していない状態（つまり、プーリ構造体１が停止している状態）において、縮径方向の自己弾性復元力によってばね４における自由部分４ｄの外周面に接触している。

弾性スリーブ１０６は、図１０及び図１１に示すように、外力を受けていない状態において、軸方向に沿った全長に亘って径が一定であり、このときの弾性スリーブ１０６の内径は、外力を受けていない状態でのばね４の外径よりも小さい。つまり、弾性スリーブ１０６は、径方向に伸ばされて、ばね４における自由部分４ｄの外周面に接触するように装着されている。このため、弾性スリーブ１０６は、装着後は終始、ばね４における自由部分４ｄの外周面に接触した態様に保持されつつ、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分に対向する部分が、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分にやや食い込んだ態様に保持される（図９の丸囲み内の部分拡大図参照）。

弾性スリーブ１０６の厚み等は、例えば後述するエンジン始動試験等で動的ベルト最大張力の低減効果を確認した上で、決定されてよい。

次いで、プーリ構造体１０１の動作について説明する。

プーリ構造体１０１の動作は、以下の点を除き、上記第１実施形態のプーリ構造体１の動作と略同じである。即ち、プーリ構造体１０１では、ばね４の拡径方向のねじり角度がθ２（例えば、θ２＝３５°）になると、ばね４の自由部分４ｄの外周面に接触している弾性スリーブ１０６が、外回転体１０２の内周面（環状面２ｂ）に当接する。プーリ構造体１０１のその他の動作については、プーリ構造体１の動作と略同じである。

以上説明した第２実施形態のプーリ構造体１０１によれば、弾性スリーブ１０６は、外回転体１０２及び内回転体３が回転していない状態において、縮径方向の自己弾性復元力によってばね４における自由部分４ｄの外周面に接触している。従って、弾性スリーブ１０６は、径方向に伸ばして、ばね４における自由部分４ｄの外周面に接触するように装着される。装着後の弾性スリーブ１０６は、終始、ばね４における自由部分４ｄの外周面に接触した態様に保持されつつ、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分に対向する部分が、軸方向に隣り合うばね線間の隙間部分にやや食い込んだ態様に保持される。そのため、弾性スリーブ１０６を軸方向に対して位置決めするための加工をプーリ構造体１０１に施す必要がなく、その分、プーリ構造体１０１をより簡単な構成にできる。

以上、本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限られるものではなく、特許請求の範囲に記載した限りにおいて様々な変更が可能である。

例えば、上述の第１実施形態において、弾性スリーブの外周面に形成された凸部は、周方向の全周に亘って延在する凸条であり、外回転体の内周面に形成された凹部は、周方向の全周に亘って延在する凹溝であったが、特にこれに限定されるものではない。例えば、弾性スリーブに複数の突起(「凸部」に相当)が回転軸の周方向に全周にわたって配置されており、外回転体の環状面に複数の溝(「凹部」に相当)が形成されており、複数の突起と複数の溝が凹凸嵌合可能にされていてもよい。また、弾性スリーブの周方向の一部にのみ凸条が形成され、外回転体の環状面の周方向の一部にのみ凹溝が形成されていてもよい。また、第１実施形態において、弾性スリーブに凸条が形成されておらず、外回転体の環状面に凹溝が形成されていなくてもよい。

また、上述の第１及び第２実施形態では、弾性スリーブは、合成ゴム製であったが、特にこれに限定されるものではなく、弾性材料で形成されていればよい。

以下、実施例により、本発明をさらに具体的に説明する。
実施例１、２及び比較例１に係るプーリ構造体を作製した。以下、各プーリ構造体について具体的に説明する。

＜実施例１＞
実施例１のプーリ構造体は、上述の第１実施形態に係るプーリ構造体に対応するものである。コイルばねのばね線は、ばね用オイルテンパー線（ＪＩＳＧ３５６０：１９９４に準拠）とした。ばね線は、台形線であって、内径側軸方向長さは、３．８ｍｍとし、外径側軸方向長さは、３．６ｍｍとし、径方向長さは、５．０ｍｍとした。なお、ばね線の断面における４つの角は、面取り形状（曲率半径０．３ｍｍ程度のＲ面）とした。ばねの巻き数は、７巻きとし、巻き方向は、左巻きとした。ばねの軸方向の圧縮率は、約２０％とした。軸方向に隣り合うばね線間の隙間は、ばねが軸方向に圧縮された状態で０．６ｍｍとした。

実施例１のプーリ構造体の弾性スリーブは、以下のようにして作製した。即ち、まず、水素添加ニトリルゴムをゴム成分とするゴム組成物（下記表１に示す配合のもの）をバンバリーミキサーで混練し、圧延ロールを用いてゴムシートにした。当該ゴムシートを中芯及び二ツ割外型からなる組み金型のキャビティ内に投入し、プレス成形機を用いて型締めすると共に、熱及び圧力を加えて加硫成形した。これにより、弾性スリーブが耐熱性、耐油性等に優れたものとなる。なお、弾性スリーブをプレス成形により成形したが、任意の方法（例えば、ゴム射出成形、ゴム移送成形、ゴム押出成形等）で成形してよい。加硫成形後の弾性スリーブのデュロメータＡ硬さ（ＪＩＳ Ｋ６２５３：２０１２準拠）は、約７０であった。

弾性スリーブの基準厚さｔ（凸条以外の部分の厚さ）は、１．５ｍｍである。弾性スリーブの外径（凸条以外の部分の外径）は、外回転体の内周面（環状面）の内径に一致させた。弾性スリーブの軸方向長さは、環状面の面長に一致させた。凸条は、矩形断面であり、突出高さ１．５ｍｍ、幅２．５ｍｍ、凸条の数は１（軸方向中央で周方向に延在）とした。なお、外回転体に加工した凹溝は、上記凸条と凹凸嵌合可能に形成されており、矩形断面、溝深さ１．５ｍｍ、溝幅２．５ｍｍ、溝の数は１（軸方向中央）とした。このように成形した弾性スリーブを、凸条部分について周方向の一部分を凸条の突出高さ分だけ縮径させた（へこませた）状態で、弾性スリーブの外周面と外回転体の内周面（環状面）とを摺接させながら前方より外回転体（環状面）の内側に挿入し、次に、凸条と凹溝とを全周にわたって凹凸嵌合させて、外回転体に装着した。なお、接着処理は施さなかった。この弾性スリーブが装着された外回転体を含む各部材を順次組込み、実施例１のプーリ構造体を完成させた。

＜実施例２＞
実施例２のプーリ構造体は、上述の第２実施形態に係るプーリ構造体に対応するものである。実施例２のプーリ構造体におけるコイルばねの構成は、実施例１のプーリ構造体におけるコイルばねと同じである。

実施例２のプーリ構造体の弾性スリーブの作製方法は、実施例１の弾性スリーブと略同じである。即ち、まず、水素添加ニトリルゴムをゴム成分とするゴム組成物（表１に示す配合のもの）をバンバリーミキサーで混練し、圧延ロールを用いてゴムシートにした。当該ゴムシートを中芯及び二ツ割外型からなる組み金型のキャビティ内に投入し、プレス成形機を用いて型締めすると共に、熱及び圧力を加えて加硫成形した。加硫成形後の弾性スリーブのデュロメータＡ硬さ（ＪＩＳ Ｋ６２５３：２０１２準拠）は、約７０であった。

弾性スリーブの基準厚さｔは１．５ｍｍである。また、弾性スリーブの軸方向長さは、環状面の面長に一致させた。この軸方向長さは、ばねの自由部分の軸方向長さ（３巻き分の軸方向長さ）と略等しい。弾性スリーブの内径は、自由状態でのばね（自由部分）の外径よりも約５％小さくした。

このように成形した弾性スリーブを、径方向に伸ばして、ばねの自由部分を含む領域の外周面であって、プーリ構造体において外回転体の内周面（環状面）に径方向に対向する部分に、装着した（被せた）。この弾性スリーブが装着されたばねを含む各部材を順次組込み、実施例２のプーリ構造体を完成させた。

＜比較例１＞
比較例１のプーリ構造体は、上述の実施例２に係るプーリ構造体から弾性スリーブを省略したものである。従って、比較例１のプーリ構造体におけるコイルばねの構成は、実施例１，２のプーリ構造体におけるコイルばねの構成と同じである。

〔エンジン冷間始動試験〕
以上の実施例１，２及び比較例１のプーリ構造体について、図１２及び図１３に示すエンジンベンチ試験機２００を用いて、エンジン冷間始動試験を行った。このエンジン冷間始動試験は、ベルトを介してプーリ構造体の外回転体に過大なトルクが入力され、ロック機構が確実に作動し得るよう、エンジンの回転変動を最大化できる実機台上試験とされる。ここで、エンジン冷間始動とは、エンジン始動の一形態であって、具体的には、エンジンが完全に冷え切った状態下（例えば、エンジン冷却水の水温が３０℃以下）での、エンジン始動を指す。そのため、走行途上（暖気完了後）にエンジンを一時停止させた状態（アイドルストップ等）からのエンジン始動は、当試験条件から除外される。

エンジンベンチ試験機２００は、補機駆動システム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２０１と、エアコン・コンプレッサ（ＡＣ）に接続されたＡＣプーリ２０２、ウォーターポンプ（ＷＰ）に接続されたＷＰプーリ２０３とを有する。実施例１，２及び比較例１のプーリ構造体１００は、オルタネータ（ＡＬＴ）２２０の軸２２１に接続される。また、クランクプーリ２０１とプーリ構造体１００とのベルトスパン間に、オートテンショナ（Ａ／Ｔ）２０４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）２５０を介して、クランクプーリ２０１から時計回りに、プーリ構造体１００、ＷＰプーリ２０３、ＡＣプーリ２０２に対してそれぞれ伝達されて、各補機（オルタネータ、ウォーターポンプ、エアコン・コンプレッサ）は駆動される。

また、図１３に示すように、動的ベルト張力測定用のセンサ（歪ゲージ）（不図示）を取付軸上に貼り付けたタッチプーリ２０５が、ベルトシステム上の張り側ベルトスパン間に仮設置されている。センサ（歪ゲージ）は、図示しない、ブリッジボックス、歪アンプ、及びデータロガーを経由して、ＰＣ（パーソナルコンピューター）に接続されている。こうすることで、ベルト２５０の走行中のベルト張力（動的ベルト張力）を連続的に計測することができ、動的ベルト最大張力（動的ベルト張力の最大値）（Ｎ／ベルト）を動的ベルト張力の時系列変化のデータから読み取り可能となる。

エンジン冷間始動試験では、動的ベルト最大張力（Ｎ／ベルト）、プーリ構造体における故障の有無（特には、弾性スリーブの変形や損傷等の異常、弾性スリーブの装着状態の異常（浮き、ずれ等）の有無）、及び、ロック機構の作動時の衝撃音の程度の３項目を評価項目とした。

エンジン冷間始動試験は、以下の試験方法で行った。
即ち、雰囲気温度約０℃（低温室内に試験機を設置）、ベルト張力４００Ｎにおいて、エンジン冷間始動を１日おきに５回繰り返した。１日おきとしたのは、確実に、エンジンが完全に冷え切った状態でのエンジン始動とするためである。エンジンの１回当りの運転時間（始動から停止まで時間）は、１０秒とした。エンジン始動時の確認として、ロック機構の作動時の衝撃音の大小の程度を人間（立ち位置：ベルトシステムの正面手前１ｍ）の聴覚で確認した。

動的ベルト張力の時系列変化のデータから、動的ベルト最大張力（動的ベルト張力の最大値）（Ｎ／ベルト）を読み取った。実施例１，２、比較例１の各プーリ構造体のエンジン冷間始動時における動的ベルト張力の時系列変化を図１４〜図１６に示す。

以下に、図１６のグラフを例にして、時系列に沿った事象を示す。
・０秒：エンジン始動（スイッチＯＮ）
・０秒超え〜０．６秒前：クランキング
・０．６秒（エンジン点火）〜０．６２５秒（ベルト最大張力時点）：１回目の爆発（初爆）区間、ベルト張力が過大に上昇（急上昇）。エンジンの回転変動が最大化。この間の途中でロック機構が作動し、ロック状態となる。
・０．６２５秒超え〜０．６５秒：１回目の爆発（初爆）完了後、ベルト張力が急低下。この間の途中でロック状態解除となる。
・０．６５秒超え〜１０秒（エンジン停止）（スイッチＯＦＦ）：アイドル運転区間。エンジンの回転変動は収束し、ロック機構は作動しない。

なお、ユーザ要求の一例（目安）として、過去の技術蓄積や経験則上、実施例１，２や比較例１のプーリ構造体（プーリのリブ溝の数：６）を補機駆動ベルトシステムに適用した場合に、当該ベルトシステム（特にはベルト、各補機に備わる軸受等）の耐久性に問題なしとされる、動的ベルト最大張力（Ｎ／ベルト）の上限は、２１００Ｎ／ベルト（３５０Ｎ／リブ ×リブ数６）とされている。そこで、動的ベルト最大張力（Ｎ／ベルト）が２１００Ｎ／ベルト以下である場合、当該ベルトシステムの耐久性を損なうおそれがないとして、評価○とした。動的ベルト最大張力（Ｎ／ベルト）が２１００Ｎ／ベルトを上回った場合、当該ベルトシステムの耐久性を損なうおそれがあるとして、評価×にした。

また、各プーリ構造体１００について、試験終了後、プーリ構造体を分解し、弾性スリーブの状態（変形や損傷、浮きやずれ等の異常の有無）等、プーリ構造体における故障の有無を目視で確認した。

上記３つの評価項目の結果を下記の表２に示す。

表２に示すように、実機エンジン（補機駆動ベルトシステム）に適用した場合の動的ベルト最大張力は、弾性スリーブを備えない従来（比較例１）のプーリ構造体の水準（リブ数６のベルトで、２５６０Ｎ）と比べ、実施例１，２のプーリ構造体では、約２５％小さい水準（リブ数６のベルトで、１９７０Ｎ前後）に抑制されており、且つ、その水準は、使用初期段階ながら、ユーザ要求（リブ数６のベルトで、２１００Ｎ以下）を満足する水準であることがわかる。なお、実施例１と実施例２との間に水準差（中央値で約２０Ｎ／ベルト）が生じたのは、ばねが拡径変形し、弾性スリーブを介して外回転体とばねの自由部分とが当接するまでの間に、弾性スリーブがその厚みが減少する方向に若干伸長するかしないかの違いによるものと考えられる。

以上のように、実施例１，２の構成によれば、比較的簡単な構成で（従来（比較例１）の基本構成に大きな変更を加えなくても、設計変更容易に）、ロック機構が作動する際に、ベルトシステムの耐久性を損なうおそれがない水準まで、ベルト張力（動的ベルト張力）が過大に上昇するのを抑制できる。

また、表２に示すように、実施例１，２及び比較例１ともに、プーリ構造体の故障は無かった。ロック機構の作動時の衝撃音は、実施例１，２のプーリ構造体では確認できなかったが、比較例１では僅かではあるが確認できた。このため、実施例１，２の構成では、ロック機構の作動時の衝撃音を低減できる効果もあることがわかる。

１ プーリ構造体
２ 外回転体
２ａ 圧接面
３ 内回転体
４ コイルばね
４ｄ 自由部分
６，１０６ 弾性スリーブ
１０ ロック機構

Claims (5)

1. ベルトが巻回される筒状の外回転体と、
   前記外回転体の径方向の内側に設けられ、前記外回転体に対して前記外回転体と同一の回転軸を中心として相対回転可能な内回転体と、
   前記外回転体と前記内回転体との間に配置されたコイルばねと、を備え、
   前記コイルばねは、拡径方向にねじり変形した際に、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、縮径方向にねじり変形した際に、前記外回転体と前記内回転体との間でのトルクの伝達を遮断し、かつ、
   前記コイルばねの拡径により、前記コイルばねの自由部分が拡径方向に過大にねじり変形したときに、前記コイルばねのそれ以上の拡径方向のねじり変形が規制され、前記外回転体及び前記内回転体が前記コイルばねと一体的に回転するロック機構を有するプーリ構造体において、
   前記外回転体と前記コイルばねとの間に設けられた弾性スリーブをさらに備え、
   前記コイルばねの拡径により、前記コイルばねの前記自由部分が前記弾性スリーブを介して前記外回転体に当接し、
   前記ロック機構が作動する際に、前記弾性スリーブは、前記径方向に圧縮弾性変形することを特徴とする、プーリ構造体。
2. 前記弾性スリーブは、前記外回転体及び前記内回転体が回転していない状態において、前記外回転体の内周面における、前記コイルばねの自由部分と前記径方向に対向する部分に接触していることを特徴とする、請求項１に記載のプーリ構造体。
3. 前記弾性スリーブの外周面に、凸部が設けられ、
   前記外回転体の内周面に、前記凸部と凹凸嵌合可能な凹部が設けられたことを特徴とする、請求項２に記載のプーリ構造体。
4. 前記弾性スリーブは、前記外回転体及び前記内回転体が回転していない状態において、縮径方向の自己弾性復元力によって前記コイルばねにおける前記自由部分の外周面に接触していることを特徴とする、請求項１に記載のプーリ構造体。
5. 前記弾性スリーブは、合成ゴム製であることを特徴とする、請求項１〜４のいずれか１項に記載のプーリ構造体。

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