JP6511085B2 - プーリ構造体 - Google Patents

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に記載のプーリ構造体は、外回転体、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及びコイルばねからなるプーリ構造体であって、コイルばねの拡径又は縮径変形により外回転体と内回転体との間でトルクが伝達又は遮断されるようになっている。これらのプーリ構造体は、コイルばねの拡径変形による破損を防止するため、コイルばねの自由部分の外周面が外回転体に当接したときに、コイルばねのそれ以上の拡径変形が規制され、２つの回転体がコイルばね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。さらに、これらのプーリ構造体のコイルばねは、外回転体に巻回されるベルトのスリップを防止するため、外回転体と内回転体との間でトルクを一方向に伝達又は遮断する一方向クラッチ（コイルばね式クラッチ）として機能する。

特許文献１〜３に記載のプーリ構造体において、コイルばねのばね線の断面形状（以下、ばね断面形状）に着目すると、各々の図示から、特許文献１は正方形形状、特許文献２及び３の実施形態は台形形状とみてとれる。特許文献２及び３において、コイルばねの断面形状として、長方形（角形）形状に関する言及はあるが、台形形状に関する言及（その採用理由・根拠）は見当たらない。

特開２０１４−１１４９４７号公報 特表２０１３−５２７４０１号公報 米国特許出願公開第２０１３／０２３７３５１号明細書

コイルばねの拡径又は縮径により外回転体及び内回転体の間でトルクを伝達又は遮断するプーリ構造体においては、コイルばねの、拡径方向のねじり変形（以下、拡径変形）及びその最大化（ロック機構が働くねじり角度に相当）が過度に繰り返されると、引張力が働くコイルばねの面（特に内周面）に発生する曲げ応力により、コイルばねの面（特に内周面）に亀裂や破断などが生じるおそれがある。よって、コイルばねの拡径変形が過度には繰り返されない場合と比べて、コイルばねのねじり（拡径方向及び縮径方向のねじり変形）に対する耐久性が低下する。特に、プーリ構造体がオルタネータ用プーリの場合には、プーリに入力されるねじりトルクが最大となる頻度が高い。よって、特に、プーリ構造体がオルタネータ用プーリの場合であって、コイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返される運転条件のときに、コイルばねのねじりに対する耐久性が最も低下し易い。オルタネータ用プーリに入力されるねじりトルクとは、具体的には、エンジンの回転変動に伴うねじりトルクと、オルタネータの発電負荷に伴うねじりトルクと、更には、エンジンの始動及び急加減速時に発生する瞬間的なねじりトルク等であると考えられる。コイルばねのねじりに対する耐久性が最も低下しやすい運転条件は、エンジン始動時である。つまり、コイルばねのねじりに対する耐久性が最も低下しやすい運転条件は、エンジンの始動と停止が繰り返される運転条件である。

コイルばねの巻き数や線径を大きくすれば、コイルばねの耐久性は高められるものの、プーリ構造体が大型化してしまい、エンジン補機駆動システム内の限られたスペース内に配置することが困難となる。そのため、プーリ構造体は、入力されるねじりトルクが最大となる頻度が高いオルタネータ用プーリに適用されて、エンジンの始動と停止が繰り返される運転条件によってコイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、プーリ構造体を大型化させることなく、コイルばねのねじりに対する耐久性を確保できることが求められている。

一方向クラッチ（コイルばね）は、内回転体が外回転体に対して正方向に相対回転するとき、外回転体及び内回転体のそれぞれと係合して、外回転体と内回転体との間でトルクを伝達する一方、内回転体が外回転体に対して逆方向に相対回転するとき、係合解除状態となり、外回転体及び／又は内回転体に対して摺動（スリップ）して、外回転体と内回転体との間でトルクを伝達しない。当該摺動により、特に、外回転体及び／又は内回転体におけるクラッチ（コイルばね）と摺動する部分が摩耗する。また、当該摺動により、クラッチ（コイルばね）における外回転体及び／又は内回転体と摺動する部分も摩耗し得る。外回転体及び／又は内回転体におけるクラッチ（コイルばね）と摺動する部分が摩耗すると、クラッチが係合状態のときに、クラッチと外回転体及び／又は内回転体との接触面圧が減少することで、伝達されるトルク値が減少してしまう。

本発明は、上述の問題に鑑みてなされたものであり、コイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、少なくとも回転軸方向にプーリ構造体の大型化を招くことなく、コイルばねのねじりに対する耐久性を確保できるとともに、外回転体及び／又は内回転体においてコイルばねと摺動する部分の摩耗を抑制できる、プーリ構造体を提供することである。

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設けられたコイルばねと、を備えるプーリ構造体であって、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の外周面が前記外回転体に当接したときに、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し、前記コイルばねは、前記内回転体が前記外回転体に対して正方向に相対回転するとき、拡径方向にねじり変形することで、前記外回転体及び前記内回転体のそれぞれと係合して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、前記内回転体が前記外回転体に対して逆方向に相対回転するとき、縮径方向にねじり変形することで、前記外回転体及び前記内回転体の少なくとも一方に対して摺動して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達しない一方向クラッチとして機能し、前記コイルばねのばね線は、前記回転軸を通り且つ前記回転軸と平行な方向に沿った断面が台形状であって、前記断面おける内径側部分の回転軸方向長さＴｉ［ｍｍ］が、前記断面における外径側部分の回転軸方向長さＴｏ［ｍｍ］よりも長く、前記回転軸の方向に隣り合うばね線間に隙間を有し、前記コイルばねの巻き数をＮとすると、下記（１）式を満たす。
Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２＜１ ・・・（１）

コイルばねのばね線は、断面形状が台形状の台形線であって、拡径変形（拡径方向のねじり変形）時に引張力が働く内径側部分の回転軸方向長さＴｉが、拡径変形時に圧縮力が働く外径側部分の回転軸方向長さＴｏよりも長い。それにより、ばね線を、断面積が本発明と等しい丸線（断面形状が円形状のばね線）又は断面積及び径方向長さが本発明と等しい角線（断面形状が正方形又は長方形状のばね線）とした場合に比べて、ばね線の断面において、引張も圧縮も受けない中立軸を、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面へ近づけることができる。曲げ応力は、中立軸からの距離に比例するため、中立軸を拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面へ近づけることで、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面に発生する曲げ応力の最大値を小さくできる。
さらに、ばね線が台形線であることにより、断面積が等しい丸線や断面積及び径方向長さが等しい角線に比べて、断面係数を大きくできる。断面係数が大きいほど、曲げ応力は小さくなる。そのため、ばね線を断面積が等しい丸線や断面積及び径方向長さが等しい角線とした場合に比べて、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面に発生する曲げ応力の最大値をより小さくできる。
したがって、エンジンの始動と停止が繰り返される運転条件によって、コイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、ばね線を断面積が等しい丸線又は角線とした場合に比べて、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの面（特に内周面）に発生する曲げ応力の最大値を抑制できる。それにより、始動時等に発生する瞬間的なねじりトルクに対する強度や耐力（曲げ剛性）が増し、コイルばねの拡径方向のねじり角度の限界値を増すことができる。ひいては、コイルばねのねじりに対する耐久性を確保できる。

台形線のばね線は、断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線に比べて、回転軸方向の長さが（Ｔｉ−Ｔｏ）／２だけ長くなる。よって、ばね線を断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線とした場合に比べて、コイルばねの回転軸方向の自然長は、ΔＬ（ΔＬ＝Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２）だけ長くなってしまう。
しかしながら、本発明では、コイルばねの回転軸方向の自然長の増加量ΔＬ（ΔＬ＝Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２）が、１ｍｍ未満と小さい。そのため、コイルばねをプーリ構造体に組み込む際に、コイルばねの軸方向への圧縮量を調整（即ち、回転軸方向に隣り合うばね線間の隙間を調整）することで、ばね線を断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線とした場合に比べて、プーリ構造体を回転軸方向に大型化しなくてすむ。
したがって、本発明のプーリ構造体は、コイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、少なくとも回転軸方向にプーリ構造体の大型化を招くことなく、コイルばねのねじりに対する耐久性を確保できる。

コイルばねは、ばね線を螺旋状に巻回（コイリング）して形成される。コイリング後、ばね線の断面における外径側部分（外径側の面）が、コイルばねの中心軸線に平行な外径基準線に対して若干（例えば１°）傾斜する傾斜面となる現象（以下、素線倒れという。）が発生する場合がある。コイルばねの素線倒れは、コイルばねのばね線の扁平率（ばね線の軸方向長さＴ／ばね線の径方向長さＷ）が小さいほど大きくなる。したがって、ばね線を台形線とすることで、断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線をばね線とする場合に比べて、ばね線の断面における回転軸方向の最大長さが長くなり、素線倒れを抑制できる。
さらに、内径側部分の回転軸方向長さＴｉが外径側部分の回転軸方向長さＴｏよりも長いことにより、ばね線の断面において、引張応力も圧縮応力も発生しない中立軸は、径方向中心よりも、回転軸方向長さの長い内径側部分に近くなる。それにより、素線倒れをより抑制できる。
素線倒れを抑制することで、一方向クラッチの係合解除時に、外回転体又は／及び内回転体におけるコイルばねと摺動する部分に作用する面圧が低減する。したがって、外回転体又は／及び内回転体におけるコイルばねと摺動する部分の摩耗を抑制できる。

以上により、コイルばねの拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、少なくとも回転軸方向にプーリ構造体の大型化を招くことなく、コイルばねのねじりに対する耐久性を確保できるとともに、外回転体又は／及び内回転体におけるコイルばねと摺動する部分の摩耗を抑制できる、プーリ構造体を実現できる。

なお、本発明において、ばね線の断面が、台形状であるとは、ばね線の断面における４つの角が、面取り形状（Ｃ面又はＲ面）である場合を含む。

本発明のプーリ構造体において、前記コイルばねの前記ばね線は、前記断面における径方向長さが前記断面における内径側部分の前記回転軸方向長さＴｉよりも長いことが好ましい。

この構成によると、ばね線材の断面形状が、径方向長さＷが内径側部分の回転軸方向長さＴｉよりも短いか又は等しく且つ断面積が等しい台形状の場合に比べて、断面係数が大きくなる。したがって、曲げ応力と断面係数との関係（曲げ応力σ＝曲げモーメントＭ／断面係数Ｚ）から、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面に発生する曲げ応力の最大値をさらに小さくできる。その結果、コイルばねのねじりに対する耐久性をより確保し易くなる。

図１は、本発明の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５は、ねじりトルクと最大主応力との関係を示すグラフである。 図６は、実施例の試験で用いたエンジンベンチ試験機の概略構成図である。

以下、本発明の実施形態のプーリ構造体１について説明する。
本実施形態のプーリ構造体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。）及びエンドキャップ５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６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７が介設されている。軸受６、７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６の前方に、環状のスラストプレート８が配置されている。スラストプレート８は、内回転体３に固定され、内回転体３と一体的に回転する。プーリ構造体１を組み立てる際、スラストプレート８、転がり軸受６の順に、筒本体３ａに外嵌される。

外回転体２と内回転体３との間であって、スラストプレート８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。

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。以下の説明において、ばね線の断面又は断面形状とは、回転軸を通り且つ回転軸と平行な方向に沿った断面又は断面形状のことである。ばね４のばね線は、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。ばね線の断面おける内径側部分の軸方向長さを、内径側軸方向長さＴｉ［ｍｍ］とする。ばね線の断面おける外径側部分の軸方向長さを、外径側軸方向長さＴｏ［ｍｍ］とする。内径側軸方向長さＴｉ［ｍｍ］は、外径側軸方向長さＴｏ［ｍｍ］よりも長い。ばね４の巻き数Ｎ、内径側軸方向長さＴｉ［ｍｍ］、および、外径側軸方向長さＴｏ［ｍｍ］は、以下の（１）式を満たす。
Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２＜１ ・・・（１）

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、スラストプレート８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、コイルばね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の軸方向長さと、ばね４の自然長との比率である。

溝底面３ｄは、前端側領域４ｂの軸方向端面の一部分（前端から半周以上）と接触できるように螺旋状に形成されている。また、スラストプレート８の前面は、後端側領域４ｃの軸方向端面の一部分（後端から半周以上）と接触できるように螺旋状に形成されている。
支持溝部３ｃの溝底面３ｄと、コイルばね４の前端側領域４ｂの軸方向端面の周方向一部分とは、見かけ上、周方向全域が接触しているが、実際には、部品の加工公差によって、周方向の一部に隙間が生じることがある。部品公差内での仕上り実績寸法の組み合わせによっては当該隙間がゼロとなることを狙い、当該隙間は、部品の加工公差を考慮した寸法（ノミナル寸法）となっている（例えば軸方向隙間の狙い値０．３５ｍｍ）。隙間をゼロにできるだけ近づけることで、ばね４が安定してねじり変形できる。

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、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。

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θ２（例えば、θ２＝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４に示す直線の傾き）が小さい。また、ばね４の拡径方向のねじり角度がθ２になると、ばね４の自由部分４ｄの外周面が環状面２ｂに当接することで、ばね４のそれ以上の拡径変形が規制されて、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転するロック機構が働く。これにより、ばね４の拡径変形による破損を防止できる。

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θ３（例えば、θ３＝１０°）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θ３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４参照）。

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。

スラストプレート８は、内回転体３と一体的に回転する。そのため、クラッチの係合解除時、ばね４の摺動する対象は圧接面２ａだけであって、ばね４の軸方向端面はスラストプレート８に対して摺動しない。上述の特許文献１では、クラッチの係合解除時に、コイルばねと外回転体の圧接面（内周面）とが摺動するだけでなく、コイルばねの軸方向端面が外回転体のばね座面に対して摺動する。この場合、コイルばねが軸方向に圧縮されている分、圧接面の摩耗の程度以上にばね座面の摩耗が進行し、ばね座面の破損等の故障に至るおそれがある。それに対して、本実施形態では、クラッチの係合解除時に、ばね４の軸方向端面がスラストプレート８に対して摺動しないため、特許文献１のばね座面に比べて、スラストプレート８の摩耗を大幅に抑制でき、摩耗に伴う故障を抑制できる。
また、スラストプレート８は、クラッチの係合解除時にばね４と摺動せず、内回転体３及び外回転体２のいずれとも異なる別部品である。そのため、スラストプレート８には、あえて表面硬化処理を施さなくてもよい。また、スラストプレート８に表面硬化処理を施す場合には、別部品ゆえ表面硬化処理を施し易く、スラストプレート８の表面硬度を確実に増加させて、ばね４との接触による耐摩耗性を付与させることができる。

ここで、コイルばねのばね線の断面特性について説明する。
コイルばねがねじり変形したときに、ばね線の断面において、引張応力も圧縮応力も受けない位置を中立軸という。台形線の中立軸は、高さ方向の中心よりも長辺側に近い。丸線（断面形状が円形状のばね線）、角線（断面形状が正方形又は長方形状のばね線）、及び台形線の中立軸から表面までの距離ｅは、以下の式で表される。

丸線：ｅ＝ｄ／２
（但し、ｄ：直径）
角線：ｅ＝ｈ／２
（但し、ｈ：高さ）
台形線：ｅ₁＝（３ｂ₁＋２ｂ₂）Ｈ／３（２ｂ₁＋ｂ₂）、ｅ₂＝Ｈ−ｅ₁
（但し、ｂ₁：短辺長さ、ｂ₂：長辺と短辺の差、Ｈ：高さ、ｅ₁＞ｅ₂）

中立軸からの距離をｙ、曲げモーメントをＭ、断面二次モーメントをＩとすると、コイルばねに発生する曲げ応力σは、以下の式で表され、中立軸からの距離ｙに比例する。
σ＝Ｍ・ｙ／Ｉ
よって、コイルばねのねじりに対する耐久性の指標とされる最大主応力（曲げ応力の最大値）は、このｙが最大となり引張力が働くばね表面に発生する。

中立軸からばね表面までの距離ｅを、同じ断面積Ａをもつ丸線、角線、台形線で比較する。断面積Ａ＝１００とする。丸線の場合、ｄ＝１１．２８４となるので、ｅ＝ｄ／２＝５．６４２である。角線の場合、ｈ＝１０とすると、ｅ＝ｈ／２＝５．０である。台形線の場合、Ｈ＝１０（角線と同じ高さ）、ｂ₁＋ｂ₂＝１２とすると、ｂ₁＝８、ｂ₂＝４なので、ｅ₁＝（３ｂ₁＋２ｂ₂）Ｈ／３（２ｂ₁＋ｂ₂）＝５．３３、ｅ₂＝Ｈ−ｅ₁＝４．６７となる。よって、中立軸からばね表面までの距離ｅについて、同じ断面積Ａを有する丸線、角線、台形線のなかでは、台形線における中立軸から長辺側表面までの距離ｅ₂が、最も小さくなる。

したがって、内径側部分の軸方向長さが外径側の軸方向長さよりも長い台形線の場合、丸線や角線に比べて、引張応力も圧縮応力も発生しない中立軸を、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面へ近づけることができる。上述したように、曲げ応力は、中立軸からの距離に比例するため、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面へ近づけることで、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面に発生する曲げ応力の最大値を小さくできる。

また、コイルばねに発生する曲げ応力σは、曲げモーメントＭ及び断面係数Ｚを用いて、以下の式で表される。
σ＝Ｍ／Ｚ
よって、断面係数Ｚが大きいほど、曲げ応力σが小さくなる。なお、断面係数は、例えば、部材に曲げの外力がかかっているとき、部材の曲がりやすさ、曲がりにくさ（剛性）を表す値であって、断面の形状のみで決まる。断面係数Ｚは、断面二次モーメントＩと中立軸からの距離ｙによって、以下の式で表される。
Ｚ＝Ｉ／ｙ
また、台形線の断面二次モーメントＩは、以下の式で表される。
Ｉ＝（６ｂ₁ ²＋６ｂ₁ｂ₂＋ｂ₂ ²）Ｈ³／３６（２ｂ₁＋ｂ₂）

上述したように、コイルばねのねじりに対する耐久性の指標とされる最大主応力（曲げ応力の最大値）は、中立軸からの距離ｙが最大となり引張力が働くばね表面に発生する。つまり、台形線のコイルばねの場合、引張力が働き最大主応力が生じるばね表面の中立軸からの距離ｙは、中立軸から長辺側表面までの距離ｅ₂である。台形線の断面積Ａ＝１００、Ｈ＝１０、ｂ１＋ｂ２＝１２とするとき、ｂ₁＝８、ｂ２＝４、ｅ₂＝４．６７により、Ｉ＝８２２．２となり、Ｚ＝１７６となる。

また、丸線、角線の各断面係数Ｚは、以下の式で表される。
丸線：Ｚ＝πｄ³／３２
（但し、ｄ：直径）
角線：Ｚ＝ｂｈ²／６
（但し、ｂ：幅、ｈ：高さ）
丸線の場合、断面積Ａ＝１００とすると、ｄ＝１１．２８４となり、Ｚ＝１４１となる、また、角線の場合、断面積Ａ＝１００、ｈ＝１０、ｂ＝１０とすると、Ｚ＝１６７となる。

よって、丸線、角線、台形線の断面積が等しく、且つ、角線と台形線の径方向長さが等しい場合、丸線、角線、台形線の順に、断面係数Ｚは大きくなる。上述したように、断面係数Ｚが大きいほど、曲げ応力σが小さくなる。したがって、丸線、角線、台形線の断面積が等しく、且つ、角線と台形線の径方向長さが等しい場合、丸線、角線、台形線の順に、拡径変形時に引張力が働くコイルばねの内周面に発生する曲げ応力の最大値を小さくできる。

以上説明した本実施形態のプーリ構造体１は以下の特徴を有する。
本実施形態のコイルばね４のばね線は、断面形状が台形状の台形線であって、拡径変形時に引張力が働く内径側軸方向長さＴｉが、拡径変形時に圧縮力が働く外径側軸方向長さＴｏよりも長い。そのため、ばね線を、断面積が等しい丸線又は断面積及び径方向長さが等しい角線とした場合に比べて、ばね線の断面において、引張も圧縮も受けない中立軸を、拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面へ近づけることができる。曲げ応力は、中立軸からの距離に比例するため、中立軸を拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面へ近づけることで、拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面に発生する曲げ応力の最大値を小さくできる。
さらに、ばね４のばね線が台形線であることにより、断面積が等しい丸線や断面積及び径方向長さが等しい角線に比べて、断面係数を大きくできる。断面係数が大きいほど、曲げ応力は小さくなる。そのため、ばね線を断面積が等しい丸線や断面積及び径方向長さが等しい角線とした場合に比べて、拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面に発生する曲げ応力の最大値をより小さくできる。
したがって、エンジンの始動と停止が繰り返される運転条件によって、ばね４の拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、ばね線を断面積が等しい丸線又は角線とした場合に比べて、拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面に発生する曲げ応力の最大値を小さくできる。その結果、始動時等に発生する瞬間的なねじりトルクに対する強度や耐力（曲げ剛性）が増し、ばね４の拡径方向のねじり角度の限界値を増すことができる。ひいては、ばね４のねじりに対する耐久性を確保できる。

台形線のばね線は、断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線に比べて、軸方向の長さが（Ｔｉ−Ｔｏ）／２だけ長くなる。よって、ばね線を断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線とした場合に比べて、ばね４の軸方向の自然長は、ΔＬ（ΔＬ＝Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２）だけ長くなってしまう。
しかしながら、本実施形態では、ばね４の軸方向の自然長の増加量ΔＬ（ΔＬ＝Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２）が、１ｍｍ未満と小さい。そのため、ばね４をプーリ構造体１に組み込む際に、ばね４の軸方向への圧縮量を調整（即ち、軸方向に隣り合うばね線間の隙間を調整）することで、ばね線を断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線とした場合に比べて、プーリ構造体１を軸方向に大型化しなくてすむ。
したがって、本実施形態のプーリ構造体１は、ばね４の拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、少なくとも軸方向にプーリ構造体１の大型化を招くことなく、ばね４のねじりに対する耐久性を確保できる。

ばね４は、ばね線を螺旋状に巻回（コイリング）して形成される。コイリング後、ばね線の断面における外径側部分（外径側の面）が、ばね４の中心軸線に平行な外径基準線に対して若干（例えば１°）傾斜する傾斜面となる現象（以下、素線倒れという。）が発生する場合がある。ばね４の素線倒れは、ばね４のばね線の扁平率（ばね線の軸方向長さＴ／ばね線の径方向長さＷ）が小さいほど大きくなる。したがって、ばね線を台形線とすることで、断面積及び径方向長さが等しく軸方向長さが異なる角線をばね線とする場合に比べて、ばね線の断面における軸方向の最大長さが長くなり、素線倒れを抑制できる。
さらに、内径側軸方向長さＴｉが外径側軸方向長さＴｏよりも長いことにより、ばね線の断面において、引張応力も圧縮応力も発生しない中立軸は、径方向中心よりも、軸方向長さの長い内径側部分に近くなる。それにより、素線倒れをより抑制できる。
素線倒れを抑制することで、一方向クラッチの係合解除時に、外回転体２又は／及び内回転体３においてばね４と摺動する部分（本実施形態では、圧接面２ａ）に作用する面圧が低減する。したがって、外回転体２又は／及び内回転体３におけるばね４と摺動する部分の摩耗を抑制できる。

以上により、ばね４の拡径変形及びその最大化が過度に繰り返されても、少なくとも軸方向にプーリ構造体１の大型化を招くことなく、ばね４のねじりに対する耐久性を確保できるとともに、外回転体２又は／及び内回転体３におけるばね４と摺動する部分の摩耗を抑制できる、プーリ構造体１を実現できる。

本実施形態のばね４と断面積及び径方向長さが等しい角線のコイルばねについて、素線倒れの程度を比較すると、角線のコイルばねの素線倒れが１°超（例えば１．２°）であった場合、本実施形態のばね４では素線倒れを１°以下（例えば０．７°）に抑えることができる。

ばね４のばね線は、径方向長さＷが内径側軸方向長さＴｉよりも長い。それにより、ばね線材の断面形状が、径方向長さＷが内径側軸方向長さＴｉよりも短いか又は等しく且つ断面積が等しい台形状の場合に比べて、断面係数が大きくなる。したがって、曲げ応力と断面係数との関係（曲げ応力σ＝曲げモーメントＭ／断面係数Ｚ）から、拡径変形時に引張力が働くばね４の内周面に発生する曲げ応力の最大値をさらに小さくできる。その結果、ばね４のねじりに対する耐久性をより確保し易くなる。

以上、本発明の好適な実施の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。

上記実施形態のばね４のばね線は、径方向長さＷが、内径側軸方向長さＴｉよりも長い。しかし、ばね４のばね線は、径方向長さＷが、内径側軸方向長さＴｉより短いか又は等しくてもよい。

上記実施形態のばね４の前端側領域４ｂは、ばね４の前端から１周以上の領域である。つまり、ばね４は、ばね４の前端から１周以上にわたって、接触面３ｅと接触する。しかし、ばね４の前端側領域４ｂは、ばね４の前端から半周以上１周未満の領域であってもよい。つまり、ばね４は、ばね４の前端から半周以上１周未満にわたって、接触面３ｅと接触してもよい。

上記実施形態のばね４の後端側領域４ｃは、ばね４の後端から１周以上の領域である。つまり、ばね４は、ばね４の後端から１周以上にわたって、圧接面２ａと接触する。しかし、ばね４の後端側領域４ｃは、ばね４の後端から半周以上１周未満の領域であってもよい。つまり、ばね４は、ばね４の後端から半周以上１周未満にわたって、圧接面２ａと接触してもよい。

上記実施形態のプーリ構造体１は、ばね４が、外回転体２（圧接面２ａ）に対して圧接（係合）する状態と摺動する状態に切り換わることで、外回転体２と内回転体３との間でトルクを伝達する状態と遮断する状態に切り換わる。しかし、コイルばねが、内回転体に対して係合する状態と摺動する状態に切り換わることで、外回転体と内回転体との間でトルクを伝達する状態と遮断する状態に切り換わるように、プーリ構造体が構成されていてもよい。また、コイルばねが、内回転体及び外回転体の両方に対して係合する状態と摺動する状態に切り換わることで、外回転体と内回転体との間でトルクを伝達する状態と遮断する状態に切り換わるように、プーリ構造体が構成されていてもよい。

次に、本発明の具体的な実施例について説明する。

＜実施例１＞
実施例１のプーリ構造体は、上記実施形態のプーリ構造体１と同様の構成であって、コイルばね（４）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Ｔｉは、３．８ｍｍとし、外径側軸方向長さＴｏは、３．６ｍｍとし、径方向長さＷは、５．０ｍｍとした。コイルばね（４）の巻き数Ｎは、７巻きとし、巻き方向は、左巻きとした。コイルばね（４）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、０．３ｍｍとした。ΔＬ（ΔＬ＝Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２）は、０．７ｍｍであった。なお、この断面形状のばね線を用いると、たとえコイルばねの巻き数が９巻き（通常最大）であっても、上記ΔＬの値は０．９ｍｍとなり、１ｍｍ未満となる。また、コイルばねの素線倒れは、０．７°であった。つまり、ばね線の断面における外径側部分（外径側の面）が、ばね線の断面コイルばねの中心軸線に平行な外径基準線に対して、０．７°傾斜していた。

スラストプレート（８）は、材質が冷間圧延鋼板（ＳＰＣＣ）であって、軟窒化処理による表面硬化処理を施した。表面処理前のスラストプレート（８）の表面硬度（ビッカース硬度）がＨＶ１８０に対し、表面処理後の表面硬度はＨＶ６００程度であった。外回転体（２）は、材質が炭素鋼（Ｓ４５Ｃ）であって、軟窒化処理による表面硬化処理を施した。表面処理前の外回転体の表面硬度がＨＶ２００に対し、表面処理後の表面硬度はＨＶ６００であった。

＜比較例１＞
比較例１のプーリ構造体は、コイルばね以外、実施例１のプーリ構造体と同じ構成とした。比較例１のコイルばねのばね線は、上記実施例１の台形線のばね線と径方向長さＷ及び断面積が等しい角線とし、それ以外は、実施例１のコイルばねと同じ構成とした。ばね線の断面における軸方向長さＴは、３．７ｍｍであった。また、コイルばねの素線倒れは、１．２°であった。

〔応力分布シミュレーション〕
実施例１及び比較例１のコイルばねについて、拡径方向にねじり変形（以下、単に拡径変形という）したときに入力されるねじりトルクと、コイルばねの面（内周面）に発生する最大主応力（曲げ応力の最大値）との関係を、汎用の構造解析ソフトウェアを用いたＦＥＭ（有限要素法）解析によるシミュレーションによって検討した。シミュレーションの境界条件として、以下の条件を設定した。
・コイルばねを軸方向に２０％圧縮。
・コイルばねの前端及び後端の両方に、コイルばねが拡径変形する方向にねじりトルクを付与。

シミュレーションの結果、実施例１、比較例１ともに、ねじりトルクを２０Ｎ・ｍ付与したときに、コイルばねの自由部分の外周面が外回転体（２）の環状面（２ｂ）に当接して、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ることがわかった。つまり、コイルばねにねじりトルクを２０Ｎ・ｍ付与したときに、コイルばねの拡径方向のねじり変形が最大となることがわかった。コイルばねの拡径方向のねじり変形が最大となるときのコイルばねの拡径方向のねじり角度は、概ね７０°であった。なお、この結果は、ねじりトルクの測定試験の結果（図４参照）と一致した。

シミュレーションの結果、拡径変形時にコイルばねの面に発生する最大主応力（曲げ応力の最大値）は、部位別では、拡径変形時に引張力が作用するコイルばねの内周面が最も高くなることがわかった。

図５は、シミュレーションにより得られた、コイルばねに入力されるねじりトルクと、コイルばねの最大主応力（曲げ応力の最大値）との関係を示すグラフである。図５から明らかなように、ばね線が台形線である実施例１のコイルばねは、ばね線が角線である比較例１に比べて、拡径変形したときに、どのねじり角度の領域においても、コイルばねのねじりに対する耐久性の指標とされるコイルばねの内周面に発生する最大主応力（曲げ応力の最大値）を低減できることがわかった。また、実施例１が比較例１に比べて、コイルばねの内周面に発生する最大主応力（曲げ応力の最大値）を低減できるという効果は、コイルばねに付与するねじりトルクが最大（２０Ｎ・ｍ付与）のときに最も大きくなった。ねじりトルクが最大のときにコイルばねの内周面に発生する最大主応力（曲げ応力の最大値）は、実施例１の場合（７９９ＭＰａ）が、比較例１の場合（８６７ＭＰａ）と比べて、約８％低い値を示した。

〔耐摩耗試験〕
実施例１及び比較例１のプーリ構造体について、図６に示すエンジンベンチ試験機２００を用いて、耐摩耗性試験を行った。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。

雰囲気温度９０℃、ベルト張力１５００Ｎにおいて、エンジンの始動と停止を交互に繰り返し、エンジン始動回数が、実車寿命に相当する５０万回に達した時点で、試験を終了した。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。なお、雰囲気温度は、実車において、オルタネータ、プーリ構造体、クランクプーリを囲む恒温槽内の温度を想定した温度である。また、毎回のエンジン始動の際のクランク軸の回転数は０〜１８００ｒｐｍの間で変動していた。エンジンの始動と停止を繰り返すことで、コイルばねは、外回転体（２）の圧接面（２ａ）（以下、クラッチ係合部という）に対して係合と摺動を交互に繰り返す。

試験終了後、プーリ構造体１００を分解し、クラッチ係合部（圧接面）の最大摩耗深さを測定した。その結果を以下の表１に示す。また、表１には、計算によって得られた、クラッチ係合部（圧接面）とコイルばねとの間に作用する接触面圧の最大値も表示した。

クラッチ係合部（圧接面）の最大摩耗深さが０．１５ｍｍを超える場合は、評価×（不合格）とした。クラッチ係合部（圧接面）の最大摩耗深さが０．１５ｍｍ以下の場合は、実用に耐え得る問題なきレベルとして、評価○（合格）とした。クラッチ係合部（圧接面）の最大摩耗深さが０．０７５ｍｍ以下（合否判定レベル０．１５ｍｍの半減以下）の場合は、実用に十分余裕をもって耐え得る問題なきレベルとして、評価◎（合格）とした。

表１に示すように、クラッチ係合部（圧接面）に対する摩耗抑制効果は、比較例１よりも実施例１の方が、高くなった。この結果から、コイルばねの素線倒れが小さくなるほど、コイルばねによるクラッチ係合部（圧接面）に作用する面圧は減少して、クラッチ係合部（圧接面）の摩耗を抑制できることがわかる。なお、コイルばねの素線倒れが最も大きい比較例１の評価が×（不合格）とならなかったのは、クラッチ係合部（圧接面）を含むプーリに対して表面硬化処理が施されていたためと考えられる。また、実施例１及び比較例１に設けたスラストプレートのばね座面の摩耗は軽微であり、摩耗の進行に伴う故障は認められなかった。

本出願は、２０１６年４月２８日付出願の日本特許出願２０１６−０９０８３６に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。

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

Claims (2)

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設けられたコイルばねと、を備えるプーリ構造体であって、
   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の外周面が前記外回転体に当接したときに、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し、
   前記コイルばねは、前記内回転体が前記外回転体に対して正方向に相対回転するとき、拡径方向にねじり変形することで、前記外回転体及び前記内回転体のそれぞれと係合して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、前記内回転体が前記外回転体に対して逆方向に相対回転するとき、縮径方向にねじり変形することで、前記外回転体及び前記内回転体の少なくとも一方に対して摺動して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達しない一方向クラッチとして機能し、
   前記コイルばねのばね線は、前記回転軸を通り且つ前記回転軸と平行な方向に沿った断面が台形状であって、前記断面おける内径側部分の回転軸方向長さＴｉ［ｍｍ］が、前記断面における外径側部分の回転軸方向長さＴｏ［ｍｍ］よりも長く、前記回転軸の方向に隣り合うばね線間に隙間を有し、
   前記コイルばねの巻き数をＮとすると、下記（１）式を満たす、プーリ構造体。
   Ｎ×（Ｔｉ−Ｔｏ）／２＜１ ・・・（１）
2. 前記コイルばねの前記ばね線は、前記断面における径方向長さが前記断面における内径側部分の前記回転軸方向長さＴｉよりも長い、請求項１に記載のプーリ構造体。

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