JP6616754B2 - プーリ構造体 - Google Patents

Description

本発明は、ねじりコイルばねを備えたプーリ構造体に関する。

ベルトが巻回される筒状の外回転体と、外回転体の内側に設けられ、外回転体に対して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を含むプーリ構造体において、外回転体と内回転体との間にねじりコイルばねを設け、ねじり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という技術が知られている（特許文献１参照）。特許文献１のねじりコイルばねは、プーリ構造体に外力が付与されていない状態（即ち、プーリ構造体が停止した状態）において、外回転体及び内回転体の回転軸に沿った軸方向に圧縮され、軸方向の一端側で外回転体及び内回転体の一方に接触する一端側領域と、軸方向の他端側で外回転体及び内回転体の他方に接触する他端側領域と、一端側領域及び他端側領域の間において外回転体及び内回転体のいずれにも接触しない中領域とを有する。また、特許文献１のプーリ構造体では、一端側及び他端側のそれぞれにおいて外回転体及び内回転体の間に介在して外回転体及び内回転体を相対回転可能に連結する一対の軸受が設けられている。

特許文献１のプーリ構造体は、例えば、自動車の補機駆動システムにおいて、オルタネータの駆動軸に取り付けられる。補機駆動システムは、エンジンのクランク軸に取り付けられた駆動プーリと、オルタネータ等の補機を駆動する従動プーリ及びプーリ構造体と、これらプーリ及びプーリ構造体に巻回されたベルトとを含む。クランク軸の回転がベルトを介して従動プーリ及びプーリ構造体に伝達されることで、オルタネータ等の補機が駆動される。

特開２０１４−１１４９４７号公報

エンジンが高回転領域条件（例えば、クランク軸の回転数が５０００ｒｐｍ以上）で使用されると、エンジンが低回転領域条件で使用される場合に比べ、エンジンブロックが高周波振動する。当該高周波振動は、エンジンブロック側面に固定されているオルタネータ等の補機の駆動軸を介して、プーリ構造体に伝達される。ここで、高周波振動領域がクランク軸の常用回転数範囲内（例えば、上限７０００ｒｐｍ）の場合、特許文献１のプーリ構造体では、以下の問題が生じ得る。

特許文献１のようにねじりコイルばねが中領域を有する場合、ねじりコイルばねにその固有振動数に近い周期の振動が加わると、ねじりコイルばねが共振して微小振動し易い。当該微小振動は、外回転体及び内回転体におけるねじりコイルばねの一端及び他端と接触する面に集中的に伝達され、さらに、一端側及び他端側のそれぞれに設けられた一対の軸受に伝達される。すると、特に軸受の摩擦面（例えば、滑り軸受の場合は滑り軸受部材における外回転体との接触面、転がり軸受の場合は転動体における軌道輪の外輪及び／又は内輪との接触面）にグリース等の潤滑剤が行き渡っていない場合、摩擦面にフレッチング摩耗、凝着摩耗、アブレシブ摩耗等が生じ、結果としてプーリ構造体が低寿命化するという問題が生じ得る。また、ねじりコイルばねの微小振動によって、線間接触（軸方向に隣接するコイル同士が接触する現象）が生じ、コイルの摩耗粉が発生するという問題も生じ得る。

本発明の目的は、ねじりコイルばねの共振に伴う微小振動を抑制可能なプーリ構造体を提供することである。

本発明の観点によると、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ねじりコイルばねと、前記回転軸に沿った軸方向の一端側及び他端側のそれぞれにおいて前記外回転体及び前記内回転体の間に介在して前記外回転体及び前記内回転体を相対回転可能に連結する一対の軸受とを備え、前記ねじりコイルばねの拡径又は縮径により前記外回転体及び前記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、前記ねじりコイルばねは、前記プーリ構造体に外力が付与されていない状態において、前記軸方向に圧縮され、前記一端側で前記外回転体及び前記内回転体の一方に接触する一端側領域と、前記他端側で前記外回転体及び前記内回転体の他方に接触する他端側領域と、前記一端側領域及び前記他端側領域の間において前記外回転体及び前記内回転体のいずれにも接触しない中領域とを有し、前記内回転体と前記ねじりコイルばねとの間に設けられ、拡径方向の自己弾性復元力によって前記ねじりコイルばねにおける前記中領域を含む領域の内周面に接触し、前記外回転体及び前記内回転体のいずれにも接触しない制振スリーブをさらに備え、前記ねじりコイルばねが拡径方向に変形したときに、前記ねじりコイルばねの前記中領域の外周面が前記外回転体の内周面に当接するように構成されたことを特徴とする、プーリ構造体が提供される。

上記観点によれば、制振スリーブによって、ねじりコイルばねの微小振動を直ちに熱エネルギーに変換して減衰させることができる。したがって、ねじりコイルばねの共振に伴う微小振動を抑制可能である。ひいては、微小振動に起因する問題（軸受の摩擦面にフレッチング摩耗、凝着摩耗、アブレシブ摩耗等が生じ、結果としてプーリ構造体が低寿命化するという問題、及び、ねじりコイルばねの線間接触によってコイルの摩耗粉が発生するという問題）を抑制することができる。

また、上記観点によれば、前記制振スリーブは、前記外回転体及び前記内回転体のいずれにも接触しない。制振スリーブが外回転体及び／又は内回転体に接触する場合、制振スリーブに圧縮力やずり力が加わり、制振スリーブが変形又は損傷するという問題が生じ得る。これに対し、上記観点によれば、当該問題を抑制することができ、長期にわたって制振効果を維持することができる。

前記制振スリーブの外周面に、前記軸方向にそれぞれ延在し且つ前記回転軸の周方向に配列された複数の凸条が設けられてよい。この場合、ねじりコイルばねに制振スリーブを装着する作業を行い易い。具体的には、ねじりコイルばねに制振スリーブを装着する際、制振スリーブを縮径させた状態で制振スリーブの外周面とねじりコイルばねの内周面とを摺接させながらねじりコイルばねの内側に挿入する。このとき、複数の凸条が設けられている場合、凸条が設けられていない場合に比べ、制振スリーブにおけるねじりコイルばねの内周面に接触する面積が小さくなる分、摺動抵抗を受け難い。そのため、装着作業性が向上する。

前記制振スリーブは、合成ゴムからなる弾性スリーブであってよい。この場合、制振性、耐熱性、耐油性等に優れたものとなる。

本発明に係るプーリ構造体は、前記ねじりコイルばねの前記中領域の外周面が前記外回転体の内周面に当接することにより、前記ねじりコイルばねのそれ以上の拡径方向の変形が規制され、前記外回転体及び前記内回転体が一体的に回転するように構成されてよい。この場合、ねじりコイルばねの拡径方向の変形による破損を防止できる。また、上記のような構成（即ち、所定の条件が満たされることで、ねじりコイルばねのそれ以上の拡径方向の変形が規制され、外回転体及び内回転体が一体的に回転する構成）において、摩擦減衰力を利用した制振機構（例えば、軸方向においてねじりコイルばねと内回転体との間に摩擦板を設け、ねじりコイルばねの弾性力で摩擦板を内回転体に押し付けた構成において、ねじりコイルばねの微小振動を摩擦板と内回転体との摩擦抵抗で減衰させるという機構）を採用すると、外回転体及び内回転体が一体的に回転する間は、制振効果を得ることができない。これに対し、本発明の制振スリーブは、摩擦減衰力を利用した制振機構ではなく、ねじりコイルばねの微小振動を直ちに熱エネルギーに変換して減衰させるものであるため、外回転体及び内回転体が一体的に回転する間でも、制振効果が得られる。

本発明によれば、制振スリーブによって、ねじりコイルばねの微小振動を直ちに熱エネルギーに変換して減衰させることができる。したがって、ねじりコイルばねの共振に伴う微小振動を抑制可能である。

本発明の第１実施形態に係るプーリ構造体を示す、プーリ構造体の回転軸を通り且つ当該回転軸と平行な方向に沿った、断面図である。 図１のＩＩ−ＩＩ線に沿った断面図である。 図１のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿った断面図である。 本発明の第２実施形態に係るプーリ構造体を示す、図３に対応する断面図である。 加振試験の概要を示す側面図である。 加振試験の結果を示すグラフである。 アイドル耐久試験の概要を示す構成図である。

本発明の第１実施形態に係るプーリ構造体１（図１参照）は、例えば、自動車の補機駆動システム（図示略）において、オルタネータの駆動軸Ｓに取り付けられる。補機駆動システムは、エンジンのクランク軸に取り付けられた駆動プーリと、オルタネータ等の補機を駆動する従動プーリ及びプーリ構造体１と、これらプーリ及びプーリ構造体１に巻回されたベルトＢとを含む。クランク軸の回転がベルトＢを介して従動プーリ及びプーリ構造体１に伝達されることで、オルタネータ等の補機が駆動される。クランク軸の回転速度がエンジンの燃焼に応じて変動するのに伴い、ベルトＢの走行速度も変動する。

プーリ構造体１は、外回転体２と、内回転体３と、ねじりコイルばね（以下、単に「ばね」という。）４と、エンドキャップ５と、滑り軸受６及び転がり軸受７からなる一対の軸受６，７と、制振スリーブ８とを含む。

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（プーリ構造体１の回転軸であり、以下、単に「回転軸」という。）を有する。回転軸は、図１の左右方向（軸方向）に沿って延在し、図１の右側を一端側、図１の左側を他端側という。

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、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。内回転体３は、オルタネータの駆動軸Ｓが嵌合される筒本体３ａと、筒本体３ａの他端の外側に配置された外筒部３ｂと、筒本体３ａの他端と外筒部３ｂの他端とを連結する円環板部３ｃとを有する。駆動軸Ｓは、筒本体３ａの内周面のネジ溝に螺合される。

ばね４は、外回転体２と内回転体３との間（具体的には、外回転体２の内周面及び内回転体３の外筒部３ｂの内周面と、内回転体３の筒本体３ａの外周面と、内回転体３の円環板部３ｃとによって画定された、転がり軸受７よりも他端側にある空間Ｖ）に収容されている。ばね４は、断面が正方形状の線材（例えば、ばね用オイルテンパー線（ＪＩＳＧ３５６０に準拠）等）で構成されており、左巻き（ばね４の他端から一端に向かって反時計回り）である。

空間Ｖには、グリース等の潤滑剤が封入されている。潤滑剤は、プーリ構造体１の組み付け時に、ペースト状の塊の状態で、空間Ｖに投入される。投入量は、例えば０．２ｇ程度である。プーリ構造体１を動作させると、空間Ｖの温度上昇やせん断発熱（摩擦熱）によって、潤滑剤の粘度が下がり、潤滑剤が空間Ｖ全体に拡散する。

エンドキャップ５は、外回転体２及び内回転体３の他端に配置されている。

一対の軸受６，７は、一端側及び他端側のそれぞれにおいて、外回転体２及び内回転体３の間に介在している。具体的には、外回転体２の他端の内周面と内回転体３の外筒部３ｂの外周面との間に、滑り軸受６が介在している。外回転体２の一端の内周面と内回転体３の筒本体３ａの一端の外周面との間に、転がり軸受７が介在している。一対の軸受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及び内回転体３は、他端から一端に向かう方向から見て時計回り（図２の矢印方向。以下、「正方向」という。）に回転する。

滑り軸受６は、ポリアセタール樹脂、ポリアミド樹脂等の合成樹脂で形成された、弾性を有するＣ字状の部材である。滑り軸受６は、若干拡径された状態で内回転体３の外筒部３ｂの外周面に装着されており、自己弾性復元力によって外筒部３ｂの外周面に密着している。外筒部３ｂの外周面における滑り軸受６の両側には、滑り軸受６の抜けを防止する突起が設けられている。滑り軸受６は、当該突起の間で、微小に軸方向に移動可能である。滑り軸受６と外回転体２の内周面との間には、例えば０．１ｍｍ程度の隙間（図示略）が存在する。当該隙間に空間Ｖに封入された潤滑剤が入り込むことで、滑り軸受６の摩擦面（滑り軸受部材６における外回転体２との接触面）の摩耗が抑制される。なお、潤滑剤がこの隙間から他端側に漏れ出すことはほとんどない。

転がり軸受７は、接触シール式の密閉形玉軸受であって、外回転体２の内周面に固定された外輪７ａと、内回転体３の筒本体３ａの外周面に固定された内輪７ｂと、外輪７ａと内輪７ｂとの間に転動自在に配置された複数の玉（転動体）７ｃと、複数の玉７ｃの軸方向両側に配置された環状の接触シール部材７ｄとを有する。転がり軸受７の内部にグリース等の潤滑剤（例えば、空間Ｖに封入された潤滑剤と同じ潤滑剤）が封入されることで、転がり軸受７の摩擦面（玉７における外輪７ａ及び／又は内輪７ｂとの接触面）の摩耗が抑制される。

外回転体２の内径は、他端から一端に向かって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の内径及び環状面２ｂにおける外回転体２の内径は、共に、内回転体３の外筒部３ｂの内径よりも小さい。

内回転体３の筒本体３ａは、他端側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の筒本体３ａの外周面を接触面３ａｘという。

ばね４は、一端側で外回転体２に接触する一端側領域４ａと、他端側で内回転体３に接触する他端側領域４ｂと、一端側領域４ａ及び他端側領域４ｂの間において外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触しない中領域４ｃとを有する。一端側領域４ａ及び他端側領域４ｂは、それぞれ、ばね４の一端及び他端から半周以上（回転軸回りに１８０°以上）に亘った領域をいう。また、他端側領域４ｂのうち、ばね４の他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よりも他端側の部分を第１領域４ｂ１、残りの部分を第３領域４ｂ３という（図２参照）。

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り、このときのばね４の外径は、環状面２ｂにおける外回転体２の内径よりも小さく、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、一端側領域４ａが縮径された状態で、空間Ｖに収容されている。

ばね４は、プーリ構造体１に外力が付与されていない状態（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いる。このとき、ばね４の一端側領域４ａ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、ばね４の他端側領域４ｂは若干拡径された状態で接触面３ａｘと接触している。つまり、ばね４の他端側領域４ｂの内周面は、ばね４の縮径方向の自己弾性復元力によって、接触面３ａｘに押し付けられている。

図２に示すように、内回転体３の他端部分には、ばね４の他端面４ｂｘと対向する当接面３ｄ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他端側領域４ｂの外周面と対向する突起３ｅが設けられている。突起３ｅは、第２領域４ｂ２と対向している。

ばね４の他端側領域４ｂの内周面が接触面３ａｘと接触している状態において、ばね４の他端側領域４ｂの外周面と内回転体３の外筒部３ｂの内周面との間には、隙間が形成されている。また、外回転体２の環状面２ｂとばね４の外周面との間には、隙間が形成されている。本実施形態では、プーリ構造体１に外力が付与されていない状態において、図２に示すように、ねじりコイルばね４の外周面と突起３ｅとは、互いに離隔しており、両者の間に隙間が形成されているが、互いに接してもよい。

ここで、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の一端側領域４ａ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が拡径方向にねじれる。ばね４の一端側領域４ａ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３ａｘ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３ａｘに圧接している。第２領域４ｂ２が接触面３ａｘ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３ｅに当接する。第２領域４ｂ２の外周面が突起３ｅに当接することで、他端側領域４ｂの拡径方向の変形が規制され、ねじり応力がばね４における他端側領域４ｂ以外の部分に分散され、特にばね４の一端側領域４ａ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３ａｘ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３ｅ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３ａｘ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、拡径方向に変形することで、接触面３ａｘ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、他端側領域４ｂは円弧状に維持される。つまり、他端側領域４ｂは、突起３ｅ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他端側領域４ｂに作用するねじり応力が増加すると、他端側領域４ｂは、第２領域４ｂ２の突起３ｅに対する圧接力及び第１領域４ｂ１の接触面３ａｘに対する圧接力に抗して、突起３ｅ及び接触面３ａｘに対して外回転体２の周方向に摺動する。そして、他端面４ｂｘが当接面３ｄ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３ａｘから離隔し且つ内回転体３の外筒部３ｂの内周面に接触しておらず、第２領域４ｂ２は、突起３ｅ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の中領域４ｃの外周面が環状面２ｂに当接すること（又は、本発明の参考例では、ばね４の拡径方向のねじり角度が限界に達すること）により、ばね４のそれ以上の拡径方向の変形が規制され、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転する。これにより、ばねの拡径方向の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の一端側領域４ａ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が縮径方向にねじれる。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、一端側領域４ａ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、一端側領域４ａは圧接面２ａに圧接している。また、他端側領域４ｂの接触面３ａｘ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、一端側領域４ａの圧接面２ａに対する圧接力は略ゼロとなり、一端側領域４ａ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。

このように、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（本実施形態では、外回転体２の周方向に摺動）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。また、プーリ構造体１は、ばね４の拡径又は縮径により外回転体２及び内回転体３の間でトルクを伝達又は遮断するように構成されている。

制振スリーブ８（図１及び図３参照）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）からなる円筒状の弾性スリーブであって、内回転体３とばね４との間に設けられ、外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触せず、拡径方向の自己弾性復元力によってばね４における中領域４ｃを含む領域の内周面に接触している。制振スリーブ８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り、このときの制振スリーブ８の外径は、外力を受けていない状態でのばね４の内径よりも大きく、ばね４が外回転体２の環状面２ｂに当接した状態（ロック状態）でのばね４の内径よりも若干大きい。つまり、制振スリーブ８は、プーリ構造体１がロック状態のときでも、ばね４における中領域４ｃを含む領域の内周面に、拡径方向の自己弾性復元力により接触する。

制振スリーブ８の厚み等は、例えば後述する加振試験等で制振効果を確認した上で、決定されてよい。

以上に述べたように、本実施形態によれば、制振スリーブ８によって、ばね４の微小振動を直ちに熱エネルギーに変換して減衰させることができる。したがって、ばね４の共振に伴う微小振動を抑制可能である。ひいては、微小振動に起因する問題（軸受６，７の摩擦面にフレッチング摩耗、凝着摩耗、アブレシブ摩耗等が生じ、結果としてプーリ構造体１が低寿命化するという問題、及び、ばね４の線間接触によってコイルの摩耗粉が発生するという問題）を抑制することができる。

制振スリーブ８は、外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触しない。制振スリーブ８が外回転体２及び／又は内回転体３に接触する場合、制振スリーブ８に圧縮力やずり力が加わり、制振スリーブ８が変形又は損傷するという問題が生じ得る。これに対し、上記構成によれば、当該問題を抑制することができ、長期にわたって制振効果を維持することができる。

制振スリーブ８は、合成ゴムからなる弾性スリーブである。この場合、制振性、耐熱性、耐油性等に優れたものとなる。

プーリ構造体１は、ばね４の中領域４ｃの外周面が外回転体２の内周面に当接すること（又は、本発明の参考例では、ばね４の拡径方向のねじり角度が限界に達すること）により、ばね４のそれ以上の拡径方向の変形が規制され、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転するように構成されている。この場合、ばね４の拡径方向の変形による破損を防止できる。また、上記のような構成（即ち、所定の条件が満たされることで、ばね４のそれ以上の拡径方向の変形が規制され、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転する構成）において、摩擦減衰力を利用した制振機構（例えば、軸方向においてばね４と内回転体３との間に摩擦板を設け、ばね４の弾性力で摩擦板を内回転体３に押し付けた構成において、ばね４の微小振動を摩擦板と内回転体３との摩擦抵抗で減衰させるという機構）を採用すると、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転する間は、制振効果を得ることができない。これに対し、本実施形態の制振スリーブ８は、摩擦減衰力を利用した制振機構ではなく、ばね４の微小振動を直ちに熱エネルギーに変換して減衰させるものであるため、外回転体２及び内回転体３が一体的に回転する間でも、制振効果が得られる。

続いて、本発明の第２実施形態について説明する。

本発明の第２実施形態に係るプーリ構造体２０１（図４参照）は、制振スリーブ８の外周面に８つの凸条８ａが設けられた点において第１実施形態のプーリ構造体１と異なり、その他は第１実施形態のプーリ構造体１と同様の構成である。８つの凸条８ａは、軸方向にそれぞれ延在し、回転軸の周方向に等間隔に配列されている。本実施形態では、制振スリーブ８の各凸条８ａの先端面が、ばね４における中領域４ｃを含む領域の内周面に接触している。

各凸条８ａの突出高さや幅、凸条８ａの数、制振スリーブ８全体の厚み等は、例えば後述する加振試験等で制振効果を確認した上で、決定されてよい。

本実施形態によれば、制振スリーブ８の外周面に、軸方向にそれぞれ延在し且つ回転軸の周方向に配列された複数の凸条８ａが設けられている。この場合、ばね４に制振スリーブ８を装着する作業を行い易い。具体的には、ばね４に制振スリーブ８を装着する際、制振スリーブ８を縮径させた状態で制振スリーブ８の外周面とばね４の内周面とを摺接させながらばね４の内側に挿入する。このとき、凸条８ａが設けられている場合、凸条８ａが設けられていない場合に比べ、制振スリーブ８におけるばね４の内周面に接触する面積が小さくなる分、摺動抵抗を受け難い。そのため、装着作業性が向上する。

以下、本発明の実施例１，２及び比較例１を用いて行った試験の概要及びその結果について説明する。

実施例１，２は、それぞれ上述の第１実施形態及び第２実施形態に係るプーリ構造体１，２０１に対応するものである。比較例１は、上述の第１実施形態に係るプーリ構造体１から制振スリーブ８を省略したものである。

実施例１，２では、制振スリーブ８を、以下のように成形してばね４に装着した。先ず、ゴム成分として水素添加ニトリルゴムを含むゴム組成物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。加硫成形後の制振スリーブ８のデュロメータＡ硬さは７０であった。そしてこのように成形した制振スリーブ８を、縮径させた状態で、制振スリーブ８の外周面とばね４の内周面とを摺接させながらばね４の内側に挿入し、外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触せず、且つ、拡径方向の自己弾性復元力によってばね４における中領域４ｃを含む領域の内周面に接触する位置に配置した。

実施例１，２では、制振スリーブ８の内径、外径及び軸方向の長さを同一にした。即ち、実施例２では、制振スリーブ８における凸状８ａを含む部分の厚みを、実施例１の制振スリーブ８の厚みと同一にした。また、実施例２では、凸状８ａの突出高さの制振スリーブ８全体の厚みに対する割合を６３％とした。

＜加振試験＞
加振試験では、実車エンジン高回転領域条件（例えば、クランク軸の回転数が５０００ｒｐｍ以上）での高周波振動が補機の駆動軸を介してプーリ構造体に伝播してプーリ構造体が加振される状態を想定し、以下のように条件を設定した。（具体的には、入力加速度を一定にして周波数を増加させることで、振幅が周波数の増加に応じて小さくなり、高回転領域条件での高周波振動が再現されるようにした。）
・入力加速度＝一定（３０Ｇ）： ３０Ｇは、自動車エンジン又は自動車エンジン用部品に対する振動試験において入力する振動の強さとして当業者間で妥当とされている水準である。
・周波数＝下限３０Ｈｚ・上限３００Ｈｚ（掃引）： 一定の変化率（掃引速度＝０．５Ｈｚ／ｓｅｃ）で下限から上限に周波数を変化（掃引）させた。
・雰囲気温度＝２３℃（常温）

ここで、周波数をクランク軸の回転数に換算してみる。
換算式： クランク軸の回転数（ｒｐｍ）＝６０×周波数（Ｈｚ）／基本次数ｉ（ここで、基本次数ｉは、６気筒：３、４気筒：２）
ａ）４サイクル４気筒エンジンの場合
周波数の下限３０Ｈｚはクランク軸の回転数９００ｒｐｍに相当し、周波数の上限３００Ｈｚはクランク軸の回転数９０００ｒｐｍに相当し、応答加速度の上昇起点と見なされる２５０Ｈｚはクランク軸の回転数７５００ｒｐｍに相当する。
ｂ）４サイクル６気筒エンジンの場合
周波数の下限３０Ｈｚはクランク軸の回転数６００ｒｐｍに相当し、周波数の上限３００Ｈｚはクランク軸の回転数６０００ｒｐｍに相当し、応答加速度の上昇起点と見なされる２５０Ｈｚはクランク軸の回転数５０００ｒｐｍに相当する。

加振試験では、先ず、実施例１，２及び比較例１に係る供試体１ｘを、図５に示すように、エンドキャップ５を取り外した状態にして、治具５１に固定した。治具５１にはオルタネータの駆動軸Ｓと同様の軸Ｓｘが設けられており、当該軸Ｓｘを供試体１ｘにおける内回転体３の筒本体３ａの内周面のネジ溝に螺合した。そして、供試体１ｘが固定された治具５１を、加振器５２の振動台５２ｘ上に螺子止めした。その後、応答加速度センサ５３を内回転体３の円環板部３ｃの他端面（図１参照：内回転体３におけるばね４の他端と接触する面の近傍であり、軸方向に加振した場合にばね４の微小振動が集中的に伝達されると想定される面）に取り付け、加振器５２を作動させて、サンプリング周波数毎の応答加速度を測定した。具体的には、応答加速度を示す信号を応答加速度センサ５３からＦＦＴアナライザー５４に送信し、ＦＦＴアナライザー５４に記録された応答加速度をＰＣ（personal computer）５５で処理し、図６のグラフを得た。

加振試験の結果及び評価を下記表１に示す。

表１において、「評価」は、周波数範囲（下限〜上限）の全域に亘って応答加速度が略フラットであれば「○（問題なし）」、応答加速度に突出したピーク（山）が出現し且つそのピーク（山）の周波数帯が対象エンジンのクランク軸の常用回転数範囲内に相当すれば「×（問題あり）」、応答加速度に突出したピーク（山）が出現し且つそのピーク（山）の周波数帯が対象エンジンのクランク軸の常用回転数範囲外に相当すれば「△（実質的には問題なし）」とした。

図６に示すように、制振スリーブ８の有無及び凸条８ａの有無によらず、実施例１，２及び比較例１の全てにおいて、周波数範囲３０〜２５０Ｈｚでは応答加速度が上昇せず略フラットであった。これは、周波数範囲３０〜２５０Ｈｚではばね４が共振しなかったためと推察される。

また、図６に示すように、比較例１（制振スリーブ無し）の場合、周波数範囲２５０〜３００Ｈｚで応答加速度が上昇した。これは、制振スリーブ８がない場合、共振に伴うばね４の微小振動が円環板部３ｃの他端面に集中的に伝達されたためと推察される。

比較例１（制振スリーブ無し）のプーリ構造体を４サイクル４気筒エンジンの補機（例えばオルタネータ）のプーリに適用する場合、共振に伴う微小振動が想定される周波数範囲２５０〜３００Ｈｚは、表１に示すとおり、常用回転数範囲外（７５００〜９０００ｒｐｍ）に相当するため、ばね４の微小振動に関する問題は実質的には生じないと考えられる。

比較例１（制振スリーブ無し）のプーリ構造体を４サイクル６気筒エンジンの補機（例えばオルタネータ）のプーリに適用する場合、共振に伴う微小振動が想定される周波数範囲２５０〜３００Ｈｚは、表１に示すとおり、常用回転数範囲内（５０００〜６０００ｒｐｍ）に相当するため、ばね４の微小振動に関する問題が生じ得ると考えられる。

実施例１，２（制振スリーブ有り）の場合、図６に示すように、比較例１（制振スリーブ無し）の場合に応答加速度が上昇した周波数範囲２５０〜３００Ｈｚにおいても、応答加速度が増加せず、周波数範囲（下限〜上限）の全域に亘って応答加速度が略フラットであった。これは、制振スリーブ８を設けたことで、ばね４の共振に伴う微小振動を抑制できたためと推察される。

また、実施例１（凸条８ａ無し）及び実施例２（凸条８ａ有り）では、図６に示すように、周波数範囲（下限〜上限）の全域に亘って、応答加速度に差がなかった。

各供試体１ｘを試験後に分解し、各部材の異常の有無を目視で確認したところ、比較例１にばね４の線間接触の痕跡が認められたが、実施例１，２にはばね４の線間接触の痕跡が認められなかった。また、実施例１，２には制振スリーブ８の変形や損傷等の異常が全く認められなかった。一対の軸受６，７についても、実施例１，２では異常が全く認められなかった。

＜アイドル耐久試験＞
実施例１，２について、図７に示すアイドル耐久試験機８０を用いてアイドル耐久試験を行った。アイドル耐久試験機８０は、オルタネータ８１と、オルタネータ８１の駆動軸Ｓに取り付けられた実施例１，２に係る供試体１ｘと、クランクプーリ８３と、クランクプーリ８３と供試体１ｘとに巻回されたＶリブドベルト８４と、クランクプーリ８３と同軸に固定されたタイミングプーリ８５と、モータ８６と、モータ８６の駆動軸に連結されたタイミングプーリ８７と、タイミングプーリ８５，８７に巻回されたタイミングベルト８８とを含む。また、オルタネータ８１、供試体１ｘ、クランクプーリ８３及びＶリブドベルト８４を含む空間を、恒温槽８２とし、雰囲気温度を一定に保った。

アイドル耐久試験では、実車アイドリング状態（雰囲気温度が最も高く、回転体２，３間の回転変動が最も大きいとされる、アイドリング状態）を想定し、以下の条件でアイドル耐久試験機８０を作動させた。
・クランクプーリ８３の回転数＝５００〜８００ｒｐｍ
・オルタネータ８１及び供試体１ｘの回転数＝２０００〜２５００ｒｐｍ
・オルタネータ８１及び供試体１ｘの表面温度＝１３０℃（恒温槽８２を実車アイドリング状態と同じ１３０℃に保った。）

上記の条件でアイドル耐久試験機８０を２０００時間連続して作動させた後、供試体１ｘを室温まで冷却させてから分解し、制振スリーブ８の状態を目視で確認したところ、実施例１，２共に、制振スリーブ８の変形や損傷等の異常が認められず、また、制振スリーブ８のばね４への装着状態にも異常（浮き、ずれ等）が認められなかった。一対の軸受６，７、その他の部材についても、実施例１，２共に、異常が認められなかった。

以上、本発明の好適な実施の形態及び実施例について説明したが、本発明は上述の実施形態及び実施例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設計変更が可能なものである。

プーリ構造体は、オルタネータの軸に取り付けられるものに限定されず、例えばオルタネータ以外の補機の軸に取り付けられるものであってもよい。
プーリ構造体の構成は、上述の実施形態のものに限定されない。例えば、当接面３ｄが、円弧状ではなく、内回転体３の径方向に沿った直線状であってもよいし、また、内周側の部分が内回転体３の径方向に対して傾斜した直線状または円弧状であって、外周側の部分が内回転体３の径方向に沿った直線状であってもよい。ばね４の線材の断面は、正方形状に限定されず、長方形状や円形状であってもよい。外力を受けていない状態でのばね４の径は、全長に亘って一定でなくてもよい。突起３ｅが、内回転体３の周方向に沿って、当接面３ｄまで延在してもよい。突起３ｅとばね４の外周面との間に隙間がなくてもよい。突起３ｅを省略してもよい。
プーリ構造体に外力が付与されていない状態でのばね４の一端及び他端における圧接面２ａ及び接触面３ａｘとの接触範囲は、一端及び他端から半周以上に割った範囲に限定されず、これより長くても短くてもよい。
転がり軸受７は、接触シール式の密閉形玉軸受に限定されず、シールド式又は非接触シール式の密閉形転がり軸受であってもよいし、転動体として玉ではなくころを用いたころ軸受であってもよい。
軸受の種類は、滑り軸受や転がり軸受に限定されず、任意である。
凸条の数は、２つ以上であればよい。また、制振スリーブのねじりコイルばねに対する位置決めのため、複数の凸条を、軸方向から見て制振スリーブの対角線上に配置することが好ましい。
制振スリーブは、実施例１，２では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。
上述の加振試験では、実車エンジン高回転領域条件での高周波振動が補機の駆動軸を介してプーリ構造体に伝播してプーリ構造体が加振される状態を想定して試験を行い、実施例１，２でばね４の共振に伴う微小振動が抑制されることを説明したが、本発明は、このような振動形態に限定されず、例えば回転体２，３間の回転変動に応じてばね４がねじれたりねじり戻されたりする際のばね４の微小振動をも抑制することができる。

１；２０１ プーリ構造体
２ 外回転体
３ 内回転体
４ ねじりコイルばね
４ａ 一端側領域
４ｂ 他端側領域
４ｃ 中領域
６，７ 軸受
８ 制振スリーブ
８ａ 凸条
Ｂ ベルト

Claims (4)

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ねじりコイルばねと、
   前記回転軸に沿った軸方向の一端側及び他端側のそれぞれにおいて前記外回転体及び前記内回転体の間に介在して前記外回転体及び前記内回転体を相対回転可能に連結する一対の軸受とを備え、
   前記ねじりコイルばねの拡径又は縮径により前記外回転体及び前記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、
   前記ねじりコイルばねは、前記プーリ構造体に外力が付与されていない状態において、前記軸方向に圧縮され、前記一端側で前記外回転体及び前記内回転体の一方に接触する一端側領域と、前記他端側で前記外回転体及び前記内回転体の他方に接触する他端側領域と、前記一端側領域及び前記他端側領域の間において前記外回転体及び前記内回転体のいずれにも接触しない中領域とを有し、
   前記内回転体と前記ねじりコイルばねとの間に設けられ、拡径方向の自己弾性復元力によって前記ねじりコイルばねにおける前記中領域を含む領域の内周面に接触し、前記外回転体及び前記内回転体のいずれにも接触しない制振スリーブをさらに備え、
   前記ねじりコイルばねが拡径方向に変形したときに、前記ねじりコイルばねの前記中領域の外周面が前記外回転体の内周面に当接するように構成されたことを特徴とする、プーリ構造体。
2. 前記制振スリーブの外周面に、前記軸方向にそれぞれ延在し且つ前記回転軸の周方向に配列された複数の凸条が設けられたことを特徴とする、請求項１に記載のプーリ構造体。
3. 前記制振スリーブは、合成ゴムからなる弾性スリーブであることを特徴とする、請求項１又は２に記載のプーリ構造体。
4. 前記ねじりコイルばねの前記中領域の外周面が前記外回転体の内周面に当接することにより、前記ねじりコイルばねのそれ以上の拡径方向の変形が規制され、前記外回転体及び前記内回転体が一体的に回転するように構成されたことを特徴とする、請求項１〜３のいずれか１項に記載のプーリ構造体。