JP6836978B2

JP6836978B2 - Crank pulley device

Info

Publication number: JP6836978B2
Application number: JP2017190207A
Authority: JP
Inventors: 利夫今村
Original assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Current assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Priority date: 2017-09-29
Filing date: 2017-09-29
Publication date: 2021-03-03
Anticipated expiration: 2037-09-29
Also published as: JP2019065917A

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。 The present invention relates to a crank pulley device attached to the crankshaft of an engine.

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。 A crank pulley device around which a belt for driving auxiliary machinery such as an alternator is wound is attached to the crankshaft of an engine of an automobile or the like.
In general, the crankshaft of an engine of an automobile or the like is given a rotational force by an explosive force in the cylinder, so that the rotational speed fluctuates. When such fluctuations in the rotational speed of the crankshaft are transmitted to the auxiliary drive belt system, the traveling speed of the belt also fluctuates accordingly. Therefore, slip occurs between the pulley connected to the drive shaft of the auxiliary machine and the belt, and the tension of the belt fluctuates greatly. Such belt slippage and tension fluctuations cause abnormal noise in the belt and shorten the life of other parts such as the belt. Further, in order to prevent the belt from slipping, the initial tension of the belt may be set relatively high. In this case, the rotational resistance of the crankshaft may increase and the fuel efficiency of the engine may deteriorate. It was.

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）。 Therefore, in order to mitigate the influence of fluctuations in the rotational speed of the crankshaft on other parts such as the belt, the pulley boss portion (hereinafter referred to as the inner ring) attached to the crankshaft and the tubular pulley member around which the belt is wound are wound. By interposing a rolling element such as a rubber elastic body or a cylindrical roller between the outer ring (hereinafter referred to as the outer ring) and applying an elastic force between the inner ring and the outer ring, fluctuations in rotational speed are effectively mitigated. , A crank pulley device capable of suppressing fluctuations in belt tension has been proposed (see, for example, Patent Documents 1 and 2 below).

特開２００９−２３６２６６号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2009-236266 特開２００７−１０７６３６号公報JP-A-2007-107636

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。 The fluctuation of the rotation speed of the crankshaft occurs in synchronization with the combustion explosion time in each cylinder. Therefore, at the time of combustion explosion in each cylinder during cranking operation (intermittent operation) due to engine start, the rotation speed fluctuation of the crankshaft is excessive torque compared to the normal torque input such as the normal rotation range of the crankshaft. Is input to the crankshaft. Especially in the initial stage of cranking, excessive torque is input to the crankshaft. That is, when the excessive torque is input due to the engine start, the fluctuation of the rotation speed of the crankshaft is maximized, the tension of the belt is excessively increased as compared with the above-mentioned normal torque input, and the tension of the belt is excessively fluctuated. The influence on other parts is likely to become apparent. In particular, recently, an increasing number of vehicles are equipped with a system (auxiliary drive belt system equipped with a motor generator (ISG)) that stops the engine in an idle state such as waiting for a traffic light and restarts the engine after the idle stop. As the frequency of engine stop / restart has increased remarkably, the above problem may become more apparent.

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。 However, in the conventional crank pulley device in which an elastic force is applied between the inner ring and the outer ring by using a rolling element such as a rubber elastic body or a cylindrical roller described above, such a type is obtained in terms of engine specifications, characteristics, and device design. Excessive torque is input to the crankshaft due to frequent engine start, and the tension of the belt frequently increases excessively, and there is a possibility that the problem that the tension of the belt fluctuates excessively cannot be dealt with.

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。 The present invention has an effect on an auxiliary drive belt system, in which an excessive increase in belt tension or an excessive fluctuation in belt tension occurs when an excessive torque is input to a crankshaft (hereinafter referred to as a crankshaft) due to engine start or the like. It is an object of the present invention to provide a crank pulley device that can be suppressed.

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。 In order to solve the above problems, the crank pulley device according to the present invention is a crank pulley device that transmits rotational torque between an inner ring and an outer ring that are concentrically arranged on the crank shaft of an engine so as to be relatively rotatable. The inner ring and the outer ring are a cam surface provided on the outer periphery of the inner ring and a piston provided on the inner circumference of the outer ring, slidably provided toward the cam surface, and urged by a spring. The piston is slidably provided in a piston insertion hole provided on the inner circumference of the outer ring and facing in the radial direction, and the piston is slidably provided according to the slide position of the piston. The urging force of the spring pushes the tip of the piston toward the cam surface while constantly contacting the cam surface. The cam surface is divided in the circumferential direction, and each divided portion has a distance from the crank shaft. It has a minimum bottom portion and a top portion having a maximum distance from the crank shaft at the boundary portion of each of the divided portions, and each divided portion has a distance from the crank shaft as the distance from the bottom portion toward the top portion increases. It is formed on a concave engaging surface that increases in the circumferential direction, and when a predetermined or greater rotational torque is transmitted to the crank shaft, the tip of the piston is opposite to the rotational direction of the crank shaft. It is a crank pulley device characterized in that it is formed so as to get over the top on the side.

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。 According to the above configuration, when a rotational torque less than a predetermined value is transmitted to the crankshaft in the driving state of the crankshaft, that is, when a normal torque is input to the crankshaft, the tip portion does not get over the top portion. Rotational torque is transmitted from the inner ring to the outer ring while engaging with the concave engaging surface, and the normal rotational speed fluctuation of the crankshaft is effectively alleviated.
In the driving state of the crank shaft, when a predetermined or higher rotational torque is transmitted to the crank shaft, that is, when an excessive torque is input to the crank shaft, the tip portion is the top portion on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft. The rotational torque larger than the normal torque is not transmitted from the inner ring to the outer ring. That is, immediately after overcoming, the pressing force of the piston on the cam surface by the spring suddenly starts to decrease even though the inner ring is in a sudden acceleration state. Until the pressing force on the cam surface starts to increase again, the inner ring and the outer ring rotate remarkably relative to each other with almost no engaging action between the inner ring and the outer ring. As a result, of the torque transmitted from the inner ring to the outer ring, a torque larger than the normal torque is not transmitted. Therefore, it is possible to effectively suppress an excessive increase in belt tension and an excessive fluctuation in belt tension that occur when an excessive torque is input to the crankshaft due to engine starting or the like.

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。 Further, according to the present invention, in the crank pulley device, the portion of the concave engaging surface from the bottom portion to the top portion on the rotation direction side of the crank shaft has a circumferential distance from the crank shaft toward the top portion. It is characterized in that the tip portion is formed so as to abut against the concave engaging surface.

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。 According to this configuration, in an auxiliary drive belt system equipped with a motor generator (ISG) that becomes a starter motor when the engine starts and becomes a generator after the engine starts, for example, when restarting the engine after an idle stop, the endless belt is used. Power is transmitted from the motor generator to the outer ring of the crank pulley device via the motor generator, and torque is transmitted from this outer ring to the inner ring (crank shaft). At this time, the tip of the piston is engaged in a state of being abutted against the top of the concave engaging surface on the rotation direction side of the crank shaft, and there is no risk of overcoming this top. Therefore, the outer ring and the inner ring are reliably engaged with each other so as not to rotate relative to each other, and the rotational torque of the motor / generator can be reliably transmitted from the outer ring to the inner ring (crank shaft).

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。 In the auxiliary drive belt system, it is possible to effectively suppress an excessive increase in belt tension and an excessive fluctuation in belt tension that occur when an excessive torque is input to the crank shaft due to engine start or the like.

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。It is a schematic block diagram of the auxiliary machine drive belt system including the crank pulley device which concerns on 1st Embodiment. 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。It is sectional drawing of the crank pulley apparatus which concerns on 1st Embodiment. 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。It is sectional drawing which shows the state immediately after the piston tip part of the crank pulley device which concerns on 1st Embodiment got over the top part. 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。It is a schematic block diagram of the auxiliary machine drive belt system including the crank pulley device which concerns on 2nd Embodiment. 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。It is sectional drawing of the crank pulley apparatus which concerns on 2nd Embodiment. 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。FIG. 5 is a cross-sectional view showing a state in which the piston tip portion of the crank pulley device according to the second embodiment is engaged in a state of being abutted against the top portion of the concave engaging surface on the crank shaft rotation direction side. 比較例１に係るクランクプーリ装置の断面図である。It is sectional drawing of the crank pulley device which concerns on Comparative Example 1. FIG. エンジンベンチ試験機の概略構成図である。It is a schematic block diagram of an engine bench tester. 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。It is a graph which shows the time-series change of the rotation speed of the outer ring at the time of starting an engine which concerns on Example 1 and Comparative Example 1. 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。It is a graph which shows the time-series change of the belt tension which concerns on Example 1 and Comparative Example 1.

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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described.
First, the first embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 3.

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。 The crank pulley device 1 of the first embodiment is an embodiment in which it is desirable to incorporate it into a normal auxiliary drive belt system not equipped with an ISG (Integrated Starter Generator). FIG. 1 shows the layout of this normal auxiliary drive belt system.

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。 The auxiliary drive belt system 201 includes a crank pulley device 1 attached to the crank shaft 211 of the engine, an alternator pulley 212 connected to the alternator (ALT) shaft 218, and an AC connected to the air conditioner compressor (AC). It has a pulley 213. Further, an auto tensioner (A / T) 214 is provided between the belt spans of the crank pulley device 1 and the alternator pulley 212.
The output of the engine is transmitted clockwise from the crank pulley device 1 to the alternator pulley 212 and the AC pulley 213 via one belt 215 such as a V-ribbed belt, and is transmitted to the alternator and the air conditioner / compressor, respectively. Auxiliary equipment is driven.

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。 As shown in FIG. 2, the crank pulley device 1 includes an inner ring 11 that is integrally rotatably attached to the crank shaft 211, an outer ring 12 that is concentrically arranged so as to be relatively rotatable with respect to the inner ring 11, and an inner ring 11 and an outer ring 12. The cam mechanism unit 13 that connects the above and the cam mechanism unit 13 is configured as a main part.
The rolling bearings 15 and 16 are interposed between the outer ring 12 and the inner ring 11 and support them so as to be able to rotate relative to each other.

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。 The inner ring 11 is a pulley boss portion that is integrally rotatably attached to the crank shaft 211, and a cam surface 21 of a cam mechanism portion 13 is provided on the outer periphery thereof. In order to impart wear resistance to the outer cam surface 21, the inner ring 11 is preferably made of a machine structural alloy steel (skin-baked steel such as SCR material or SCM material) suitable for surface hardening treatment such as carburizing. ..

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。 The outer ring 12 is a cylindrical pulley member having a belt groove around which the belt 215 is wound. A piston 22 or the like, which is a mechanical member of the cam mechanism portion 13, is provided on the inner circumference of the outer ring 12.

（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。 (Cam mechanism)
The cam mechanism portion 13 includes a cam surface 21 provided on the outer periphery of the inner ring 11, a piston insertion hole 23 provided on the inner circumference of the outer ring 12 and facing in the radial direction, and a piston 22 slidably provided in the piston insertion hole 23. A spring 24 that presses the tip of the piston 22 toward the cam surface 21 and urges the piston 22 to always contact the cam surface 21 against the centrifugal force.
The number of pistons 22 / springs 24 arranged is determined within the range of a minimum of 1 and a maximum of 1 division of the cam surface 21, that is, the number of concave engaging surfaces 33.
As a result, a cam surface 21 provided on the outer circumference of the inner ring 11 and a piston 22 provided on the inner circumference of the outer ring 12 so as to be slidable toward the cam surface 21 and urged by a spring 24 are provided. The cam mechanism unit 13 is configured.
Further, as a result, the piston 22 is slidably provided in the piston insertion hole 23 provided on the inner circumference of the outer ring 12 and facing in the radial direction, and the tip of the piston 22 is cammed by the urging force of the spring 24 according to the slide position of the piston 22. A piston 22 is configured which is constantly in contact with the surface 21 while being pressed.
The tip of the piston 22 is preferably formed on a spherical surface.

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。 The cam surface 21 is divided in the circumferential direction. The number of divisions may be, for example, 3 or 8. In the illustrated example, it is divided into 6. It is preferable that the divided portions are evenly distributed in the circumferential direction (for example, when the number of divisions is 6, the angle range of each divided portion is 60 °), but the divided portions are not necessarily evenly distributed in the circumferential direction. Good.
Each split portion has a bottom 31 that minimizes the distance from the crank shaft. The position of the bottom portion 31 on the cam surface 21 will be referred to as a "reference position".
When the tip of the piston 21 is engaged with the bottom 31, the pressing force that the piston 22 presses against the cam surface 21 by being urged by the spring 24 is the smallest.
The boundary portion of each divided portion has a top portion 32 that maximizes the distance from the crank shaft. When the tip of the piston 22 is engaged with the top 32, the pressing force that the piston 22 presses against the cam surface 21 by being urged by the spring 24 is the largest.
Each divided portion is formed on a concave engaging surface 33 in which the distance from the crank shaft increases in the circumferential direction from the bottom portion 31 to the top portion 32.

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。 The concave engaging surface 33 gradually increases in distance from the crank shaft 211 in the circumferential direction as it goes from the bottom 31 to the top 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft 211 and from the bottom 31 to the top 32 on the rotation direction side of the crank shaft. It is formed to increase (gradually). In the example of FIG. 2, the state in which the tip end portion of the piston 22 is engaged with the bottom portion (reference position) 31 is shown.
The shape of the bottom portion 31 may be a gently curved bottom or an intersection of gently straight lines. When no rotational torque acts between the inner ring 11 and the outer ring 12, the shape may be such that the tip of the piston 22 can be stably accommodated.
It is desirable that the shape of the top portion 32 is formed at the apex of a chevron with a round cross section so that the tip portion of the piston 22 can easily get over it.

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。 The overall and detailed configuration of the cam mechanism 13 includes the magnitude of the rotational torque transmitted between the inner ring 11 and the outer ring 12, and the number of divisions of each design element in the cam mechanism 13, for example, the cam surface 21. Number of pistons 22 / springs 24 arranged, height of top 32 (difference in radial distance between top 32 / bottom 31), shape of concave engaging surface 33 of cam surface 21, and setting of piston 22 (spring constant, etc.) , Etc., when the torque input to the crank shaft 211 is within the normal range, the tip of the piston 22 is the top 32 (the top 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft, or the bottom of the crank shaft. When the torque input to the crank shaft due to engine start or the like is excessive than the above normal time without overcoming the top portion 32) on the rotation direction side, the tip portion of the piston 22 is the top portion 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft. It is determined in detail to overcome the problem.
The shape of the cam mechanism portion 13 provided with the cam surface 21 and the piston 22, particularly the concave engaging surface 33 including the top portion 32 and the bottom portion 31, is such that when a rotational torque of a predetermined value or more is transmitted to the crank shaft 211. , The tip of the piston 22 is formed so as to get over the top 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft.

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。 The number of divisions of the cam surface 21 is 1 or more as described above, but if the number of divisions is too small (for example, in the case of the number of divisions 3), the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 becomes too large. Loss is likely to occur in the transmission of power (rotational torque) between the inner ring 11 and the outer ring 12. Further, if the number of divisions is too large (for example, in the case of the number of divisions 8), the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 becomes too small, and it becomes difficult to suppress the tension fluctuation of the belt.
Further, when the divided portions of the cam surface 21 are not evenly arranged in the circumferential direction, the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 becomes uneven even under the same operating conditions, and the space between the inner ring 11 and the outer ring 12 is uneven. It also causes unevenness in torque transmission. Therefore, it is desirable that the divided portions of the cam surface 21 are evenly arranged.

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。 A concave engaging surface 33 is formed in each divided portion. If the concave engaging surface 33 is not formed, the pressing force of the piston 22 on the cam surface 21 is reduced at once immediately after the tip of the piston 22 gets over the top 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft 211. It is not possible to effectively suppress an excessive increase in belt tension and an excessive fluctuation in belt tension that occur when an excessive torque is input to the crank shaft 211 when the engine is started or the like.

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。 As described above, the number of pistons 22 / springs 24 arranged is determined within the range of the minimum of 1 and the maximum of the number of divisions of the cam surface 21 (that is, the number of concave engaging surfaces 33). As the number of pistons 22 / springs 24 arranged increases, the pressing force (spring constant) required for each piston can be reduced, which improves the degree of freedom in device design, but increases the number of parts. Problems that increase manufacturing costs are likely to occur. On the contrary, as the number of pistons 22 / springs 24 arranged is reduced, the manufacturing cost is reduced, but the pressing force (in short, the spring constant) required for each piston 22 on the cam surface 21 is increased, resulting in the device design. It hinders the above degree of freedom.

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。 Since the piston 22 needs to have wear resistance at the tip and the like, it is preferable to form the piston 22 with a high carbon chrome bearing steel material (SUJ material) conforming to JIS G4805: 2008.
The spring 24 is preferably a coil spring so that a predetermined spring characteristic can be obtained, and the spring wire is preferably an oil tempered wire for a spring having a circular cross section or the like in accordance with JIS G3560: 1994.
Further, when the tip of the piston 22 is engaged with the bottom 31, the pressing force (elastic restoring force) by the spring 24 is sufficiently secured, and when the tip of the piston gets over the top, the spring 24 or the piston 22 The free length of the spring 24, the spring constant, and the slide allowance of the piston 22 are set so that the spring 24 does not bottom out.

（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。 (Operation of cam mechanism)
Depending on the magnitude of the rotational torque input to the crank shaft 211, the following operation is performed.

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。 First, when the torque input to the crank shaft 211 such as the normal rotation range of the crank shaft 211 is within the normal range (when a rotation torque less than a predetermined value is transmitted to the crank shaft 211), in this case, the following 1), There are two cases of 2).
1) When the rotation speed of the inner ring 11 becomes faster than the rotation speed of the outer ring 12 (when the inner ring 11 accelerates).
In this case, the inner ring 11 rotates relative to the outer ring 12 in the same direction as the rotation direction (arrow direction in FIG. 2).
Due to the configuration of the cam mechanism portion 13, the pressing force of the piston 22 on the cam surface 21 gradually increases, and the rotational urging force in the direction of eliminating the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 is the inner ring 11. It is provided between the outer ring 12 and the outer ring 12.
The torque input to the crank shaft 211 is within the normal range, and the tip of the piston 22 is elastically balanced from the reference position (bottom 31) in front of the top 32 by an engaging action that does not get over the top 32. A positive torque in the forward rotation direction is transmitted from the inner ring 11 to the outer ring 12 while the inner ring 11 and the outer ring 12 elastically rotate relative to each other while engaging with the concave engaging surface 33 to the position.
Therefore, the tension fluctuation of the belt can be suppressed as in the conventional crank pulley device.

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。 2) When the rotation speed of the inner ring 11 becomes slower than the rotation speed of the outer ring 12 (when the inner ring 11 decelerates).
With the reference position (bottom 31) as the starting point, the engagement position between the tip of the piston 22 and the cam surface 21 is from the bottom 31 of the concave engaging surface 33 toward the top 32 on the rotational direction side of the crank shaft 211. It shifts.
Due to the configuration of the cam mechanism portion 13, the pressing force of the piston 22 on the cam surface 21 gradually increases, and the rotational urging force in the direction of eliminating the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 is the inner ring 11. It is provided between the outer ring 12 and the outer ring 12.
The torque input to the crank shaft 211 is within the normal range, and the tip of the piston 22 is elastically balanced from the reference position (bottom 31) in front of the top 32 by an engaging action that does not get over the top 32. Negative torque is transmitted from the inner ring 11 to the outer ring 12 while the inner ring 11 and the outer ring 12 elastically rotate relative to each other while engaging with the concave engaging surface 33 to the position.
Therefore, the tension fluctuation of the belt can be suppressed as in the conventional crank pulley device.

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。 Next, when the torque input to the crank shaft 211 due to engine start or the like is excessive than the above normal time (when a predetermined or higher rotational torque is transmitted to the crank shaft 211), the rotational speed of the inner ring 11 is the outer ring 12. It is significantly faster than the rotation speed (the inner ring 11 accelerates rapidly).
Due to the configuration of the cam mechanism portion 13, the pressing force of the piston 22 on the cam surface 21 gradually increases, and the rotational urging force in the direction of eliminating the phase difference caused by the relative rotation between the inner ring 11 and the outer ring 12 is the inner ring 11. It is provided between the outer ring 12 and the outer ring 12.
Since the torque input to the crank shaft 211 is larger than the normal torque, the tip portion of the piston 22 gets over the top portion 32 on the opposite side of the rotation direction of the crank shaft 211.
At this time (as shown in FIG. 3, the state immediately after passing over the top portion 32), the pressing force of the piston 22 on the cam surface 21 suddenly starts to decrease. Therefore, until the pressing force starts to increase again (until the tip end portion of the piston 22 engages with the bottom portion 31 on the side overcoming the top portion 32), an engaging action acts between the inner ring 11 and the outer ring 12. The inner ring 11 and the outer ring 12 rotate remarkably relative to each other in a state where the inner ring 11 hardly works (that is, the inner ring 11 idles in the sudden acceleration state, and the outer ring 12 does not suddenly accelerate).
As a result, of the torque transmitted from the inner ring 11 to the outer ring 12, a torque larger than the normal torque is not transmitted.
Therefore, it is possible to effectively suppress an excessive increase in belt tension and an excessive fluctuation in belt tension that occur when an excessive torque is input to the crank shaft 211 due to engine starting or the like.

（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。 (Other possible operations)
Similar to the operation of the first embodiment described above, the rotation speed of the inner ring 11 is significantly higher than the rotation speed of the outer ring 12 due to excessive rotation fluctuation of the crank shaft (for example, when the engine is started or the engine is stopped due to a sudden failure). When it becomes slow (when the inner ring 11 suddenly decelerates), the tip end portion of the piston 22 can get over the top portion 32 on the rotation direction side of the crank shaft 211. Even in this case, the inner ring 11 idles in the sudden deceleration state, and the sudden deceleration of the outer ring 12 can be avoided, so that the influence on the auxiliary drive belt system can be suppressed.

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。 Next, the second embodiment will be described with reference to FIGS. 4 to 6.
The crank pulley device 101 of the second embodiment is a more desirable embodiment to be incorporated in the auxiliary drive belt system 202 equipped with the ISG. FIG. 4 shows the layout of the auxiliary drive belt system 202 equipped with this ISG.

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。 The difference from the auxiliary drive belt system 201 of FIG. 1 is that instead of the alternator pulley 212 connected to the alternator (ALT) shaft, a motor generator (ISG) 217 connected to the ISG shaft is provided, and the crank shaft 211 is provided. The crank pulley device 101 is used instead of the crank pulley device 1, and the auto tensioner 216 is also provided between the motor generator (ISG) 217 and the AC pulley 213. Other parts that are the same as those in FIG. 1 are designated by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.
When the engine is started by the ISG, an engine start signal is sent from the electronic control device on the vehicle side to the ISG, and the ISG is started as an electric motor (starter motor). At this time, the auto tensioner 216 provided on the loose side of the belt 215 operates effectively.

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。 The crank pulley device 101 will be described with reference to FIG. The difference from the crank pulley device 1 of FIG. 2 is the shape of the cam surface 121 of the cam mechanism portion. In particular, the shape of the concave engaging surface 133 of the cam surface 121 is different. Others are the same as the crank pulley device 1 of FIG. 2, and the same reference numerals as those of FIG. 2 are assigned and the description thereof will be omitted.

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。 Similar to the first embodiment, the portion of the concave engaging surface 133 of the cam mechanism portion from the bottom 131 to the top 132 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft 211 increases in distance from the crank shaft 211 toward the top 132. It is formed so as to gradually (gradually) increase in the circumferential direction.
On the other hand, the portion of the concave engaging surface 133 from the bottom 131 to the top 132 on the rotation direction side of the crank shaft 211 is formed so that the distance from the crank shaft 211 suddenly increases in the circumferential direction.
The degree of this sudden increase is such that the tip end portion of the piston 22 abuts and locks. In the example of FIG. 5, the tip end portion of the piston 22 is engaged with the bottom portion (reference position) 131.

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１３２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）。 The overall and detailed configuration of the cam mechanism includes the magnitude of the rotational torque transmitted between the inner ring 11 and the outer ring 12, and each design element in the cam mechanism 13, for example, the number of divisions of the cam surface 121, the piston. 22 / Number of arrangements of springs 24, height of top 132 (difference in radial distance between top 132 / bottom 131), shape of concave engaging surface 133 of cam surface 121, setting of piston 22 (spring constant, etc.), Due to the balance of
When the torque input to common rotation area such as a crank shaft 211 of the crank shaft 211 is within the normal range, the distal end of the piston 22 can not get over the top 1 32,
It is designed in detail so that the tip of the piston 22 gets over the top 132 when the torque input to the crank shaft 211 due to engine start or the like is larger than the normal time (the same applies to the first embodiment). ..

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。 Further, in the auxiliary drive belt system 202 equipped with the ISG, when the engine is started by the ISG, in this case, as shown in FIG. 6, the tip of the piston 22 is the top 132 of the crank shaft 211 on the rotation direction side. It is meticulously designed and determined so that it is engaged in a bumped state and does not get over this top 132.

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。 In the auxiliary drive belt system 202 equipped with the ISG, when the engine is started by the ISG, an engine start signal is sent from the electronic control device on the vehicle side to the ISG, and the ISG starts as an electric motor (starter motor).
Power is transmitted from the motor generator 217 to the outer ring 12 of the crank pulley device 101 via the endless belt 215, and torque is transmitted from the outer ring 12 to the stopped inner ring 11 (crank shaft 211).
At this time, the rotation speed (forward direction) of the outer ring 12 becomes significantly faster than the rotation speed of the inner ring 11 (that is, the outer ring accelerates rapidly), but the tip of the piston 22 starts from the bottom (reference position) 131. Then, the bottom 131 of the concave engaging surface 133 is displaced toward the top 132 on the rotation direction side of the crank shaft 211, and is engaged in a state of being abutted at the top 132. With this configuration, there is no risk of getting over the top 132.
Therefore, the outer ring 12 and the inner ring 11 are reliably engaged with each other so as not to rotate relative to each other, and the rotational torque of the motor generator 217 can be reliably transmitted from the outer ring 12 to the inner ring 11 (crank shaft 211).

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。 Hereinafter, a specific Example 1 of the present invention will be described.
The crank pulley device 1 of the first embodiment incorporated in the ordinary auxiliary drive belt system 201 shown in FIG. 1 was used.

（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。 (Inner ring / outer ring)
The inner ring 12 was formed of machine structural alloy steel (SCM415), and the outer peripheral surface (cam surface 21) was surface-hardened by carburizing to ensure wear resistance.
The outer ring 11 is made of cast iron (FC250), and two rolling bearings 15 and 16 are interposed between the outer ring 11 and the inner ring 12 so as to face each other in the width direction.

（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。 (Cam mechanism)
The piston 22 is made of a high carbon chrome bearing steel material (SUJ2) because the tip portion and the like are required to have wear resistance.
The spring 24 was a coil spring, and the spring wire was an oil temper wire for a spring having a circular cross section (based on JIS G3560: 1994).
The number of pistons 22 / springs 24 arranged was the same as the number of divisions of the cam surface 21, which will be described later. That is, a total of 6 pieces were arranged, one on each divided portion (concave engaging surface 33) of the cam surface 21.

（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。 (Cam surface)
The number of divisions was 6, and each division portion (concave engaging surface 33) was evenly distributed in the circumferential direction (the angle range of each division portion is 60 °).
The height of the top 32 (radial distance between the top 32 / bottom 31) is about 7 mm.
The shape of the concave engaging surface 33 is such that the top portion 32 and the bottom portion 31 are formed by a curved line in a cross section orthogonal to the width direction of the crank pulley device 1, and the gradient between the curve of the top portion 32 and the curve of the bottom portion 31 is about 5. It is formed by a straight line of ° (tangent to both). Therefore, the concave engaging surface 33 is a straight portion as it goes from the bottom portion 31 to the top portion 32 (the top portion 32 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft 211 and the top portion 32 on the rotation direction side of the crank shaft 211 from the bottom portion 31). Along the (straight line gradient), the distance from the crank shaft 211 is formed so as to gradually increase in the circumferential direction.

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。 Hereinafter, Comparative Example 1 will be described with reference to FIG. 7.
A conventional crank pulley device is assumed, and the difference from the first embodiment is the shape of the cam surface (inner ring), particularly the height of the top 332 (radial distance between the top / bottom: about 9 mm). It is higher than 1. The height level of the top 332 is such that the tip of the piston shifts from the reference position (bottom) on the concave engaging surface toward the top opposite to the rotation direction of the crank shaft due to the relative rotation between the inner ring and the outer ring. However, the spring or the piston has bottomed out, and the tip of the piston cannot physically get over the top 332.
Therefore, if the torque input to the crank shaft becomes excessive than usual due to engine start or the like, the tip of the piston cannot get over the top on the opposite side of the rotation direction of the crank shaft, and the top 332 Engage in a bumped state. That is, in this state, the inner ring and the outer ring can be substantially the same as a crank pulley (general-purpose product) in which the inner ring and the outer ring are fixed so as not to rotate relative to each other.
The portion extending from the bottom to the top 332 (the top 332 on the side opposite to the rotation direction of the crank shaft and the top 332 on the rotation direction side of the crank shaft) is substantially the same as in the first embodiment with a gradient of about 5 °. It is formed by straight lines of the same length. Therefore, when the torque input to the crank shaft, such as the normal rotation range of the crank shaft, is within the normal range, the same operation as in the first embodiment is performed.

（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。 (Evaluation test)
The crank pulley devices of Example 1 and Comparative Example 1 were attached to the belt system of FIG. 1 and an engine start test was performed. In this engine start test, the following evaluation items at the time of engine start are detected and recorded in chronological order, and the effect of the present invention is verified by comparing Example 1 (FIG. 2) and Comparative Example 1 (FIG. 7). It was. The diameter of the crank pulley is 140 mm for both.
The first evaluation item is the rotation speed of the crank pulley (outer ring).
The second evaluation item is the belt tension (tension side).

（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。 (testing machine)
The engine bench tester 200 shown in FIG. 8 is a test device including the auxiliary drive belt system 201 of FIG. 1, and is a crank pulley device attached to a crank shaft 211 of the engine 210 (Example 1 and Comparative Example 1). It has an alternator pulley 212 connected to a shaft 218 of an alternator (ALT), and an AC pulley 213 connected to an air conditioner compressor (AC). Further, an auto tensioner (A / T) 214 is provided between the belt spans of the crank pulley device 1 and the alternator pulley 212.
The output of the engine is transmitted clockwise from the crank pulley device 1 to the alternator pulley 212 and the AC pulley 213 via one belt (V-ribbed belt) 215, and each auxiliary machine (alternator, air conditioner, etc.) The compressor) is driven.

（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。 (Measuring device)
In FIG. 1, the rotation speed of the crank pulley device 1 (outer ring 12) is detected by a measuring device that utilizes the reflection of laser light, and this is converted into an electric signal.
The belt tension is detected by detecting the shaft strain with a strain gauge (not shown) attached to the shaft of the idler pulley (not shown) pressed against the back of the belt between the belt spans on the tension side B, and converting this into an electric signal. Convert.
These electric signals are sent to a calculation control unit of a PC (not shown), and the calculation control unit calculates the electrical signal of the axial strain detected by the strain gauge into the belt tension (data). Finally, the calculation control unit of the PC displays the rotation speed data of the crank pulley device 1 (outer ring 12) and the belt tension data on a display unit including a liquid crystal screen that can be digitally displayed, and also digitally outputs the data. And recorded. The PC is a personal computer provided with an operation panel (touch panel), an arithmetic control unit, and a display unit.

（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。 (conditions)
An engine start (cranking) test was conducted at an ambient temperature of 25 ° C. and an initial tension of 400 N of the belt. The ambient temperature is the temperature assumed when the engine is started by the actual vehicle.

（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。 (Engine starting operation)
An engine start signal is sent from the electronic control device (not shown) to the starter motor (not shown), the starter motor starts, and cranking starts. At this time (before the combustion explosion in each cylinder), the rotation speed of the crank shaft is about 200 rpm.
A fuel injection signal and an ignition signal are sent from the electronic control device to the fuel injection device (not shown) and the ignition device (not shown), and the combustion explosion in each cylinder is started in sequence.
The rotation speed of the crank shaft increases in synchronization with the combustion explosion time in each cylinder. The rotational torque (power) of the crank shaft is transmitted to the crank pulley (outer ring), and further transmitted to the auxiliary drive belt system 201.
When the engine is started, the cranking operation by the starter motor is stopped.

（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。 (Evaluation results)
The evaluation results will be described with reference to the graphs of FIGS. 9 and 10.
In FIG. 10, the value of the belt tension (scale on the vertical axis) is not shown.
The belt tension at the end of cranking (after about 1 second) was about 500 N in both Example 1 and Comparative Example 1.
By the way, the part indicated by "m" in FIG. 10 is the difference between Example 1 and Comparative Example 1 regarding the magnitude of the belt tension and the belt tension fluctuation at the time of the second in-cylinder explosion (b in the figure). Is. In the illustrated example, the difference amount is 750N. This corresponds to the effect of suppressing the belt tension and the belt tension fluctuation as compared with Comparative Example 1 of Example 1. In the illustrated example, the inhibitory effect reaches about 30%.
Specific values of belt tension at the time of in-cylinder explosion are shown in Table 1 below.

（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。 (Discussion)
The rotation speed and belt tension of the crank pulley (outer ring) (belt tension of the tension side B part) are measured during a combustion explosion in each cylinder during cranking (about 1 second), especially at the time of the first in-cylinder explosion (Fig.). It was found that at the time of the middle a) and the second in-cylinder explosion (b in the figure), the increase was the largest and the fluctuation was the largest.
Focusing on the first in-cylinder explosion (a in the figure) and the second in-cylinder explosion (b in the figure), the rotation speed and belt tension of the crank pulley (outer ring) (belt on the tension side B). The magnitude and fluctuation range of (tension) are significantly smaller in Example 1 than in Comparative Example 1. It was found that the excessive increase in belt tension and the excessive fluctuation in belt tension could be effectively suppressed.

（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。 (Obtained effect)
In the first embodiment, when the engine is started, the torque transmitted from the inner ring to the outer ring, which is larger than the normal torque, is not transmitted. This is because when an excessive torque is input to the crank shaft than when the normal torque is input, the inner ring is idled in a sudden acceleration state with almost no engaging action between the inner ring and the outer ring. It is probable that it was possible not to accelerate the outer ring suddenly.
As a result, it is possible to effectively suppress an excessive increase in belt tension and an excessive fluctuation in belt tension that occur when an excessive torque is input to the crankshaft when the engine is started, which is a particular problem in an auxiliary drive belt system. understood.

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。 In Comparative Example 1, the configuration of Comparative Example 1 is the same as that of the conventional crank pulley device in which an elastic force is applied between the inner ring and the outer ring by using a rubber elastic body or a rolling element (cylindrical roller or the like) when the engine is started. In the cam mechanism part), of the torque transmitted from the inner ring to the outer ring, a torque that is larger than the normal torque is also transmitted. This is due to the fact that in the conventional crank pulley device having the configuration (cam mechanism portion) of Comparative Example 1 or the like, when an excessive torque is input to the crank shaft, it is engaged between the inner ring and the outer ring. It is considered that it is impossible to let the inner ring idle while the inner ring is in a sudden acceleration state and not to accelerate the outer ring suddenly in a state where the coupling action hardly works.

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 11 Inner ring 12 Outer ring 13 Cam mechanism 21 Cam surface 22 Piston 23 Piston insertion hole 24 Spring 31 Bottom 32 Top 33 Concave engaging surface

Claims

A crank pulley device that transmits rotational torque between an inner ring and an outer ring that are concentrically arranged on the crank shaft of an engine so that they can rotate relative to each other.
The inner ring and the outer ring include a cam surface provided on the outer periphery of the inner ring, a piston provided on the inner circumference of the outer ring, slidably provided toward the cam surface, and urged by a spring. It is connected via a cam mechanism that is equipped with
The piston is slidably provided in a piston insertion hole provided on the inner circumference of the outer ring and facing in the radial direction, and the tip of the piston is camped by the urging force of the spring according to the slide position of the piston. It is always in contact with the surface while pressing it.
The cam surface is divided in the circumferential direction, and each divided portion has a bottom portion that minimizes the distance from the crank shaft, and a boundary portion of each divided portion has a top portion that maximizes the distance from the crank shaft. Each split portion is formed on a concave engaging surface in which the distance from the crank shaft increases in the circumferential direction from the bottom to the top.
The concave engaging surface, when a predetermined or more torque is transmitted to the crank shaft, the distal end portion of said piston is formed so as to get over the top on the opposite side to the rotation direction of the crankshaft ,
The portion of the concave engaging surface from the bottom portion to the top portion on the rotation direction side of the crank shaft suddenly increases in the circumferential direction as the distance from the crank shaft increases toward the top portion, and the tip portion has the concave shape. locked I abutting the engaging surface, it features and to torque rank pulley device which is formed so as not to get over the top of the rotation direction of the crankshaft.