JP6908552B2 - 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い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、例えば特許文献１に記載されているような、クランク軸の回転変動を吸収可能なプーリ構造体が用いられる。

特許文献１に記載のプーリ構造体は、外回転体と、外回転体の内側に設けられ且つ外回転体に対して相対回転可能な内回転体と、コイルばねとを有し、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。

特開2014-114947号公報

特許文献１に記載のようなコイルばね式クラッチを備えるプーリ構造体において、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に、コイルばねが、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には、コイルばねが、外回転体又は内回転体に対して周方向に摺動（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係合解除状態となる。この摺動により、特に、外回転体又は内回転体のコイルばねと摺動する部分（以下、「クラッチ係合部」）が摩耗する。また、この摺動により、コイルばねにおけるクラッチ係合部と摺動する部分も摩耗し得る。クラッチ係合部が摩耗すると、クラッチが係合状態のときに、コイルばねとクラッチ係合部との接触面圧が減少することで、伝達されるトルクが減少してしまう。

そのため、クラッチの機能を長期に渡って維持して、プーリ構造体を長寿命化するためには、クラッチの係合解除時に、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分の摩耗を極力抑制することが必要である。特に、クラッチ係合部に異常摩耗が生じて、車両が寿命に至るよりも前にプーリ構造体が寿命に至ることを避けることが必要となる。ここで、クラッチ係合部における異常摩耗とは、クラッチ係合部の、コイルばねの一端側のばね端から１周以上の領域と摺動する部分に周方向に沿って連続する明瞭な凹状の摩耗が生じることをいう。

特許文献１に記載されているようなコイルばね式クラッチを備えるプーリ構造体において、クラッチ係合部の異常摩耗を避けるためには、外回転体と内回転体との間で軸方向に圧縮されているコイルばねの姿勢を安定させて、圧縮荷重状態で、コイルばねを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばねのクラッチ係合部と接触する部分に作用するのを抑制し、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に作用する面圧を均一に保つ必要がある。

ここで、コイルばねの姿勢を安定させるために、従来、例えば、後述するように、回転体のコイルばねの端面と接触する面を螺旋面とすること、コイルばねの軸方向の端面を研削加工によりコイルばねの軸方向と直交する面(座研面)とすること、コイルばねの軸方向の一端部及び他端部を、それぞれ、外回転体及び内回転体と径方向に接触させること等が行われていたが、これらの構成を採用しても、クラッチの係合解除時に、クラッチ係合部に異常摩耗が生じることがあった。すなわち、クラッチ係合部の異常摩耗を抑制するのに、これら従来の構成だけでは不十分であった。

本発明の目的は、クラッチ係合部の摩耗をより確実に抑制できるプーリ構造体を提供することである。

本発明の第１の態様に係るプーリ構造体は、ベルトが巻き掛けられる筒状の外回転体と、前記外回転体の径方向内側に設けられ、前記外回転体と同一の回転軸を中心として前記外回転体に対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、前記回転軸に沿った軸方向に圧縮されているコイルばねと、を備え、前記コイルばねは、拡径又は縮径方向にねじり変形することによって、前記外回転体及び前記内回転体と係合して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、トルクの伝達時と反対方向にねじり変形することによって、前記外回転体又は前記内回転体と摺動する係合解除状態となって、前記外回転体と前記内回転体との間でのトルクの伝達を遮断するように構成され、前記コイルばねの巻き数は、Ｍを自然数として、［Ｍ−０．０６９］以上且つＭ未満の範囲内である。

この構成によれば、外回転体と内回転体との間で軸方向に圧縮されているコイルばねの姿勢が安定し、圧縮荷重状態で、コイルばねを一方向に傾けようとする力のモーメントがコイルばねのクラッチ係合部と接触する部分に作用するのを抑制することができる。そのため、コイルばね（クラッチ）の係合解除時に、クラッチ係合部のコイルばねと摺動（スリップ）する部分に作用する面圧が均一になる。これにより、コイルばねの巻き数が上記範囲外にある場合に比べて、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に異常摩耗が生じるのを抑制できる。

コイルばねの巻き数をこの範囲内とする場合は、外回転体と内回転体との間で軸方向に圧縮されているコイルばねの姿勢をさらに安定にさせて、圧縮荷重状態でコイルばねを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばねのクラッチ係合部と接触する部分に作用するのをより確実に抑制できる。そのため、コイルバネ（クラッチ）の係合解除時に、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に作用する面圧がより確実に均一になる。これにより、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に異常摩耗が生じるのをより確実に抑制できる。

本発明の第２の態様に係るプーリ構造体は、第１の態様に係るプーリ構造体において、前記コイルばねが前記係合解除状態となるときの前記コイルばねのねじりトルクは、１Ｎ・ｍ以上１０Ｎ・ｍ以下に設定されている。

コイルばね（クラッチ）が係合解除状態となるときのコイルばねのねじりトルクがゼロに設定されている場合には、クラッチの係合解除が特定の運転走行パターン（例えばエンジン始動時）に限定されずに行われ、クラッチ係合部とコイルばねとが摺動する頻度が多くなる。これに対して、本態様のようにクラッチが係合解除状態となるときのコイルばねのねじりトルクを設定すれば、クラッチの係合解除は、特定の運転走行パターン（例えばエンジン始動時）に限定して行われ、クラッチ係合部とコイルばねとが摺動する頻度が少なくなる。その結果、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分の摩耗をより効果的に抑制できる。

本発明によれば、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に異常摩耗が生じるのを抑制できる。

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、コイルばねの側面図である。 図５は、図１に示すプーリ構造体の、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６は、コイルばねの巻き数と、ばね線が重なる数との関係を説明するための図であり、（ａ）は巻き数が自然数Ｍの場合、（ｂ）は巻き数が自然数Ｍよりも若干少ない場合、（ｃ）は巻き数が自然数Ｍよりも若干多い場合を示している。 図７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り、（ａ）がプーリ構造体の軸方向から見た図、（ｂ）がプーリ構造体の軸方向と直交する方向から見た図である。 図８は、実施例及び比較例における、コイルばねの巻き数と、クラッチ係合部の最大摩耗深さとの関係を示すグラフである。

以下、本発明の好適な実施の形態について説明する。

本実施形態のプーリ構造体１は、例えば、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」ということもある）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の回転軸である（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よりも前方には、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。また、外回転体２の転がり軸受６と空間９との間に位置する部分には、径方向の内側に突出した突出部２ｃが設けられている。

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、図４に示すように、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４ａから後端４ｇに向かって反時計回り）である。ばね４の巻き数は、Ｍを自然数（例えば５〜９程度）として、［Ｍ−０．１２５］以上且つＭ以下の範囲内であり、より好ましくは、［Ｍ−０．０６９］以上且つＭ以下の範囲内である。ここで、ばね４の巻き数とは、ばね線の巻回される角度が３６０°の何倍であるかを意味している。ばね４の巻き数が自然数Ｍであるときには、ばね線の巻回される角度が３６０°のＭ倍であり、ばね４の周方向の位置によらずばね線の重なる数が自然数Ｍとなる。一方、ばね４の巻き数が自然数よりも若干少ない又は多い場合には、ばね４の大部分において、ばね線の重なる数Ｋが自然数Ｍとなるが、ばね４の一部分において、ばね線の重なる数Ｋが自然数Ｍよりも１つ少ない［Ｍ−１］又は自然数Ｍよりも１つ多い［Ｍ＋１］となる。

ばね４は、外力を受けていない状態において、全長に亘って径が一定である。外力を受けていない状態でのばね４の外径は、圧接面２ａにおける外回転体２の内径よりも大きい。ばね４は、後端側領域４ｃが縮径された状態で、空間９に収容されている。ばね４における後端側領域４ｃの外周面は、ばね４の拡径方向の自己弾性復元力によって、圧接面２ａに押し付けられている。後端側領域４ｃは、ばね４の後端４ｇから１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。例えば、ばね４の巻き数が７巻き（Ｍ＝７）である場合、後端側領域４ｃは、ばね４の後端４ｇから２周程度を上限とする領域である。

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４ａから１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。例えば、ばね４の巻き数が７巻き（Ｍ＝７）である場合、前端側領域４ｂは、ばね４の前端４ａから２周程度を上限とする領域である。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。

このように、ばね４の後端側領域４ｃの外周面が、圧接面２ａに押し付けられ、ばね４の前端側領域４ｂの内周面が、接触面３ｅに押し付けられる構成とすることにより、軸方向に圧縮された状態でのばね４の姿勢を安定化させることができる。

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（以下、「前端面４ｅ」という）の周方向一部分（前端４ａから半周以上１周未満の範囲）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（以下、「後端面４ｆ」という）の周方向一部分（後端４ｇから１／４周程度の範囲）が、外回転体２の突出部２ｃの前面２ｃ１に接触している。ばね４の軸方向の圧縮率は、例えば、２０％程度である。なお、ばね４の軸方向の圧縮率とは、ばね４の自然長とプーリ構造体１に外力が作用していない状態でのばね４の軸方向長さとの差と、ばね４の自然長との比率である。

また、ばね４の前端面４ｅ及び後端面４ｆには、座研面が形成されている。座研面とは、研削加工が施されることによって形成された、ばね４の軸方向と直交する平面である。前端面４ｅ及び後端面４ｆの座研面は、それぞれ、ばね４の端４ａ、４ｇから周方向に約１／４周（９０°）の範囲に形成されている。このように、ばね４の前端面４ｅ及び後端面４ｆに座研面を形成することにより、軸方向に圧縮されているばね４の姿勢を安定させることができる。

溝底面３ｄは、ばね４の前端面４ｅ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、ばね４の前端面４ｅ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。部品の加工公差内での仕上り実績寸法の組み合わせによって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。そして、溝底面３ｄを螺旋面に形成することにより、外回転体２と内回転体と３の間で軸方向に圧縮されているばね４の姿勢を安定化させることができる。さらに、溝底面３ｄを螺旋面に形成することにより、振動等の外的要因によって、ばね４の中心軸が両回転体の回転軸に対して偏心や傾斜して、ばね４の姿勢が不安定になってしまうのを抑制することができる。

一方、突出部２ｃの前面２ｃ１は、後述するようにばね４の後端面４ｆと摺動するため、螺旋面とはなっておらず、平面となっている。

図２に示すように、前端側領域４ｂのうち、ばね４の前端４ａ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４ａ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、内回転体３の周方向にばね４の前端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、「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、ばね４の前端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、「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５参照）。

ここで、図５に示すように、ばね４が縮径方向にねじれ変形してクラッチ（ばね４）が係合解除状態（摺動状態）となるときのばね４のねじりトルク（以下、「スリップトルクＴｓ」とする）は、ゼロに設定されるよりも、ばね４に若干の縮径変形（ねじり角度θ３以上の縮径変形）を生じさせるようなトルクに設定されることが好ましい。具体的には、スリップトルクＴｓは、１Ｎ・ｍ以上且つ１０Ｎ・ｍ以下（例えば３Ｎ・ｍ程度）となるように設定されることが好ましい。

このようなトルク特性にすることによって、クラッチの係合解除は、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ることのある特定の運転走行パターンに限定して行われるようになる。例えば、エンジン始動時には、外回転体２の回転速度が一時的に大きく上昇した後に低下するような運転走行パターンとなる。そして、外回転体２の回転速度が大きく上昇するときに、外回転体２から内回転体３にトルクが伝達されて内回転体３の回転速度が上昇する。その後、外回転体２の回転速度が低下すると、外回転体２が内回転体３よりも回転速度が遅くなり、このとき、クラッチの係合解除が行われる。

ここで、上述したのと異なり、スリップトルクＴｓがゼロに設定される場合を考える。この場合には、クラッチの係合解除が特定の運転走行パターン（例えば、エンジン始動時）に限定されず行われる。そのため、圧接面２ａ（クラッチ係合部）とばね４とが摺動（スリップ）する頻度が高くなる。これに対して、上述したように、スリップトルクＴｓを特定の運転走行パターンに限定して行われるように設定すれば、圧接面２ａとばね４とが摺動する頻度が低くなり、圧接面２ａのばね４と摺動する部分の摩耗を抑制できる。

スリップトルクＴｓが１Ｎ・ｍ未満では、クラッチの係合解除が特定の運転走行パターン（例えばエンジン始動時）に限定されず行われる。スリップトルクＴｓが１０Ｎ・ｍを超える場合には、エンジン始動時にクラッチを係合解除できない虞がある。エンジン始動時にクラッチが係合解除されない場合は、外回転体２に巻回されるベルトＢのスリップを防止することができず、最悪、ベルトＢが外回転体２から外れる虞がある。

なお、本実施の形態では、ばね４を外回転体２と内回転体３との間に収容する際に、ばね４の後端側領域４ｃを縮径させる量（クラッチ係合面への圧接力）、ばね４を軸方向に圧縮する量（軸方向相手面への圧接力）等の設計値を最適化して、ばね４と外回転体２との摺動抵抗を調整することにより、スリップトルクＴｓを、ばね４に若干の縮径変形を生じさせるようなねじりトルクに設定している。

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。外回転体２が内回転体３に対して正方向に相対回転するときに、ばね４が、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、外回転体２が内回転体３に対して逆方向に相対回転するときには、ばね４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。

ここで、プーリ構造体１を構成するコイルばね４として、図６の（ａ）〜（ｃ）に示すような巻き数の異なる３種類のコイルばね４Ａ〜４Ｃを採用することを考える。コイルばね４Ａは、巻き数が自然数Ｍ（図ではＭ＝７）のコイルばねである。コイルばね４Ｂは、巻き数が自然数Ｍよりも若干少ないコイルばねである。コイルばね４Ｃは、巻き数が自然数Ｍよりも若干多いコイルばねである。なお、図６の（ａ）〜（ｃ）は、それぞれ、左側の図が前方から見たコイルばね４の図であり、右側の図が側方から見たコイルばね４の図である。

コイルばね４Ａでは、周方向の位置によらず、ばね線の重なる数Ｋが同じＭである。そのため、コイルばね４Ａは、周方向の位置によらず圧縮剛性が均一であり、圧縮荷重状態のコイルばね４Ａの姿勢は安定している。これにより、コイルばね４Ａを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばね４Ａの圧接面２ａ（クラッチ係合部）と接触する部分にほとんど作用しない。その結果、コイルばね４Ａから圧接面２ａに加えられる面圧が一部分に集中することはなく、圧接面２ａに異常摩耗が生じる虞はほとんどない。

コイルばね４Ｂでは、周方向の一部分において、ばね線の重なる数Ｋが［Ｍ−１］であり、それ以外の部分においてばね線の重なる数ＫがＭである。そのため、コイルばね４Ｂは、コイルばね４Ａと比較すると、周方向の位置による圧縮剛性のばらつきが大きくなる。ただし、コイルばね４Ｂにおいても、ばね線の重なる数Ｋが少ない領域が比較的狭い場合（４５°以下の場合）には、ばね線の重なる数Ｋが多い部分が広く、この部分が溝底面３ｄ及び突出部２ｃに対して突っ張るように作用するため、圧縮荷重状態のコイルばね４Ｂの姿勢は比較的安定する。これにより、コイルばね４Ｂを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばね４Ｂの圧接面２ａと接触する部分に作用しにくい。その結果、コイルばね４Ｂから圧接面２ａに加えられる面圧が一部分に集中しにくく、圧接面２ａに異常摩耗が生じにくい。

コイルばね４Ｃでは、周方向の一部分において、ばね線の重なる数Ｋが［Ｍ＋１］であり、それ以外の部分においてばね線の重なる数ＫがＭである。そして、コイルばね４Ｃでは、圧縮荷重状態で、ばね線の重なる数Ｋが多い部分が溝底面３ｄ及び突出部２ｃに対して突っ張るように作用する。そのため、コイルばね４Ｃを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばね４Ｃの圧接面２ａと接触する部分に作用する。その結果、コイルばね４Ｃから圧接面２ａに加えられる面圧が一部分に集中し、圧接面２ａの一部分に異常摩耗が生じる虞がある。

これらのことから、巻き数が自然数Ｍ又は自然数Ｍよりも若干少ないコイルばね４（コイルばね４Ａ、４Ｂ）を採用する場合には、巻き数が自然数Ｍよりも若干多いコイルばね４（コイルばね４Ｃ）を採用する場合と比較して、プーリ構造体１を動作させたときに、圧接面２ａに異常摩耗が生じにくい。また、このとき、コイルばね４の巻き数を、［Ｍ−０．１２５］以上且つＭ以下の範囲内とすれば、上記異常摩耗をより確実に抑制することができる。さらに、このとき、コイルばね４の巻き数を［Ｍ−０．０６９］以上且つＭ以下の範囲内とすれば、上記異常摩耗をより効果的に抑制することができる。

次に、本発明の具体的な実施例について説明する。

＜参考例１＞
参考例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、内径側軸方向長さは、３．８ｍｍとし、外径側軸方向長さは、３．６ｍｍとし、径方向長さは、５．０ｍｍとした。コイルばね（４）の巻き数は７．０００巻き（Ｍ＝７）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。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。

＜実施例１〜４、参考例２〜４＞
実施例１〜４及び参考例２〜４のプーリ構造体は、コイルばねの巻き数以外、参考例１のプーリ構造体と同じ構成とした。第１〜第４実施例及び第２〜第４参考例のコイルばね（４）は、それぞれ、参考例１のコイルばねに対して、５°、１０°、２０°、２５°、３０°、４０°、４５°分の長さだけ巻き数の少ないものとした。これにより、例えば、参考例１のコイルばねに対して、４５°分の長さだけ巻き数の少ない参考例４のコイルばね（４）の巻き数が６．８７５（＝７．０００−０．１２５）巻きとなり、２５°分の長さだけ巻き数の少ない実施例４のコイルばね（４）の巻き数が６．９３１（＝７．０００−０．０６９）巻きとなる。

＜比較例１、２＞
比較例１、２のプーリ構造体は、コイルばね以外、参考例１のプーリ構造体と同じ構成とした。比較例１のコイルばねは、参考例１のコイルばねに対して５°分の長さだけ巻き数の多いものとした。これにより、比較例１のコイルばねの巻き数は、７．０１４巻となる。また、比較例２のコイルばねは、参考例１のコイルばねに対して５０°分の長さだけ巻き数の少ないものとした。これにより、比較例２のコイルばねの巻き数は６．８６１巻となる。

なお、コイルばねの巻き数の増減に応じて、コイルばねの自然長も増減する。そのため、プーリ構造体が停止している状態でのコイルばねの軸方向の圧縮率（設計値：約２０％）は、厳密には供試体間で僅かに相違するが、特段、評価結果に影響を与えるレベルのものではない。

〔評価方法〕
実施例１〜４、参考例１〜４及び比較例１、２のプーリ構造体について、図７の（ａ）、（ｂ）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１〜４、参考例１〜４及び比較例１、２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。なお、図７の（ｂ）では、プーリ２０２、２０３、２０４の図示を省略して、ベルト２５０を介したプーリ構造体１００とクランクプーリ２０１との接続を示している。

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及び図８に示す。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以下で且つ０．０７５ｍｍを超える場合は、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及び図８に示す耐摩耗試験の結果から、クラッチ係合部の異常摩耗を効果的に抑制できるようにするためには、コイルばねの巻き数を、[Ｍ−０．１２５]以上且つＭ以下の範囲内（評価◎〜○）とすることが好ましいことが分かった。さらに、コイルばねの巻き数を[Ｍ−０．０６９]以上且つＭ以下の範囲内（評価◎）とすることがより好ましいことがわかった。

上述したように、コイルばねの圧縮剛性が周方向で均一であるほど、圧縮荷重下でのコイルばねの姿勢が安定し、圧縮荷重状態で、コイルばねを一方向に傾けようとする力のモーメントが、コイルばねのクラッチ係合部と接触する部分に作用しにくい。そのため、クラッチの係合解除時に、クラッチ係合部のコイルばねと摺動する部分に作用する面圧を均一に保つことができる。その結果、クラッチの係合解除時に、クラッチ係合部の一部分にコイルばねから加えられる面圧が集中するのを抑制できる。表１及び図８に示す耐摩耗試験の結果は、この考えを裏付けるものとなった。

次に、本実施の形態に種々の変更を加えた変形例について説明する。

上述の実施の形態では、プーリ構造体を、外回転体２がクラッチ係合部としての圧接面２ａを備えた構成としたが、これには限られない。プーリ構造体を、内回転体３がばね４と摺動するクラッチ係合部を備えた構成としてもよい。

また、上述の実施の形態では、ばね４が縮径方向にねじり変形したときに、係合解除状態となるように構成されていたが、これには限られない。コイルばねが拡径方向にねじり変形したときに、外回転体又は内回転体と摺動することにより係合解除状態となるように構成されていてもよい。

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

Claims (2)

1. ベルトが巻き掛けられる筒状の外回転体と、
   前記外回転体の径方向内側に設けられ、前記外回転体と同一の回転軸を中心として前記外回転体に対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、前記回転軸に沿った軸方向に圧縮されているコイルばねと、を備え、
   前記コイルばねは、拡径又は縮径方向にねじり変形することによって、前記外回転体及び前記内回転体と係合して、前記外回転体と前記内回転体との間でトルクを伝達し、トルクの伝達時と反対方向にねじり変形することによって、前記外回転体又は前記内回転体と摺動する係合解除状態となって、前記外回転体と前記内回転体との間でのトルクの伝達を遮断するように構成され、
   前記コイルばねの巻き数は、Ｍを自然数として、［Ｍ−０．０６９］以上且つＭ未満の範囲内である、プーリ構造体。
2. 前記コイルばねが前記係合解除状態となるときの前記コイルばねのねじりトルクは、１Ｎ・ｍ以上１０Ｎ・ｍ以下に設定されている、請求項１に記載のプーリ構造体。

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