JP7439012B2

JP7439012B2 - プーリ構造体

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Publication number: JP7439012B2
Application number: JP2021067886A
Authority: JP
Inventors: 利夫今村
Original assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Current assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Priority date: 2020-04-28
Filing date: 2021-04-13
Publication date: 2024-02-27
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Description

本発明は、コイルばねを備えたプーリ構造体に関する。

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

特許文献１のプーリ構造体は、外回転体と、外回転体の内側に設けられ且つ外回転体に対して相対回転可能な内回転体とを含み、外回転体に巻回されるベルトのスリップ防止等の観点から、外回転体と内回転体との間に、トルクを一方向に伝達又は遮断する一方向クラッチが設けられている。この一方向クラッチは、ねじりコイルばねを含むコイルばね式クラッチである。一方向クラッチ（コイルばね）で、外回転体（ベルトを介してクランク軸等の駆動軸と連結）と内回転体（軸を介して補機等被駆動体に連結）とを相対回転させることにより、外回転体と内回転体の回転速度差を吸収する。

コイルばね式クラッチを有する従来のプーリ構造体において、特許文献１（例えば第５実施形態）のプーリ構造体（以下、「従来のプーリ構造体」、あるいは、単に「従来」）（図７参照）は、外回転体の後端側（一端側）に、コイルばねの後端側（一端側）と径方向に対向する圧接面（クラッチ係合面）が形成され、このコイルばねの後端側（一端側）が、外回転体の圧接面と強く摩擦係合し、且つ、内回転体の前端側（他端側）に、コイルばねの前端面（他端面）４ａと周方向に対向する当接面４０３ｄが形成され（不図示）（特許文献１の図１４参照）、コイルばねの前端面（他端面）４ａが内回転体の当接面４０３ｄを周方向に押圧することで、外回転体に入力されたトルクを、コイルばねを介して内回転体に伝達できる。

さらに、エンジンの冷間始動時等において、外回転体に過大なトルクが入力され、コイルばねの自由部分（中領域）が拡径し、コイルばねの自由部分（外周面）が外回転体の内周面（環状面２ｂ）に当接したときに、瞬間的にロック機構が作動し（強く摩擦係合しロック状態となり）、コイルばねのそれ以上の拡径方向のねじり変形を規制（阻止、停止）できる。これにより、一方向クラッチ（コイルばね）への過負荷を防止することができる。

特開２０１４－１１４９４７号公報特開２００８－０５７７６３号公報

しかしながら、ロック機構の作動時に、コイルばねによる減衰が急激に失われ、外回転体からトルク入力側のベルトに衝撃荷重（過大な回転制動力）が作用し、ベルトの張力が過大に増加するとともに、その直後にベルトの張力が過度に低下して、ベルトの張力が過大に変動してしまう。例えば、自動車エンジンの補機駆動ベルトシステム備わるプーリ構造体において、このロック機構の作動、ならびにベルト張力の過大な増加及びベルト張力の過大な変動が頻繁に繰り返されると、ベルトシステムの耐久性が低下し、ベルトが輪断（心線切断）したり、各補機に備わる軸受が破損したりしてしまう虞がある。

そこで、ロック機構が作動しない構成とし、その代わりに、コイルばね式のクラッチ機能を、従来ロック機構作動時の方向（例えばコイルばねの拡径方向）にも確保した構成（ロック機構が作動しない構成、ならびに、コイルばね式のクラッチ機能を双方向に確保できる構成）とすることが考えられる。

例えば、特許文献２（例えば第７実施形態、段落0205～0228、図25～29）には、コイルばねの端部以外の部分が、外回転体と内回転体との相対回転時において径の大きさが変化する方向（コイルばねの拡径方向、縮径方向）に変形しても、外回転体及び内回転体のいずれにも接触しない構成とし（段落0137等、図25等参照）、且つ、プーリ構造体が停止している状態で、コイルばねの端部（一端側、他端側）のそれぞれと、該端部と径方向に対向接触する外回転体又は内回転体の部分とが摩擦係合しており、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、外回転体と内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際に、コイルばねの端部（一端側、他端側）のそれぞれは、外回転体又は内回転体と摺動（スリップ）する係合解除状態となって、外回転体と内回転体との間でのトルクの伝達を遮断できる、とされる構成が記載されている（特には、段落0221～0222）。

しかしながら、特許文献２に開示のプーリ構造体（第１～第８実施形態）において、コイルばねの端部（一端側、他端側）のそれぞれが外回転体又は内回転体と摩擦係合する態様は、下記（Ａ）、（Ｂ）のどちらかである。
（Ａ）コイルばねの端部の拡径力（拡径方向の自己弾性復元力）による場合（つまり、ばねの端部は、いずれの側も外回転体又は内回転体の内周面に圧接している態様）
（Ｂ）コイルばねの端部の縮径力（縮径方向の自己弾性復元力）による場合（つまり、ばねの端部は、いずれの側も外回転体又は内回転体の外周面に圧接している態様）
即ち、コイルばねの端部が外回転体又は内回転体に対して圧接する力（径方向）の向きは、一端側と他端側とにおいて同じである（なお、「逆向き」でもよい旨は、記載も言及も無い）。

このため、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、コイルばねと外回転体及び内回転体との間の摩擦係合状態（コイルばねの圧接状態）は、コイルばねのねじり角度が大きくなるほど、
（ａ）コイルばねの端部（一端側、他端側）のいずれの側も、外回転体又は内回転体に対する圧接力が増大し、外回転体又は内回転体と強く摩擦係合していくか、
（ｂ）コイルばねの端部（一端側、他端側）のいずれの側も、外回転体又は内回転体に対する圧接力が低下し、外回転体又は内回転体と滑りだすか（係合解除していくか）、
のどちらかの状態（（ａ）又は（ｂ））となる。
即ち、コイルばねの端部は、一端側と他端側とにおいて、同じ作用（上記（ａ）又は（ｂ））をもたらす、と考えられる。

ここで、上記（ａ）の場合、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、クラッチを係合解除状態に導くためには、よほど想定外に過大なトルク（外力）が外回転体に入力されない限り、困難である（例えば、オルタネータ等補機に備わる軸受が破損し、当該補機の駆動軸が回転不能になったとき、等に限られる）。

したがって、特許文献２に開示のプーリ構造体では、実質的に、コイルばね式のクラッチ機能を一方向にしか確保できない（コイルばね式のクラッチ機能を双方向に確保できない）、と推察される。

そこで、本発明の目的は、比較的簡単な構成で、コイルばね式のクラッチ機能を双方向に確保でき、外回転体に過大なトルクが入力されても、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プーリ構造体を提供することである。

本発明は、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、を備えたプーリ構造体であって、
前記コイルばねは、
一端側で、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外周面が拡径方向の自己弾性復元力によって、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、
他端側で、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内周面が縮径方向の自己弾性復元力によって、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であって、前記外回転体と前記内回転体との相対回転時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自由部分である中領域と、を有し、
前記コイルばねが縮径方向にねじられ、前記外回転体と前記内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際、前記一端側領域の前記外周面は、前記外回転体及び前記内回転体の前記一方、に対して摺動し、
前記コイルばねが拡径方向にねじられ、前記外回転体と前記内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際、前記他端側領域の前記内周面は、前記外回転体及び前記内回転体の前記他方、に対して摺動する。

上記構成によれば、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、コイルばねの端部が外回転体又は内回転体に対して圧接する力（径方向）の向きを、一端側と他端側とにおいて逆向き（バイアス関係）にすることができる。

このため、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、コイルばねと外回転体及び内回転体との間の摩擦係合状態（コイルばねの圧接状態）は、コイルばねのねじり角度（絶対値）が大きくなるほど、下記（ａ）且つ（ｂ）の状態となる。
（ａ）コイルばねの一端側（一端側領域の外周面）及び他端側（他端側領域の内周面）の一方は、外回転体又は内回転体に対する圧接力が増大し、外回転体及び内回転体の一方と強く摩擦係合し、
（ｂ）コイルばねの一端側（一端側領域の外周面）及び他端側（他端側領域の内周面）の他方は、外回転体又は内回転体に対する圧接力が低下し、外回転体及び内回転体の他方と滑りだす（係合解除していく）、
即ち、コイルばねの端部は、一端側と他端側とにおいて、真逆の作用（上記（ａ）且つ（ｂ））をもたらす。
その結果、(i)通常トルク（設定されたスリップトルクに到達しない範囲の、コイルばねのねじりトルク）入力時、コイルばねは、双方向（拡径又は縮径方向）にねじり変形した際に、外回転体及び内回転体に係合して、外回転体と内回転体との間でトルクを伝達する。
一方、（ii）過大トルク（設定されたスリップトルク以上の、コイルばねのねじりトルク）入力時、コイルばねは、双方向（拡径又は縮径方向）において、外回転体と内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際に、外回転体又は内回転体と摺動する係合解除状態となって、外回転体と内回転体との間でのトルクの伝達を遮断する。
これにより、上記(i)、(ii)に示したように、コイルばね式のクラッチ機能（トルクの伝達又は遮断）を双方向（コイルばねの拡径方向、縮径方向）に確保できる（効果１）。

また、コイルばねは、外回転体と内回転体との相対回転時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自由部分である中領域を有している。これにより、双方向（コイルばねの拡径又は縮径方向）において、確実に、ロック機構が作動しないようにすることができる。その結果、例えば、外回転体に過大なトルクが入力されても、コイルばね（クラッチ）が外回転体又は内回転体と強く摩擦係合した状態（ロック状態）に陥らないようにすることができる（効果２）。

したがって、上記構成とすれば、比較的簡単な構成で、コイルばね式のクラッチ機能を双方向に確保でき（効果１）、且つ、外回転体に過大なトルクが入力されても、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することができる（効果２）。

また、本発明は、上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、前記コイルばねの前記他端側領域における前記縮径方向の自己弾性復元力の方が、前記コイルばねの前記一端側領域における前記拡径方向の自己弾性復元力よりも大きくなるように構成されている。

上記構成によれば、より好適に、エンジンの冷間始動時等において、外回転体に過大なトルクが入力された際に、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。

本実施形態のプーリ構造体の断面図である。図１のプーリ構造体のI－I線に沿った断面図である。図１のプーリ構造体のII－II線に沿った断面図である。本実施形態のプーリ構造体（特にはコイルばね）の動作時の状態を説明する図である。（ａ）プーリ構造体の停止時（プーリ構造体に外力が付与されていない状態）（ｂ）外回転体の加速時（ｃ）外回転体の減速時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。（ａ）図１に示すプーリ構造体の場合（ｂ）従来のプーリ構造体（図７に示すプーリ構造体）（特許文献１の第５実施形態）の場合本実施形態のプーリ構造体の分解図である。従来（特許文献１：比較例１）のプーリ構造体の断面図である。エンジンベンチ試験機の概略構成図である。エンジンベンチ試験機（本実施形態のプーリ構造体を含む補機駆動ベルトシステム）の概略構成図である。実施例１及び比較例１に係るベルト張力（動的ベルト張力）の時系列変化を示すグラフ図である。

（実施形態）
以下、本発明の実施形態のプーリ構造体１について説明する。

（補機駆動ベルトシステム）
本実施形態のプーリ構造体１は、自動車の補機駆動ベルトシステム（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１は、オルタネータ以外の補機の駆動軸に設置してもよい。

（プーリ構造体１）
図１及び図６に示すように、プーリ構造体１は、外回転体２、内回転体３、コイルばね４（以下、単に「ばね４」という）、及び、エンドキャップ５を含む。以下、図１における右方を一端（後端）、左方を他端（前端）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の他端側（前端側）に配置されている。

なお、プーリ構造体１の説明において使用する用語を下記のように定義する。
・「双方向」とは、コイルばね４の拡径方向及び縮径方向、を指す場合や、２つの回転体（外回転体２と内回転体３）が相対回転する際の、正方向及び逆方向、を指す場合（下記(a)、(b)）や、外回転体２と内回転体３との間のトルクの伝達方向が双方向（下記(i)と(ii)）、という場合がある。
(a).外回転体２が内回転体３に対して同方向に相対回転する場合（正方向）（外回転体２が加速する場合）
(b).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場合（逆方向）（外回転体２が減速する場合）
(i).内回転体３に入力されたトルクが、外回転体２へ伝達される場合（駆動プーリとなる場合）
(ii).外回転体２に入力されたトルクが、内回転体３へ伝達される場合（従動プーリとなる場合）

・「スリップトルク」（Ｔｓ）とは、クラッチ（コイルばね４）が係合解除状態（摺動状態）となるときのコイルばね４のねじりトルクのこと。
・「クラッチ係合部」とは、トルクを伝達又は遮断するためにクラッチ（コイルばね４）が係合又は係合解除する部分のこと。
・有効巻数とは、コイルばね４の全長からコイルばね４を固定している部分を除いた範囲の巻数のこと。有効巻数が大きいほど、ばね定数が小さくなる。
・通常トルクとは、設定されたスリップトルクに到達しない範囲の、コイルばね４のねじりトルクのこと。
・過大トルクとは、設定されたスリップトルク以上の、コイルばね４のねじりトルクのこと。

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

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。

なお、内回転体３の支持溝部３ｃには、従来のプーリ構造体のように、ばね４の前端面４ａ（図２参照）と周方向に対向する当接面や、螺旋状の溝底面は形成されていない。その理由としては、クラッチ係合解除時に、外回転体２及びばね４が内回転体３とＢｂ間で摺動（スリップ）可能、ならびに、内回転体３及びばね４が外回転体２とＡａ間で摺動（スリップ）可能、にするためである。

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

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

外回転体２の内径は、後端に向かって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ａ、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ａにおける外回転体２の内径は、外筒部３ｂの内径よりも小さい。環状面２ｂにおける外回転体２の内径は、外筒部３ｂの内径と同じかそれよりも大きい。

外回転体２は、転がり軸受７と空間９との間に円環板部２ｃを有する。円環板部２ｃの前端面は、軸方向に直交する平坦面を形成している。

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

（コイルばね４）
ばね４は、ばね線（ばね線材）を螺旋状に巻回（コイリング）して形成されたねじりコイルばねである。ばね４は、左巻き（前端から後端に向かって反時計回り）であり、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。ばね４の巻き数Ｎは、例えば６～１０巻きである（本実施形態では、ばね４の巻き数Ｎは、８巻きである）。ばね４のばね線は、断面形状（回転軸を通り且つ回転軸と平行な方向に沿った断面形状）が台形状の台形線である。ばね線の断面における４つの角は、面取り形状（例えば、曲率半径０．３ｍｍ程度のＲ面、又は、Ｃ面）となっている。なお、ばね４の構成（ばねの外径等の構成）は、巻き数以外は、全て従来（後述する比較例１）と同じである

（ばね４の後端側領域Ａと圧接面ａ（クラッチ係合面a）との関係）
外力を受けていない状態でのばね４の外径は、圧接面ａ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Ａが縮径された状態で、空間９に収容されている。プーリ構造体１が停止している状態で、ばね４における後端側領域Ａ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ａに押し付けられている。そのため、ばね４の後端側領域Ａと圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）との間（Ａａ間）は、ばねが拡径方向にねじり変形したとき、係合を強めるように作用し、ばねが縮径方向にねじり変形したとき、係合を解除するように作用する。

ばね４の後端側領域Ａは、ばね４の後端から１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。この後端側領域Ａの大きさ（巻き数）、及び、圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）の径方向長さ（外回転体２の内径）、軸方向長さは、下記設計手法に従い、決定される。

ばね４の後端側領域Ａの圧接面ａに対する圧接力をＦａとすると、ばね４の縮径方向における、目標とするトルクカーブ（図５（ａ））、特には、スリップトルクＴｓａ（絶対値）の大きさに基づいて、通常トルク入力時において、ばね４のねじり角度（絶対値）が大きくなるほどトルク（絶対値）が減少していく摩擦トルクＴＡａ（絶対値）が、スリップトルクＴｓａ（設定値）よりも大の水準に維持されるように、プーリ構造体１に外力が付与されていない状態（プーリ構造体１の停止時）における、圧接力Ｆａの大きさ（図４（ａ））、即ち、圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）における径方向及び軸方向の長さ、ならびに、ばね４（後端側領域Ａ）の巻き数、等の設計事項が、適切に決定される。

例えば、本実施形態では、以下のように設計した（後述する実施例１）。
・縮径方向のスリップトルクＴｓａ（設定値）：－１Ｎ・ｍ
＊従来のトルクカーブ（図５（ｂ）参照）におけるスリップトルクの大きさと同程度とした。
・後端側領域Ａの巻き数：縮径方向におけるばね４のねじりトルクが上記スリップトルクＴｓａに到達しない範囲内では、ばね４（後端側領域Ａ）と圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）との間、Ａａ間を摩擦係合状態に維持できるよう、後端側領域Ａの巻き数を従来と同程度に１～２巻きとした。
・圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）の径方向長さ（外回転体２の内径）：外力を受けていない状態でのばね４の外径１００（指数）に対し、約９９とした。
・圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）の軸方向長さ：対向接触する上記ばね４（後端側領域Ａ）の巻き数に対応する長さとした。

（ばね４の前端側領域Ｂと圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）との関係）
外力を受けていない状態でのばね４の内径は、圧接面ｂにおける内回転体３の外径よりも小さい。ばね４は、前端側領域Ｂが拡径された状態で、空間９に収容されている。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Ａ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ａに押し付けられた状態において、ばね４の前端側領域Ｂは、ばね４の縮径方向の自己弾性復元力によって圧接面ｂに押し付けられている。そのため、ばね４の前端側領域Ｂと圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）との間（Ｂｂ間）は、ばね４が縮径方向にねじり変形したとき、係合を強めるように作用し、ばねが拡径方向にねじり変形したとき、係合を解除するように作用する。

ばね４の前端側領域Ｂは、ばね４の前端から１周以上（回転軸回りに３６０°以上）の領域である。この前端側領域Ｂの大きさ（巻き数）、及び、圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）の径方向長さ（内回転体３の外径）、軸方向長さは、下記設計手法に従い、決定される。

ばね４の前端側領域Ｂの圧接面ｂに対する圧接力をＦｂとすると、ばね４の拡径方向における、目標とするトルクカーブ（図５（ａ））、特には、スリップトルクＴｓｂ（絶対値）の大きさに基づいて、通常トルク入力時において、ばね４のねじり角度（絶対値）が大きくなるほどトルク（絶対値）が減少していく摩擦トルクＴＢｂ（絶対値）が、スリップトルクＴｓｂ（設定値）よりも大の水準に維持されるように、プーリ構造体１に外力が付与されていない状態（プーリ構造体１の停止時）における、圧接力Ｆｂの大きさ（図４（ａ））、即ち、圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）における径方向及び軸方向の長さ、ならびに、ばね４（前端側領域Ｂ）の巻き数、等の設計事項が、適切に決定される。

例えば、本実施形態では、以下のように設計した（後述する実施例１）。
・拡径方向のスリップトルクＴｓｂ（設定値）：２３Ｎ・ｍ
＊従来のトルクカーブ（図５（ｂ）参照）においてロック機構が作動するときのねじりトルクと同水準に設定した。
＊許容トルクＴｍ１（図５（ａ））は、従来（図５（ｂ）のＴｍ０）と同様、２０Ｎ・ｍとした。
・前端側領域Ｂの巻き数：拡径方向におけるばね４のねじりトルクが上記スリップトルクＴｓｂに到達しない範囲内では、ばね４（前端側領域Ｂ）と圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）との間、Ｂｂ間を摩擦係合状態に維持できるよう、前端側領域Ｂの巻き数を２～３巻きとした（なお、従来は１～２巻き）。
・圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）の径方向長さ（内回転体３の外径）：外力を受けていない状態でのばね４の内径１００（指数）に対し、１０４とした。この水準は、ばね４の前端側領域Ｂの径方向位置（図１参照）が、従来ロック機構作動時のばねの中領域（自由部分）の径方向位置（図７）に略一致する水準である。
・圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）の軸方向長さ：対向接触する上記ばね４（前端側領域Ｂ）の巻き数（２～３巻き）に対応する長さとした。

・対比（圧接面ａと圧接面ｂとの比較）
スリップトルク（Ｎ・ｍ）（絶対値）の設定は、Ｔｓｂ：２３＞＞Ｔｓａ：１である。
同様に、圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）の径方向長さ（内回転体３の外径）、軸方向長さは、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、圧接面ｂに対する圧接力Ｆｂ（前端側領域Ｂの縮径方向の自己弾性復元力）の方が、圧接面ａに対する圧接力Ｆａ（後端側領域Ａの拡径方向の自己弾性復元力）よりも顕著に大となるように設定されている。このように設定することにより、より好適に、エンジンの冷間始動時等において、外回転体２に過大なトルクが入力された際に、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することができる。

（ばね４の軸方向の構成）
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いる。ばね４の軸方向の圧縮率は、例えば、２０％程度であってもよい。ばね４の前端側領域Ｂの軸方向端面の周方向一部分（前端から約１／４周（約９０°））には、軸方向に圧縮されているばねの姿勢を安定させるために、座研面Ｂｅが形成されている（図６参照）。座研面Ｂｅ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。同様に、ばね４の後端側領域Ａの軸方向端面の周方向一部分（後端から約１／４周（約９０°））にも、軸方向に圧縮されているばねの姿勢を安定させるために、座研面Ａｅが形成されている。そして、ばね４の座研面Ｂｅが、内回転体３の溝底面３ｄに接触し、ばね４の座研面Ａｅが、外回転体２の円環板部２ｃの前端面に接触している（図１参照）。

（ばね４の中領域Ｃ）
ばね４の中領域Ｃは、図１に示すように、ばね４の前端側領域Ｂと後端側領域Ａとの間の領域（中領域）であって、圧接面ｂと圧接面ａのいずれにも接触しない自由部分である。このばね４の中領域Ｃ（自由部分）の巻き数は、目標とする、ばね４のばね定数（ばねのねじり角度に対するねじりトルクの割合、即ち、トルクカーブの傾き）、ばね４のねじり角度の許容範囲（例えば拡径方向、縮径方向ともに６０°）等、に基づき、適切に設定される。

例えば、本実施形態では、以下のように設計した（後述する実施例１）。
・ばね４の中領域Ｃ（自由部分）の巻き数：３巻き（従来と同じ）
・拡径変形時のばねの有効巻数：３巻き（上記中領域Ｃの巻き数に対し増加しない）
なお、従来は３巻き+α（ばねの前端側領域が内回転体から離れる分、有効巻数が増加する）
・ねじり角度の許容範囲：６０°

（従来との対比（ばね定数））
従来のねじり角度の許容範囲内（例えば６０°）において、ロック機構が働く拡径方向のねじり角度（図５（ｂ）のθ２：約４５°）、及び、ねじりトルクで、クラッチが作動（ばねのねじりトルクがスリップトルクに到達し、Ｂｂ間が摺動）するように、構成した。
その結果、拡径方向のばねのばね定数ｋ１（図５（ａ）のトルクカーブの傾き）は、拡径変形時（図５（ｂ）のθ１～θ２）にばねの有効巻数を若干増加させることができる従来のプーリ構造体のばね定数ｋ０（θ１～θ２間）（図５（ｂ））よりも若干程度大になった。

本実施形態のプーリ構造体１は、双方向（ばね４の拡径又は縮径方向）において、クラッチ係合面と係合状態にあるクラッチ（ばね４）が係合解除状態となるまでは、ロック機構が作動しないように構成されている（図４（ｂ）、図４（ｃ））。
具体的には、ばね４のねじりトルクが、双方向（ばね４の拡径又は縮径方向）において設定されたスリップトルクに到達しない間は、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）が外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触しないよう、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、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）と外回転体２、及び、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）と内回転体３、との間の空隙の大きさ（クリアランス）が十分に広く設けられている（図１、図４（ａ）参照）。

（従来との対比：ばね４が拡径方向にねじれた場合）
ばね４単体の外径は従来と同じだが、プーリ構造体１が停止時の、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）と外回転体２との間の空隙は、従来よりも広い。そのため、従来、ロック機構が作動するねじり角度（θ２：約４５°）においても、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）は、環状面２ｂ（外回転体２）に接触しない（つまり、ロック機構が作動しない）ようになっている（図４（ｂ）参照）。

（従来との対比：ばねが縮径方向にねじれた場合）
プーリ構造体１が停止時の、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）と内回転体３との間の空隙の大きさは、従来と同じである。ばね４が縮径方向にねじれた場合は、従来同様、若干の縮径変形、つまり、比較的小さい、ばね４の縮径方向のねじり角度（θ３：約３°）でクラッチが作動するように構成されているため、上記空隙の大きさが従来と同じでも、従来同様に、ばね４の中領域Ｃ（自由部分）は、筒本体３ａ（内回転体３）に接触しない（つまり、ロック機構が作動しない）ようになっている（図４（ｃ））。

（プーリ構造体１の動作）
次に、プーリ構造体１の動作について説明する。

（Ｉ外回転体が加速する場合）
外回転体２及びばね４が内回転体３に対して正方向（前端から後端へ向かって時計回り：図２及び図３参照）に相対回転するとき（外回転体２が加速する場合）、ばね４の巻き方向が左巻き（前端から後端へ向かって反時計回り）であるため、外回転体２の相対回転に伴って、ばね４の後端側領域Ａが、外回転体２の圧接面ａ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は拡径変形する。

（Ｉ－Ｉ外回転体への通常トルク入力時）
ばね４の後端側領域Ａと圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）（外回転体２の内周面）との間（Ａａ間）の圧接力Ｆａ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していくが、圧接面ａ（クラッチ係合面ａ）となる外回転体２の内周面が周方向に閉じた内周壁面であるため、ばね４（後端側領域Ａ）は、すぐに（殆ど圧接面ａの相対的な摺動を伴わないまま）外回転体２と強く摩擦係合した状態（Ａａ間でロック状態）となる（図４（ｂ）参照）。

一方、ばね４の前端側領域Ｂと圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）（内回転体３の外周面）との間（Ｂｂ間）の圧接力Ｆｂ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し、Ｂｂ間の摩擦トルク（ＴＢｂ）が減少する（図４（ｂ）、図５（ａ）参照）。

この間、ばね４のねじりトルク（伝達トルク）（絶対値）は、ばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなるほど増加していく（図５（ａ）参照）。そのため、ばね４のねじりトルクが、設定されたスリップトルクＴｓｂ（例えば、２３Ｎ・ｍ）に到達しない間（図５（ａ））は、外回転体２と内回転体３との間でばね４を介してトルクが伝達されるとともに、ばね４のばね定数ｋ１（トルクカーブの傾き）に従って、ばね４が周方向にねじれることにより、ベルトの張力変動が適切に抑制される。

（Ｉ－ＩＩ外回転体への過大トルク入力時（外回転体の急加速時））
さらにばね４の拡径方向のねじり角度が大きくなると、ばね４のねじりトルクが設定されたスリップトルク（Ｔｓｂ）（例えば２３Ｎ・ｍ）に到達するとともに、減少しつつあるＢｂ間の摩擦トルクＴＢｂが、スリップトルクＴｓｂに到達することで（図５（ａ）参照）、Ｂｂ間で、外回転体２及びばね４と、内回転体３とが摺動（スリップ）する（係合解除状態となる）（図４（ｂ）参照）。

なお、クラッチ係合面においてクラッチ（ばね４）が係合解除状態となるまでは、ロック機構が作動しないように構成されている（図４（ｂ）参照）。そのため、従来ロック機構が作動する拡径方向のねじり角度θ２（約４５°）において拡径したばね４の中領域Ｃ（自由部分）の外径は、従来（図７参照）の環状面（外回転体）の内径、ならびに、前端側領域の外径、と略同水準となる。

（ＩＩ外回転体が減速する場合）
外回転体２及びばね４が内回転体３に対して逆方向（前端から後端へ向かって反時計回り）に相対回転するとき（外回転体２が減速する場合）、外回転体２の相対回転に伴って、ばね４の後端側領域Ａが、外回転体２の圧接面ａ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が縮径変形する。

（ＩＩ－Ｉ外回転体への通常トルク入力時）
ばね４の後端側領域Ａと圧接面ａ（クラッチ係合面a）（外回転体２の内周面）との間（Ａａ間）の圧接力Ｆａは、ばね４の縮径方向のねじり角度が大きくなるほど低下し、Ａａ間の摩擦トルク（ＴＡａ）が減少する（図４（ｃ）、図５（ａ）参照）。

一方、ばね４の前端側領域Ｂと圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）（内回転体３の外周面）との間（Ｂｂ間）の圧接力Ｆｂは、ばね４の縮径方向のねじり角度が大きくなるほど増大していくが、圧接面ｂ（クラッチ係合面ｂ）となる内回転体３の外周面が周方向に閉じた外周壁面であるため、ばね４（前端側領域Ｂ）は、すぐに（殆ど圧接面ｂの相対的な摺動を伴わないまま）内回転体３と強く摩擦係合した状態（Ｂｂ間でロック状態）となる（図４（ｃ）参照）。

この間、ばね４のねじりトルク（伝達トルク）（絶対値）は、ばね４の縮径方向のねじり角度が大きくなるほど増加していく（図５（ａ）参照）。そのため、ばね４のねじりトルクが、設定されたスリップトルクＴｓａ（例えば、－１Ｎ・ｍ）に到達しない間（図５（ａ））は、外回転体２と内回転体３との間でばね４を介してトルクが伝達されるとともに、ばね４のばね定数ｋ１（トルクカーブの傾き）に従って、ばね４が周方向にねじれることにより、ベルトの張力変動が適切に抑制される。

（ＩＩ－ＩＩ外回転体への過大トルク入力時（外回転体の急減速時））
さらにばね４の縮径方向のねじり角度が大きくなると、ばね４のねじりトルクが設定されたスリップトルクＴｓａ（例えば、－１Ｎ・ｍ）に到達するとともに、減少しつつあるＡａ間の摩擦トルクＴＡａ（絶対値）がスリップトルクＴｓａ（絶対値）に到達することで（図５（ａ）参照）、Ａａ間で、外回転体２と、内回転体３及びばね４とが摺動（スリップ）する（係合解除状態となる）（図４（ｃ）参照）。

なお、クラッチ係合面においてクラッチ（ばね４）が係合解除状態となるまでは、ロック機構が作動しないように構成されている。
また、スリップトルクＴｓａ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Ｔｓａ（絶対値）は、１Ｎ・ｍ以上且つ１０Ｎ・ｍ以下（例えば１Ｎ・ｍ程度）となるように設定されることが好ましい。スリップトルクＴｓａ（絶対値）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Ｔｓａ（絶対値）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のスリップを防止することができず、最悪、ベルトが外回転体から外れる虞がある。

上記構成によれば、双方向（コイルばね４の拡径又は縮径方向）において、コイルばね４の端部（後端側領域Ａと前端側領域Ｂ）が外回転体２又は内回転体３に対して圧接する力（径方向）の向きを、一端側（後端側領域Ａ）と他端側（前端側領域Ｂ）とにおいて逆向き（バイアス関係）にすることができる。

このため、双方向（コイルばね４の拡径又は縮径方向）において、コイルばね４と外回転体２及び内回転体３との間の摩擦係合状態（コイルばね４の圧接状態）は、コイルばね４のねじり角度（絶対値）が大きくなるほど、下記（ａ）且つ（ｂ）の状態となる。
（ａ）コイルばね４の後端側領域Ａ（一端側領域の外周面）及び前端側領域Ｂ（他端側領域の内周面）の一方は、外回転体２又は内回転体３に対する圧接力が増大し、外回転体２及び内回転体３の一方と強く摩擦係合し、
（ｂ）コイルばね４の後端側領域Ａ（一端側領域の外周面）及び前端側領域Ｂ（他端側領域の内周面）の他方は、外回転体２又は内回転体３に対する圧接力が低下し、外回転体２及び内回転体３の他方と滑りだす（係合解除していく）、
即ち、コイルばね４の端部は、一端側（後端側領域Ａ）と他端側（前端側領域Ｂ）とにおいて、真逆の作用（上記（ａ）且つ（ｂ））をもたらす。
その結果、(i)通常トルク（設定されたスリップトルクに到達しない範囲の、コイルばねのねじりトルク）入力時、コイルばね４は、双方向（拡径又は縮径方向）にねじり変形した際に、外回転体２及び内回転体３に係合して、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、（ii）過大トルク（設定されたスリップトルク以上の、コイルばね４のねじりトルク）入力時、コイルばね４は、双方向（拡径又は縮径方向）において、外回転体２と内回転体３との間で所定以上のトルクが伝達された際に、外回転体２又は内回転体３と摺動する係合解除状態となって、外回転体２と内回転体３との間でのトルクの伝達を遮断する。
これにより、上記(i)、(ii)に示したように、コイルばね式のクラッチ機能（トルクの伝達又は遮断）を双方向（コイルばね４の拡径方向、縮径方向）に確保できる（効果１）。

また、双方向（コイルばね４の拡径方向、縮径方向）において目標とするトルクカーブ（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）（図５（ａ））、特には、所定のスリップトルク（絶対値）（許容トルクよりも若干大に設定）に基づいて、通常トルク入力時において、コイルばね４のねじり角度（絶対値）が大きくなるほどトルク（絶対値）が減少していく摩擦トルク（絶対値）が、スリップトルク（設定値）よりも大の水準に維持され、過大トルク入力時において、外回転体２と内回転体３との間で所定以上（スリップトルク以上）のトルクが双方向（コイルばね４の拡径方向、縮径方向）に伝達される際、コイルばね４のねじりトルクが所定のスリップトルク（例えば、拡径方向に２３Ｎ・ｍ、縮径方向に１Ｎ・ｍ）に到達するとともに、減少しつつある上記摩擦トルク（絶対値）が上記所定のスリップトルクに到達することで、コイルばね４が外回転体２又は内回転体３と摺動する係合解除状態となって、外回転体２と内回転体３との間でのトルクの伝達を遮断することができる。

その結果、双方向（コイルばね４の拡径又は縮径方向）において、通常トルク入力時、即ち、ばね４のねじりトルクが双方向に設定されたスリップトルクに到達しない範囲内（好ましくは、許容トルクの範囲内）では、コイルばね４（クラッチ）とクラッチ係合部との間を摩擦係合状態に保持できる。
したがって、従来のプーリ構造体のように、内回転体３の他端側に、コイルばね４の前端面４ａ（図２）と周方向に対向する当接面を形成させて、コイルばね４の前端面４ａが、内回転体の当接面を周方向に押圧するようにしなくても、比較的簡単な構成で（当接面の無い構成で）、コイルばね４を介して外回転体２と内回転体３との間でトルクを伝達できるとともに、ばね４のばね定数（トルクカーブの傾き）に従ってコイルばね４が周方向にねじれることにより、ベルトの張力変動を適切に抑制できる（ダンピング機能を適切に確保できる）。

また、過大トルク入力時、双方向（コイルばね４の拡径又は縮径方向）において、過大なトルク（外力）が外回転体２又は内回転体３に入力された際に、クラッチを係合解除状態に導くことができる。その結果、例えば、エンジンの冷間始動時において、外回転体２に過大なトルク（例えば、拡径方向にスリップトルク２３Ｎ・ｍ以上のトルク）が入力されても、外回転体２からトルク入力側のベルト（張り側）に衝撃荷重（過大な回転制動力）は作用せず、ベルト張力の過大な増加やベルト張力の過大な変動を抑制できる。
その際、逆に、外回転体２の回転速度が一時的に大きく増加した後に急低下するような運転走行パターンとなっても（例えば、縮径方向に、スリップトルク１Ｎ・ｍ以上のトルクが入力されても）、ベルト張力（張り側）が過度に低下しすぎることはなく、ベルトにスリップが発生するのを防止できる。

また、上記プーリ構造体１によれば、コイルばね４は、後端側領域Ａ及び前端側領域Ｂの間であって、外回転体２と内回転体３との相対回転時において、外回転体２及び内回転体３のいずれにも接触しない自由部分である中領域を有する。これにより、双方向（コイルばね４の拡径又は縮径方向）において、確実に、ロック機構が作動しないようにすることができる。その結果、例えば、外回転体２に過大なトルクが入力されても、コイルばね４（クラッチ）が外回転体２又は内回転体３と強く摩擦係合した状態（ロック状態）に陥る虞はない。したがって、外回転体２に過大なトルクが入力されても、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することができる。

上記プーリ構造体１を使用すれば、比較的簡単な構成で、コイルばね式のクラッチ機能を双方向に確保でき、外回転体２に過大なトルクが入力されても、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することができる。

（その他の実施形態）
上述の実施形態では、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、ばね４の一端側領域（後端側領域Ａ）の外周面が、拡径方向の自己弾性復元力によって、外回転体２における圧接面ａ（クラッチ係合部ａ）に接触し、ばね４の他端側領域（前端側領域Ｂ）の内周面が、縮径方向の自己弾性復元力によって、内回転体３における圧接面ｂ（クラッチ係合部ｂ）に接触していたが（※特許文献１第１実施形態図１に対応）、これには限らない。即ち、プーリ構造体に外力が付与されていない状態において、ばねの一端側領域（この場合は前端側領域Ｂ）の外周面が、拡径方向の自己弾性復元力によって、内回転体における圧接面（クラッチ係合部）に接触し、ばねの他端側領域（この場合は後端側領域Ａ）の内周面が、縮径方向の自己弾性復元力によって、外回転体における圧接面（クラッチ係合部）に接触していてもよい（特許文献１第２実施形態図５に対応）。

また、上述の実施形態では、ばね４の巻き方向を左巻き（前端から後端へ向かって反時計回り）としていたが、ばね４の巻き方向を右巻き（前端から後端へ向かって時計回り）としてもよい。
この場合、プーリ構造体に外力が付与されていない状態において、ばねの一端側領域（この場合は前端側領域Ｂ）の外周面が、拡径方向の自己弾性復元力によって、外回転体における圧接面（クラッチ係合部）に接触し、ばねの他端側領域（この場合は後端側領域Ａ）の内周面が、縮径方向の自己弾性復元力によって、内回転体における圧接面（クラッチ係合部）に接触する（特許文献１第４実施形態図１１に対応）。

次に、上記実施形態のプーリ構造体１（図１）を実施例１とし、従来のプーリ構造体（図７）を比較例１とし、各プーリ構造体を、図９に示すベルトシステムに取り付けて、エンジン冷間始動試験を行った。このエンジン冷間始動試験で、エンジン冷間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と比較例１との比較により本発明の効果の検証を行った。

（供試体：実施例１のプーリ構造体）
実施例１は、上記実施形態に係るプーリ構造体１に対応するものである。
エンジン冷間始動時には、外回転体２が急加速してばね４が拡径方向に捩れた場合にクラッチがＢｂ間で作動するとともに、外回転体２が急減速してばね４が縮径方向に捩れた場合にクラッチがＡａ間で作動する、ように構成されている。

比較例１との対比（共通点）
ばね４が縮径方向に捩れた場合にクラッチがＡａ間で作動する構成、及び、そのトルク（スリップトルクＴｓａ）の水準は、比較例１（従来）と同じである。
したがって、外回転体２への過大トルク入力時に、ベルトの張力が過大に増加した直後にベルトの張力が過度に低下するのを抑制する効果（つまり、１発目の気筒内爆発時の動的ベルト最小張力の大きさ）については、比較例１と略同等になる、と推測された。

（実施例１のコイルばね（図１、図６））
・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。なお、ばね線の断面における４つの角は、面取り形状（曲率半径０．３ｍｍ程度のＲ面）とした。
・ばね４の巻き数Ｎは、８巻きとし、巻き方向は、左巻きとした。
・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、ばね４が軸方向に圧縮された状態で０．６ｍｍとした。

（供試体：比較例１のプーリ構造体）
比較例１は、上述の従来のプーリ構造体（図７参照）に対応するものである。
エンジン冷間始動時には、外回転体が急加速してばねが拡径方向に捩れた場合にロック機構が作動するとともに、外回転体が急減速してばねが縮径方向に捩れた場合にクラッチがＡａ間で作動する、ように構成されている。

（比較例１のコイルばね（図７））
・ばねの巻き数Ｎを７巻きとした以外のばねの構成は、実施例１と同じである。
なお、比較例１の他の各部の構成は、前述（本実施形態）の従来との対比部分に述べた構成である。

（エンジン冷間始動試験）
以上の実施例１及び比較例１の各プーリ構造体について、図８及び図９に示すエンジンベンチ試験機２００を用いて、エンジン冷間始動試験を行った。このエンジン冷間始動試験は、ベルトを介してプーリ構造体の外回転体に過大なトルクが入力され、ばねが拡径方向に捩れ、実施例１の場合にはクラッチ（Ｂｂ間）が確実に作動し、比較例１の場合にはロック機構が確実に作動し得るよう、エンジンの回転変動を最大化できる実機台上試験とされる。ここで、エンジン冷間始動とは、エンジン始動の一形態であって、具体的には、エンジンが完全に冷え切った状態下（例えば、エンジン冷却水の水温が３０℃以下）での、エンジン始動を指す。そのため、走行途上（暖気完了後）にエンジンを一時停止させた状態（アイドルストップ等）からのエンジン始動は、当試験条件から除外される。

エンジンベンチ試験機２００は、補機駆動システムを含む試験装置であって、エンジン２１０のクランク軸２１１に取り付けられたクランクプーリ２０１と、エアコン・コンプレッサ（ＡＣ）に接続されたＡＣプーリ２０２、ウォーターポンプ（ＷＰ）に接続されたＷＰプーリ２０３とを有する。実施例１及び比較例１の各プーリ構造体（図８及び図９ではプーリ構造体１００）は、オルタネータ（ＡＬＴ）２２０の軸２２１に接続される。また、クランクプーリ２０１とプーリ構造体１００とのベルトスパン間に、オートテンショナ（Ａ／Ｔ）２０４が設けられる。エンジンの出力は、１本のベルト（Ｖリブドベルト）２５０を介して、クランクプーリ２０１から時計回りに、プーリ構造体１００、ＷＰプーリ２０３、ＡＣプーリ２０２に対してそれぞれ伝達されて、各補機（オルタネータ、ウォーターポンプ、エアコン・コンプレッサ）は駆動される。

また、図９に示すように、動的ベルト張力測定用のセンサ（歪ゲージ）（不図示）を取付軸上に貼り付けたタッチプーリ２０５が、ベルトシステム上の張り側ベルトスパン間に仮設置されている。センサ（歪ゲージ）は、図示しない、ブリッジボックス、歪アンプ、及びデータロガーを経由して、ＰＣ（パーソナルコンピューター）に接続されている。こうすることで、ベルト２５０の走行中のベルト張力（動的ベルト張力、以下単にベルト張力）を連続的に計測することができ、動的ベルト最大張力（動的ベルト張力の最大値）（Ｎ／ベルト）を動的ベルト張力の時系列変化のデータから読み取り可能となる。

（評価項目）
エンジン冷間始動時（エンジンが完全に冷え切った状態でのエンジン始動時）のベルト張力（動的ベルト張力）（張り側）の時系列変化（アウトプット）を評価した。

（条件）
雰囲気温度約０℃（エンジンが完全に冷え切った状態でのエンジン始動とするため、低温室内に試験機を設置）、ベルト張力（取付時）４００Ｎにおいて、エンジン冷間始動（クランキング）を行った。

（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２１１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２１１の回転速度が上昇してゆく。クランク軸２１１の回転トルク（動力）がクランクプーリ２０１（外輪）に伝達されて、更に、エンジンベンチ試験機２００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。

（評価方法）
実施例１及び比較例１のプーリ構造体毎に、上記動作によるエンジン冷間始動試験によって得られた、エンジン冷間始動時におけるベルト張力の時系列変化を示す波形データ（グラフ）に基づいて、ベルト張力が最も過大に増加し、かつ最も過度に低下した波形（つまり、１発目の気筒内爆発時の波形）における、ベルト最大張力（ベルト張力の最大値）（Ｎ／ベルト）、ベルト最小張力（ベルト張力の最小値）（Ｎ／ベルト）及び、ベルト張力の変動幅（Ｎ／ベルト）を読み取ったうえで、下記評価基準に基づき、実施例１の評価を行った。

（評価基準：ベルト張力（過大な増加）およびベルト張力（の過大な）変動の抑制、に係る評価）
１発目の気筒内爆発時のベルト張力およびベルト張力変動の大きさに関する、実施例１と比較例１との差異量（Ｎ／ベルト）（つまり、図１０において「ｍ」で表示した部分）を読み取る。この差異量ｍ（Ｎ／ベルト）の、比較例１における動的ベルト最大張力（Ｎ／ベルト）に対する割合（百分率）（％）が、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。
その抑制効果が２５％以上（顕著）である場合、ベルトシステムの耐久性を損なうおそれがないとして、評価「○」とした。
一方、その抑制効果が２５％を下回った場合、ベルトシステムの耐久性を損なうおそれがあるとして、評価「×」にした。

（評価結果）
エンジン冷間始動試験によって得られた、エンジン冷間始動時における動的ベルト張力（単に、ベルト張力）の時系列変化を示すグラフを図１０に示した。また、評価結果（試験結果の一覧）を表１に示した。

（エンジン冷間始動試験試験結果）

図１０において１発目の気筒内爆発時（図中ａ）の「ｍ」で表示した部分は、１発目の気筒内爆発時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であった。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％に達した。なお、図１０において、ベルト張力の値（縦軸の目盛り）は不図示とした。

（考察）
ベルト張力（張り側のタッチプーリ２０５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）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（図１０参照）。
表１に示した評価結果（判定）のとおり、この１発目の気筒内爆発時（図中ａ）に着目すると、ベルト張力（張り側のタッチプーリ２０５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く、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。

（得られた効果）
（１）実施例１において、エンジン冷間始動時に、外回転体２の回転速度が一時的に大きく増加する１発目の気筒内爆発時（図１０のａ参照）において、外回転体２から内回転体３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（図１０のa参照）。これは、ばね４の拡径方向に、通常トルクの入力時よりも過大なトルク（スリップトルクＴｓｂ（２３Ｎ・ｍ）以上のトルク）が外回転体２に入力された際に、内回転体３とばね４との間（Ｂｂ間）に係合作用がほとんど働かない状態で、外回転体２を急加速状態のまま空転（スリップ）させ、慣性の大きい内回転体３を急加速させようとすることによる衝撃荷重（過大な回転制動力）をトルク入力側のベルト２５０に作用させないこと、が可能であったためと考えられる。

（２）また、エンジン冷間始動時に、ベルト張力が最も過大に増加した後にベルト張力が最も過度に低下する１発目の気筒内爆発時（図１０のａ参照）において、ベルト張力（張り側）が過度に低下しすぎない結果となった（図１０のa参照）。これは、従来のプーリ構造体（比較例１）と同様、ばね４の縮径方向に、通常トルクの入力時よりも過大なトルク（スリップトルクＴｓａ（１Ｎ・ｍ）以上のトルク）が外回転体２に入力された際に、外回転体２とばね４との間（Ａａ間）に係合作用がほとんど働かない状態で、外回転体２を急減速状態のまま空転（スリップ）させること、が可能であったためと考えられる。

（３）結果として（上記（１）、（２）より）、実施例１は、エンジン冷間始動時には、外回転体２が急加速してばね４が拡径方向に捩れた場合にクラッチがＢｂ間で作動するとともに、外回転体２が急減速してばね４が縮径方向に捩れた場合にクラッチがＡａ間で作動し、補機駆動ベルトシステムで特に問題となる、エンジン冷間始動時に外回転体２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。

（４）比較例１においては、外回転体の急加速時に外回転体から内回転体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を伝達してしまう結果となった。これは、比較例１の、外回転体の急加速時にクラッチが作動せずロック機構が作動する構成では、通常トルクの入力時よりも過大なトルクが外回転体に入力された際に、内回転体とばねとの間（Ｂｂ間）に係合作用がほとんど働かない状態で、外回転体を急加速状態のまま空転（スリップ）させることができないために、慣性の大きい内回転体を急加速させようとすることによる衝撃荷重（過大な回転制動力）をトルク入力側のベルトに作用させないこと、が不可能であったためと考えられる。

１プーリ構造体
２外回転体
３内回転体
４コイルばね（ばね）
Ａ後端側領域（一端側領域）
Ｂ前端側領域（他端側領域）
Ｃ中領域（自由部分）
５エンドキャップ
７転がり軸受
８滑り軸受
９空間
ａ圧接面（クラッチ係合面）
ｂ圧接面（クラッチ係合面）

Claims

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、を備えたプーリ構造体であって、
前記コイルばねは、
一端側で、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外周面が拡径方向の自己弾性復元力によって、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、
他端側で、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内周面が縮径方向の自己弾性復元力によって、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であって、前記外回転体と前記内回転体との相対回転時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自由部分である中領域と、を有し、
前記コイルばねが縮径方向にねじられ、前記外回転体と前記内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際、前記一端側領域の前記外周面は、前記外回転体及び前記内回転体の前記一方、に対して摺動し、前記コイルばねと前記外回転体及び前記内回転体の前記一方との間で係合が解除され、
前記コイルばねが拡径方向にねじられ、前記外回転体と前記内回転体との間で所定以上のトルクが伝達された際、前記他端側領域の前記内周面は、前記外回転体及び前記内回転体の前記他方、に対して摺動し、前記コイルばねと前記外回転体及び前記内回転体の前記他方との間で係合が解除される、
ことを特徴とするプーリ構造体。
プーリ構造体に外力が付与されていない状態において、前記コイルばねの前記他端側領域における前記縮径方向の自己弾性復元力の方が、前記コイルばねの前記一端側領域における前記拡径方向の自己弾性復元力よりも大きくなるように構成されている、請求項１に記載のプーリ構造体。