WO2001073309A1

WO2001073309A1 - Mecanisme de transmission de puissance

Info

Publication number: WO2001073309A1
Application number: PCT/JP2001/002566
Authority: WO
Inventors: Kazuya Kimura; Akifumi Uryu; Masahiro Kawaguchi; Satoshi Umemura; Masaki Ota; Taku Adaniya
Original assignee: Kabushiki Kaisha Toyota Jidoshokki
Priority date: 2000-03-29
Filing date: 2001-03-28
Publication date: 2001-10-04
Also published as: JP2001343024A; KR20020022681A; CN1372623A; US20020165053A1; EP1195536A4; EP1195536A1; BR0106269A

Description

明細書動力伝達機構技術分野

本発明は、第 1回転体と第 2回転体との間に設けられる動力伝達機構に関する。より詳しくは、両回転体間の伝達トルク変動を緩和することが可能な動力伝達機構に関するものである。

背景技術

例えば、特開平 1 1 一 3 0 2 4 4号公報は、外部駆動源の回転体と被動機器の回転体との間がゴム等の弾性部材によって連結された動力伝達機構を開示している。この動力伝達機構では、外部駆動源から被動機器への動力伝達時において、伝達トルクに基づく力を受けて弾性部材が弾性変形することで、両回転体間での相対回転が許容される。外部駆動源の出力トルクの変動や被動機器の駆動トルクの変動に起因して、両回転体間の伝達トルクに変動が生じたとしても、伝達トルクの変動は、弾性部材の弾性変形に基づいて両回転体間の相対回転によって緩和される。ところが、上記の技術においては、伝達トルク変動の緩和を弾性部材の弾性変形のみに頼っている。従って、同伝達トルク変動を効果的に緩和できなかった。発明の開示

本発明の目的は、第 1回転体と第 2回転体との間の伝達トルクの変動を効果的に緩和することが可能な動力伝達機構を提供することにある。上記の目的を達成するために、本発明は、以下の動力伝達機構を提供する。動力伝達機構は、係合凹部を有する第 1回転体と、第 1回転体と同軸であり、かつ係合凸部を有する第 2回転体とを備える。係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方が対応する回転体に対して姿勢変化する。第 1回転体と第 2回転体との間の動力伝達時において、弾性部材が伝達トルクに基づく力に応じて弾性変形する。弾性部材の弾性変形により、係合凹部及び係合凸部のうちの少なくとも一方が姿勢変化することが許容される。係合凹部内で係合凸部が摺動することにより、両回転体間の所定角度範囲内での相対回転が許容される。図面の簡単な説明

図 1は、本実施形態の動力伝達機構を備えた圧縮機の概要を示す断面図である。図 2 ( a ) は、図 1の動力伝達機構の正面図である。

図 2 ( b ) は、図 2 ( a ) の 2 b— 2 b線に沿った断面図である。

図 3は、動力伝達部材を示す図である。

図 4は、動力伝達機構の作用を示す部分拡大図である。

図 5は、動力伝達機構の作用を示す部分拡大図である。

図 6は、動力伝達機構の作用を示す部分拡大図である。

図 7は、連結片が係合凹部及ぴハブから離脱した状態の動力伝達機構の正面図である。

図 8は、トルク変動.と圧縮機の回転速度との関係を示すグラフである。

図 9は、第 2実施形態における動力伝達機構において動力伝達が可能な状態を示す図である。

図 1 0は、図 9の動力伝達機構において動力伝達が遮断された状態を示す図でめる。

図 1 1は、第 3実施形態における動力伝達機構を示す正面図である。

図 1 2は、第 4実施形態における動力伝達機構を示す正面図である。発明を実施するための最良の形態

本発明を、車両空調装置の圧縮機と、それを駆動するエンジンとの間を動力伝達を行う動力伝達機構に具体化した第 1実施形態を図 1〜図 8に基づいて説明する。なお、図 1では、図面の左方を前方、右方を後方とする。図 1に示すように、被動機器としての圧縮機 Cは、シリンダブロック 1 2と、シリンダブロック 1 2の前端部に接合されたフロントハウジング 1 1 と、シリンダブ口ック 1 2の後端部に接合されたリャハウジング 1 3とを備えている。フロントハウジング 1 1、シリンダブロック 1 2及ぴリャハウジング 1 3力 S、圧縮機 Cのハウジングを構成する。クランク室 1 4は、フロントハウジグ 1 1 とシリンダブロック 1 2との間に区画形成されている。吸入室 1 5及ぴ吐出室 1 6は、シリンダブ口ック 1 2とリャハウジング 1 3との間にそれぞれ区画形成されている。フロントハウジング 1 1及ぴシリンダブロック 1 2には回転軸 1 7が回転可能に支持されている。回転軸 1 7の前端部は、フロントハウジング 1 1の開口部から外方へ突出している。リップシールよりなる軸封装置 1 8は、回転軸 1 7上に設けられている。軸封装置 1 8はクランク室 1 4の気密性を確保する。回転軸 1 7は、動力伝達機構 3 1を介して、外部駆動源、すなわちエンジン E gに、電磁クラッチ等のクラッチ機構を介することなく連結されている。回転軸 1 7は、ェ gの稼動時には、動力伝達機構 3 1を介して駆動される。斜板 1 9は、クランク室 1 4内においてヒンジ機構 1 9 Aを介して回転軸 1 7 と一体回転可能に連結されている。複数のシリンダポア 2 0 (図 1では一つのみ図示）がシリンダブロック 1 2に貫設されている。各シリンダボア 2. 0内には片頭型のビストン 2 1が往復動可能に収容されている。各ビストン 2 1の一端は、一対のシユー 2 2を介して斜板 1 9の外周部に連結されている。回転軸 1 7が回転すると、斜板 1 9が回転し、各シリンダボア 2 0内においてピストン 2 1が往復動する。ピストン 2 1の往復動によって、吸入室 1 5からシリンダボア 2〇内へ冷媒ガスが吸入される。吸入された冷媒ガスはシリンダボア 2 0内で圧縮される。圧縮された冷媒ガスはシリンダポア 2 0から吐出室 1 6へ吐出される。次に、動力伝達機構 3 1について詳述する。図 1及ぴ図 2 ( b ) に示すように、フロントハウジング 1 1の前端部に,は、支持筒 2 3が設けられている。支持筒 2 3の周りには、アンギユラベアリング 3 2 が設けられている。アンギユラべァリング 3 2を介して第 1回転体としてのプーリ 3 3が支持筒 2 3に回転可能に支持されている。プーリ 3 3は、 Vベルト等の動力伝達ベルト 3 4を介してエンジン E gに連結される。プーリ 3 3は、アンギユラベアリング 3 2の外輪に取着されるボス 3 5と、ベルト 3 4が掛装される外輪 3 6と、ボス 3 5を外輪 3 6に連結する円盤部 3 7とを有している。回転軸 1 7の前端部には、第 2回転体としてのハブ 3 8がボルト 3 9によって一体回転可能に固定されている。ハブ 3 8の外周には、外輪 3 6と同心上に位置する外輪 3 6よりも小径の内輪 4◦が設けられている。図 2 ( a ) に示すように、内輪 4 0には、第 2係合部、すなわち 4つの溝部 4 1が、回転軸 1 7の軸線を中心として 9 0 ° 毎に設けられている。各溝部 4 1は、互いに平行でかつ平面状をなす内側面 4 2， 4 3を備える。両側面 4 2， 4 3間の中間に位置し、かつ両側面 4 2 , 4 3に平行な仮想面が、ハプ 3 8の中心を通過する。外輪 3 6の内周及び内輪 4 0の外周は共に円状をなし、両円の中心は共に回転軸 1 7の中心軸線 L に一致する。外輪 3 6と内輪 4 0との間には第 1係合部としての 4個の動力伝達バネ 4 4が軸線 Lを中心として 9 0 ° 毎に設けられている。プーリ 3 3の回転方向（図 2 ( a ) では時計周り方向）の前側に ί立置する動力伝達パネ 4 4の基端部 4 5は外輪 3 6 に固定され、動力伝達パネ 4 4全体は外輪 3 6に片持状に取付けられている。動力伝達パネ 4 4は波状をなす。動力伝達パネ 4 4は、それぞれほぼ円弧状をなす山部 4 6と谷部 4 8とを備える。山部 4 6は内輪 4 0へ向かって膨らみ、谷部 4 8は外輪 3 6へ向かって膨らんでいる。山部 4 6と外輪 3 6の内周面との間にはゴムダンパ 5 0が収容されている。ゴムダンパ 5 0は、動力伝達バネ 4 4と外輪 3 6との両方に当接している。動力伝達バネ 4 4の谷部 4 8はハブ 3 8と対向する凹部 4 9を有する。プーリ'

3 3の中心から径方向外側へ向けて、動力伝達パネ 4 4の先端部 4 7を力点として荷重が動力伝達パネ 4 4に与えられたとき、基端部 4 5を支点として動力伝達バネ 4 4は弾性変形する。図 6に示すように、この弾性変形によつて谷部 4 8が外輪 3 6の内周面に当接する。その後、動力伝達パネ 4 4に対して前記荷重の付与が継続されると、動力伝達パネ 4 4は、外輪 3 6の内周面に当接した点よりも先端部 4 7側の部分で弾性変形が'生じる（図 6参照）。なお、前記当接点と先端部

4 7との間の部分であれば、いずれの部分を力点としても同様の弾性変形を発生させることができる。動力伝達パネ 4 4の凹部 4 9の曲率は、当接点から先端部 4 7までの範囲の方が当接点から山部 4 6までの範囲に比べて大きい。各動力伝達パネ 4 4とハブ 3 8との間には、合成樹脂製の環状をなす動力伝達部材 5 9が配設されている。図 3に示すように、動力伝達部材 5 9は、複数（本実施形態では 4個）の結合片 5 1と、複数（本実施形態では 4個）の連結パネ 5 8とを備え、それらが交互に配置されて一体に連結されている。動力伝達部材 5 9は、金属材料或いは樹脂材料のいずれよりなっていてもよい。例えば、同動力伝達部材 5 9が合成樹脂材料よりなる場合には、結合片 5 1の耐摩耗性や結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との間の摺動性を考慮すると、その素材として好適なものは、ポリエーテルエーテルケトン、ポリテトラフルォロェチレン等のフッ素樹脂、 S Kレジン（商標名：住金化工株式会社製）等のフエノールアルキル、ポリアミドイミド、ポリテトラフルォロエチレンを 5 0重量⁰ /。含有したポリフ二レンサルフアイド、ポリフエ二レンサルフアイドとポリテトラフルォロエチレンとカーボンファイバーの混合物、ナイロン 6 6等のポリアミド、ァセタ.ールコポリマー等である。前記結合片 5 1はほぼ立方体形状をなし、動力伝達パネ 4 4に対向する頂面 5 2は凹部 4 9内に収められ、ハブ 3 8の中心部に対向する底面 5 3は溝部 4 1内に収められる。連結バネ 5 8は板パネからなり、隣り合う結合片 5 1の側面 5 4 と側面 5 5とを連結する。各結合片 5 1の頂面 5 2は、外輪 3 6'の内周面に等しい曲率を有する。該頂面 5 2の中心部は頂面 5 2の両端部よりも外輪 3 6の内周面側に膨らむように形成されている。頂面 5 2の曲率は、凹部 4 9の曲面のうちのいずれの部分の曲率よりも小さい。底面 5 3は、内輪 4 0の内周面に等しい曲率を有する。内輪 4 0の周方向における該底面 5 3の中心部はその両端部よりも頂面 5 2側に凹むように形成されている。各結合片 5 1が溝部 4 1内に収容された状態（係合状態）では、連結パネ 5 8 の基端部が内輪 4 0に当接して、ハブ 3 8の中心側への結合片 5 1の移動を規制する。この状態では、底面 5 3は内輪 4 0の内周面からハブ 3 8の中心に向かつて突出することはない。結合片 5 1の頂面 5 2と底面 5 3との間の間隔、すなわち、ハブ 3 8の径方向における結合片 5 1の最大寸法は、外輪 3 6の内周面と内輪 4 0の外周面との間の間隔よりも小さい。各結合片 5 1の両側面 5 4， 5 5の間隔は、結合片 5 1がハプ 3 8に係合した状態で溝部 4 1の両側面 4 2， 4 3と平行になるように、両側面 4 2 , 4 3間の間隔とほぼ同一に設定されている。つまり、結合片 5 1は、溝部 4 1との間に隙間がない状態で、ハブ 3 8に該ハブ 3 8の径方向に係脱可能に係合している。各結合片 5 1の両側面 5 4， 5 5と頂面 5 2の間にはそれぞれ、第 1及び第 2 コーナー部 5 6， 5 7が形成されている。両コーナー部 5 6 , 5 7の曲率は、凹部 4 9の曲面のどの部分の曲率よりも大きい。プーリ 3 3とハブ 3 8との間の動力伝達に際して負荷が全くない状態では、両コーナー部 5 6， 5 7が共に凹部 4 9に当接した状態で動力伝達パネ 4 4と結合片 5 1とが係合する。結合片 5 1が凹部 4 9に収まった状態では、頂面 5 2は動力伝達バネ 4 4に当接せず、両コーナ一部 5 6， 5 7が当接する。この状態で、頂面 5 2と動力伝達パネ 4 4との間には隙間が形成される。ハブ 3 8側の負荷に基づき、プーリ 3 3とハブ 3 8とが相対回転した場合、この相対回転が所定角度範囲内のときに結合片 5 1が凹部 4 9の曲面上を摺動して、結合片 5 1と凹部 4 9とが互いに係合したまま相対的に移動する。つまり、凹部

4 9を形成する曲面は、前記所定角度範囲内での結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4 との摺動面である。 ' プーリ 3 3とハブ 3 8との間に負荷が発生している状態では、結合片 5 1がプーリ 3 3の周方向において相対移動することにより、結合片 5 1の両コーナー部

5 6 , 5 7のうちのいずれか一方が前記摺動面に当接し、かつ動力伝達バネ 4 4 を押圧する。結合片 5 1の摺動面に対する当接箇所は、プーリ 3 3の周方向に対して傾斜している。このため、結合片 5 1は、動力伝達バネ 4 4をプーリ 3 3の中心から外側へ押し出すように弾性変形させる。以上のように、結合片 5 1がハブ 3 8の溝部 4 1とプーリ 3 3の動力伝達パネ 4 4とに係合することにより、プーリ 3 3とハブ 3 8との間では動力伝達が可能であり、かつ、相対回転が可能である。図 3は、自然状態の連結パネ 5 8を備えた動力伝達部材 5 9を示している。自然状態では、連結パネ 5 8はほぼ円弧状をなす。この状態の動力伝達部材 5 9を動力伝達バネ 4 4及ぴハプ 3 8に係合させる場合には、図 2 ( a ) に示すように、連結パネ 5 8の弾性力に杭して各結合片 5 1がハブ 3 8の中心方向に向かって各溝部 4 1に押し込まれる。このとき、連結バネ 5 8は、ハブ 3 8の径方向外側に膨らむように弾性変形する。組み付け後、連結パネ 5 8が自然状態に戻ろうとする弾性力は、動力伝達パネ 4 4が結合片 5 1に対してハプ 3 8の中心側に向けて付勢している弾性力に比べて小さい。従って、連結バネ 5 8の付勢力と動力伝達バネ 4 4の弾性力との差により、連結パネ 5 8の基端部（バネ 5 8と結合片 5 1 との連結部分）が内輪 4 0に押さえ付けられ、結合片 5 1がハブ 3 8に係合した状態に保たれる。図 7は、プーリ 3 3及びハブ 3 8との係合が解除された状態の動力伝達部材 5 9を示す。係合解除状態では、連結パネ 5 8の弾性力によって、結合片 5 1の頂面 5 2が外輪 3 6の内周面に密着する。このとき、連結パネ 5 8は、結合片 5 1 を外輪 3 6に押さえつけるだけの力を有しているため、底面 5 3とハブ 3 8の内輪 4 0との間に隙間が形成され、結合片 5 1がハブ 3' 8に接触することはない。従って、連結パネ 5 8は、結合片 5 1とプーリ 3 3及びハブ 3 8との係合解除状態を保持する。次に、本実施形態の動力伝達機構の作用を説明する。

エンジン E gの動力は、動力伝達ベルト 3 4を介してプーリ 3 3に伝達される。プーリ 3 3に伝達された動力は、外輪 3 6に固定された動力伝達バネ 4 4を介して結合片 5 1に伝達される。さらにその動力は、ハブ 3 8を介して回転軸 1 7に伝えられる。このような動力伝達に際し、被動機器側の負荷が駆動源の駆動トルクよりも大きくなつて、駆動源と接続されたプーリ 3 3と、被動機器に接続されたハプ 3 8との間に負荷（伝達トルク）が生じると、動力伝達バネ 4 4と結合片 5 1との間に相対移動が生じ、それにより、プーリ 3 3とハブ 3 8との間に相対回転が発生する。このとき、図 4に示すように、プーリ 3 3は時計方向に回転しているため、ハブ 3 8は結合片 5 1とともに反時計方向に相対回転する。すると、第 1コーナー部 5 6が凹部 4 9の摺動面に沿って摺動することにより、プーリ 3 3の径方向における動力伝達バネ 4 4の弾性変形が生じる。このとき、凹部 4 9の摺動面に当接していた第 2コーナー部 5 7は該摺動面から離間し、第 1コーナー部 5 6が該摺動面に当接した状態となる。通常の負荷の下では、この状態で動力伝達が行われる。また、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度が大きくなるほど第 1コーナー部 5 6と摺動面との当接点は動力伝達パネ 4 4の先端部 4 7側に移動する。摺動面のプーリ 3 3に対する傾斜角度は、先端部 4 7側ほど大きい。このため、該当接点が先端部 4 7側に移動するほど、弾性変形量（基端部 4 5を支点とした先端部 4 7の変位量）は増大する。圧縮機 Cの異常などにより、負荷が増大してプーリ 3 3とハプ 3 8との相対回転角度が増大した場合、動力伝達パネ 4 4の先端部 4 7側が基端部 4 5を支点としてさらにプーリ 3 3の径方向に弾性変形させられる。その結果、図 5に示すように、谷部 4 8が外輪 3 6の内周面に当接する。さらに負荷が増大した場合、基端部 4 5を支点としたこれまでの弾性変形、すなわち、第 1の弾性変形に加えて、谷部 4 8と外輪 3 6の内周面との当接点を支点としたバネ 4 4の第 2の弾性変形が発生する。第 2の弾性変形は、谷部 4 8と外輪 3 6との前記当接点よりも先端部 4 7側において、結合片 5 1と凹部 4 9の摺動面との当接点が力点となって引き起こされる。つまり、該力点と前記支点（谷部 4 8と外輪 3 6との当接点）との間隔は、前記第 1の弾性変形のそれに比較して充分に短い。したがって、第 2の弾性変形が始まると、動力伝達パネ 4 4の結合片 5 1に対する押圧力は急激に増大し、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度は増大しにくくなる。それにもかかわらず、第 1及び第 2の弾性変形に基づく押圧力に抗して、ブーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度が増大し続けると、図 6に示すように、第 1 コーナー部 5 6が凹部 4 9の摺動面から離れ、先端部 4 7が頂面 5 2に当接して摺動し始める。さらに、'前記相対回転角度が増大する、言い換えれば、プーリ 3 3とハブ 3 8との間の負荷が所定値を越えると、結合片 5 1が摺動面を乗り越え、遂には、結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との係合が解除される。図 7に示すように、係合が解除された結合片 5 1は、連結パネ 5 8の付勢力によってハブ 3 8の中心から外側に向けて径方向に移動する。その結果、結合片 5 1がハブ 3 8の溝部 4 1から離脱して、結合片 5 1とハブ 3 8との係合が解除される。連結バネ 5 8の付勢力によって結合片 5 1は外輪 3 6の内周面に当接し、プーリ 3 3と一体回転する。結合片 5 1とハブ 3 8との間には隙間が確保されるため、プーリ 3 3の回転はハブ 3 8には伝えられない。このため、プーリ 3 3とハブ 3 8との動力伝達が遮断される。圧縮機 Cの圧縮反力の変動や、エンジン E gの駆動軸の脈動により、プーリ 3 3とハプ 3 8との間には、常に負荷の変動（トノレク変動）が発生する。このような状況下では、ハブ 3 8のプーリ 3 3に対する時計方向及び反時計方向の相対回転が交互に繰り返される。図 4に示すように、第 1の弾性変形のみが生じている状態では、該弾性変形の力点が凹部 4 9の摺動面上でプーリ 3 3の回転方向に沿って繰り返し往復移動する。このため、該力点と支点（基端部 4 5 ) との距離が常に変化する。この距離の変化により、動力伝達パネ 4 4の弾性係数は常に変化する。弾性係数の継続的変化は、プーリ 3 3とハブ 3 8との共振を抑える。図 5に示すように、第 1及ぴ第 2の弾性変形が生じている状態においても、支点（すなわち谷部 4 8と外輪 3 6との当接点）と、力点との距離が常に変化する。このため、弾性係数が継続的に変化して共振が抑えられる。つまり、結合片 5 1 と動力伝達パネ 4 4とが係合してプーリ 3 3とハブ 3 8とが動力伝達状態にあるとき、プーリ 3 3とハブ 3 8との共振が抑えられる。結合片 5 1は凹部 4 9に沿って繰り返し往復移動する。この往復移動時に生じる摩擦は、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対振動を減衰させ、前記負荷の変動幅を減少させる。更に、ゴムダンバ 5 0が動力伝達バネ 4 4の基端部 4 5を支点とした振動を吸収する。このため、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対振動が減衰させられ、負荷の変動幅が減少する。図 8は、プーリ 3 3とハブ 3 8との間のトルク変動の大きさと、圧縮機 Cの回転速度との関係を示すグラフである。実線 1 0 4は、本実施形態の動力伝達機構 3 1を採用した場合の特性を示す。また、破線 1 0 5は、動力伝達時にプーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転が生じない比較例における動力伝達機構を採用した場合の特性を示す。破線 1 0 5から明らかなように比較例では、トルク変動のピークが圧縮機 Cの常用回転域内に発生している。これに対し、実線 1 0 4で示す本実施形態では、トルク変動のピークが圧縮機 Cの常用回転域の範囲外にシフトするとともに、トルク変動の値が比較例に比して常用回転域内のほぼ全域で減少している。更に、トルク変動の最大ピークの値も減少している。これらは、凹部 4 9と結合片 5 1 とが摺動を行いつつ相対移動可能に連結された本実施形態の動力伝達機構 3 1が圧縮機 Cと外部駆動源との間に生じるトルク変動を好適に緩和することを示してレ、る。本実施形態では、以下のような効果を得ることができる。

プーリ 3 3 とハブ 3 8とを動力伝達時に所定角度範囲内で相対回転可能に連結したため、動力伝達機構 3 1は、プーリ 3 3とハブ 3 8 との間に発生する所定値内のトルク変動を緩和しながら動力伝達することが可能である。例えば、圧縮機 Cの圧縮反力の増減によるトルク変動はハブ 3 8にはダイレクトに伝えられるものの、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転により、同ハブ 3 8からプーリ 3 3に伝えられるトルク変動は緩和される。結合片 5 1と動力伝達バネ 4 4との搢動は、結合片 5 1と動力伝達バネ 4 4との間の摩擦抵抗に抗して行われる。この摩擦抵抗によって、トルク変動をさらに効果的に緩和することができる。つまり、弾性部材 4 4の弾性変形によるトルク変動の緩和作用に加えて、結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との間に生じる摩擦抵抗によってトルク変動が確実に緩和される。ゴムダンパ 5 0によってもトルク変動が確実に緩和される。結合片 5 1が凹部 4 9の摺動面に当接する箇所は、凹部 4 9の摺動面に対して移動する。従って、凹部 4 9内の同一箇所に結合片 5 1が摺動し続けることがなく、同凹部 4 9の摺動面の偏摩耗を防止できる。動力伝達パネ 4 4と結合片 5 1 との当接箇所が移動することにより、動力伝達パネ 4 4の弾性係数が変化する。このため、プーリ 3 3とハブ 3 8との間の相対回転振動に共振が発生することを抑えることができる。谷部 4 8が外輪 3 6の内周面に当接すると、動力伝達パネ 4 4の弾性変形の支点が、それまでの基端部 4 5から谷部 4 8と外輪 3 6との当接箇所に移動する。つまり、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度が所定値に達すると、同相対回転角度の単位増加量に対する動力伝達パネ 4 4の弾性係数の変化量が大きくなる _c このため、プーリ 3 3とハブ 3 8との間の相対回転に共振が発生することをより効果的に抑えることができる。また、プーリ 3 3とハブ 3 8との動力伝達が、比較的低いトルク状態で遮断されることをより確実に防止できる。結合片 5 1と動力伝達バネ 4 4との間の摩擦抵抗の'大きさを変更することにより、トルク変動の緩和作用を容易に調節することができる。従って、トルク変動の緩和のための別部品を必要としないため、開発コストを抑えることができる。摩擦抵抗の大きさは、例えば、凹部 4 9の摺動面にふつ素樹脂等の低摩擦抵抗素材を貼付またはコーティングしたり、潤滑剤を塗布したり、動力伝達バネ 4 4と結合片 5 1とを面接触させてその面積を調節したり、動力伝達パネ 4 4と結合片 5 1との圧接力を調節したりすることにより変更可能である。結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との間の摩擦抵抗を小さくすれば、結合片 5 1と動力伝達バネ 4 4 との摩擦による摺動不良を低減できる。. プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度が増加して、結合片 5 1と HQ部 4 9の摺動面との当接箇所が先端部 4 7に近づくほど、プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転負荷が大きくなる。そのため、結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との係合が解除されるには所定の値以上の力が必要となる。そのため、低い伝達動力負荷状態で遮断が行われることを防止できる。凹部 4 9の摺動面は、ほぼ円弧状に形成されている。このため、当接点が先端部 4 7に近づくほど、プーリ 3 3とハブ 3 8との間の負荷の増大率（相対回転角度当たりの負荷の増大量）が徐々に上がるとともに、その増大はスムーズである。つまり、摺動面は曲面であるため、係合が解除される位置へ結合片 5 1が連続的に移動することができる。従って、動力伝達が遮断されるまでのショックを和らげることができる。凹部 4 9の摺動面は曲面状をなす。例えば、プーリ 3 3の周方向に対する傾斜角度が異なる複数の平面を接続して凹部 4 9の摺動面を構成する場合と比較して、本実施形態の摺動面は簡単な加工で済む。また、同摺動面上を結合片 5 1がスム一ズに摺動することができるので、プーリ 3 3とハプ 3 8とのスムーズな相対回転、ひいては伝達トルダ変動を効果的に緩和させる。凹部 4 9の摺動面は、基端部 4 5側よりも先端部 4 7側ほど曲率が大きい。従つて、比較的低い負荷状態では結合片 5 1は動力伝達パネ 4 4からの係合が解除されない。このため、低い負荷状態における動力伝達の遮断が確実に防止される。結合片 5 1と凹部 4 9との係合状態では、頂面 5 2が動力伝達パネ 4 4に接触することなく、両コーナー部 5 6， 5 7のうちの少なくとも一方が動力伝達バネ 4 4に接触する。この状態で結合片 5 1が摩耗しても、頂面 5 2は摩耗しないため、結合片 5 1の動力伝達パネ 4 4からの離脱時における弾性変形量が変動することはない。したがって、プーリ 3 3とハブ 3 8との動力伝達の遮断が行われる際の負荷の値は安定し、耐用時間を延ばすとともにメンテナンスなどの手間を減らすことができる。プーリ 3 3とハブ 3 8との間の負荷が所定値を超えたとき、プーリ 3 3とハブ 3 8との動力伝達が遮断される。そのため、過大な負荷からエンジン E gを守ることができる。結合片 5 1は前記摺動面上を移動する途中では動力伝達パネ 4 4から離脱しなレ、。従って、所定の負荷の大きさを越えるときのみ結合片 5 1と動力伝達パネ 4 4との係合を解除することができる。結合片 5 1がプーリ 3 3とハブ 3 8との両方から離脱するため、動力伝達を確実に遮断することができる。動力伝達パネ 4 4から離間した結合片 5 1が連結バネ 5 8の付勢力によってハブ 3 8から離間する。このため、より確実に動力伝達を遮断することができる。結合片 5 1は連結バネ 5 8と一体に形成されている。これにより、組立時や、プーリ 3 3及びハブ 3 8からの離間後にも結合片 5 1が分散せず、取り扱いが容易である。複数の連結パネ 5 8は複数の結合片 5 1と連結されて、閉じられた環状をなす動力伝達部材 5 9を形成している。これにより、動力伝達部材を独立したバネと結合片 5 1とから構成した場合よりも結合片 5 1に対する付勢力を増強することができる。結合片 5 1は連結バネ 5 8によってハプ 3 8の中心から径方向外側に向かって付勢されている。結合片 5 1はまた、ハブ 3 8からの離間時に、回転するハブ 3 8の遠心力によっても径方向外側に付勢される。従って、結合片 5 1はより確実にハブ 3 8から離間する。その結果、プーリ 3 3とハプ 3 8との係合解除状態が確実に保持される。連結パネ 5 8は結合片 5 1が動力伝達バネ 4 4及びハブ 3 8に再係合することを防止するため、より確実に動力伝達の遮断状滤を維持することができる。更に、動力伝達パネ 4 4及ぴハプ 3 8から離間した結合片 5 1が外輪 3 6とハブ 3 8との間で移動することが防止される。このため、異常音や部品の破損を抑えることができる。また、結合片 5 1の頂面 5 2が外輪 3 6の内周面に面接触してプーリ 3 3と一体化する。このため、一体化の状態が安定する。凹部 4 9は、弹性部材としての動力伝達パネ 4 4を介してプーリ 3 3に支持されており、同動力伝達パネ 4 4の弾性変形によってプーリ 3 3に対する姿勢変化 (摺動面の変形）が可能に構成されている。つまり、弾性部材 4 4を動力伝達経路上に配設して動力伝達部材の一つとして利用しており、例えば同弾性部材を動力伝達経路上に配設しない構成と比較して、動力伝達部材を少なくすることが可能となる。結合片 5 1が当接する凹部 4 9の摺動面は動力伝達バネ 4 4そのものに設けられている。つまり、前記摺動面の設けられた部材と、その部材に弾性力を与える部材とが共通の部材によって形成されているめ、部品点数の削減及ぴ構造の単純化が可能になる。

M部 4 9はブーリ 3 3の径方向に沿って変形する。結合片 5 1がハブ 3 8の径方向に移動して離脱すると、ハブ 3 8と結合片 5 1との係合は解除される。したがって、回転軸 1 7の軸方向に結合片が離脱可能になるように結合片を構成した場合と比較して、結合片 5 1の軸方向の移動のための別の部材や、その部材を収容するためのスペースを確保する必要がない。このため、プーリ 3 3及ぴハブ 3 8の大型化を防止できる。圧縮機 Cが収容されるエンジンルーム内では、回転軸 1 7の軸方向における収容スペースが制限されるため、本実施形態は特に有用である。また、結合片 5 1の回転軸 1 7の径方向への離脱は、回転軸 1 7の軸方向への反力の発生を伴わない。従って、前記軸方向への外力の発生を抑えることができる。連結バネ 5 8は、ハブ 3 8からの結合片 5 1の強制的な離脱と、プーリ 3 3と結合片 5 1との一体化の両方の機能を実現させる。従って、部品点数が低減され、構造が単純になる。動力伝達部材 5 9は合成樹脂によって一体形成されている。 'このため、射出成型などによる量産化、コスト低減、及び軽量化が可能になる。軽量化は、プーリ 3 3及ぴハブ 3 8に係合している状態の動力伝達パネ 4 4に対する遠心力の影響を軽減する。動力伝達パネ 4 4が結合片 5 1よりも硬い場合、結合片 5 1が摩耗する。動力伝達部材 5 9が軽量化されているため、摩耗した部品の交換が必要なとき、その作業がしゃすい。連結バネ 5 8は板バネ状である。このため、設計の自由度が増し、設計が容易になり、コスト低減に寄与することができる。また、連結パネ 5 8が樹脂製である場合、射出成型などによる量産化が容易になり、動力伝達機構 3 1が軽量化される。結合片 5 1がハブ 3 8と係合した状態にあるとき、結合片 5 1の底面 5 3は内輪 4 0の内周面からハブ 3 8の中心側に突出することはない。従って、ボス 3 5 の径方向外側に部品が設けられている場合、その部品と干渉することが回避される。プーリ 3 3とハブ 3 8との動力伝達の遮断が行われる際の負荷の大きさは、動力伝達パネ 4 4や動力伝達部材 5 9の形状を変更することで比較的容易に調整可能である。したがって、製品の開発に必要なコストを抑えることができる。動力伝達バネ 4 4の形状において、例えば、動力伝達パネ 4 4の先端部 4 7から第 2 の弾性変形での支点までの径方向における摺動面の寸法が変更されても良い。また、回転軸 1 7の軸方向についての動力伝達バネ 4 4の寸法（バネ幅）、パネ材の厚さ等が変更されても良い。動力伝達部材 5 9の形状において、例えば、プーリ 3 3の径方向についての結合片 5 1の大きさ、回転軸 1 Ίの軸方向についての連結バネ 5 8の寸法（バネ幅）、連結パネ 5 8の厚さ等が変更されても良い。本実施形態は、以下のように変更しても良い。図 9及び図 1 0に示す第 2実施形態のように、複数の係合突起 6 0がハブ 3 8 に設けられ、それらの係合突起 6 0が対応する結合片 5 1に形成された凹部 6 1 に係合するようにしてもよい。これによれば、図 2 ( a ) の実施形態のようにハブ 3 8に溝形状部分を設ける必要がないため、比較的大きな力が掛かるハブ 3 8 の強度を高めることができる。なお、各係合突起 6 0には、ハブ 3 8の径方向に沿って延びる規制片 6 O Aが設けられている。各規制片 6 O Aは、動力伝達時に対応する結合片 5 1がハプ 3 8の軸方向に大きく移動することを防止する。また、図 1 0に示すように、各結合片 5 1とハブ 3 8との係合が解除されると、各結合片 5 1が動力伝達パネ 4 4の取付部（図 1 0では、取付ネジ 6 2の近傍）に当接する。これにより、各結合片 5 1は安定した状態でプーリ 3 3に固定される。この係合解除状態では、各動力伝達パネ 4 4の先端が連結パネ 5 8を径方向内側に向かって押さえることにより、各結合片 5 1のプーリ 3 3への保持力が増大するように構成されている。結合片 5 1の個数は 4個に限定されず、例えば、 1個でもよい。図 1 1に示す第 3実施形態のように、結合片 5 1の個数が 1個のとき、連結パネ 5 8が外輪 3 6に当接することにより、結合片 5 1に付勢力が与えられる。結合片 5 1の個数を変更することにより、プーリ 3 3からハブ 3 8に伝達可能な動力を調整することが可能である。また、前記結合片の個数が減少すれば、動力伝達バネ 4 4ゃゴムダンバ 5 0の個数も減らすことができるため、組立が簡単になる。図 1 2に示す第 4実施形態では、ハブ 3 8側の動力伝達部材 5 9に動力伝達バネ 4 4が設けられ、プーリ 3 3に係合突起 6 3が形成されている。動力伝達部材

5 9は環状ではなく、その一部が除去されている。動力伝達パネ 4 4は、係合突起 6 3に係合される。連結パネ 5 8及びハブ 3 8のそれぞれには、断面矩形状をなす複数の内歯 6 4，外歯 6 5が設けられている。内歯 6 4及び外歯 6 5はポルト 3 9を中心に放射状に延びている。内歯 6 4及び外歯 6 5は互いに係合する。プーリ 3 3とハブ 3 8との相対回転角度が増大して係合突起 6 3と動力伝達パネ

4 4との係合が解除されると、両歯 6 4， 6 5の係合が解除される。ハブ 3 8との係合が解除された結合片 5 1がプーリ 3 3に当接している状態 (図 7参照）では、連結バネ 5 8の弾性エネルギーは残されていなくてもよい。即ち、連結パネ 5 8は結合片 5 1をプーリ 3 3に押し付けていなくてもよい。また、結合片 5 1とハブ 3 8との係合が解除された状態では、結合片 5 1はプーリ 3 3と一体回転していなくてもよい。つまり、係合解除状態では、動力伝達部材

5 9は、プーリ 3 3及びハブ 3 8の何れにも一体化されずフリーな状態であってもよい。この状態でも、結合片 5 1が動力伝達パネ 4 4及び溝部 4 1から離脱していれば、プーリ 3 3とハプ 3 8との動力伝達は遮断される。動力伝達部材は回転体の径方向内側に向かって付勢されてもよい。動力伝達部材 5 9は、完全な環状に限らず、図 1 2に示すように、一部が切断されたほぼ環状であってもよい。結合片 5 1及び連結パネ 5 8の一方を金属製とし、他方を合成樹脂製としてもよい。結合片 5 1及び連結パネ 5 8を金属製としてもよい。結合片 5 1に係合凹部を設け、動力伝達パネ 4 4に係合凸部を設け、結合片 5 1の係合四部と動力伝達パネ 4 4の係合凸部とを係合させるようにしてもよレ、。この場合、プーリ 3 3が第 2回転体となり、ハブ 3 8が第 1回転体となる。凹部 4 9及ぴ結合片 5 1の両方が、それを備えるプーリ 3 3及ぴハブ 3 8に対して姿勢変化が可能となるように構成すること。この場合、凹部 4 9用の弾性部材及び結合片 5 1用の弾性部材がそれぞれ備えられる。係合部の姿勢変化は係合部自体の変形に限定されない。例えば、対応する回転体上において係合部が回動する、あるいは、移動することも姿勢変化に含まれる。図 1〜図 1 2に示す実施形態の動力伝達機構は、エンジン E gと空調用圧縮機との間の動力伝達に用いられることに限定されず、例えば、エンジン E gと空調用圧縮機以外の補機（例えばパワーステアリング装置の油圧ポンプや、機械式過給機や、ラジェータの冷却ファン等）との間の動力伝達に用いられてもよい。また、本発明は、車両上の動力伝達経路への適用に限定されるものではなく、例えば工作機械において駆動源と加工具との間の動力伝達経路に適用されてもよい。

Claims

請求の範囲

1 . 係合凹部を有する第 1回転体と、

前記第 1回転体と同軸であり、かつ係合凸部を有する第 2回転体であって、育記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方が対応する回転体に対して姿勢変化することと、

前記第 1回転体と第 2回転体との間の動力伝達時において、伝達トルクに基づく力に応じて弾性変形する弾性部材であって、前記弾性部材の弾性変形により、前記係合凹部及び係合凸部のうちの少なくとも一方が姿勢変化することが許容され、前記係合凹部内で前記係合凸部が摺動することにより、両回転体間の所定角度範囲内での相対回転が許容されることと

を備えたことを特徴とする動力伝達機構。

2 . 前記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方は、前記弾性部材を介して前記第 1及び第 2回転体のいずれか一方の回転体に備えられ、同弾性部材の弾性変形によって、前記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方は前記回転体に対して変形、あるいは回動、あるいは他方に対して移動する請求項 1に記載の動力伝達機構。 .

3 . 前記係合凹部と係合凸部との当接個所は移動可能である請求項 1に記載の動力伝達機構。

4 . 前記係合凹都及び係合凸部の少なくとも一方は、両回転体の径方向に弾性変形する請求項 1に記載の動力伝達機構。

5 . 前記係合凹部及び前記係合凸部の少なくとも一方は他方の係合部が摺動する搢動面を備え、前記摺動面は両回転体の周方向に対して傾斜されており、所定角度範囲内での両回転体間の相対回転角度が大きくなるほど、前記係合凹部と係合凸部との押圧力が増大する請求項 1から 4のいずれかに記載の動力伝達機構。

6 . 前記摺動面は曲面よりなっている請求項 5に記載の動力伝達機構。

7 . 前記弾性部材の弾性係数は、動力伝達時における両回転体間の所定角度範囲内での相対回転角度の大きさに応じて変更される請求項 1〜 6のいずれかに記载の動力伝達機構。

8 . 前記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方は前記第 1及び第 2回転体のいずれか一方の回転体に弾性部材を介して備えられ、同弾性部材の弾性変形によつて両回転体に対して変形あるいは回動あるいは移動が可能であり、前記係合 HO部と係合凸部との当接箇所が移動されることにより、弾性部材の弾性係数は変更される請求項 7に記載の動力伝達機構。

9 . 前記弾性部材は少なくとも一端が前記第 1及び第 2回転体のいずれか一方の回転体に固定された板パネであり、前記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方は板パネが屈曲されて形成されている請求項 8に記載の動力伝達機構。

1 0 . 前記板パネは、第 1回転体と第 2回転体との間の相対回転角度が所定値を越えたとき、係合凹部と係合凸部との当接箇所を支点とし、前記支点の位置を変更することにより前記弾性係数が変更される請求項 9に記載の動力伝達機構。

1 1 . 前記支点の位置は、前記板パネが前記第 1及ぴ第 2回転体のいずれか一方の回転体への固定箇所以外で前記回転体に当接することにより変更される請求項 1 0に記載の動力伝達機構。

1 2 . 前記板パネと同板パネを固定支持する前記第 1及ぴ第 2回転体のいずれか一方の回転体との間にはゴムが介在され、同ゴムは板パネの弾性変形によって前記前記第 1及び第 2回転体のいずれか一方の回転体との間で圧縮変形される請求項 9〜 1 1のいずれかに記載の動力伝達機構。

1 3 . 前記係合凹部及び係合凸部の少なくとも一方の摺動面に、前記係合凹部と係合凸部との間の摩擦を低減する被膜が形成されている請求項 1〜1 2のいずれかに記載の動力伝達機構。

1 4 . 前記伝達トルクが過大となった場合には、前記係合凸部が前記係合凹部内の摺動面を乗り越えて同係合回部を離脱することにより、前記係合凹部と係合凸部との間の係合が解除される請求項 1〜 1 3のいずれかに記載の動力伝達機構。

1 5 . 前記係合凸部は係合凹部に対向する角部を有する請求項 1 4に記載の動力伝達機構。