WO2018194075A1 - プーリ構造体 - Google Patents

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WO2018194075A1
WO2018194075A1 PCT/JP2018/015921 JP2018015921W WO2018194075A1 WO 2018194075 A1 WO2018194075 A1 WO 2018194075A1 JP 2018015921 W JP2018015921 W JP 2018015921W WO 2018194075 A1 WO2018194075 A1 WO 2018194075A1
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WO
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coil spring
spring
rotating body
rotator
pulley structure
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/015921
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English (en)
French (fr)
Inventor
隼人 島村
勝也 今井
良祐 團
隆史 森本
Original Assignee
三ツ星ベルト株式会社
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Priority to US16/603,304 priority patent/US11668386B2/en
Priority to BR112019021827A priority patent/BR112019021827A2/pt
Priority to CA3055911A priority patent/CA3055911C/en
Priority to CN201880024267.0A priority patent/CN110494677B/zh
Priority to MYPI2019005809A priority patent/MY197447A/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D41/00—Freewheels or freewheel clutches
    • F16D41/20—Freewheels or freewheel clutches with expandable or contractable clamping ring or band
    • F16D41/206—Freewheels or freewheel clutches with expandable or contractable clamping ring or band having axially adjacent coils, e.g. helical wrap-springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F1/00—Springs
    • F16F1/02—Springs made of steel or other material having low internal friction; Wound, torsion, leaf, cup, ring or the like springs, the material of the spring not being relevant
    • F16F1/04—Wound springs
    • F16F1/06—Wound springs with turns lying in cylindrical surfaces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys

Definitions

  • the present invention relates to a pulley structure provided with a coil spring.
  • a belt is stretched over a pulley connected to a drive shaft of the auxiliary machine such as an alternator and a pulley connected to a crankshaft of the engine.
  • the torque of the engine is transmitted to the auxiliary machine through this belt.
  • the pulley connected to the drive shaft of the alternator having a large inertia as compared with other auxiliary machines has a pulley structure that can absorb the rotational fluctuation of the crankshaft as described in Patent Document 1, for example. Used.
  • the pulley structure disclosed in Patent Document 1 includes an outer rotating body, an inner rotating body that is provided inside the outer rotating body and is rotatable relative to the outer rotating body, and a coil spring. Torque is transmitted or interrupted between the outer rotator and the inner rotator by expanding or contracting the diameter.
  • the coil spring of this pulley structure is a one-way clutch (coil that transmits or blocks torque in one direction between the outer rotating body and the inner rotating body in order to prevent the belt wound around the outer rotating body from slipping. It functions as a spring-type clutch.
  • the portion of the coil spring that slides with the clutch engaging portion can also be worn.
  • the clutch engaging portion when the clutch is in the engaged state, the contact surface pressure between the coil spring and the clutch engaging portion is reduced, so that the transmitted torque is reduced.
  • the abnormal wear in the clutch engaging portion is a clear concave shape that continues along the circumferential direction in the portion of the clutch engaging portion that slides from the spring end on one end side of the coil spring to the region of one or more rounds. It means that wear occurs.
  • the surface that contacts the end surface of the coil spring of the rotating body is a spiral surface, and the end surface in the axial direction of the coil spring is ground.
  • a surface (grinding surface) orthogonal to the axial direction of the coil spring to bring one end and the other end of the coil spring in the radial direction into contact with the outer rotating body and the inner rotating body, respectively.
  • An object of the present invention is to provide a pulley structure that can more reliably suppress wear of the clutch engaging portion.
  • a pulley structure includes a cylindrical outer rotator around which a belt is wound, a radially inner side of the outer rotator, and the same rotational axis as the outer rotator.
  • An inner rotating body that can rotate relative to the outer rotating body, a coil spring that is provided between the outer rotating body and the inner rotating body, and is compressed in the axial direction along the rotating shaft, And the coil spring engages with the outer rotator and the inner rotator by torsionally deforming in the direction of diameter expansion or contraction, and torque between the outer rotator and the inner rotator.
  • the transmission of the torque between the coil springs can is the M is a natural number, it is within the scope of the following [M-0.125] and not more than M.
  • the posture of the coil spring compressed in the axial direction between the outer rotator and the inner rotator is stable, and the moment of force that tends to tilt the coil spring in one direction in a compression load state Can be prevented from acting on the portion of the coil spring that contacts the clutch engaging portion. Therefore, when the coil spring (clutch) is disengaged, the surface pressure acting on the portion of the clutch engaging portion that slides (slips) with the coil spring becomes uniform. Thereby, compared with the case where the winding number of a coil spring is outside the said range, it can suppress that abnormal wear arises in the part which slides with the coil spring of a clutch engaging part.
  • the pulley structure according to the second aspect of the present invention is the pulley structure according to the first aspect, wherein the number of turns of the coil spring is in the range of [M-0.069] or more and M or less.
  • the posture of the coil spring compressed in the axial direction between the outer rotating body and the inner rotating body is further stabilized, and the coil spring is operated in a compression load state. It can suppress more reliably that the moment of the force which is going to incline in one direction acts on the part which contacts a clutch engaging part of a coil spring. Therefore, when the coil spring (clutch) is disengaged, the surface pressure acting on the portion of the clutch engagement portion that slides with the coil spring is more reliably uniform. Thereby, it can suppress more reliably that abnormal wear arises in the part which slides with the coil spring of a clutch engaging part.
  • the pulley structure according to the third aspect of the present invention is the pulley structure according to the first or second aspect, wherein the torsional torque of the coil spring when the coil spring is in the disengaged state is 1N. ⁇ It is set to m or more and 10 N ⁇ m or less.
  • the clutch disengagement is limited to a specific driving pattern (for example, when the engine is started).
  • the frequency with which the clutch engaging portion and the coil spring slide is increased.
  • the disengagement of the clutch is limited to a specific driving pattern (for example, when the engine is started).
  • the frequency with which the clutch engaging portion and the coil spring slide is reduced. As a result, it is possible to more effectively suppress wear on the portion of the clutch engaging portion that slides with the coil spring.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a pulley structure according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II in FIG.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG.
  • FIG. 4 is a side view of the coil spring.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the twist angle of the coil spring and the twist torque of the pulley structure shown in FIG. 6A and 6B are diagrams for explaining the relationship between the number of turns of the coil spring and the number of overlapping spring wires.
  • FIG. 6A shows a case where the number of turns is a natural number M
  • FIG. (C) shows a case where the number of windings is slightly larger than the natural number M.
  • FIG. 7 is a schematic configuration diagram of the engine bench testing machine used in the test of the example, where (a) is a view seen from the axial direction of the pulley structure, and (b) is orthogonal to the axial direction of the pulley structure. It is the figure seen from the direction.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the number of turns of the coil spring and the maximum wear depth of the clutch engaging portion in the example and the comparative example.
  • the pulley structure 1 of the present embodiment is installed on a drive shaft of an alternator in, for example, an auxiliary machine drive system (not shown) of an automobile.
  • the pulley structure 1 includes an outer rotating body 2, an inner rotating body 3, a coil spring 4 (hereinafter sometimes simply referred to as “spring 4”), and an end cap 5.
  • spring 4 hereinafter sometimes simply referred to as “spring 4”
  • the left side in FIG. 1 will be described as the front side and the right side as the rear side.
  • the end cap 5 is disposed at the front ends of the outer rotator 2 and the inner rotator 3.
  • Both the outer rotator 2 and the inner rotator 3 are substantially cylindrical and have the same rotation axis.
  • the rotating shafts of the outer rotating body 2 and the inner rotating body 3 are rotating shafts of the pulley structure 1 (hereinafter simply referred to as “rotating shaft”). Further, the rotation axis direction is simply referred to as “axial direction”.
  • the inner rotator 3 is provided inside the outer rotator 2 and is rotatable relative to the outer rotator 2.
  • the belt B is wound around the outer peripheral surface of the outer rotating body 2.
  • the inner rotating body 3 has a cylinder main body 3a and an outer cylinder portion 3b disposed outside the front end of the cylinder main body 3a.
  • a drive shaft S such as an alternator is fitted to the cylinder body 3a.
  • a support groove 3c is formed between the outer cylinder part 3b and the cylinder main body 3a. The inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 3b and the outer peripheral surface of the cylindrical main body 3a are connected via a groove bottom surface 3d of the support groove portion 3c.
  • a rolling bearing 6 is interposed between the inner peripheral surface of the rear end of the outer rotating body 2 and the outer peripheral surface of the cylinder main body 3a.
  • a sliding bearing 7 is interposed between the inner peripheral surface of the front end of the outer rotating body 2 and the outer peripheral surface of the outer cylindrical portion 3b.
  • the outer rotator 2 and the inner rotator 3 are connected by bearings 6 and 7 so as to be relatively rotatable.
  • a space 9 is formed between the outer rotating body 2 and the inner rotating body 3 and in front of the rolling bearing 6.
  • the spring 4 is accommodated in the space 9.
  • the space 9 is formed between the inner peripheral surface of the outer rotating body 2 and the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 3b, and the outer peripheral surface of the cylindrical main body 3a.
  • a protruding portion 2 c protruding inward in the radial direction is provided at a portion of the outer rotating body 2 located between the rolling bearing 6 and the space 9.
  • the inner diameter of the outer rotating body 2 decreases in two steps toward the rear.
  • the inner peripheral surface of the outer rotator 2 at the smallest inner diameter portion is referred to as a pressure contact surface 2a
  • the inner peripheral surface of the outer rotator 2 at the second smallest inner diameter portion is referred to as an annular surface 2b.
  • the inner diameter of the outer rotating body 2 at the pressure contact surface 2a is smaller than the inner diameter of the outer cylinder portion 3b.
  • the inner diameter of the outer rotating body 2 on the annular surface 2b is the same as or larger than the inner diameter of the outer cylindrical portion 3b.
  • the cylinder body 3a has a large outer diameter at the front end.
  • the outer peripheral surface of the inner rotating body 3 in this portion is referred to as a contact surface 3e.
  • the spring 4 is a torsion coil spring formed by spirally winding (coiling) a spring wire (spring wire) as shown in FIG.
  • the spring 4 is left-handed (counterclockwise from the front end 4a toward the rear end 4g).
  • the number of turns of the spring 4 is in the range of [M ⁇ 0.125] or more and M or less, and more preferably [M ⁇ 0.069] or more and M, where M is a natural number (for example, about 5 to 9). Within the following range.
  • the number of windings of the spring 4 means how many times the winding angle of the spring wire is 360 °.
  • the number of turns of the spring 4 is a natural number M
  • the angle at which the spring line is wound is M times 360 °
  • the number of overlapping spring lines is the natural number M regardless of the circumferential position of the spring 4.
  • the number K of the spring wires overlaps with the natural number M in the majority of the spring 4, but the number of the spring wires overlaps with a part of the spring 4.
  • K is one less than the natural number M [M ⁇ 1] or one more than the natural number M [M + 1].
  • the spring 4 has a constant diameter over the entire length in a state where no external force is applied.
  • the outer diameter of the spring 4 in a state where no external force is received is larger than the inner diameter of the outer rotating body 2 at the pressure contact surface 2a.
  • the spring 4 is accommodated in the space 9 in a state where the rear end side region 4c is reduced in diameter.
  • the outer peripheral surface of the rear end side region 4 c of the spring 4 is pressed against the pressure contact surface 2 a by the self-elastic restoring force in the diameter expansion direction of the spring 4.
  • the front end of the spring 4 is in contact with the contact surface 3e in a state where the diameter is slightly expanded. That is, in a state where the pulley structure 1 is stopped, the inner peripheral surface of the front end side region 4b of the spring 4 is pressed against the contact surface 3e.
  • the front end side region 4b is a region of one or more rounds (360 ° or more around the rotation axis) from the front end 4a of the spring 4.
  • the front end side region 4b is a region whose upper limit is about two turns from the front end 4a of the spring 4.
  • the diameter of the spring 4 is substantially constant over the entire length.
  • the outer peripheral surface of the rear end side region 4c of the spring 4 is pressed against the pressure contact surface 2a, and the inner peripheral surface of the front end side region 4b of the spring 4 is pressed against the contact surface 3e.
  • the posture of the spring 4 in a state compressed in the direction can be stabilized.
  • the spring 4 is compressed in the axial direction in a state where no external force is applied to the pulley structure 1 (that is, in a state in which the pulley structure 1 is stopped), and the axial end surface of the front end side region 4b of the spring 4 (
  • a part in the circumferential direction referred to as “front end surface 4 e” (range from the front end 4 a to a half or more and less than one round) contacts the groove bottom surface 3 d of the inner rotator 3, and the axial direction of the rear end side region 4 c of the spring 4
  • a part of the end surface (hereinafter referred to as “rear end surface 4 f”) in the circumferential direction (range from the rear end 4 g to about 1 ⁇ 4 circuit) is in contact with the front surface 2 c 1 of the protrusion 2 c of the outer rotator 2.
  • the compression rate in the axial direction of the spring 4 is, for example, about 20%.
  • the axial compression ratio of the spring 4 is the difference between the natural length of the spring 4 and the axial length of the spring 4 when no external force is applied to the pulley structure 1, and the natural length of the spring 4. Is the ratio.
  • a seating surface is formed on the front end surface 4e and the rear end surface 4f of the spring 4.
  • the ground surface is a plane that is formed by grinding and is orthogonal to the axial direction of the spring 4.
  • Each of the front end face 4e and the rear end face 4f is formed in a range of about 1/4 turn (90 °) in the circumferential direction from the ends 4a and 4g of the spring 4. In this way, by forming the back surface on the front end surface 4e and the rear end surface 4f of the spring 4, the posture of the spring 4 compressed in the axial direction can be stabilized.
  • the groove bottom surface 3 d is formed in a spiral shape so as to be in contact with the front end surface 4 e of the spring 4.
  • the groove bottom surface 3d of the support groove portion 3c and the front end surface 4e of the spring 4 are apparently in contact with each other in the circumferential direction, but in reality, a gap is generated in a part in the circumferential direction due to processing tolerance of parts.
  • the gap is a dimension (nominal dimension) that takes into account the machining tolerance of the part (for example, the aim of the axial gap) Value 0.35 mm).
  • position of the spring 4 compressed in the axial direction between the outer rotating body 2 and the inner rotating body 3 can be stabilized by forming the groove bottom surface 3d on the spiral surface. Further, by forming the groove bottom surface 3d in a spiral surface, the center axis of the spring 4 is eccentric or inclined with respect to the rotation axes of both rotating bodies due to external factors such as vibration, and the posture of the spring 4 is unstable. Can be suppressed.
  • the front surface 2c1 of the projecting portion 2c slides with the rear end surface 4f of the spring 4 as will be described later, and thus is not a spiral surface but a flat surface.
  • the second region 4b2 is located near the position 90 ° away from the front end 4a of the spring 4 around the rotation axis, and the portion closer to the front end 4a than the second region 4b2 is first.
  • the region 4b1 and the remaining part are referred to as a third region 4b3.
  • a region between the front end side region 4b and the rear end side region 4c of the spring 4 that is, a region that does not contact any of the pressure contact surface 2a and the contact surface 3e is defined as a free portion 4d.
  • a contact surface 3 f that faces the front end 4 a of the spring 4 in the circumferential direction of the inner rotator 3 is formed at the front end portion of the inner rotator 3.
  • a projection 3g is provided on the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 3b so as to protrude radially inward of the outer cylindrical portion 3b and face the outer peripheral surface of the front end side region 4b.
  • the protrusion 3g faces the second region 4b2.
  • the outer rotator 2 rotates relative to the inner rotator 3 in the forward direction (the arrow direction in FIGS. 2 and 3).
  • the rear end side region 4 c of the spring 4 moves together with the pressure contact surface 2 a and rotates relative to the inner rotating body 3.
  • the spring 4 is torsionally deformed (hereinafter referred to as “expanded deformation”) in the diameter expansion direction.
  • the pressure contact force of the rear end side region 4c of the spring 4 with respect to the pressure contact surface 2a increases as the twist angle in the diameter expansion direction of the spring 4 increases.
  • the second region 4b2 is most susceptible to torsional stress, and is separated from the contact surface 3e when the torsion angle in the diameter expansion direction of the spring 4 is increased. At this time, the first region 4b1 and the third region 4b3 are in pressure contact with the contact surface 3e. When the second region 4b2 moves away from the contact surface 3e, the outer peripheral surface of the second region 4b2 comes into contact with the protrusion 3g substantially simultaneously or when the torsion angle in the diameter increasing direction of the spring 4 is further increased.
  • the outer peripheral surface of the second region 4b2 abuts against the projection 3g, so that the diameter expansion deformation of the front end side region 4b is restricted, and the torsional stress is distributed to portions other than the front end side region 4b in the spring 4,
  • the torsional stress acting on the end side region 4c increases. Thereby, the difference in torsional stress acting on each part of the spring 4 is reduced, and strain energy can be absorbed by the spring 4 as a whole, so that local fatigue failure of the spring 4 can be prevented.
  • the pressure contact force of the third region 4b3 with respect to the contact surface 3e decreases as the torsion angle in the diameter expansion direction of the spring 4 increases.
  • the pressure contact force with respect to the contact surface 3e of the third region 4b3 becomes substantially zero.
  • the spring 4 is not bent (bent) near the boundary between the third region 4b3 and the second region 4b2, and the front end side region 4b is maintained in an arc shape. That is, the front end side region 4b is maintained in a shape that is easy to slide with respect to the protrusion 3g. Therefore, when the torsional angle of the spring 4 in the diameter increasing direction is increased and the torsional stress acting on the front end region 4b is increased, the front end region 4b is pressed against the protrusion 3g of the second region 4b2 and the first region 4b1.
  • the outer rotating body 2 slides in the circumferential direction against the protrusion 3g and the contact surface 3e against the pressing force against the contact surface 3e.
  • the front end 4a of the spring 4 presses the contact surface 3f, so that torque can be reliably transmitted between the outer rotator 2 and the inner rotator 3.
  • the third region 4b3 is separated from the contact surface 3e and is formed on the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 3b.
  • the second region 4b2 is not in contact with the protrusion 3g. Therefore, in this case, the effective number of turns of the spring 4 is large and the spring constant (inclination of the straight line shown in FIG. 4) is small as compared with the case where the twist angle in the diameter expansion direction of the spring 4 is less than ⁇ 1.
  • the outer rotating body 2 rotates relative to the inner rotating body 3 in the reverse direction (the direction opposite to the arrow direction in FIGS. 2 and 3).
  • the rear end side region 4 c of the spring 4 moves together with the pressure contact surface 2 a and rotates relative to the inner rotating body 3.
  • the spring 4 is torsionally deformed in the diameter reducing direction (hereinafter referred to as “diameter deformation”).
  • the pressure contact force with respect to the pressure contact surface 2a of the rear end side region 4c is slightly lower than that in the case where the torsion angle is zero.
  • the rear end side region 4c is in pressure contact with the pressure contact surface 2a. Further, the pressure contact force of the front end side region 4b with respect to the contact surface 3e is slightly increased as compared with the case where the twist angle is zero. When the torsion angle in the diameter reducing direction of the spring 4 is ⁇ 3 or more, the pressure contact force of the rear end side region 4c with respect to the pressure contact surface 2a is substantially zero, and the rear end side region 4c is Slide in the direction. Therefore, torque is not transmitted between the outer rotator 2 and the inner rotator 3 (see FIG. 5).
  • the torque Ts is preferably set to a torque that causes a slight diameter deformation (a diameter deformation greater than the torsion angle ⁇ 3) in the spring 4 rather than being set to zero.
  • the slip torque Ts is preferably set to be 1 N ⁇ m or more and 10 N ⁇ m or less (for example, about 3 N ⁇ m).
  • the clutch disengagement is limited to a specific driving travel pattern in which the rotational speed of the outer rotator 2 is smaller than the rotational speed of the inner rotator 3. It becomes like this.
  • the driving traveling pattern is such that the rotational speed of the outer rotating body 2 temporarily increases greatly and then decreases.
  • torque is transmitted from the outer rotator 2 to the inner rotator 3 so that the rotational speed of the inner rotator 3 increases.
  • the outer rotator 2 becomes slower than the inner rotator 3, and at this time, the clutch is disengaged.
  • the slip torque Ts is set to zero.
  • the disengagement of the clutch is not limited to a specific driving traveling pattern (for example, when the engine is started). Therefore, the frequency with which the pressure contact surface 2a (clutch engagement portion) and the spring 4 slide (slip) increases.
  • the slip torque Ts is set so as to be limited to a specific driving travel pattern, the frequency of sliding between the pressure contact surface 2a and the spring 4 decreases, and the pressure contact surface 2a. The wear of the portion sliding with the spring 4 can be suppressed.
  • the clutch disengagement is not limited to a specific driving travel pattern (for example, when the engine is started). If the slip torque Ts exceeds 10 N ⁇ m, the clutch may not be disengaged when the engine is started. If the clutch is not disengaged when the engine is started, the belt B wound around the outer rotating body 2 cannot be prevented from slipping, and in the worst case, the belt B may be detached from the outer rotating body 2.
  • the amount by which the rear end side region 4c of the spring 4 is reduced in diameter pressure contact with the clutch engaging surface. Force
  • the torque Ts is set to a torsional torque that causes the spring 4 to be slightly reduced in diameter.
  • the spring 4 is a coil spring type clutch and functions as a one-way clutch that transmits or blocks torque in one direction.
  • the spring 4 engages with each of the outer rotator 2 and the inner rotator 3, and the outer rotator 2 and the inner rotator 3. Torque is transmitted to and from.
  • the spring 4 slides with respect to the pressure contact surface 2 a to generate torque between the outer rotator 2 and the inner rotator 3. Do not communicate.
  • the coil spring 4B is a coil spring having a slightly smaller number of turns than the natural number M.
  • the coil spring 4C is a coil spring having a slightly larger number of turns than the natural number M. 6A to 6C, the left diagram is a view of the coil spring 4 as viewed from the front, and the right diagram is a diagram of the coil spring 4 as viewed from the side.
  • the number K of overlapping spring wires is the same M regardless of the position in the circumferential direction. Therefore, the coil spring 4A has a uniform compression rigidity regardless of the position in the circumferential direction, and the posture of the coil spring 4A in a compression load state is stable. Thereby, the moment of the force which inclines the coil spring 4A in one direction hardly acts on the part which contacts the press-contact surface 2a (clutch engagement part) of the coil spring 4A. As a result, the surface pressure applied to the pressure contact surface 2a from the coil spring 4A does not concentrate on a part, and there is almost no possibility that abnormal wear occurs on the pressure contact surface 2a.
  • the number K of overlapping spring lines is [M ⁇ 1] in a part of the circumferential direction, and the number K of overlapping spring lines is M in other parts.
  • the coil spring 4B has a larger variation in compression rigidity depending on the position in the circumferential direction than the coil spring 4A.
  • the region where the number K of overlapping spring wires is small is relatively narrow (in the case of 45 ° or less)
  • the portion where the number K of overlapping spring wires is large is wide, and this portion is the groove bottom surface 3d. And since it acts so that it may stretch with respect to the protrusion part 2c, the attitude
  • the moment of force that tends to tilt the coil spring 4B in one direction is unlikely to act on the portion of the coil spring 4B that contacts the pressure contact surface 2a.
  • the surface pressure applied to the pressure contact surface 2a from the coil spring 4B is less likely to concentrate on a part, and abnormal wear is unlikely to occur on the pressure contact surface 2a.
  • the number K of overlapping spring lines is [M + 1] in a part of the circumferential direction, and the number K of overlapping spring lines is M in other parts.
  • the portion having a large number K of overlapping spring wires acts so as to stretch against the groove bottom surface 3d and the protruding portion 2c in a compression load state. For this reason, a moment of force for inclining the coil spring 4C in one direction acts on a portion of the coil spring 4C that contacts the pressure contact surface 2a.
  • the surface pressure applied to the pressure contact surface 2a from the coil spring 4C is concentrated on a part, and abnormal wear may occur on a part of the pressure contact surface 2a.
  • Example 1 The pulley structure of Example 1 has the same configuration as that of the pulley structure 1 of the above-described embodiment, and the spring wire of the coil spring (4) is a spring oil temper wire (based on JIS G3560: 1994).
  • the spring wire was a trapezoidal wire, the inner diameter side axial length was 3.8 mm, the outer diameter side axial length was 3.6 mm, and the radial length was 5.0 mm.
  • the axial compression ratio of the coil spring (4) was about 20%.
  • the gap between the spring lines adjacent in the axial direction was 0.3 mm.
  • the strand fall of the coil spring was 0.7 degree. That is, the outer diameter side portion (outer diameter side surface) in the cross section of the spring wire is inclined by 0.7 ° with respect to the outer diameter reference line parallel to the central axis of the coil spring.
  • Examples 2 to 8 The pulley structures of Examples 2 to 8 have the same configuration as the pulley structure of Example 1 except for the number of turns of the coil spring.
  • the pulley structures of Comparative Examples 1 and 2 have the same configuration as the pulley structure of Example 1 except for the coil spring.
  • the coil spring of Comparative Example 1 has a larger number of turns than the coil spring of Example 1 by a length of 5 °.
  • the number of turns of the coil spring of Comparative Example 1 is 7.014.
  • the coil spring of the comparative example 2 shall have a small number of windings by the length of 50 degree with respect to the coil spring of Example 1.
  • FIG. As a result, the number of turns of the coil spring of Comparative Example 2 is 6.861 turns.
  • the natural length of the coil spring also increases / decreases as the number of turns of the coil spring increases / decreases. For this reason, the axial compression ratio (design value: about 20%) of the coil spring when the pulley structure is stopped is slightly different between the specimens. It is not something that gives a level.
  • the pulley structures of Examples 1 to 8 and Comparative Examples 1 and 2 were subjected to an abrasion resistance test using an engine bench tester 200 shown in FIGS. 7 (a) and 7 (b).
  • the engine bench test machine 200 is a test apparatus including an auxiliary drive system, a crank pulley 201 attached to a crankshaft 211 of an engine 210, an AC pulley 202 connected to an air conditioner / compressor (AC), a water pump. And a WP pulley 203 connected to (WP).
  • the pulley structures 100 of Examples 1 to 8 and Comparative Examples 1 and 2 are connected to a shaft 221 of an alternator (ALT) 220.
  • An auto tensioner (A / T) 204 is provided between the belt spans of the crank pulley 201 and the pulley structure 100.
  • the engine output is transmitted to the pulley structure 100, the WP pulley 203, and the AC pulley 202 from the crank pulley 201 via one belt (V-ribbed belt) 250 in a clockwise direction. Alternators, water pumps, air conditioners and compressors) are driven.
  • FIG. 7B illustration of the pulleys 202, 203, and 204 is omitted, and the connection between the pulley structure 100 and the crank pulley 201 via the belt 250 is shown.
  • the engine was started and stopped alternately. When the number of engine starts reached 500,000 times corresponding to the actual vehicle life, the test was terminated.
  • the engine operating time (time from start to stop) was set to 10 seconds.
  • the ambient temperature is a temperature that assumes the temperature in the thermostatic chamber surrounding the alternator, the pulley structure, and the crank pulley in the actual vehicle.
  • the number of rotations of the crankshaft at each engine start varied between 0 and 1800 rpm.
  • the coil spring alternately repeats engagement and sliding with respect to the pressure contact surface (2a) (hereinafter referred to as “clutch engagement portion”) of the outer rotating body (2).
  • the pulley structure 100 was disassembled, and the maximum wear depth of the clutch engaging portion (pressure contact surface) was measured.
  • the results are shown in Table 1 below and FIG.
  • the evaluation was x (failed).
  • the maximum wear depth of the clutch engaging portion (pressure contact surface) was 0.15 mm or less and exceeded 0.075 mm, it was evaluated as “good” (pass) as a problem-free level that could withstand practical use.
  • the maximum wear depth of the clutch engaging part (pressure contact surface) is 0.075 mm or less (pass / fail judgment level of 0.15 mm or less), it is evaluated as a problem-free level that can withstand sufficient margin for practical use. It was.
  • the number of turns of the coil spring is set to [M ⁇ 0.125] or more and It was found that it is preferable to be within the range of M or less (evaluation A to B). Furthermore, it has been found that the number of turns of the coil spring is more preferably in the range of [M ⁇ 0.069] or more and M or less (evaluation ⁇ ).
  • the pulley structure is configured such that the outer rotating body 2 includes the pressure contact surface 2a as the clutch engaging portion, but is not limited thereto.
  • the pulley structure may include a clutch engaging portion in which the inner rotating body 3 slides with the spring 4.
  • the spring 4 is configured to be in the disengaged state when it is torsionally deformed in the reduced diameter direction, but is not limited thereto.
  • the coil spring When the coil spring is torsionally deformed in the diameter expansion direction, it may be configured to be in a disengaged state by sliding with the outer rotating body or the inner rotating body.

Abstract

本発明は、外回転体（２）と、内回転体（３）と、前記外回転体（２）と前記内回転体（３）との間に設けられるコイルばね（４）と、を備え、前記コイルばね（４）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（２）及び前記内回転体（３）と係合してトルクを伝達し、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（２）又は前記内回転体（３）と摺動する係合解除状態となって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（４）の巻き数は、Ｍを自然数として［Ｍ－０．１２５］以上且つＭ以下の範囲内である、プーリ構造体（１）に関する。

Description

プーリ構造体
　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。
日本国特開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－０．１２５］以上且つＭ以下の範囲内である。
　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。
　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、前記コイルばねの巻き数は、［Ｍ－０．０６９］以上且つＭ以下の範囲内である。
　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３の態様に係るプーリ構造体は、第１又は第２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。
　＜実施例１＞
　実施例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２～８＞
　実施例２～８のプーリ構造体は、コイルばねの巻き数以外、実施例１のプーリ構造体と同じ構成とした。第２～第８実施例のコイルばね（４）は、それぞれ、実施例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、実施例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実施例８のコイルばね（４）の巻き数が６．８７５（＝７－０．１２５）巻きとなり、２５°分の長さだけ巻き数の少ない実施例５のコイルばね（４）の巻き数が６．９３１（＝７－０．０６９）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、実施例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、実施例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、実施例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１～８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１～８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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　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。
　本発明を詳細に、また特定の実施態様を参照して説明したが、本発明の精神と範囲を逸脱することなく、様々な変更や修正を加えることができることは、当業者にとって明らかである。
　本出願は、２０１７年４月１９日出願の日本特許出願２０１７－０８２４９５、及び２０１８年４月２日出願の日本特許出願２０１８－０７０９５６に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
　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 (3)

  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－０．１２５］以上且つＭ以下の範囲内である、プーリ構造体。
  2. 　前記コイルばねの巻き数は、［Ｍ－０．０６９］以上且つＭ以下の範囲内である、請求項１に記載のプーリ構造体。
  3. 　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又は２に記載のプーリ構造体。
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