JP2006038183A - Power transmission - Google Patents

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Tomoya Yamatani
知也 山谷
Hajime Watanabe
肇 渡邉
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a power transmission capable of efficiently absorbing rotation fluctuation. <P>SOLUTION: The power transmission carries out transmission of a rotation power between a pulley 2 (an outside ring) and a rotor shaft 3 (an inside ring). First and second annular ball races 8 and 9 are situated opposite to each other between the pulley 2 and the rotor shaft 3, and an engaging part is situated at each of opposite faces. The first annular ball race 8 are integrally rotated and axially displaceable, and a coil spring 13 is situated on the back side of the first annular ball race 8. The second annular ball race 9 is rotatable based on the rotor shaft 3 and axially displaceable. A friction clutch 14 makes clutch connection by means of energized elasticity of the coil spring 13 and enables integral rotation of the second annular ball race 9 and the rotor shaft 3 is situated on the back face side of the second ball race. The engaging part of the first annular ball race 8 consists of a circular slope 8b of a down grade along a given rotation direction and the engaging part of the second annular ball race 9 consists of a circular slope 9a of an up-grade. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、径方向内外に同心配置した２つの環体間で回転動力の伝達を行う動力伝達装置に関する。この種の動力伝達装置は、例えばエンジンのクランクシャフトやクランクシャフトからベルトを介して駆動される補機類に装備することができる。補機類には、例えば自動車のオルタネータ、エアコンディショナ用コンプレッサ、ウオーターポンプ、冷却ファンなどが挙げられる。   The present invention relates to a power transmission device that transmits rotational power between two annular bodies arranged concentrically inside and outside in the radial direction. This type of power transmission device can be installed in, for example, an engine crankshaft or accessories driven from the crankshaft via a belt. Examples of the auxiliary machines include an automobile alternator, an air conditioner compressor, a water pump, and a cooling fan.

自動車等の車両には、エンジンのクランクシャフトからベルトを介して駆動されるオルタネータ、エアコンディショナ用コンプレッサ、ウオーターポンプ、冷却ファン等の補機が装備されている。エンジンの回転動力をクランクシャフトからベルトを介して補機に伝達する場合、クランクシャフトの回転速度の変動に起因して、ベルトに滑りが起こって異音が発生する傾向となる。このことを、補機類の一つであるオルタネータを例にとって説明すると、エンジンの動作工程により、クランクシャフトは、その回転中、常にその回転速度に変動がある。一方、オルタネータのロータは、大きな回転慣性を有しているから、当該ロータには慣性トルクがかかっている。このため、オルタネータのロータを、回転速度の変動を伴うクランクシャフトで駆動すると、ベルトの緩み側と張り側とが交互に入れ替わって張力変動が発生する一方で、該ベルトには、ロータの慣性トルクがかかる結果、ベルトに滑りが起こって異音が発生したり、耐久性が低下したりする傾向となりやすい。   Vehicles such as automobiles are equipped with auxiliary equipment such as an alternator, an air conditioner compressor, a water pump, and a cooling fan that are driven from a crankshaft of an engine via a belt. When the rotational power of the engine is transmitted from the crankshaft to the auxiliary machine via the belt, the belt tends to slip due to fluctuations in the rotational speed of the crankshaft, and abnormal noise tends to be generated. This will be explained by taking an alternator as one of the auxiliary machines as an example. Due to the operation process of the engine, the rotation speed of the crankshaft always varies during the rotation. On the other hand, since the rotor of the alternator has a large rotational inertia, inertia torque is applied to the rotor. For this reason, when the alternator rotor is driven by a crankshaft with fluctuations in rotational speed, the slack side and the tension side of the belt are alternately switched to generate a fluctuation in tension, while the inertia torque of the rotor is applied to the belt. As a result, the belt tends to slip and generate abnormal noise, or the durability tends to decrease.

そのため、従来、オルタネータのロータ軸と、上記ベルトが巻き掛けられるプーリとの間に、動力伝達部材として一方向クラッチを用いた動力伝達装置が提案されている（特許文献１参照）。しかしながら、一方向クラッチ式の動力伝達装置では、入力回転の変動に応じて、クラッチの接続状態（動力伝達状態）と遮断状態（動力非伝達状態）とが繰り返され、動力伝達状態の間に動力非伝達状態が介在することになる。入力側の大きな回転変動に伴ってフリー状態からロック状態に切り換わる場合、くさび部材としてのころやスプラグが急激にかみ合うから、出力側の回転にも比較的大きな変動が現れ、回転変動の吸収効果が不充分である。
特開２００１−９０７５１号公報 Therefore, conventionally, a power transmission device using a one-way clutch as a power transmission member between a rotor shaft of an alternator and a pulley around which the belt is wound has been proposed (see Patent Document 1). However, in the one-way clutch type power transmission device, the clutch engagement state (power transmission state) and the cutoff state (power non-transmission state) are repeated according to the fluctuation of the input rotation, and the power is transmitted between the power transmission states. A non-transmission state is interposed. When switching from the free state to the locked state due to large rotational fluctuations on the input side, the rollers and sprags as the wedge members suddenly engage with each other, so relatively large fluctuations appear in the rotation on the output side, and the effect of absorbing rotational fluctuations Is insufficient.
JP 2001-90751 A

したがって、本発明により解決すべき課題は、回転変動を効率的に吸収可能な動力伝達装置を提供することである。   Therefore, the problem to be solved by the present invention is to provide a power transmission device that can efficiently absorb rotational fluctuations.

本発明による動力伝達装置は、径方向内外に同心配置した外側環体と内側環体との間で回転動力の伝達を行う動力伝達装置であって、上記両環体間に２つの第１，第２環状レースを対向配置するとともに互いの対向面それぞれに係合部を設け、第１環状レースを外側環体に回転一体でかつ軸方向変位可能とし、かつ、該第１環状レースの背面側にバネを配置するとともに、第２環状レースを内側環体に対して回転および軸方向変位可能とし、第２環状レースと内側環体との間に第２環状レース側からの押圧によりクラッチ接続して当該第２環状レースを内側環体に一体回転可能とする摩擦クラッチを配置するとともに、上記第１環状レース側の係合部を所定の回転方向に沿って上記バネの配置方向に降り勾配の円弧状斜面、上記第２環状レース側の係合部を同配置方向に昇り勾配の円弧状斜面で構成したことを特徴とするものである。   A power transmission device according to the present invention is a power transmission device that transmits rotational power between an outer ring and an inner ring that are concentrically arranged inside and outside in the radial direction. The second annular race is arranged opposite to each other, and an engaging portion is provided on each of the opposing surfaces, the first annular race is integrally rotatable with the outer annular body and axially displaceable, and the back side of the first annular race The second annular race is rotatable and axially displaceable with respect to the inner ring body, and the clutch is connected between the second annular race and the inner ring body by pressing from the second annular race side. And a friction clutch that allows the second annular race to rotate integrally with the inner annular body, and the engaging portion on the first annular race side is lowered in the spring arrangement direction along a predetermined rotational direction. Arc-shaped slope, second annular race The engagement portion of the side is characterized in that is constituted by arcuate slope gradient rises in the same orientation.

当該バネは、金属製だけでなく、樹脂製のバネも含む。上記バネは、コイルバネや皿バネだけでなく、バネとしての機能を備えたものであればその名称や形状を問わないものであり、例えば、弾性体と表現されても、バネ機能を備えていれば、本発明のバネに含むものと解釈される。   The spring includes not only a metal but also a resin spring. The spring is not limited to a coil spring or a disc spring, but may have any name and shape as long as it has a function as a spring. For example, even if it is expressed as an elastic body, it has a spring function. In other words, it is interpreted as being included in the spring of the present invention.

上記第２環状レースと内側環体との間に配置する摩擦クラッチには、後述する実施形態１のごとく、第２環状レースの背面側に設けた該第２環状レースとは別体の摩擦部材と、内側環体とは別体の摩擦部材とで構成する摩擦クラッチや、実施の形態２のごとく、第２環状レース自体からなる摩擦部材と、内側環体自体からなる摩擦部材とで構成する摩擦クラッチを含む。   The friction clutch disposed between the second annular race and the inner annular body includes a friction member that is separate from the second annular race provided on the back side of the second annular race, as in the first embodiment described later. And a friction clutch composed of a friction member separate from the inner ring body, and a friction member composed of the second annular race itself and a friction member composed of the inner ring body itself as in the second embodiment. Includes friction clutch.

本発明の動力伝達装置において、通常、摩擦クラッチはバネの弾力付勢により軽摩擦でクラッチ接続した状態にある。外側環体が駆動側であり、その回転が定常的である場合、外側環体の回転は、第１環状レースと、第２環状レースと、摩擦クラッチとを介して内側環体に伝わり、外側環体と内側環体とは同位相で回転する。   In the power transmission device of the present invention, the friction clutch is normally in a state where the clutch is engaged with light friction due to the spring force of the spring. When the outer ring is on the drive side and its rotation is steady, the rotation of the outer ring is transmitted to the inner ring via the first annular race, the second annular race, and the friction clutch, The ring and inner ring rotate in the same phase.

外側環体の回転が変動し、第１環状レースがその変動方向に回転すると、第１環状レースは、第２環状レースとの間に回転位相差を生じ、その円弧状斜面が第２環状レースの円弧状斜面を昇ることで、第２環状レースから離間し、バネ配置方向に変位する。これによって第１環状レースはバネを圧縮するが、バネの圧縮反作用がスラスト力として第１環状レースを第２環状レース方向に押す方向に作用し、このスラスト力によって、摩擦クラッチは深いクラッチ接続状態となる。   When the rotation of the outer annular body fluctuates and the first annular race rotates in the fluctuation direction, the first annular race creates a rotational phase difference with the second annular race, and the arcuate slope is the second annular race. By moving up the arcuate slope, the spring is separated from the second annular race and displaced in the spring arrangement direction. As a result, the first annular race compresses the spring, but the compression reaction of the spring acts as a thrust force in the direction of pushing the first annular race toward the second annular race, and this thrust force causes the friction clutch to be in a deep clutch connection state. It becomes.

この場合、外側環体の回転変動により、第１環状レースが軸方向に変位してバネを圧縮変形させるので、回転変動分のエネルギーは、第１環状レースの変位とバネの変形とに費消され、内側環体にはほとんど伝達されない。   In this case, since the first annular race is displaced in the axial direction due to the rotational fluctuation of the outer annular body, the spring is compressed and deformed, so the energy corresponding to the rotational fluctuation is consumed for the displacement of the first annular race and the deformation of the spring. It is hardly transmitted to the inner annulus.

一方、外側環体の回転が上記とは逆方向に変動するときは、第１環状レースの円弧状斜面は第２環状レースの円弧状斜面を下り、これによって、第１環状レースと第２環状レースとは互いに深く係合するので、第１環状レースには第２環状レースを摩擦クラッチ方向に押すスラスト力がほとんど作用しなくなり、摩擦クラッチはスリップ可能状態もしくはクラッチ遮断状態となる。その結果、第２環状レースは内側環体に対して空転し、外側環体の逆方向の回転変動は、内側環体に伝達されなくなる。   On the other hand, when the rotation of the outer annulus fluctuates in the opposite direction, the arcuate slope of the first annular race descends the arcuate slope of the second annular race, whereby the first annular race and the second annular race Since the races are deeply engaged with each other, the thrust force that pushes the second annular race in the direction of the friction clutch hardly acts on the first annular race, and the friction clutch is in a slippable state or a clutch disengaged state. As a result, the second annular race idles with respect to the inner ring, and the rotational fluctuation in the reverse direction of the outer ring is not transmitted to the inner ring.

本発明によれば、回転変動を効率的に吸収可能な動力伝達装置を提供することができる。   ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the power transmission device which can absorb rotation fluctuation efficiently can be provided.

以下、本発明を実施するうえで最良の形態を、添付した図面を参照して説明する。
（実施の形態１）
実施の形態１では、動力伝達装置を車両の補機に用いるプーリユニットに適用させている。図１はプーリユニットの全体構成を示す縦断側面図、図２は、同プーリユニット内の要部の斜視図である。 Hereinafter, the best mode for carrying out the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
(Embodiment 1)
In the first embodiment, the power transmission device is applied to a pulley unit used for an auxiliary machine of a vehicle. FIG. 1 is a longitudinal side view showing the overall configuration of the pulley unit, and FIG. 2 is a perspective view of a main part in the pulley unit.

これらの図を参照して、１はプーリユニットの全体を示す。プーリユニット１は、外側環体としてのプーリ２と、内側環体としてのロータ軸３とを備える。プーリ２は、外周側にエンジンのクランクシャフトに連動して回送されるベルト（図示省略）が巻き掛けられるプーリ溝２ａを有するとともに、内周側に軸方向直線状をなす雌のスプライン２ｂを備える。ロータ軸３は、プーリ２に対してその径方向内側に同心配置されている。転がり軸受４は、ロータ軸３をプーリ２に支持する深溝玉軸受であり、ロータ軸３の外周側の段部３ａと止め環５とにより軸方向不動に固定され、ロータ軸３に対してプーリ２の軸方向の位置決めをしている。プーリ２の鍔部２ｄの内周側とロータ軸３の外周側との間には、すべり軸受７が設けられている。このすべり軸受７は必須ではなく、これに代え微小隙間でもよい。また、すべり軸受７にシールを設けた構成とすることが好ましい。   Referring to these drawings, reference numeral 1 denotes the entire pulley unit. The pulley unit 1 includes a pulley 2 as an outer ring and a rotor shaft 3 as an inner ring. The pulley 2 has a pulley groove 2a around which a belt (not shown) that is fed in conjunction with the crankshaft of the engine is wound on the outer peripheral side, and a female spline 2b that forms an axial straight line on the inner peripheral side. . The rotor shaft 3 is arranged concentrically on the radially inner side with respect to the pulley 2. The rolling bearing 4 is a deep groove ball bearing that supports the rotor shaft 3 on the pulley 2. The rolling bearing 4 is fixed in the axial direction by a step portion 3 a on the outer peripheral side of the rotor shaft 3 and a retaining ring 5. 2 is positioned in the axial direction. A slide bearing 7 is provided between the inner peripheral side of the flange 2 d of the pulley 2 and the outer peripheral side of the rotor shaft 3. The slide bearing 7 is not essential, and a minute gap may be used instead. Moreover, it is preferable that the slide bearing 7 is provided with a seal.

そして、実施の形態１では、プーリ２とロータ軸３との間の環状空間６に第１と第２の環状レース８，９を軸方向に相対向して設けている。第１環状レース８は、外周面に、プーリ２の雌スプライン２ｂに嵌合する雄スプライン８ａを備え、プーリ２に対して互いのスプライン８ａ，２ｂで嵌合してプーリ２と一体回転可能、かつ軸方向変位可能になっている。第２環状レース９は、ロータ軸３に対して回転および軸方向変位可能になっている。第１，第２環状レース８，９においては互いの対向面に係合部を備える。   In the first embodiment, the first and second annular races 8 and 9 are provided in the annular space 6 between the pulley 2 and the rotor shaft 3 so as to face each other in the axial direction. The first annular race 8 is provided with a male spline 8a that fits on the female spline 2b of the pulley 2 on the outer peripheral surface, and can be integrally rotated with the pulley 2 by fitting with the spline 8a, 2b to the pulley 2. And it can be displaced in the axial direction. The second annular race 9 is rotatable and axially displaceable with respect to the rotor shaft 3. The first and second annular races 8 and 9 are provided with engaging portions on opposite surfaces.

第１環状レース８の係合部は、回転動力伝達の回転方向（図２の矢印イの方向）に沿って１８０度の円弧状をなし、かつ上記回転方向イに沿って、後述するコイルバネ１３の配置方向（図１および図２で右方）に対して降り勾配となる２つの円弧状斜面８ｂ，８ｂにより構成されている。第２環状レース９の係合部は、上記回転方向イに沿って１８０度の円弧状をなし、かつコイルバネ１３の配置方向に対して昇り勾配の２つの円弧状斜面９ａ，９ａにより構成されている。これらの円弧状斜面８ｂ，９ａには、それぞれ軌道溝８ｃ，９ｂが形成されている。これら軌道溝８ｃ，９ｂ間には、２つの保持器１０，１０それぞれに保持した複数の転動体１１，１１が介装されている。   The engaging portion of the first annular race 8 has an arc shape of 180 degrees along the rotation direction of the rotational power transmission (the direction of the arrow A in FIG. 2), and the coil spring 13 described later along the rotation direction A. Are formed by two arcuate slopes 8b, 8b having a descending gradient with respect to the arrangement direction (rightward in FIGS. 1 and 2). The engaging portion of the second annular race 9 is formed by two arcuate slopes 9a, 9a having an arc shape of 180 degrees along the rotational direction A and having an upward gradient with respect to the arrangement direction of the coil spring 13. Yes. On these arcuate slopes 8b and 9a, raceway grooves 8c and 9b are formed, respectively. Between these raceway grooves 8c and 9b, a plurality of rolling elements 11 and 11 held by the two cages 10 and 10 are interposed.

軌道溝８ｃ，９ｂと転動体１１，１１とは、回転動力の伝達上、必ずしも、必須となるものではなく、直接、円弧状斜面８ｂ，９ａ同士が接触して、互いの斜面を昇降するものとしてもよい。   The raceway grooves 8c and 9b and the rolling elements 11 and 11 are not necessarily indispensable for the transmission of rotational power, and the arcuate slopes 8b and 9a are in direct contact with each other to move up and down the slopes. It is good.

第１環状レース８には２つの円弧状斜面８ｂ，８ｂにより、互いから円周方向１８０度離れて２つの段壁部８ｄ，８ｄが形成されている。第２環状レース９にも、２つの円弧状斜面９ａ，９ａにより、互いから円周方向１８０度離れて２つの段壁部９ｃ，９ｃが形成されている。第１、第２環状レース８，９と、保持器１０と、転動体１１とにより、スラスト軸受１２が構成されている。   The first annular race 8 is formed with two step wall portions 8d and 8d separated from each other by 180 degrees in the circumferential direction by two arcuate slopes 8b and 8b. Also in the second annular race 9, two step wall portions 9c, 9c are formed by two arcuate slopes 9a, 9a, which are 180 degrees apart from each other in the circumferential direction. A thrust bearing 12 is configured by the first and second annular races 8 and 9, the cage 10 and the rolling element 11.

第１環状レース８の背面側（第２環状レース９と向き合う面とは反対側の面）とプーリ２の鍔部２ｄの内側面との間にはコイルバネ１３が配置されている。このコイルバネ１３は、第１環状レース８を、第２環状レース９の側に押圧する弾力を付勢する。   A coil spring 13 is disposed between the back surface side of the first annular race 8 (the surface opposite to the surface facing the second annular race 9) and the inner surface of the flange 2d of the pulley 2. The coil spring 13 biases the elasticity that presses the first annular race 8 toward the second annular race 9.

第２環状レース９と転がり軸受４との間には、摩擦クラッチ１４が配置されている。摩擦クラッチ１４は、第２環状レース９側の第１摩擦部材１４ａと、転がり軸受４側の第２摩擦部材１４ｂとから構成されている。両摩擦部材１４ａ，１４ｂは軸方向に向き合っている。両摩擦部材１４ａ，１４ｂの軸方向で向き合う面は、摩擦クラッチ面１４ａ１，１４ｂ１を構成する。摩擦クラッチ１４は、コイルバネ１３の付勢弾力により、第１摩擦部材１４ａが第２環状レース９とともに転がり軸受４の配置方向に押されてその摩擦クラッチ面１４ａ１が第２摩擦部材１４ｂの摩擦クラッチ面１４ｂ１と摩擦接触するように押圧されており、通常は、第１摩擦部材１４ａと第２摩擦部材１４ｂとが比較的小さい摩擦力で接触し、浅いクラッチ接続状態を維持するようになっている。   A friction clutch 14 is disposed between the second annular race 9 and the rolling bearing 4. The friction clutch 14 includes a first friction member 14a on the second annular race 9 side and a second friction member 14b on the rolling bearing 4 side. Both friction members 14a and 14b face each other in the axial direction. The surfaces of the friction members 14a and 14b facing each other in the axial direction constitute the friction clutch surfaces 14a1 and 14b1. In the friction clutch 14, the first friction member 14 a is pushed together with the second annular race 9 in the arrangement direction of the rolling bearing 4 by the biasing elasticity of the coil spring 13, and the friction clutch surface 14 a 1 is the friction clutch surface of the second friction member 14 b. The first friction member 14a and the second friction member 14b are normally brought into contact with each other with a relatively small frictional force so as to maintain a shallow clutch engagement state.

図３および図４を参照して、プーリユニット１の動作を説明する。図３は、摩擦クラッチ１４が深いクラッチ接続状態にあるときのプーリユニット１の縦断側面図で、第１環状レース８と第２環状レース９との展開図を併せて図示している。図４は、摩擦クラッチ１４がスリップ可能状態にあるときのプーリユニット１の縦断側面図で、第１環状レース８と第２環状レース９との展開図を併せて図示している。   The operation of the pulley unit 1 will be described with reference to FIGS. 3 and 4. FIG. 3 is a longitudinal side view of the pulley unit 1 when the friction clutch 14 is in the deep clutch connection state, and also shows a development view of the first annular race 8 and the second annular race 9. FIG. 4 is a longitudinal side view of the pulley unit 1 when the friction clutch 14 is in a slippable state, and shows a development view of the first annular race 8 and the second annular race 9 together.

プーリ２の回転が定常的である場合、摩擦クラッチ１４は、コイルバネ１３の付勢弾力により、浅いクラッチ接続状態になっており、プーリ２の回転は、第１環状レース８と、第２環状レース９と、摩擦クラッチ１４とを介してロータ軸３に伝わり、プーリ２とロータ軸３とは同位相で回転する。   When the rotation of the pulley 2 is steady, the friction clutch 14 is in a shallow clutch connection state due to the biasing elasticity of the coil spring 13, and the rotation of the pulley 2 is performed by the first annular race 8 and the second annular race. 9 and the friction clutch 14 are transmitted to the rotor shaft 3, and the pulley 2 and the rotor shaft 3 rotate in the same phase.

ここでまず、プーリ２の回転が一方向に変動し、第１環状レース８がその変動方向に回転すると、第１環状レース８と第２環状レース９との間に回転位相差を生じ、図３で示すように、第１環状レース８の円弧状斜面８ｂの最高部（第２環状レース９の側に突出した部分）が、第２環状レース９の円弧状斜面９ａの最高部（第１環状レース８の側に突出した部分）にまで昇り、第１環状レース８は、第２環状レース９からコイルバネ１３方向に離れてきて、コイルバネ１３を圧縮し、これとともに、第１環状レース８は、コイルバネ１３の圧縮反作用（スラスト力）により第２環状レース９方向に押される。これによって、摩擦クラッチ１４の第１摩擦部材１４ａは、第２摩擦部材１４ｂに圧接し、摩擦クラッチ１４は、深いクラッチ接続状態になる。   First, when the rotation of the pulley 2 fluctuates in one direction and the first annular race 8 rotates in the fluctuating direction, a rotational phase difference is generated between the first annular race 8 and the second annular race 9. 3, the highest portion of the arcuate slope 8 b of the first annular race 8 (the portion protruding toward the second annular race 9) is the highest portion of the arcuate slope 9 a of the second annular race 9 (first The first annular race 8 moves away from the second annular race 9 toward the coil spring 13 and compresses the coil spring 13, and together with this, the first annular race 8 The coil spring 13 is pushed in the direction of the second annular race 9 by the compression reaction (thrust force). As a result, the first friction member 14a of the friction clutch 14 comes into pressure contact with the second friction member 14b, and the friction clutch 14 enters a deep clutch engagement state.

この場合、プーリ２の回転変動により、第１環状レース８が軸方向に変位してコイルバネ１３を圧縮変形させる。プーリ２の回転変動分のエネルギーは、コイルバネ１３に吸収され、ロータ軸３にはほとんど伝達されない。   In this case, the first annular race 8 is displaced in the axial direction due to fluctuations in the rotation of the pulley 2 and compressively deforms the coil spring 13. The energy corresponding to the rotational fluctuation of the pulley 2 is absorbed by the coil spring 13 and hardly transmitted to the rotor shaft 3.

次に、プーリ２の回転が上記とは逆方向に変動するときは、図４に示すように、第１環状レース８の円弧状斜面８ｂは第２環状レース９の円弧状斜面９ａを下り、これによって、第１環状レース８と第２環状レース９とは軸方向に互いに深く係合することになり、第１環状レース８の段壁部８ｄが第２環状レース９の段壁部９ｃに係合して、第１環状レース８が第２環状レース９を同方向に回転させることになるが、第１環状レース８の背面側ではコイルバネ１３が伸長した状態にあって、第１環状レース８を介して第２環状レース９を摩擦クラッチ１４の側に押すスラスト力が作用しなくなっており、摩擦クラッチ１４はスリップもしくはクラッチ遮断状態となる。その結果、第２環状レース９はロータ軸３に対して空転し、プーリ２の逆方向の回転変動は、ロータ軸３に伝達されなくなる。   Next, when the rotation of the pulley 2 fluctuates in the opposite direction, the arcuate slope 8b of the first annular race 8 descends the arcuate slope 9a of the second annular race 9, as shown in FIG. As a result, the first annular race 8 and the second annular race 9 are deeply engaged with each other in the axial direction, and the step wall portion 8d of the first annular race 8 is brought into contact with the step wall portion 9c of the second annular race 9. The first annular race 8 is engaged and rotates the second annular race 9 in the same direction. On the back side of the first annular race 8, the coil spring 13 is in an extended state, and the first annular race 8 The thrust force that pushes the second annular race 9 toward the friction clutch 14 via 8 no longer acts, and the friction clutch 14 enters a slip or clutch disengaged state. As a result, the second annular race 9 idles with respect to the rotor shaft 3, and the rotational fluctuation in the reverse direction of the pulley 2 is not transmitted to the rotor shaft 3.

このようにして実施の形態１のプーリユニット１では、プーリ２のいずれの方向の回転変動もロータ軸３には伝達されず、回転変動に伴うベルトへの急激なテンションの作用が防止される。   In this manner, in the pulley unit 1 according to the first embodiment, the rotational fluctuation in any direction of the pulley 2 is not transmitted to the rotor shaft 3, and the action of a rapid tension on the belt accompanying the rotational fluctuation is prevented.

（実施の形態２）
上記した両摩擦部材１４ａ，１４ｂの摩擦クラッチ面１４ａ１，１４ｂ１は、軸方向に垂直な面であるために、プーリ２の回転速度や回転トルクの状態、ロータ軸３の慣性トルクの状態によっては、回転動力の伝達上、両摩擦部材１４ａ，１４ｂの互いの摩擦クラッチ面１４ａ１，１４ｂ１を強く接触させることが必要な場合も起こり得る。しかしながら、高い摩擦係数を提供できる材質の選定や、摩擦クラッチ面１４ａ１，１４ｂ１の形成等にコストがかかるなど、設計製作上における面倒さが要求されることも考えられる。そこで、実施の形態２においては、実施の形態１の摩擦クラッチ構成を改良したプーリユニット１を提供するものである。 (Embodiment 2)
Since the friction clutch surfaces 14a1 and 14b1 of the friction members 14a and 14b described above are surfaces perpendicular to the axial direction, depending on the rotational speed and rotational torque of the pulley 2 and the inertial torque of the rotor shaft 3, In some cases, it is necessary to strongly contact the friction clutch surfaces 14a1 and 14b1 of the friction members 14a and 14b in order to transmit the rotational power. However, it is conceivable that troublesomeness in designing and manufacturing is required, such as the selection of a material that can provide a high friction coefficient and the cost of forming the friction clutch surfaces 14a1 and 14b1. Therefore, in the second embodiment, a pulley unit 1 in which the friction clutch configuration of the first embodiment is improved is provided.

図５および図６を参照して、実施形態２のプーリユニット１を説明する。図５は、クラッチ遮断もしくはスリップ可能状態にある実施の形態２のプーリユニット１を、また、図６は深いクラッチ接続状態にある実施の形態２のプーリユニット１を示す。   With reference to FIG. 5 and FIG. 6, the pulley unit 1 of Embodiment 2 is demonstrated. FIG. 5 shows the pulley unit 1 of the second embodiment in a clutch disengaged or slippable state, and FIG. 6 shows the pulley unit 1 of the second embodiment in a deep clutch engaged state.

実施の形態２のプーリユニット１は、実施の形態１の摩擦クラッチ１４の構成に代えて、第２環状レース９それ自体の内周面とロータ軸３それ自体の外周面とに摩擦クラッチ１４１を設けたことに特徴を有する。以下、この特徴を含め実施の形態２のプーリユニット１を説明する。なお、実施の形態２においては、第１環状レース８と第２環状レース９との対向面の形状は実施の形態１のそれらと同様であるから、この対向面に関しては図２を参照することにし、実施の形態２においては改めての図示は省略する。また、図５および図６において、図１および図２と類似ないし対応する部分には同一の符号を付している。   In the pulley unit 1 of the second embodiment, instead of the configuration of the friction clutch 14 of the first embodiment, the friction clutch 141 is provided on the inner peripheral surface of the second annular race 9 itself and the outer peripheral surface of the rotor shaft 3 itself. It is characterized by the provision. Hereinafter, the pulley unit 1 of Embodiment 2 including this feature will be described. In the second embodiment, the shape of the opposing surfaces of the first annular race 8 and the second annular race 9 is the same as those of the first embodiment, so refer to FIG. 2 for the opposing surfaces. In the second embodiment, a further illustration is omitted. 5 and FIG. 6, parts that are similar to or correspond to those in FIG. 1 and FIG.

図５および図６を参照して、１はプーリユニットの全体を示す。実施の形態２に係るプーリユニット１は、外側環体としてのプーリ２と、内側環体としてのロータ軸３とを備える。プーリ２は、ベルトが巻き掛けられるプーリ溝２ａを有するとともに、内周側に軸方向直線状をなす雌のスプライン２ｂを備える。ロータ軸３は、プーリ２に対してその径方向内側に同心配置されている。転がり軸受４は、ロータ軸３をプーリ２に支持する深溝玉軸受であり、ロータ軸３の外周側の段部３ａと止め環５とにより軸方向不動に固定され、ロータ軸３に対してプーリ２の軸方向の位置決めをしている。プーリ２の内周側に該プーリ２とは別体である環状スペーサ２ｄ１が設けられている。この環状スペーサ２ｄ１の内周側とロータ軸３の外周側との間には、すべり軸受７が設けられている。環状スペーサ２ｄ１はプーリ２と一体として、実施の形態１と同様の鍔部２ｄの構成としてもよい。実施の形態１と同様に、すべり軸受７は必須ではなく、すべり軸受７を設けず、微小隙間のままとしてもよい。環状スペーサ２ｄ１の外面にはプーリユニット１の内部を密封するためのシール２ｄ２が設けられている。   Referring to FIGS. 5 and 6, reference numeral 1 denotes the entire pulley unit. The pulley unit 1 according to the second embodiment includes a pulley 2 as an outer ring and a rotor shaft 3 as an inner ring. The pulley 2 includes a pulley groove 2a around which the belt is wound, and a female spline 2b that forms an axial linear shape on the inner peripheral side. The rotor shaft 3 is arranged concentrically on the radially inner side with respect to the pulley 2. The rolling bearing 4 is a deep groove ball bearing that supports the rotor shaft 3 on the pulley 2. The rolling bearing 4 is fixed in the axial direction by a step portion 3 a on the outer peripheral side of the rotor shaft 3 and a retaining ring 5. 2 is positioned in the axial direction. An annular spacer 2 d 1, which is a separate body from the pulley 2, is provided on the inner peripheral side of the pulley 2. A sliding bearing 7 is provided between the inner peripheral side of the annular spacer 2d1 and the outer peripheral side of the rotor shaft 3. The annular spacer 2d1 may be integrated with the pulley 2 and may have a configuration of the flange portion 2d similar to that of the first embodiment. As in the first embodiment, the sliding bearing 7 is not essential, and the sliding bearing 7 may not be provided and the minute gap may be left as it is. A seal 2d2 for sealing the inside of the pulley unit 1 is provided on the outer surface of the annular spacer 2d1.

そして、実施の形態２では、実施の形態１と同様に、プーリ２とロータ軸３との間の環状空間６に２つの第１、第２環状レース８，９を軸方向に相対向して設けている。第１環状レース８は、外周面に、プーリ２の雌スプライン２ｂに嵌合する雄スプライン８ａを備え、プーリ２に対して互いのスプライン８ａ，２ｂで嵌合してプーリ２と一体回転可能かつ軸方向変位可能になっている。第２環状レース９は、ロータ軸３に対して回転および軸方向変位可能になっている。第１，第２環状レース８，９においては互いの軸方向対向面に係合部を備える。   In the second embodiment, as in the first embodiment, the two first and second annular races 8 and 9 are opposed to each other in the axial direction in the annular space 6 between the pulley 2 and the rotor shaft 3. Provided. The first annular race 8 is provided with a male spline 8a fitted to the female spline 2b of the pulley 2 on the outer peripheral surface, and can be integrally rotated with the pulley 2 by being fitted to the pulley 2 by the splines 8a and 2b. Axial displacement is possible. The second annular race 9 is rotatable and axially displaceable with respect to the rotor shaft 3. The first and second annular races 8 and 9 are provided with engaging portions on the surfaces facing each other in the axial direction.

ここで、第１、第２環状レース８，９の対向面、係合部の形状は、上述した図２に示した形状と同様であるので、その図示を省略している。ただし、コイルバネ１３は、実施の形態２では皿バネ１３１として説明する。   Here, since the shape of the opposing surfaces of the first and second annular races 8 and 9 and the shape of the engaging portion is the same as the shape shown in FIG. 2 described above, the illustration thereof is omitted. However, the coil spring 13 will be described as a disc spring 131 in the second embodiment.

図２をそのまま参照して、第１環状レース８の係合部は、回転動力伝達の回転方向に沿って１８０度の円弧状をなし、かつ軸方向複数の皿バネ１３１の配置方向に対して降り勾配となる２つの円弧状斜面８ｂ，８ｂにより構成されている。第２環状レース９の係合部は、上記回転方向に沿って１８０度の円弧状をなし、かつ皿バネ１３１の配置方向に対して昇り勾配の２つの円弧状斜面９ａ，９ａにより構成されている。これらの円弧状斜面８ｂ，９ａには、それぞれ軌道溝８ｃ，９ｂが形成されている。これら軌道溝８ｃ，９ｂ間には、保持器１０，１０それぞれに保持した複数の転動体１１，１１が介装されている。   Referring to FIG. 2 as it is, the engaging portion of the first annular race 8 has an arc shape of 180 degrees along the rotational direction of the rotational power transmission, and with respect to the arrangement direction of the plurality of disc springs 131 in the axial direction. It is composed of two arcuate slopes 8b and 8b that are descending slopes. The engaging portion of the second annular race 9 has an arc shape of 180 degrees along the rotational direction, and is configured by two arc-shaped inclined surfaces 9a and 9a having an upward gradient with respect to the direction in which the disc spring 131 is arranged. Yes. On these arcuate slopes 8b and 9a, raceway grooves 8c and 9b are formed, respectively. A plurality of rolling elements 11 and 11 held by the cages 10 and 10 are interposed between the raceway grooves 8c and 9b.

軌道溝８ｃ，９ｂと転動体１１，１１は、回転動力の伝達上、必ずしも、必須となるものではなく、直接、円弧状斜面８ｂ，９ａ同士が接触して互いの斜面を昇降するものとしてもよい。第１環状レース８には２つの円弧状斜面８ｂ，８ｂにより、互いから円周方向１８０度離れて２つの段壁部８ｄ，８ｄが形成されている。第２環状レース９にも２つの円弧状斜面９ａ，９ａにより、互いから円周方向１８０度離れて２つの段壁部９ｃ，９ｃが形成される。第１、第２環状レース８，９と、保持器１０と、転動体１１とにより、スラスト軸受１２が構成されている。   The raceway grooves 8c and 9b and the rolling elements 11 and 11 are not necessarily indispensable for the transmission of rotational power, and the arcuate slopes 8b and 9a may directly contact each other to move up and down the slopes. Good. The first annular race 8 is formed with two step wall portions 8d and 8d separated from each other by 180 degrees in the circumferential direction by two arcuate slopes 8b and 8b. The second annular race 9 also has two stepped wall portions 9c and 9c that are separated from each other by 180 degrees in the circumferential direction by two arc-shaped inclined surfaces 9a and 9a. A thrust bearing 12 is configured by the first and second annular races 8 and 9, the cage 10 and the rolling element 11.

そして、第１環状レース８の背面側（第２環状レース９と向き合う面とは反対側の面）とプーリ２の鍔部２ｄの内側面との間には複数の皿バネ１３１が軸方向に並んで配置されている。実施形態２では、皿バネ１３１に代えて図１に示したコイルバネ１３を用いてもよい。   A plurality of disc springs 131 are arranged in the axial direction between the back surface side of the first annular race 8 (the surface opposite to the surface facing the second annular race 9) and the inner surface of the flange 2d of the pulley 2. They are arranged side by side. In the second embodiment, the coil spring 13 shown in FIG. 1 may be used instead of the disc spring 131.

以上の構成において、実施の形態２においては、第２環状レース９の内周面が環状スペーサ２ｄ１の方向に向けて漸次に拡径した摩擦クラッチ面９ｄを構成し、ロータ軸３の外周面が第２環状レース９の方向に向けて漸次に縮径した摩擦クラッチ面３ｄを構成し、両摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄにより摩擦クラッチ１４１が構成されている。   In the above configuration, in the second embodiment, the inner peripheral surface of the second annular race 9 constitutes the friction clutch surface 9d whose diameter gradually increases in the direction of the annular spacer 2d1, and the outer peripheral surface of the rotor shaft 3 is A friction clutch surface 3d that is gradually reduced in diameter toward the second annular race 9 is formed, and the friction clutch 141 is formed by both friction clutch surfaces 9d and 3d.

この場合、第２環状レース９は一方の摩擦部材を構成し、ロータ軸３は、他方の摩擦部材を構成する。摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄは、軸方向に対して角度の付いた斜面構成となっている。この摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄには、所要の摩擦係数を有する摩擦シートを設けてもよいし、第２環状レース９とロータ軸３それぞれの材質そのものの摩擦係数を用いた摩擦クラッチ面としてもよい。摩擦シートを省略することができる理由としては、実施形態２では、実施形態１とは異なり、両摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄが斜面構成となっていて、クラッチ接続時には、摩擦クラッチ面９ｄが摩擦クラッチ面３ｄにくさび状に食い込んで強いロック力が作用するからである。摩擦シートを設けない場合は、上記ロック力が作用するとしても、両摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄの表面を粗くするなどして摩擦係数を調整して、そのロック力を強化してもよい。   In this case, the second annular race 9 constitutes one friction member, and the rotor shaft 3 constitutes the other friction member. The friction clutch surfaces 9d and 3d have a slope configuration with an angle with respect to the axial direction. The friction clutch surfaces 9d and 3d may be provided with a friction sheet having a required friction coefficient, or may be a friction clutch surface using the friction coefficients of the materials of the second annular race 9 and the rotor shaft 3 themselves. . The reason why the friction sheet can be omitted is that, in the second embodiment, unlike the first embodiment, both friction clutch surfaces 9d and 3d are inclined, and when the clutch is engaged, the friction clutch surface 9d is a friction clutch. This is because a strong locking force acts on the surface 3d in a wedge shape. When no friction sheet is provided, the locking force may be strengthened by adjusting the friction coefficient by roughening the surfaces of the friction clutch surfaces 9d and 3d, even if the locking force is applied.

以上の構成を備えた実施の形態２のプーリユニット１における第１環状レース８と第２環状レース９の基本の動作は、実施の形態１のそれと同様である。   The basic operations of the first annular race 8 and the second annular race 9 in the pulley unit 1 of the second embodiment having the above configuration are the same as those of the first embodiment.

すなわち、図３および図４を参照して、その動作を説明すると、プーリ２の回転が変動し、第１環状レース８と第２環状レース９との間に回転位相差を生じ、第１環状レース８の円弧状斜面８ｂの最高部が第２環状レース９の円弧状斜面９ａの最低部に臨むようになると、皿バネ１３１は圧縮されず、摩擦クラッチ１４１を構成する第２環状レース９の摩擦クラッチ面９ｄとロータ軸３の摩擦クラッチ面３ｄとはスリップ可能状態もしくはクラッチ遮断状態になり、プーリ２の回転変動はロータ軸３にほとんど伝達されない。   That is, the operation will be described with reference to FIGS. 3 and 4. The rotation of the pulley 2 fluctuates, and a rotational phase difference is generated between the first annular race 8 and the second annular race 9. When the highest part of the arcuate slope 8b of the race 8 reaches the lowest part of the arcuate slope 9a of the second annular race 9, the disc spring 131 is not compressed, and the second annular race 9 constituting the friction clutch 141 is not compressed. The friction clutch surface 9d and the friction clutch surface 3d of the rotor shaft 3 are in a slippable state or a clutch disengaged state, and the rotational fluctuation of the pulley 2 is hardly transmitted to the rotor shaft 3.

次に、プーリ２の回転が上記とは逆方向に変動すると、第１環状レース８の円弧状斜面８ｂの最高部が第２環状レース９の円弧状斜面９ａの最高部にまで昇り、第１環状レース８は、第２環状レース９から皿バネ１３１方向に離れてきて、皿バネ１３１は圧縮され、これとともに、第１環状レース８は、皿バネ１３１の圧縮反作用（スラスト力）により第２環状レース９方向に押される。これによって、第２環状レース９の内周面に形成した摩擦クラッチ面９ｄとロータ軸３の外周面に形成した摩擦クラッチ面３ｄとが圧接して、摩擦クラッチ１４１は深いクラッチ状態になる。この場合、プーリ２が回転変動しても、その回転変動は、皿バネ１３１により吸収されて、ロータ軸３には伝達されない。   Next, when the rotation of the pulley 2 fluctuates in the opposite direction, the highest part of the arcuate slope 8b of the first annular race 8 rises to the highest part of the arcuate slope 9a of the second annular race 9, and the first The annular race 8 moves away from the second annular race 9 in the direction of the disc spring 131, and the disc spring 131 is compressed. At the same time, the first annular race 8 receives the second reaction due to the compression reaction (thrust force) of the disc spring 131. It is pushed in the direction of the annular race 9. As a result, the friction clutch surface 9d formed on the inner peripheral surface of the second annular race 9 and the friction clutch surface 3d formed on the outer peripheral surface of the rotor shaft 3 are pressed against each other, and the friction clutch 141 enters a deep clutch state. In this case, even if the pulley 2 varies in rotation, the rotation variation is absorbed by the disc spring 131 and is not transmitted to the rotor shaft 3.

以上の構成を備えた実施の形態２のプーリユニット１においては、摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄそれぞれを軸方向に対して角度をつけた斜面とし、互いに対して軸方向斜め向きに対向する構造としているので、両摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄが、互いに対してくさび状に係合できるので、低い摩擦係数の材質であっても、強い摩擦係合力を確保できるようになり、また、このことにより、材質の選定範囲が広くなり、それだけ、設計製作が容易化する。さらに、摩擦クラッチ面９ｄ，３ｄにおけるその斜面の角度を調整するだけで、容易に、プーリユニット１における動力伝達トルクの調整を行うことができる。さらにはまた、その斜面の角度を調整することにより、各種の動力伝達トルクを有するプーリユニットに適用することができるようになり、汎用性の高いプーリユニット１を提供できるものとなる。   In the pulley unit 1 according to the second embodiment having the above-described configuration, the friction clutch surfaces 9d and 3d are inclined surfaces that are angled with respect to the axial direction, and are opposed to each other in an obliquely axial direction. Therefore, since both the friction clutch surfaces 9d and 3d can be engaged with each other in a wedge shape, a strong frictional engagement force can be secured even with a material having a low friction coefficient. The selection range becomes wider, and the design and manufacture becomes easier. Furthermore, the power transmission torque in the pulley unit 1 can be easily adjusted simply by adjusting the angle of the inclined surfaces of the friction clutch surfaces 9d and 3d. Furthermore, by adjusting the angle of the inclined surface, it can be applied to a pulley unit having various power transmission torques, and the highly versatile pulley unit 1 can be provided.

本発明の実施の形態１に係るプーリユニットの縦断側面図1 is a longitudinal side view of a pulley unit according to Embodiment 1 of the present invention. 図１の要部であるスラスト軸受の斜視図The perspective view of the thrust bearing which is the principal part of FIG. 摩擦クラッチが深いクラッチ接続状態にあるときのプーリユニットの縦断側面図で、第１と第２の環状レースの展開図を併せて図示している。It is a vertical side view of the pulley unit when the friction clutch is in the deep clutch connection state, and also shows a development view of the first and second annular races. 摩擦クラッチがスリップ可能状態にあるときのプーリユニットの縦断側面図で、第１と第２の環状レースの展開図を併せて図示している。It is a vertical side view of the pulley unit when the friction clutch is in a slippable state, and also shows development views of the first and second annular races. 実施の形態２に係るプーリユニットの縦断側面図で、摩擦クラッチがスリップ可能となっている状態を示している。In the longitudinal side view of the pulley unit which concerns on Embodiment 2, the state which the friction clutch can slip is shown. 実施の形態２に係る縦断側面図で、深いクラッチ接続状態を示している。In the longitudinal side view which concerns on Embodiment 2, the deep clutch connection state is shown.

符号の説明Explanation of symbols

１ プーリユニット（動力伝達装置）
２ プーリ（外側環体）
３ ロータ軸（内側環体）
５ プーリのスプライン
８ 第１環状レース
８ａ 第１環状レースの円弧状斜面
９ 第２環状レース
９ｂ 第２環状レースの円弧状斜面
１３ コイルバネ
１４ 摩擦クラッチ
１４ａ，１４ｂ 摩擦部材 1 Pulley unit (power transmission device)
2 Pulley (outer ring)
3 Rotor shaft (inner ring)
5 pulley spline 8 first annular race 8a arcuate slope 9 of the first annular race second annular race 9b arcuate slope 13 of the second annular race 13 coil spring 14 friction clutch 14a, 14b friction member

Claims (1)

径方向内外に同心配置した外側環体と内側環体との間で回転動力の伝達を行う動力伝達装置であって、
上記両環体間に２つの第１，第２環状レースを対向配置するとともに、互いの対向面それぞれに係合部を設け、第１環状レースを外側環体に回転一体でかつ軸方向変位可能とし、かつ、該第１環状レースの背面側にバネを配置するとともに、第２環状レースを内側環体に対して回転および軸方向変位可能とし、
第２環状レースと内側環体との間に第２環状レース側からの押圧によりクラッチ接続して当該第２環状レースを内側環体に一体回転可能とする摩擦クラッチを配置するとともに、上記第１環状レース側の係合部を所定の回転方向に沿って上記バネの配置方向に降り勾配の円弧状斜面、上記第２環状レース側の係合部を同配置方向に昇り勾配の円弧状斜面で構成した、ことを特徴とする動力伝達装置。 A power transmission device that transmits rotational power between an outer ring and an inner ring arranged concentrically inside and outside in a radial direction,
Two first and second annular races are arranged opposite to each other between the two annular bodies, and engaging portions are provided on the respective opposing surfaces so that the first annular race can be rotated integrally with the outer annular body and axially displaced. And a spring is disposed on the back side of the first annular race, and the second annular race is rotatable and axially displaceable with respect to the inner annular body,
A friction clutch is disposed between the second annular race and the inner ring body by clutch connection by pressing from the second annular race side so that the second annular race can rotate integrally with the inner ring body, and the first The engaging portion on the annular race side is an arcuate slope with a descending slope in the spring arrangement direction along a predetermined rotational direction, and the engaging portion on the second annular race side is an arcuate slope with an ascending slope in the same arrangement direction. A power transmission device characterized by comprising.
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