JP2011069438A - 回動付勢機構及びこれを備えたプーリ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】外側部材と内側部材との回転速度の変動を効果的に緩和することが可能であり、しかも、耐久性を向上することが可能な回動付勢機構を提供する。
【解決手段】回動付勢機構１は、第１軸心Ｘ１回りに回転可能で環状の外側軌道面２１を内周に有する外側部材２と、第１軸心Ｘ１回りに回転可能で環状の内側軌道面３１を外周に有している内側部材３と、外側軌道面２１と内側軌道面３１との間に転動可能に配置された複数の玉４とを備え、外側軌道面２１が、第１軸心Ｘ１に対して傾斜した第２軸心Ｘ２回りに形成され、内側軌道面３１が、第１軸心Ｘ１に対して傾斜した第３軸心Ｘ３回りに形成され、複数の玉４は、外側軌道面２１と内側軌道面３１との間において最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域Ｍを避けて配置される。
【選択図】 図５

Description

本発明は、回転方向にばね弾性を有する回動付勢機構、及びこれを備えたプーリ装置に関する。

自動車等のエンジンの補機として用いられるオルタネータは、クランクシャフトから取り出された回転力によって駆動され、自動車の走行に必要な電力を供給する。このオルタネータの入力軸にはオルタネータ用プーリ装置が取り付けられ、このオルタネータ用プーリ装置と、クランクシャフトに取り付けられたプーリとの間にベルトを架け渡すことで、オルタネータにエンジンの回転力を伝達している。

一般に、自動車等のエンジンのクランクシャフトはシリンダ内の爆発力によって回転力が付与されるので、その回転速度には変動が生じる。一方、オルタネータは、その内部において比較的重量の重いアーマチュア等が入力軸と一体に回転しているので、クランクシャフトの回転速度の変動が急激であると、アーマチュアは自身の回転で生じる慣性力によってクランクシャフトの回転速度の変動に追従できず、クランクシャフトとオルタネータとの間で一時的に回転速度差が生じる場合がある。このような回転速度差は、オルタネータ用プーリ装置とベルトとの間のスリップやベルトへの過大な負荷を招き、ベルトの異音の発生や寿命低下等の原因となる。また、ベルトのスリップを防止するために当該ベルトの初期張力を比較的高く設定すると、クランクシャフトの回転抵抗が増大し、エンジンの燃費性能を低下させるという問題が生じる。

このため、従来のオルタネータ用プーリ装置には、クランクシャフトから伝達される回転速度の変動を許容するために、ベルトが巻き掛けられるプーリ部材と、オルタネータの入力軸に固定されるプーリボスとの間に回動付勢機構が設けられていた。

従来、このような回動付勢機構として、プーリ部材とプーリボスとの間にねじりコイルばねを設け、ねじりコイルばねが捻られることにより生じる弾性力によって、プーリ部材とプーリボスとを一時的に周方向に弾性的に相対回転させることで、回転速度の変動を緩和するようにしたものが知られている（特許文献１参照）。

特開平５−１８０２８７号公報

従来のねじりコイルばねを用いた回動付勢機構においては、プーリボスに対するプーリ部材の回転変動の緩和特性が、ばねの寸法等（線径、自由長、巻数等）によって定められるばね特性に依存していた。しかし、ねじりコイルばねの寸法等はオルタネータ用プーリ装置内の組み込みスペース等によって制限されるので、ばね特性を自由に設定することは困難であった。また、ねじりコイルばねのばね定数は一定であるので、ねじれ角に応じてばね定数を自在に変化させることはできなかった。このため、オルタネータ用プーリ装置としての回転変動の緩和特性を設定する際の自由度が制限され、クランクシャフトの回転速度の変動を十分に緩和できない可能性があった。また、コイルばねを備えることによってプーリ装置としての強度が低下し、耐久性の面で不利になるという問題があった。

そこで本願出願人は、上記問題を解決するために、ねじりコイルばねを用いることなく構成し、プーリ部材のプーリボスに対する回転変動の緩和特性の自由度を高めることが可能な回動付勢機構（プーリ装置）を従前に提案している（特願２００８−１３８１１８号；以下、単に「先願」という）。

この先願の回動付勢機構は、プーリ部材の内周側に設けられ、プーリ部材の回転軸心に対して傾斜した軸心回りに形成された外側軌道面と、プーリボスの外周側に設けられ、外側軌道面と同様にプーリ部材の回転軸心に対して傾斜した軸心回りに形成された内側軌道面と、外側軌道面と内側軌道面との間に転動可能に配置された複数の玉と、複数の玉の相互間に設けられ、各玉の間隔を保持するための複数の保持部材と、を備えている。そして、プーリ部材がプーリボスに相対してプーリ部材の回転軸心回りに回転すると、外側軌道面は内側軌道面に対して周方向に相対移動するだけでなく軸方向にも相対移動し、外側軌道面と内側軌道面との間で玉が徐々に軸方向に挟持され、その反作用として外側軌道面と内側軌道面との相対回転により生じた位相差を解消する方向への弾性力（回動付勢力）が生じる。そして、外側軌道面と内側軌道面との相対回転角度が所定に達すると、外側軌道面と内側軌道面との相対回転が玉によって規制され、外側部材と内側部材とが一体的に回転するように構成されている。

ところが、各玉の配置箇所によって外側軌道面と内側軌道面とに玉が挟持されることによる弾性接近量（弾性変形量）が異なるので、一部の玉に対する負荷が大きく、当該玉の寿命が短くなり、回動付勢機構の耐久性が低下するという問題があった。

本発明は、以上のような実情に鑑みてなされたものであり、ねじりコイルばねを使用することなく、外側部材と内側部材との回転速度の変動を効果的に緩和することが可能であり、しかも、耐久性を向上することが可能な回動付勢機構、及びこれを備えたプーリ装置を提供することを目的とする。

本発明の回動付勢機構は、第１軸心回りに回転可能であり、かつ環状の外側軌道面を内周に有している外側部材と、前記第１軸心回りに回転可能であり、かつ前記外側軌道面の径方向内側に全周に亘って対向する環状の内側軌道面を外周に有している内側部材と、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に配置された複数の玉と、を備えており、前記外側軌道面が、前記第１軸心に対して傾斜した第２軸心回りに形成され、前記内側軌道面が、前記第１軸心に対して傾斜した第３軸心回りに形成され、
前記複数の玉は、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間において最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域を避けて配置されていることを特徴としている。

以上の構成によれば、外側軌道面及び内側軌道面が第１軸心に対して傾斜した第２，第３軸心回りに形成されているので、例えば外側部材が内側部材に相対して第１軸心回りに回転すると、外側軌道面は内側軌道面に対して周方向に相対移動するだけでなく軸方向にも相対移動する。そして、この軸方向の相対移動により、外側軌道面と内側軌道面との間の玉の配置空間が次第に軸方向に狭くなる。一方、複数の玉は、外側部材の回転に伴って転動しつつ、次第に狭くなっていく前記配置空間において外側軌道面と内側軌道面との間で軸方向に徐々に強く挟持される。この作用により、外側部材と内側部材との相対回転による位相差を解消する方向への弾性力（回動付勢力）が生じる。そして、外側部材と内側部材との相対回転角度が所定に達すると、外側軌道面と内側軌道面との周方向及び軸方向の相対移動が玉によって規制され、外側部材と内側部材とが一体的に回転する。

したがって、本発明では、外側部材と内側部材とが相対回転可能な範囲において、外側部材と内側部材との間の回転変動を弾性的に吸収（緩和）することが可能となる。そして、回転変動の緩和特性は、外側軌道面や内側軌道面の曲率半径や玉の直径等を変更することによって自由に設定することができ、効果的に回転変動を緩和することができる。
また、従来技術のように、ねじりコイルばねやねじりコイルばねを設けるための複雑な構造を必要とせず、非常に簡素な構造により回動付勢機構を形成することが可能となり、回動付勢機構の小型化も可能となる。さらに、外側部材及び内側部材には、一般的な転がり軸受の軌道面の加工と略同一の方法により、第２、第３軸心回りに外側軌道面及び内側軌道面を形成することが可能となり、製作も容易である。また、本発明の回動付勢機構は、外側部材と内側部材と玉とによって転がり軸受のような形態となり、外側部材や内側部材に作用するラジアル荷重を支持可能な構造とすることができる。

また、外側部材が内側部材に対して相対回転し、外側軌道面と内側軌道面との間で玉が挟持されると、外側軌道面と玉との接触位置及び内側軌道面と玉との接触位置で弾性変形が生じ、外側軌道面と内側軌道面とが接近するが、その接近量（弾性接近量）は各玉４の配置箇所によって異なる。本発明では、最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域を避けて玉を配置しているので、一部の玉に多大な負荷がかかることが少なくなり、各玉の寿命を長くして回動付勢機構の耐久性を高めることができる。

上記構成において、前記外側軌道面及び内側軌道面の軸方向最外側の位置を基準位置（０°）として、周方向両側に９０°離れた位置の周辺領域を避けて複数の玉が配置されていることが好ましい。このように基準位置から周方向両側に９０°離れた位置の周辺領域は最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域であるので、かかる領域を避けて玉を配置することで、各玉の寿命を長くすることができる。

前記複数の玉は、高負荷領域を除く領域において略等ピッチで配置されていてもよいし、不等ピッチで配置されていてもよい。
前者の場合、各玉の間に間隔保持用の保持体が設けられている場合には、等ピッチで配置された玉の間には同一の保持体を使用することができ、部品の共通化によるコストダウンを図ることができる。
後者の場合には、さらに複数の玉が、高負荷領域と、最も弾性接近量が小さい低負荷領域とを除く中負荷領域に配置されていることが好ましい。このように中負荷領域に多くの玉を配置することによって、当該玉によって分散して中負荷を受け、各玉の負荷バランスを図り、全体として回動付勢機構の耐久性を向上することができる。

本発明のプーリ装置は、外周にベルトが巻き掛けられるプーリ部材と、このプーリ部材の内周側に、当該プーリ部材と同心に配置されたプーリボスと、前記プーリ部材と前記プーリボスとの間に配置された回動付勢機構と、を備えており、前記回動付勢機構は、前記プーリ部材の内周側に設けられた環状の外側軌道面と、前記プーリボスの外周側において前記外側軌道面の径方向内側に全周に亘って対向して配置された環状の内側軌道面と、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に配置された複数の玉と、を備えており、前記外側軌道面が、前記プーリ部材の回転軸心に対して傾斜した第２軸心回りに形成され、前記内側軌道面が、前記プーリ部材の回転軸心に対して傾斜した第３軸心回りに形成され、前記複数の玉は、最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域を避けて配置されていることを特徴としている。
このような構成によって、上記回動付勢機構と同様の作用効果を奏することができる。

本発明によれば、ねじりコイルばねを使用することなく外側部材と内側部材との間の回転速度の変動を効果的に緩和することが可能であり、しかも、回動付勢機構の耐久性を高めることができる。

本発明の実施形態に係る回動付勢機構の断面図である。 回動付勢機構の作用を説明するための概略正面図である。 回動付勢機構の作用を説明するための概略平面図（図１のＤ矢視概略図）である。 （ａ）は図１のＡ−Ａ矢視断面図、（ｂ）は図１のＢ矢視概略図である。 （ａ）は９個の玉を使用した場合の比較例に係る玉の配列パターンを示す概略図、（ｂ）は９個の玉を使用した場合の実施例に係る玉の配列パターンを示す概略図である。 各玉の位置における弾性接近量を示すグラフである。 （ａ）は８個の玉を使用した場合の比較例に係る玉の配列パターンを示す概略図、（ｂ）は８個の玉を使用した場合の実施例に係る玉の配列パターンを示す概略図である。 回動付勢機構を適用したプーリ装置の断面図である。

〔回動付勢機構の構成〕
図１は、本発明の実施形態に係る回動付勢機構の断面図である。この回動付勢機構１は、内周に外側軌道面２１を有する環状の外輪（外側部材）２と、外周に内側軌道面３１を有する環状の内輪（内側部材）３と、外側軌道面２１及び内側軌道面３１の間に配置された複数の玉４と、各玉４の間隔を保持する弾性保持体５とを備えている。なお、以下の説明において、「軸方向」とは外輪２及び内輪３の軸心(第１軸心)Ｘ１に平行な方向をいい、「周方向」とは外輪２及び内輪３の軸心Ｘ１回りの方向をいう。

外輪２、内輪３、及び玉４は、軸受鋼等の金属により形成されている。また、外輪２及び内輪３は、第１軸心Ｘ１回りに回転可能に構成されている。外側軌道面２１及び内側軌道面３１は、第１軸心Ｘ１を通る面で切断した断面形状が凹円弧状（凹曲面状）に形成され、その曲率半径が玉４の半径よりも大きい寸法に設定されている。複数の玉４は、互いに周方向に間隔をあけた状態で、外側軌道面２１と内側軌道面３１との間に全周に亘って配置されている。

外側軌道面２１は、第１軸心Ｘ１に対して傾斜した第２軸心Ｘ２回りに形成されている。換言すると、外側軌道面２１は、第１軸心Ｘ１に直交する垂直面Ｙ１に対して傾斜した面Ｙ２と平行に形成されている。また、内側軌道面３１は、第１軸心Ｘ１に対して傾斜した第３軸心Ｘ３回りに形成されている。換言すると、内側軌道面３１は、第１軸心Ｘ１に直交する垂直面Ｙ１に対して傾斜した面Ｙ３と平行に形成されている。本実施形態では、第２軸心Ｘ２と第３軸心Ｘ３とは、第１軸心Ｘ１に対して同じ傾斜角度θで傾斜している。

図１に示す状態において、外側軌道面２１の第２軸心Ｘ２と内側軌道面３１の第３軸心Ｘ３とは互いに一致している。したがって、外側軌道面２１と内側軌道面３１とは、ほぼ平行に配置され、周方向全周に亘って互いに対向している。以下、この状態を「基準状態」という。そして、例えば内輪３を停止状態とし、外輪２を第１軸心Ｘ１回りに回転させると、外側軌道面２１は内側軌道面３１に対して周方向及び軸方向に移動する。以下、このときの作用を図２及び図３を参照して詳しく説明する。

図２は、回動付勢機構１の作用を説明するための概略正面図であり、図３は、同じく回動付勢機構１の作用を説明するための概略平面図（図１の外側軌道面２１及び内側軌道面３１を矢印Ｄ方向に見た図）である。図２（ａ）及び図３（ａ）において、外側軌道面２１及び内側軌道面３１は基準状態にある。そして、図２（ｂ）及び図３（ｂ）に示すように、外側軌道面２１が内側軌道面３１に対して相対的に矢印方向Ｃに回転すると、外側軌道面２１は、垂直面Ｙ１（図１）に対する傾斜によって、内側軌道面３１に対して周方向だけでなく軸方向にも相対移動する。この軸方向の相対移動により、外側軌道面２１と内側軌道面３１との間の玉４の収納空間Ｓの軸方向幅Ｌが次第に狭くなっていき、玉４は矢印Ｚのように転動し、内側軌道面３１の肩部３２近傍と外側軌道面２１の肩部２２近傍との間で次第に強く挟まれる。内輪３に対する外輪２の相対回転が所定量（角度）に達すると、外側軌道面２１及び内側軌道面３１の周方向及び軸方向の相対移動が玉４によって規制され、外輪２に追従して内輪３が一体的に回転する。

外側軌道面２１と内側軌道面３１とが軸方向に相対移動していく過程において、玉４と、外側軌道面２１及び内側軌道面３１との接触圧は次第に高められていく。そして、玉４と両軌道面２１，３１との接触に伴う玉４及び両軌道面２１，３１の弾性変形により、外輪２と内輪３との相対回転による位相差を解消する方向（相対回転方向とは逆方向）への回動付勢力（ねじりばね力）が発生する。また、外側軌道面２１と内側軌道面３１との軸方向の相対移動量が大きくなるに従って回動付勢機構１のばね定数が徐々に増大し、これに伴って当該回動付勢力も増大する。

以上の構成において、外輪２と内輪３とは所定の範囲で相対回転可能であり、外輪２と内輪３とが一体的に回転している状態で両者２，３間に回転変動が生じた場合には、当該相対回転範囲において回転変動を弾性的に吸収（緩和）することが可能である。
また、回転変動の緩和特性は、外側軌道面２１や内側軌道面３１の曲率半径や溝深さ、玉４の半径、第１軸心Ｘ１に対する第２，第３軸心Ｘ２，Ｘ３の傾斜角度θ等を変更することによって自由に設定することができる。例えば、外側軌道面２１や内側軌道面３１の曲率半径を大きくすれば、外輪２及び内輪３の相対回転範囲も大きくなり、回動付勢機構１のばね定数（ばね剛性）を低く設定することが可能となる。また、第１軸心Ｘ１に対する第２，第３軸心Ｘ２，Ｘ３の傾斜角度θを大きくすれば、ばね定数を高く設定することが可能である。したがって、外輪２や内輪３の回転特性等に応じて効果的に外輪２と内輪３との間の回転変動を緩和することが可能となる。

また、従来技術のようなねじりコイルばねや、ねじりコイルばねを設けるための複雑な構造を必要とせず、外輪２及び内輪３に外側軌道面２１及び内側軌道面３１を形成し、両軌道面の間に玉４を配置するという非常に簡素な構造により回動付勢機構１を形成することが可能となり、回動付勢機構１の小型化も可能となる。また、外側軌道面２１及び内側軌道面３１は、第２，第３軸心Ｘ２，Ｘ３回りの周方向に均一な溝とされているので、一般的な転がり軸受の軌道面の加工方法（研磨方法）と略同一の方法により外側軌道面２１や内側軌道面３１を形成することが可能となり、製作（加工）が容易となる。さらに、回動付勢機構１は、外輪２と内輪３と玉４とによって転がり軸受のような形態となるので、外輪２や内輪３に作用するラジアル荷重を支持可能となる。

図４（ａ）は、図１のＡ−Ａ矢視断面図であり、図４（ｂ）は図１のＢ矢視概略図である。本実施形態の回動付勢機構１には、隣接する玉４が互いに接触しないように間隔を保持する弾性保持体５が設けられている。弾性保持体５は、各玉４の間に対応して配置された複数のセパレート部材５１１と、周方向に隣接するセパレート部材５１１を接続する弾性接続部材５１２とからなる。

セパレート部材５１１は、合成樹脂や金属等によって形成されており、各玉４に対向する凹円弧状（凹曲面状）の対向面５１３を有している。また、セパレート部材５１１は、玉４よりも軸方向両側に突出し、外輪２の内周面及び内輪３の内周面との間に僅かな隙間をもって配置されている。また、周方向に隣接するセパレート部材５１１の軸方向両端部は弾性接続部材５１２によって互いに接続されている。したがって、玉４は、隣接する２つのセパレート部材５１１と、これらセパレート部材５１１を接続する２つの弾性接続部材５１２とによって囲まれたスペースに配置されている。

本実施形態の弾性接続部材５１２は圧縮コイルバネから構成されており、この圧縮コイルバネ５１２の伸縮によって周方向に隣接するセパレート部材５１１の間隔が拡縮可能とされている。また、圧縮コイルバネ５１２の撓みによって隣接するセパレート部材５１１の軸方向の相対移動も許容されるようになっている。したがって、外側軌道面２１と内側軌道面３１との軸方向の相対移動に伴う玉４の軸方向への移動を許容することができる。

複数の圧縮コイルバネ５１２は、略均等に圧縮された状態で各セパレート部材５１１の間に配置されている。したがって、外側軌道面２１及び内側軌道面３１が基準状態にあるとき（不使用時等）は、各圧縮コイルバネ５１２の弾性復帰力によって各セパレート部材５１１の間隔が予め設定された所定の間隔に保持され、各セパレート部材５１１の間に配置された玉４の間隔も所定に保持されるようになっている。なお、基準状態において、各玉４とその両側のセパレート部材５１１とは互いに当接していてもよいし、僅かに隙間があいていてもよい。

一方、外輪２が内輪３に対して相対的に回転し、外側軌道面２１及び内側軌道面３１が軸方向及び周方向に相対移動すると、各玉４は、その配置箇所に応じて周方向に異なった量だけ移動する。このように各玉４の移動量(公転角度)に差が生じ、各玉４の間隔が変化すると、この変化に応じて圧縮コイルバネ５１２が弾性的に伸縮してセパレート部材５１１の間隔が変化する。これにより玉４の移動を妨げることなく玉４の間隔の変化を吸収することができる。

〔玉の配列パターン〕
次に、外側軌道面２１と内側軌道面３１との間に配置される複数の玉４の配列パターンについて詳細に説明する。
図５（ａ）は、９個の玉を使用した場合の比較例に係る玉の配列パターンを示す概略図、図５（ｂ）は９個の玉を使用した場合の実施例に係る玉の配列パターンを示す概略図である。

図５（ａ）に示す比較例では、９個の玉４が等ピッチ、すなわち４０°ピッチで配置されている。また、図５（ａ）において、各玉４の位置（中心位置）には、軌道面２１，３１の軸方向最外側に位置する部分である最上部（図１参照）を基準（０°）とした時計回りの角度がそれぞれ付されている。また、以下の説明では、便宜上、基準位置から時計回りに各玉４を第１の玉〜第９の玉と呼称し、図５（ａ）にはその序数詞と同じ数字を各玉４に付している。

外側軌道面２１と内側軌道面３１とが相対回転すると、両軌道面２１，３１の間に配置された複数の玉４は、その配置箇所によって周方向の移動量だけでなく、両軌道面２１，３１に挟持されることによる各玉４の位置での両軌道面２１，３１間の弾性接近量（弾性変形量）も異なる。図６には、比較例における各玉４の位置での弾性接近量を示す。なお、このグラフでは、最も弾性接近量が大きい２８０°位置に配置された第８の玉４の位置での弾性接近量を１００（％）とし、その他の玉４の位置での弾性接近量を相対割合（％）で示している。また、グラフの横軸で示された各玉４の位置（角度）は、外側軌道面２１と内側軌道面３１とが「基準状態」にあるときの位置であり、この基準状態から回転したときの各玉４の位置における弾性接近量がそれぞれグラフで示されている。

このグラフによれば、９個の玉４を等ピッチで配置した場合には、基準位置（０°）から時計回りに２８０°位置に配置された第８の玉４の位置での弾性接近量が最も大きく、次いで８０°位置に配置された第３の玉４の位置での弾性接近量が大きいことがわかる。このことから、図１における垂直面Ｙ１上の位置（９０°及び２７０°の位置）に近いほど弾性接近量が大きくなると考えられる。そして、弾性接近量が大きいということは、その玉４に付与される負荷が大きいことを意味するため、９０°及び２７０°位置の近くに配置された玉４ほど寿命が短くなる。なお、第８の玉４の位置と第４の玉４の位置とにおける弾性接近量の差は、外側軌道面２１と内側軌道面３１の相対回転方向に依存して生じており、回転方向を逆にするとその結果も逆となる。

一方、図５（ｂ）に示す実施例の場合、各玉４（各玉４の中心）は、最も弾性接近量が大きい領域Ｍ、すなわち、基準位置から９０°及び２７０°離れた位置（基準位置から周方向両側に９０°離れた位置）を中心とする角度α１の領域Ｍ（高負荷領域；当該領域Ｍの境界は除く）には配置されておらず、この高負荷領域Ｍを除く領域（当該領域Ｍの境界は含む）に９個の玉４が配置されている。更に、高負荷領域Ｍを除く上側と下側の各領域には、複数の玉４がそれぞれ等ピッチ（角度β１ａ，β１ｂ）で配置されている。なお、この実施例では９個（奇数個）の玉９が使用されているので、高負荷領域Ｍの上側と下側とでは玉４の個数（それぞれ５個と４個）が異なっている。

このような配列パターンで玉４を配置することによって、各玉４の位置における弾性接近量を最大値（比較例の第８の玉の位置における弾性接近量）よりも小さくすることができ、一部の玉４の寿命が著しく低下するというような不都合は生じない。そのため、各玉４における寿命のばらつきが小さくなり、その結果、回動付勢機構１の耐久性を高めることが可能となる。また、高負荷領域Ｍを除く領域において複数の玉４が等ピッチで配置されているので、この等ピッチで配置される玉４の間には、同一形状のセパレート部材５１１を使用することができる。したがって、部品の共通化によりコストダウンを図ることが可能となる。

なお、角度α１は、９個の玉４を等ピッチで配置した場合におけるピッチ角度（４０°）よりも大きい角度であり、α１＝５５°程度（４０°＋１５°）に設定するのがより好適である。これは、α１が５５°よりも小さいと、一部の玉４の位置での弾性接近量が大きくなって回動付勢機構１の耐久性を十分に高めることができず、α１が５５°よりも大きいと、高負荷領域Ｍを除く領域が狭くなって玉数を減らす必要が生じ、負荷容量の低下を招くからである。

図７（ａ）は、８個の玉を使用した場合の比較例に係る玉の配列パターンを示す概略図、図７（ｂ）は同じく８個の玉を使用した場合の実施例に係る玉の配列パターンを示す概略図である。
図７（ａ）に示す比較例では、８個の玉４が等ピッチ、すなわち４５°ピッチで配置されている。そして、図５及び図６を参照して説明したように、基準位置（０°）から９０°及び２７０°位置に配置された第３の玉４と第７の玉４の位置での弾性接近量が最も大きくなる。このため、図７（ｂ）に示す実施例では、この９０°及び２７０°位置を中心とする角度α２の領域を高負荷領域Ｍに設定し、その高負荷領域Ｍを除く領域に複数の玉４が等ピッチ（角度β２）で配置されている。

したがって、この実施例においても、各玉４の位置での弾性接近量を最大値（比較例の第３，第７の玉４の位置における弾性接近量）よりも小さくすることができ、一部の玉４の寿命が著しく低下することを防止することができる。よって、回動付勢機構１の耐久性を高めることが可能となる。また、高負荷領域Ｍを除く領域において複数の玉４が等ピッチで配置されているので、この等ピッチで配置される玉４の間には同一形状のセパレート部材５１１を使用することができる。したがって、部品種数を低減し、コストダウンを図ることが可能となる。

なお、角度α２は、８個の玉４を等ピッチで配置した場合におけるピッチ角度（４５°）よりも大きい角度であり、α２＝６０°程度（４５°＋１５°）に設定するのがより好適である。これは、上記実施例と同様に、α２が６０°よりも小さいと、一部の玉４の位置での弾性接近量が大きくなって回動付勢機構１の耐久性を十分に高めることができず、α２が６０°よりも大きいと、高負荷領域Ｍを除く領域が狭くなって玉数を減らす必要が生じ、負荷容量の低下を招くからである。

図５（ｂ）及び図７（ｂ）に示した実施例において、高負荷領域Ｍを除く領域に配置された玉４は、必ずしも等ピッチβ１ａ、β１ｂ、β２に配置されていなくてもよく、不等ピッチで配置されていてもよい。この場合、高負荷領域Ｍだけでなく、最も弾性接近量が小さい０°及び１８０°位置付近の低負荷領域をも除く領域（中負荷領域）、例えば、図６のグラフに示す４０°、１２０°、１６０°、２４０°、３２０°付近の領域に集中してより多くの玉４が配置されるようにすることができる。このようにすることによって、各玉４によって中負荷を分散して受け、各玉４の位置における弾性接近量のばらつき、すなわち負荷や寿命のばらつきを小さくすることができ、その結果、回動付勢機構１の耐久性を高めることが可能となる。

〔回動付勢機構の適用例（プーリ装置の構成）〕
以下、本発明の回動付勢機構１の適用例を説明する。
図８は、本発明の回動付勢機構１を具備したプーリ装置７の断面図である。このプーリ装置７は、例えば自動車等のエンジン補機として用いられるオルタネータの入力軸８に取り付けられて使用される。プーリ装置７は、円筒状に形成されたプーリボス７１と、このプーリボス７１の外周側に同軸に配置された円筒状のプーリ部材７２と、これらの間に介装された回動付勢機構１とを備えている。なお、図示は省略しているが、この回動付勢機構１には、前述の実施形態で説明した弾性保持体５が設けられている。

プーリ部材７２の外周面７２Ａには波状溝が形成され、当該外周面７２Ａに、エンジンのクランクシャフトからの回転力を伝達するためのベルト９が巻き掛けられる。
プーリボス７１の内周には、図示しないオルタネータから突設された入力軸８が挿入されている。また、プーリボス７１の内周面における軸方向中途部には、雌ねじ部７１Ａが一体的に形成されており、入力軸８の端部に設けられた雄ねじ部８Ａを雌ねじ部７１Ａに螺合することによってプーリボス７１が入力軸８と一体回転可能に連結される。また、プーリボス７１の内周側の端部には、プーリボス７１を入力軸８に螺合するための六角レンチを挿入するための正六角形のレンチ挿入部７１Ｂが形成されている。

回動付勢機構１の構成は、上述したものと同様であり、プーリ部材７２の内周面に一体回転可能に嵌合された外輪（外側部材）２と、プーリボス７１の外周面に一体回転可能に嵌合された内輪（内側部材）３と、外輪２及び内輪３の間に配置された玉４及び弾性保持体（図示略）とを備えている。また、本実施形態においては、回動付勢機構１が軸方向に２つ並設され、この２つの回動付勢機構１によって回動付勢装置が構成されている。各回動付勢機構１は、それぞれの第２，第３軸心Ｘ２１，Ｘ３１、Ｘ２２，Ｘ３２が第１軸心Ｘ１に対して略同じ角度で互いに逆向きに傾斜するように配置されている。

本実施形態において、エンジンのクランクシャフトからベルト９を介して伝達された回転動力によりプーリ部材７２が回転すると、内側軌道面３１に対して外側軌道面２１が周方向に相対移動するとともに軸方向にも相対移動する。そして、図２及び図３を参照して説明したように、玉４が外側軌道面２１の肩部近傍と内側軌道面３１の肩部近傍との間に強く挟まれることにより、外側軌道面２１と内側軌道面３１との相対移動が規制され、プーリ部材７２とともにプーリボス７１が一体的に回転し、オルタネータの入力軸８が回転する。

クランクシャフトの回転変動によってプーリ部材７２とプーリボス７１との間に回転変動が生じると、プーリ部材７２とプーリボス７１との相対回転によって弾性的に回転変動を緩和することができる。そして、クランクシャフトの回転速度の変動を緩和することによって、ベルト９とプーリ部材７２との間に生じるスリップを効果的に抑制できる。そのため、ベルト９の初期張力を低く設定することが可能となり、クランクシャフトの負荷を低減し、エンジンの燃費性能を向上させることができる。

プーリボス７１に対してプーリ部材７２が相対回転すると、外側軌道面２１と内側軌道面３１とは周方向だけでなく軸方向に相対移動し、特に、軸方向の相対移動によって軸方向の力が発生し、この力がプーリ部材７２やプーリボス７１（入力軸８）に作用する可能性がある。しかし、本実施形態では、２つの回転付勢機構１が軸方向に並設され、しかも、それぞれの第２，第３軸心Ｘ２１，Ｘ３１、Ｘ２２，Ｘ３２が第１軸心Ｘ１に対して互いに逆向きに傾斜しているので、各回動付勢機構１において発生する軸方向の力が互いに打ち消され、入力軸８等に不要な負荷が付与されるのを防止することができる。

本発明は、前述の実施形態に限定されることなく適宜設計変更可能である。例えば、回動付勢機構１において、第１軸心Ｘ１に対する第２軸心Ｘ２の傾斜角度と、第３軸心Ｘ３の傾斜角度とは、必ずしも一致させなくてもよく、両軌道面２１，３１が全周に亘って対向し、その対向面間に玉４の配置空間を確保できれば、当該傾斜角度を異ならせることも可能である。

外側軌道面２１及び内側軌道面３１の曲率半径や溝深さは、互いに同一の寸法としてもよいし、異なる寸法としてもよい。曲率半径や溝深さを同一とするか異ならせるかについても、外側部材２や内側部材３の回転特性等に応じて適宜設計することができる。また、玉４の軌道列数は、１列に限らず、負荷に応じて２列、３列のように複列にしてもよい。

上記実施形態では、弾性保持体５の弾性接続部材５１２として圧縮コイルばねが用いられているが、引張りコイルバネや板ばね等の他の構造のばねを用いてもよい。また、弾性接続部材５１２は、ゴム等の弾性材料により形成されていてもよい。また、弾性接続部材５１２の材質は、金属製やゴム製に限らずウレタン等の合成樹脂製であってもよい。

図８に示すプーリ装置７において、プーリ部材７２及びプーリボス７１はそれぞれ回動付勢機構１の外側部材２及び内側部材３を構成していてもよく、この場合、プーリ部材７２及びプーリボス７１にそれぞれ外側軌道面２１及び内側軌道面３１を直接形成すればよい。また、図８に示すプーリ装置７においては、２つの回動付勢機構１を並設しているが、４つ以上の偶数個の回動付勢機構１を並設するとともに、その半数の回動付勢機構１の第２，第３軸心Ｘ２，Ｘ３と、他の半数の回動付勢機構１の第２，第３軸心Ｘ２，Ｘ３とを、第１軸心Ｘ１に対して互いに逆向きに傾斜させることによって、各回動付勢機構１で発生する軸方向の力を互いに打ち消すことが可能となる。

本発明の回動付勢機構１は、オルタネータ用のプーリ装置以外に、例えば、クランクプーリや、カーエアコン用のプーリ、オートテンショナー等にも適用することができる。また、クラッチのクラッチディスクにも用いることができる。また、内外輪間の回転角度を測定しうる角度センサを取り付けることによってトルクセンサとしても利用することができる。

１：回動付勢機構、２：外輪（外側部材）、２１：外側軌道面、３：内輪（内側部材）、３１：内側軌道面、４：玉、５：弾性保持体、７：プーリ装置、７１：プーリボス、７２：プーリ部材、９：ベルト、Ｍ：高負荷領域

Claims (5)

1. 第１軸心回りに回転可能であり、かつ環状の外側軌道面を内周に有している外側部材と、
   前記第１軸心回りに回転可能であり、かつ前記外側軌道面の径方向内側に全周に亘って対向する環状の内側軌道面を外周に有している内側部材と、
   前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に配置された複数の玉と、を備えており、
   前記外側軌道面が、前記第１軸心に対して傾斜した第２軸心回りに形成され、
   前記内側軌道面が、前記第１軸心に対して傾斜した第３軸心回りに形成され、
   前記複数の玉が、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間において最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域を避けて配置されていることを特徴とする回動付勢機構。
2. 前記外側軌道面及び前記内側軌道面の軸方向最外側の位置を基準位置として、周方向両側に９０°離れた位置の周辺領域を避けて複数の玉が配置されている請求項１に記載の回動付勢機構。
3. 前記複数の玉が、前記高負荷領域を除く領域において略等ピッチで配置される請求項１又は２に記載の回動付勢機構。
4. 前記複数の玉が、前記高負荷領域と、最も弾性接近量が小さい低負荷領域とを除く領域に配置されている請求項１又は２に記載の回動付勢機構。
5. 外周にベルトが巻き掛けられるプーリ部材と、
   このプーリ部材の内周側に、当該プーリ部材と同心に配置されたプーリボスと、
   前記プーリ部材と前記プーリボスとの間に配置された回動付勢機構と、を備えており、
   前記回動付勢機構が、前記プーリ部材の内周側に設けられた環状の外側軌道面と、
   前記プーリボスの外周側において前記外側軌道面の径方向内側に全周に亘って対向して配置された環状の内側軌道面と、
   前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動可能に配置された複数の玉と、を備えており、
   前記外側軌道面が、前記プーリ部材の回転軸心に対して傾斜した第２軸心回りに形成され、
   前記内側軌道面が、前記プーリ部材の回転軸心に対して傾斜した第３軸心回りに形成され、
   前記複数の玉が、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間において最も弾性接近量が大きくなる高負荷領域を避けて配置されていることを特徴とするプーリ装置。

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