WO2000034688A1 - Mecanisme de transmission de puissance - Google Patents

Description

明細書 動力伝達機構 技術分野 本発明は、 駆動源と被動機器との間に設けられる動力伝達機構に関する。 より 詳しくは、 被動機器に過大.な反発負荷トルクが生じたときに、 駆動源と被動機器 との間の動力伝達を遮断することができる動力伝達機構に関する。 背景技術 一般的に、 動力伝達機構は、 エンジン又はモータ等の駆動源と圧縮機等の被動 機器との間に設けられる。 被動機器に異常事態 （例えばデッドロック） が生じた ときに、 動力伝達機構は、 過大な反発負荷トルクが駆動源に波及するのを阻止す るために、 駆動源と被動機器との間の動力伝達を強制的に遮断する。 例えば、 特開平 8— 3 1 9 9 4 5号公報は、 回転軸の端部に嵌合されたプーリ がエンジンによって駆動されるクラツチレス圧縮機を開示している。 動力伝達機 構としてのプーリは、 回転軸の軸線を中心とする仮想円上に所定間隔をおいて配 置された複数の円弧状孔を備えている。 隣接する両孔の間の部分は、 破断部を形 成している。 圧縮機の内部機構の異常によって回転軸が回転不能となり、 破断部 に所定値以上の反発負荷トルクが作用すると、 破断部が破断する。 その結果、 ェ ンジンから回転軸への動力伝達が遮断される。 上記公報の動力伝達機構では、 反発負荷トルクが所定値に達したときに破断部 が確実に破断するとは限らない。 具体的には、 例えば、 同種又は同一部材であつ ても個々の部材の破断応力は全く同じではなく、 ある程度のばらつきを有する。 従って、 そのような個体差を有する個々の動力伝達機構において、 破断を予定し ている負荷トルクの近辺で破断部を安定して破断させることは現実には非常に困 難である。 このため、 プーリの一部に破断部を単に設けるだけの単純な構成では 実用には供し得ず、 仮に実用化したとしても期待通りの破断が生ずるか否かは保 証の限りではない。 発明の開示 本発明の目的は、 所望の反発負荷トルクの近辺において確実に破断して好適な 動力遮断を実現する動力伝達機構を提供することにある。 上記の目的を達成するために、 本発明は、 駆動源と被動機器とを動力遮断可能 に連結する動力伝達機構を提供する。 その動力伝達機構は、 駆動源と同期回転す る第 1回転体と、 被動機器と同期回転する第 2回転体とを備える。 連結手段は、 第 1回転体と第 2回転体とを同期回転可能に連結する。 係合手段は、 被動機器の 負荷トルクが所定値を越えたときに前記連結手段に係合する。 その係合手段は、 連結手段に係合した状態において、 連結手段を破断させるベく当該連結手段の特 定の部位の応力を急増させる。 本発明の別の側面において提供される動力伝達機構は、 駆動源と同期回転する 第 1回転体と、 被動機器と同期回転する第 2回転体とを備える。 連結手段は、 前 記第 1回転体と前記第 2回転体とを同期回転可能に連結する。 被動機器の負荷ト ルクの増大に伴い連結手段の応力が増大する。 係合手段は、 被動機器の負荷トル クの変化に対する連結手段の応力の変化の割合を増大させるベく、 連結手段に係 合する。 被動機器の負荷トルクが所定値を越えたとき、 係合手段は連結手段に破 断を生じさせるべく当該連結手段に係合する。 図面の簡単な説明 図 1は、 本発明を具体化した一実施形態における可変容量圧縮機の断面図であ る。

図 2 (A) は、 図 1の圧縮機に備えられた動力伝達機構の正面図である。

図 2 ( B ) は図 2 ( A) の 2 B— 2 B線に沿った断面図である。

図 3は、 図 2 ( Λ) の 3— 3線に沿った受承部材の断面図である。

図 4 (A) は、 プーリのボスの正面図である。

図 4 ( B ) は、 プーリのボスの斜視図である。

図 5は、 動力伝達状態におけるコイルパネの状態を示す説明図である。

図 6は、 破断直前におけるコイルパネの状態を示す説明図である。

図 7は、 圧縮機の負荷トルクとリミツ トパネに作用する応力との関係を示すグ ラフである。 発明を実施するための最良の形態 以下に-、 本発明を車輛用空調装置の可変容量圧縮機に具体化した一実施形態を 図 1〜図 7に基づいて説明する。 本実施形態における圧縮機は、 駆動源としての エンジンとの間に電磁クラツチ等のクラツチ機構を必要としないため、 クラッチ レス圧縮機と呼ばれる。 本発明の動力伝達機構は、 そのようなクラッチ機構に代 わって用いられ、 通常時の動力伝達及び非常時の動力遮断という 2つの機能を備 える。 図 1に示すように、 車輛用空調装置は、 摇動斜板式可変容量圧縮機 1 0と、 外 部冷媒回路 3 0と、空調装置の制御全般を司るコントローラ 3 4とを備えている。 外部冷媒回路 3 0は、 例えば凝縮器 3 1、 温度式の膨張弁 3 2及び蒸発器 3 3を 備えている。 外部冷媒回路 3 0及び圧縮機 1 0は冷凍サイクルを構成する。 被動機器としての圧縮機 1 0は、 シリンダブロック 1 1と、 シリンダブロック 1 1の前端面に接合されたフロントハウジング 1 2と、 バルブプレート 1 4と、 シリンダブ口ック 1 1の後端面にバルブプレート 1 4を介して接合されたリャハ ウジング 1 3とを備えている。 シリンダプロック 1 1、 フロントハウジング 1 2、 リャハウジング 1 3及びバルブプレート 1 4は、 圧縮機 1 0のハウジングを構成 する。 フロントハウジング 1 2とシリンダブ口ック 1 1 との間にはクランク室 1 5が 区画形成される。 フロントハウジング 1 2及びシリンダブロック 1 1には駆動軸

1 6が回転可能に支持されている。 クランク室 1 5内において、 駆動軸 1 6には ラグプレート 1 8が固定されている。 ラグプレート 1 6はスラストベアリング 1

7を介してフロントハウジング 1 2の内壁面に接する。 駆動プレートとしての斜 板 1 9は、 クランク室 1 5内において駆動軸 1 6によってその軸線 L方向へスラ ィ ド可能且つ傾動可能に支持されている。 斜板 1 9は、 ヒンジ機構 2 0を介して ラグプレート 1 8に連結されている。 ラグプレート 1 8及びヒンジ機構 2 0によ り、 斜板 1 9は駆動軸 1 6に対しスライ ド及び傾動可能で且つ駆動軸 1 6と一体 回転可能となっている。 シリンダブロック 1 1には複数のシリンダボア 1 1 a (図 1では一つのみ図 示） が貫設されている。 シリンダボア 1 l aは、 駆動軸 1 6の軸線 Lを中心とし た円上に等間隔おきに設けられている。 各シリンダボア 1 1 a內には片頭型のピ ス 卜ン 2 1が往復動可能に収容されている。 各ピス トン 2 1の一端は一対のシュ 一 2 2を介して斜板 1 9の外周部に連結されている。 各シリンダボア 1 1 a内に おいてビストン 2 1の端面とバルブプレート 1 4との間には圧縮室が区画形成さ れる。 駆動軸 1 6の回転に伴い斜板 1 9が回転し、 各ビス トン 2 1がシリンダボ ァ 1 1 a内において往復運動をする。 リャハウジング 1 3内には吸入室 2 5及び吐出室 2 6がそれぞれ区画形成され ている。吐出室 2 6と吸入室 2 5とは外部冷媒回路 3 0によって接続されている。 バルブプレート 1 4は少なくとも三枚の金属板を重ね合わせることによって構成 される。 このバルブプレート 1 4は各シンンダボア 1 l aにそれぞれ対応して吸 入ポート及び吐出ポートを有する。 バルブプレート 1 4はまた、 各吸入ポートに 対応するフラッパ弁としての吸入弁 1 4 a、 及び各吐出ポー卜に対応するフラッ パ弁としての吐出弁 1 4 bを備える。 ピストン 2 1が上死点から下死点に向かつ て移動するとき、 吸入室 2 5內の冷媒ガスが吸入弁 1 4 aを押し開けてシリンダ ボア 1 1 a内へ流入する。 ピス トン 2 1が下死点から上死点に向かって移動する とき、シリンダボア 1 1 a内の冷媒ガスは所定の圧力に達するまで圧縮された後、 吐出ポートから吐出弁 1 4 bを押し開けて吐出室 2 6 へ吐出される。 シリンダブロック 1 1 、 ノくノレブプレート 1 4及びリャハウジング 1 3には、 ク ランク室 ]_ 5と吐出室 2 6とを接続する給気通路 2 3が設けられている。 給気通 路 2 3の途中には、 リャハウジング 1 3に組み込まれる形で容量制御弁 2 4が配 設されている。 容量制御弁 2 4は例えば、 ソレノイ ド 2 4 a、 弁体 2 4 b及びポ ート 2 4 cを備えた電磁弁である。 ポート 2 4 cは給気通路 2 3の一部を構成す る。 コントローラ 3 4はソレノイ ド 2 4 aに対して電流を供給する。 ソレノイ ド 2 4 aが励磁されると弁体 2 4 bがポート 2 4 cを閉鎖し、 ソレノィ ド 2 4 aが 消磁されると弁体 2 4 bがポート 2 4 cを開放する。 シリンダブロック 1 1のほぼ中心には、 駆動軸 1 6の後端部を支持する支持孔 1 1 bが形成されている。 放圧通路 1 6 a力 駆動軸 1 6にその軸線 Lに沿って 延びるように形成されている。 放圧通路 1 6 aは、 クランク室 1 5内に開口する 入口と、 支持孔 1 1 b内に開口する出口とを有する。 支持孔 1 1 bは、 シリンダ ブロック 1 1及びバルブプレート 1 4を貫通する絞り孔 2 7を介して吸入室 2 5 に連通している。 放圧通路 1 6 a、 収容室 1 1 b及び絞り孔 2 7は、 クランク室 1 5内の冷媒ガスを吸入室 2 5に逃がすための抽気通路として機能する。 圧縮機 1 0の吐出容量は、容量制御弁 2 4によってクランク室 1 5内の圧力（ク ランク圧） を調節することにより変更される。 即ち、 コントローラ 3 4が制御弁 2 4への電流供給を制御することによって制御弁 2 4の開度が調節される。 その 結果、 吐出室 2 5から給気通路 2 3を介してクランク室 1 5に供給されるガスの 量と、 クランク室 1 5から抽気通路を介して吸入室 2 6へ流出するガスの量との 関係が変化してクランク圧が調整される。 クランク圧が高くなると、 斜板 1 9の傾角が小さくなり各ピス トン 2 1のス ト ロークが小さくなつて吐出容量が減少する。 他方、 クランク圧が低くなると、 斜 板 1 9の傾角が大きくなり各ビス トン 2 1のストロークが大きくなつて吐出容量 が増大する。 コントローラ 3 4は、 蒸発器 3 3に設けた温度センサを含む各種のセンサ （図 示せず） からの検知情報に基づいて車室内の冷房負荷の大きさを判断し、 その冷 房負荷に応じて制御弁 2 4への電流供給を制御する。 その結果、 制御弁 2 4の開 度が変化し、 その開度に応じてクランク圧、 言い換えれば、 斜板 1 9の傾角が決 定され、 圧縮機 1 0の吐出容量が冷房負荷にみあったものに調節される。 このよ うに、 冷房負荷の変化に応じた斜板 1 9の傾角制御に基づき、 吐出容量 （圧縮能 力） がフィードバック制御される。 図 1に示すように、 斜板 1 9の最大傾角は、 その斜板 1 9に設けられたス トツ パ 1 9 aがラグプレート 1 8に当接することにより規制される。 一方、 斜板 1 9 の最小傾角は、 駆動軸 1 6上に設けられた規制リング 2 8に斜板 1 9が当接する ことにより規制される。 一般に、 最小傾角はピス トン 2 1のス トロークがゼロに ならないように 0 ° よりも僅かに大きく設定される。 次に、圧縮機 1 0に設けられた動力伝達機構について説明する。図 1、図 2 ( A) 及び図 2 ( B ) に示すように、 支持筒 4 1は、 フロントハウジング 1 2の前端か ら延びている。 支持筒 4 1の周りにはアンギユラべァリング 4 2が設けられてい る。 アンギユラベアリング 4 2の外側レースには第 1回転体としてのプーリ 4 3 が止着される。 従って、 プーリ 4 3は支持筒 4 1に対して回転可能に支持されて いる。 プーリ 4 3は、 Vベルト等の動力伝達ベルト 4 4を介して駆動源としての 車両エンジン 3 5に連結されている。 プーリ 4 3は、 アンギユラベアリング 4 2 の外側レースに取着されるボス 4 3 a と、ベルト 4 4が掛装される外輪 4 3 bと、 ボス 4 3 aを外輪 4 3 bに連結する円盤部 4 3 cとを有している。 ボス 4 3 a、 外輪 4 3 b及び円盤部 4 3 cによって囲まれた領域には環状溝凹部 （または環状 溝） 4 6が確保されている。 受承部材 5 0は、 ボルト 4 7によって駆動軸 1 6の前端に固定されている。 こ のため、 駆動軸 1 6と受承部材 5 0とは一体回転する。 駆動軸 1 6及び受承部材 5 0は第 2回転体を構成する。 図 3は、 図 2 ( A) の 3— 3線に沿った受承部材 5 0の断面を示す。 図 2 (A)、 図 2 ( B ) 及ぴ図 3に示すように、 受承部材 5 0は、 駆動軸 1 6の前端外周に嵌 合する円筒部 5 1 と、 その円筒部 5 1の外端部から半径方向に延びる一対のプレ 一ト腕部 5 2とを有している。 両プレート腕部 5 2はボノレ卜 4 7を挟んで直線状 に配置されている。 つまり、 一対のプレート腕部 5 2は受承部材 5 0の軸心に関 して互いに 1 8 0 ° 隔てた角度位置に存在する。 各プレート腕部 5 2の先端には 段部 5 2 aが形成されている。 受承部材 5 0は更に、 半径方向に延びる一対のリブ 5 3を有している。 リプ 5 3は係合手段を構成する。 これら一対のリブ 5 3は一対のプレート腕部 5 2に対 応して設けられている。 各リブ 5 3は、 対応するプレート腕部 5 2の下面に設け られている。 図 2 ( A) に示すように、 各リブ 5 3の先端 （半径方向最外端） は、 プーリ 4 3のボス 4 3 aの外周面の位置まで延ぴている。 換言すれば、 受承部材 5 0の軸 心からリブ 5 3の先端までの距離は、 ボス 4 3 aの最外周の半径に一致する。 図 2 ( A) 及び図 2 ( B ) に示すように、 プーリ 4 3のボス 4 3 aの周囲には、 連結手段としてのリミッ トバネ 6 0が配設されている。 リ ミットバネ 6 0は、 第 1及び第 2捩じりコイルパネ 6 0 1， 6 0 2から構成されている。 両コイルパネ 6 0 1 , 6 0 2はいずれも金属製である。 各コイルバネ 6 0 1 , 6 0 2は、 螺旋 状に形成された本体部 6 1と、 その本体部 6 1の両端に位置する第 1端部 6 2及 び第 2端部 6 3を有している。 図 5では、 両コイルバネ 6 0 1， 6 0 2のうちの 一方のみが示されている。 図 2 ( A) 及び図 5に示すように、 各捩じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の第 1 及び第 2端部 6 2 , 6 3は、 本体部 6 1が描く螺旋円の外側に位置している。 図

2 ( A) 及び図 2 ( B ) に示すように、 各第 1端部 6 2は、 プーリ 4 3の外輪 4

3 bの内周面と円盤部 4 3 cとによって形成されるコーナ部において、 円盤部 4 3 cにリベッ トにより固定されている。 各第 2端部 6 3は、 受承部材 5 0のプレ 一ト腕部 5 2の段差部 5 2 aにリベットにより固定されている。 各捩じりコイルパネ 6 0 1， 6 0 2の本体部 6 1は、 ボス 4 3 aの外周面と外 輪 4 3 bの内周面との間に、 それらのいずれとも接触することなく保持されてい る。 つまり、 第 1及び第 2端部 6 2 , 6 3がそれぞれ円盤部 4 3 c及びプレート 腕部 5 2に固定された状態において、 本体部 6 1が描く螺旋円の半径が、 ボス 4

3 aの外周の半径よりも大きく、 且つ外輪 4 3 bの内径よりも小さくなるように 設定されている。 円筒状のボス 4 3 aの外径は、少なく とも各コイルバネ 6 0 1， 6 0 2の通常状態での径ょりも小さレ、。 各本体部 6 1は、 ボス 4 3 aの周囲をほぼ 2周半螺旋をなすように巻かれてい る。 ただし、 本体部 6 1がボス 4 3 aの外周面と対向しているのは、 第 1端部 6 2から約 1周半〜 2周分程度の範囲までであり、第 2端部 6 3寄りの残り部分（約 1周〜半周分程度） は、 図 2 ( B ) に示すように、 ボス 4 3 aの先端よりも更に 前方に位置する。 すなわち、 リ ミツ トバネ 6 0は、 ボス 4 3 aと径方向におて対 向するようにボス 4 3 aの周りに配置された第 1の部分 （後半部） と、 ボス 4 3 a と径方向において対向しない第 2の部分 （前半部） とを有する。 受承部材 5 0 のリブ 5 3も、 ボス 4 3 aの先端よりも更に前方に位置する。 なお、 図 2 ( A) , 図 5及び図 6では、 図面の理解を助けるため、 ボス 4 3 aの先端の環状端面 4 8 に梨地模様が付されている。 図 4 ( Λ )、 図 4 ( Β ) 及び図 5に示すように、 環状端面 4 8には、 係止突部

4 9 1 , 4 9 2が設けられている （図 5では、 係止突部 4 9 1， 4 9 2のうちの 一方のみを図示）。 各係止突部 4 9 1， 4 9 2は環状端面 4 8から前方に向かつ て延びるように形成されている。 両係止突部 4 9 1， 4 9 2は、 互いにボス 4 3 aの軸心の周り 1 8 0 ° の位置に配置されている。 なお、 第 1の係止突部 4 9 1 は第 1のコイルバネ 6 0 1 と対応関係にあり、 第 2の係止突部 4 9 2は第 2のコ ィルバネ 6 0 2と対応関係にある。 例えば、 第 1のコイルバネ 6 0 1は、 両端部 6 2， 6 3がプーリ 4 3及び受承 部材 5 0に固定された状態において、 第 1の係止突部 4 9 1及び一方のリブ 5 3 と図 5に示すような配置関係にある。 図 6は、 圧縮機の内部機構に過大な負荷ト ルクが生じることにより、プーリ 4 3と受承部材 5 0との間に相対回転が生じて、 第 1のコイルパネ 6 0 1が破断寸前に到った状態を示す。 この時、 第 1の係止突 部 4 9 1とリブ 5 3とは、 互いに反対側 （ほぼ 1 8 0 ° 異なる角度位置） に配置 される。 第 2コイルパネ 6 0 2、 第 2係止突部 4 9 2及び該突部 4 9 2と作用上 協働関係にあるリブ 5 3についても、 前述のそれと同様の配置関係にある。 なお、 係止突部 4 9 1， 4 9 2は、 それぞれ対応するコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の縮径時にボス 4 3 aの外周面に巻き付いたパネの一部が当該外周面からずれ 落ちるのを防止する掛止部として機能する。 図 2 (Λ) に示すように、 両捩じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2のそれぞれ対応 する端部 6 2， 6 3は、 ボルト 4 7を中心として 1 8 0。 異なる角度位置に配置 されている。 両捩じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2は重ね合わされて一つのリミツ トバネ 6 0を構成する。 そのため、 リ ミットパネ 6 0は、 二本の素線が互いに平 行となるように卷回された二重の捩じりコイルパネとして機能する。 図 2 ( B ) に示すように、 リミッ トバネ 6 0の後半部はプーリ 4 3の環状凹部 4 6内に収容され、 リ ミットバネ 6 0の前半部は環状凹部 4 6から外側に露出し ている。 リ ミッ トバネ 6 0は、 プーリの円盤部 4 3 cと受承部材 5 0との間に軸 方向に圧縮された状態で配設されている。 このため、 リ ミッ トバネ 6 0が復元し ようとする力によって、 受承部材 5 0及び駆動軸 1 6が前方へ付勢される。 このように、 二つの捩じりコィルバネ 6 0 1， 6 0 2力、らなるリミットバネ 6 0を介して、 プーリ 4 3が、 受承部材 5 0及び駆動軸 1 6に対して動力伝達可能 に連結されている。 そのため、 リ ミットパネ 6 0は、 第 1回転体と第 2回転体と を同期回転可能に連結する連結手段となる。 次に本実施形態の作用を特に図 5〜図 7を参照して説明する。 なお、 図 5及び 図 6では、 理解を容易にするために受承部材 5 0を省略すると共に両コイルパネ 6 0 1 , 6 0 2のうちの一方のみを図示する。 通常、エンジン 3 5の動力は、ベルト 4 4、 プーリ 4 3、 リ ミツ トバネ 6 0 (捩 じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2 ) 及び受承部材 5 0を介して駆動軸 1 6に伝達さ れる。即ち、エンジン 3 5の供給トルクと圧縮機 1 0の負荷トルクとが釣り合い、 図 5に示すように、 プーリ 4 3の角速度 ω 1 と受承部材 5 0及び駆動軸 1 6の角 速度 ω 2とが等しい状態で、 プーリ 4 3及ぴ駆動軸 1 6が同期回転する。 この場 合には、 各捩じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の本体部 6 1は、 プーリのボス 4 3 aの外周面から離間した状態を維持される。 駆動軸 1 6への動力伝達に伴い、 駆動軸 1 6に連結された斜板 1 9が個々のピ ス トン 2 1を往復動させる。 ピス トン 2 1は、 冷媒ガスの吸入及び圧縮という仕 事をする。 この仕事状況 （負荷状況） に相応して、 駆動軸 1 6及び受承部材 5 0 にはプーリ 4 3の回転方向とは逆向きの負荷トルクが作用する。 しかしながら、 その負荷トルクが所定の限界値を超えず、 エンジン 3 5に対して許し難い影響を 及ぼさない程度のものであるならば、 両コイルパネ 6 0 1， 6 0 2を介してプー リ 4 3から受承部材 5 0及び駆動軸 1 6への動力伝達が維持される。 なお、 この 動力伝達が維持される限りにおいて、 各シリンダボア 1 1 aでの圧力変化の位相 ずれや圧縮負荷の変動等に起因して前記負荷トルクが所定の限界値以下で変動し たとしても、 その程度の負荷トルクの変動は両コイルバネ 6 0 1， 6 0 2のノくネ 弾性によって十分に緩和される。 一方、 圧縮機の内部で何らかの不都合 （例えばデッ ドロック） が生じ、 圧縮機 1 0の負荷トルクが前記所定の限界値を超えるほど過大になると、 プーリ 4 3の 角速度 ω 1と受承部材 5 0及ぴ駆動軸 1 6の角速度 ω 2 'との間に差が生じる（図 6参照， ω 2 ' く ω 1 )。 つまり、 プーリ 4 3と受承部材 5 0及び駆動軸 1 6と は同期回転が維持できなくなる。 具体的には、 プーリ 4 3に連結されたコイルバ ネ 6 0 1， 6 0 2の第 1端部 6 2はプーリ 4 3との同期回転を続けようとするの に対し、 受承部材 5 0に連結された第 2端部 6 3はプーリ 4 3との同期回転に強 く逆らい、 両端部 6 2， 6 3間に角速度差 （ω 1—ω 2 ' ) が生じる。 この角速度差によって、 各コイルパネ 6 0 1， 6 0 2は、 その径が縮小するよ うに捩じり変形する。 その結果、 図 6に示すように、 コイルパネ 6 0 1 (または 6 0 2 ) の本体部 6 1 の後半部がプーリ 4 3のボス 4 3 aの外周面に密接するよ うに巻き付く と共に、 本体部 6 1の前半部の一部がリブ 5 3の先端に当接する。 本体部 6 1の後半部はボス 4 3 aの外周面に巻き付くことでそれ以上の変形は規 制される。 また、 プーリ 4 3と受承部材 5 0との間の角速度差に基づいて、 係止突部 4 9 1 (または 4 9 2 ) はリブ 5 3に対して図 6のように配置される。 その後も更に 各コイルバネ 6 0 1， 6 0 2に対し縮径方向の捩じりがかけられるに伴い、 本体 部 6 1の前半部と後半部との境界部位が、 係止突部 4 9 1 (または 4 9 2 ) のと ころでボス 4 3 aの外周面が描く円よりも内側に湾曲されるとともに、 本体部 6 1のリブ 5 3に接した部位が更に大きく湾曲される。 このため、 各コイルバネ 6 0 1 , 6 0 2の捩じりによる応力が、特にリブ 5 3に接した部位に瞬時に集中し、 その箇所で本体部 6 1がみごとに破断する。 本実施形態では二つのコイルバネ 6 0 1， 6 0 2が用いられているが、 一方の コイルパネが破断すれば、 全ての負荷トルクが残ったコイルバネにかかるので、 その残ったコイルバネも直ちに破断する。 このように、 所定の限界値を超える過 大な負荷トルクが生じたときには、 両コイルバネ 6 0 1， 6 0 2はほぼ同時に破 断するため、 エンジン 3 5から駆動軸] 6への動力伝達が確実に遮断される。 図 7は、 リ ミットバネ 6 0 (コイルパネ 6 0 1， 6 0 2 ) に対する圧縮機側か らの印加トルク （即ち反発負荷トルク） と、 リ ミットパネ 6 0に作用する応力と の関係を示したグラフである。 このグラフにおいて、 実線は本実施形態の動力伝 達機構の特性線を示し、 二点鎖線は、 本実施形態の動力伝達機構から一対のリブ 5 3及び一対の係止突部 4 9 1 , 4 9 2を取り除いた構成に相当する比較例の特 性線を示す。 いずれの場合も使用するコイルバネは同じであるため、 本体部 6 1 を破断するのに必要な応力 （破断応力） の上限値から下限値までの幅 Fは共通す る。 比較例の特性線は、 印加トルクの全範囲にわたって同一傾きを維持する一次直 線となるため、 前記破断応力幅 Fに対応する印加トルクの幅 T 2も図 7のように 比較的広くなる。 これに対し、 本実施形態の特性線は変曲点 Bにおいて急激に傾 斜角を大きくする。 即ち、 変曲点 Bは本体部 6 1がリブ 5 3の先端に接触したと きを示す。 変曲点 Bより前の印加トルク範囲では、 本体部 6 1 とリブ 5 3とは非 接触状態にあるため、 本実施形態と比較例とで特性線の傾向に何ら変わるところ はない。 ところが、 本体部 6 1がリブ 5 3の先端に接触してからは、 反発負荷トルクに よる応力がそのリブ 5 3との接触点に集中するようになるため、本実施形態では、 そこから応力が急激に立ち上がる傾向を示す。 そして、 変曲点 B以降の特性線の 傾きが大きい範囲内に前記破断応力幅 Fが存在するため、 その応力幅 Fに対応す る印加トルクの幅 T 1は比較的狭くなつている （T 1 < T 2 )。 このことは、 比 較例の場合よりも本実施形態の方が、 バネを破断させるための負荷トルクの幅が 狭くなり、 圧縮機側の反発負荷トルクが予定した限界値 （即ち破断予定トルク） にほぼ達したときには、確実に動力伝達を遮断することができることを意味する。 本実施形態は、 以下のような効果を有する。 リブ 5 3を設けることで両コイルバネ 6 0 1， 6 0 2の破断応力幅 Fに対応す る負荷トルクの幅 T 1を狭小化することが可能となり、 破断を予定している負荷 トルクでコイルパネ 6 0 1， 6 0 2を確実に破断させ動力遮断を適時に実現する ことができる。 それ故、 過大な反発負荷トルクからエンジン 3 5等を確実に保護 することができる。 圧縮機側の負荷トルクが破断予定トルクに達するまでは、 捩じられたコイルバ ネ 6 0 1， 6 0 2の後半部がボス 4 3 aの外周に巻き付けられるのみである。 こ の間、 各コイルバネ 6 0 1， 6 0 2とボス 4 3 aとは同期回転するので、 前記卷 き付きによって異音が生じたり、 コイルバネ 6 0 1， 6 0 2とボス 4 3 aとの間 で摩耗等が生ずることはない。 コイルパネ 6 0 1， 6 0 2の後半部がボス 4 3 aの外周に卷き付いた状態から 負荷トルクによって更にコイルパネ 6 0 1， 6 0 2が捩じられると、 コイルバネ 6 0 1， 6 0 2の一部がボス 4 3 aの対応する係止突部 4 9 1 , 4 9 2に引っ掛 かり、 その箇所で更に折れ曲がる。 このような係止突部 4 9 1， 4 9 2が掛止部 として存在するため、 更に捩じりを加えていったときにボス 4 3 aの外周に卷き 付いているコイルバネ 6 0 1 , 6 0 2の後半部が、 ボス 4 3 aから外れることは なレ、。 それ故、 ボス 4 3 aよりも前方に位置するコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の前 半部に負荷トルクによる捩じり作用を集中させることができ、 負荷トルクの僅か な増大によっても、 リブ 5 3が接する部位でのコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の変形 量を大きくすることができる。 この意味で、 係止突部 4 9 1， 4 9 2は、 リブ 5 3による破断作用を補助する手段として位置づけられる。 リ ミッ トバネ 6 0は複数のコイルバネ 6 0 1 , 6 0 2から構成される。 また、 コイルパネ 6 0 1， 6 0 2は対応する端部 6 2， 6 3が等角度間隔位置 （即ち 1 8 0 ° 異なる角度位置） で他部材に連結されるように配置される。 それ故、 ェン ジン 3 5からの動力伝達に際して駆動軸 1 6をその中心軸線 Lに対し傾けるよう なモーメントが発生せず、 受承部材 5 0及び駆動軸 1 6の回転が安定し、 トルク が無駄なく伝達される。 又、 二つの捩じりコイルバネ 6 0 1 , 6 0 2は互いに支 え合う関係となるので、 両コイルバネ 6 0 1， 6 0 2を組み合わせた際にバネ 6 0 1， 6 0 2の姿勢が安定する。 仮に、 各コイルバネ 6 0 1， 6 0 2の第 1端部 6 2がプーリ 4 3の外輪 4 3 b の内周部に対し係脱可能な設計を採用した場合に、 その係脱可能箇所でのフレツ ティング摩耗という問題が危惧される。 これに対し、 本実施形態では各コイルバ ネの両端部 6 2， 6 3は各部材に固定されているため、 フレツティング摩耗を危 惧する必要はない。 第 1回転体と第 2回転体とを連結する手段として金属製のコイルバネ 6 0 1， 6 0 2を用いたため、これらからなるリ ミツ トパネ 6 0のバネ定数を相当低く（よ り具体的には一般的なゴムダンバのパネ定数よりも低く）設定することができる。 このため、 動力伝達系の共振周波数を、 被動機器である圧縮機 1 0に生じる負荷 トルク変動の最低周波数よりも低く設定することが可能となる。 それ故、 負荷ト ルク変動に基づく共振に起因する騒音や異常振動を抑制し、 圧縮機 1 0の内部機 構の損傷を未然防止することができる （詳しくは本件出願人による特願平 9— 3 3 0 0 7 5号を参照）。 圧縮機側で生ずる負荷トルクが所定の限界値を超えない限り、 駆動軸 1 6に作 用する トルクの変動をリ ミッ トバネ 6 0の捩じり変形によって緩和することがで きる。 即ち、 リ ミッ トバネ 6 0はダンバとしても機能する。 本実施形態の動力伝達機構は、 防振ゴムのような防振材を必要としないため、 部品点数が少なく構造が簡略化されている。 プーリ 4 3と受承部材 5 0との間に軸方向へ圧縮された状態で介装されたリ ミ ッ トバネ 6 0は、 受承部材 5 0と共に駆動軸 1 6を圧縮機のフロント側に付勢す るという機能をも有する。 これは、 駆動軸 1 6の軸方向のがたつきを抑制するた めに有効である。 故に、 シリンダブロック 1 1の支持孔 1 1 b内に、 駆動軸 1 6 を軸方向に付勢する専用のバネ材を配設する等の配慮は必要がない。 従って、 リ ミットバネ 6 0は圧縮機 1 0の構造の簡素化にも貢献する。 前記実施形態を以下のような態様に変更してもよい。 各コイルパネ 6 0 1， 6 0 2において、 リブ 5 3に接する本体部 6 1の部位及 びその近傍に、 レーザー等の手段で焼き入れを行い、 その部位の硬度を他部位よ りも高めてもよレ、。 かかるコイルバネ 6 0 1， 6 0 2の部分的な硬度アップによ つて、 その部位が応力によって破断し易くなる。 図 1〜図 6の実施开$態では、 各コィノレバネ 6 0 1， 6 0 2の受承部材 5 0寄り の箇所 （前半部の一部） を破断するようにしたが、 コイルバネ 6 0 1， 6 0 2の プーリ寄りの箇所 （後半部の一部） を破断するようにしてもよい。 各コイルパネ 6 0 1， 6 0 2の前半部の一部を破断する場合でも、 リブ 5 3を 主たる遮断部材とし係止突部 4 9 1 , 4 9 2を破断補助部材とする必要はなく、 係止突部 4 9 1 , 4 9 2それ自体が主たる遮断部材となるようにその形状を変更 してもよい。 係止突部 4 9 1， 4 9 2は省略されてもよレ、。 リブ 5 3と係止突部 4 9 1 (又は 4 9 2 ) とは、 圧縮機側の過負荷時において 図 6に示すようにボス 4 3 aの軸心を挟んで 1 8 0。 反対の位置関係となるよう に配置されることは必須ではない。 破断寸前の状態 （図 6参照） において、 リブ 5 3、 ボス 4 3 aの軸心及び係止突部 4 9 1 (または 4 9 2 ) のなす角度 0が 1 8 0 ° 未満となるような配置関係にあってもよい。 但し、 前記角度 Θをあまり小 さくすると、 リブ 5 3と係止突部 4 9 1， 4 9 2との協働的相乗効果が低くなる おそれがある。 係止突部 4 9 1， 4 9 2は図 4に示すような形状に限定されるものではなく、 ボス 4 3 aの環状端面 4 8から突設された引っ掛けピンであってもよい。 又、 掛 止部はボス 4 3 aの外周面上に突設されてもよい。 二つの摸じりコイルバネ 6 0 1， 6 0 2のうちの一方を省き一つのコイルバネ だけでリ ミットバネ 6 0を構成してもよい。 逆に、 三つ以上のコイルバネを用い てリ ミツ トバネ 6 0を構成してもよい。 即ち、 リミツ トバネ 6 0は、 少なく とも 一つ以上のコイルパネから構成されてよい。 図 1の圧縮機 1 0に、 電磁クラッチを更に併設してもよい。

Claims

請求の範囲

1 . 駆動源と被動機器とを動力遮断可能に連結する動力伝達機構であって、 駆動源と同期回転する第 1回転体と、

被動機器と同期回転する第 2回転体と、

前記第 1回転体と前記第 2回転体とを同期回転可能に連結する連結手段と、 被動機器の負荷トルクが所定値を越えたときに前記連結手段に係合する係合手 段であって、 その係合手段は、 連結手段に係合した状態において、 連結手段を破 断させるベく当該連結手段の特定の部位の応力を急増させることと

を備えることを特徴とする動力伝達機構。

2 . 前記係合手段は、 連結手段に係合したとき、 被動機器の負荷トルクの変化に 対する連結手段の応力の変化の割合を増大させるように当該割合を変更すること を特徴とする請求項 1に記載の動力伝達機構。

3 - 前記連結手段は被動機器の負荷トルクに応じて変形可能な弾性部材を含むこ とを特徴とする請求項 1又は 2に記載の動力伝達機構。

4 . 前記係合手段は、 弾性部材に係合したとき、 弾性部材の変形を局部的に規制 することを特徴とする請求項 3に記載の動力伝達機構。

5 . 前記連結手段は少なく とも一つのコイルパネを含むことを特徴とする請求項 1〜 4の何れかに記載の動力伝達機構。

6 . 前記コイルバネは軸方向に圧縮された状態で第 1回転体と第 2回転体との間 に設けられることを特徴とする請求項 5に記載の動力伝達機構。

7 . 被動機器の負荷トルクに応じて前記コイルパネの径が変化することを特徴と する請求項 5又は 6に記載の動力伝達機構。

8 . 前記第 1回転体はボスを有するプーリを含み、 前記コイルパネは、 ボスと径 方向において対向するようにボスの周りに配置された第 1の部分と、 ボスと径方 向において対向しない第 2の部分とを有し、 前記係合手段は第 2の部分に係合可 能であることを特徴とする請求項 7に記載の動力伝達機構。

9 . 被動機器の負荷トルクが前記所定値を越えたとき、 第 1の部分がボスに巻き 付き且つ第 2の部分が前記係合手段に係合するように、 コイルパネの径が縮小す ることを特徴とする請求項 8に記載の動力伝達機構。

1 0 . 前記ボスは、 ボスに巻き付いた状態の第 1の部分がボスから外れるのを防 止すべく、 コイルパネの一部を掛止する掛止部を備えることを特徴とする請求項 9に記載の動力伝達機構。

1 1 . 前記係合手段は第 2回転体に設 ίナられたリブであることを特徴とする請求 項 1〜 1 0の何れかに記載の動力伝達機構。

1 2 . 前記被動機器は駆動軸を有し、 前記第 2回転体は駆動軸と一体回転可能な 受承部材を含み、 前記リブは受承部材に設けられることを特徴とする請求項 1 1 に記載の動力伝達機構。

1 3 . 前記連結手段は一つの共通軸線の周りに配置された複数のコイルバネを含 み、 各コイルパネは、 第 1回転体に固定される第 1端部と、 第 2回転体に固定さ れる第 2端部とを有し、 第 1端部は共通軸線の周りに等角度間隔で配置され、 第

2端部は共通軸線の周りに等角度間隔で配置されることを特徴とする請求項 1〜 4の何れかに記載の動力伝達機構。

1 4 . 駆 ίί源と被動機器とを動力遮断可能に連結する動力伝達機構であって、 駆動源と同期回転する第 1回転体と、

被動機器と同期回転する第 2回転体と、

前記第 1回転体と前記第 2回転体とを同期回転可能に連結する連結手段であつ て、 被動機器の負荷トルクの増大に伴い連結手段の応力が増大することと、 被動機器の負荷トルクの変化に対する連結手段の応力の変化の割合を増大させ るべく、 連結手段に係合する係合手段であって、 被動機器の負荷トルクが所定値 を越えたとき、 係合手段は連結手段に破断を生じさせるべく当該連結手段に係合 することと

を備えることを特徴とする動力伝達機構。