JP2000170870A

JP2000170870A - 動力伝達機構

Info

Publication number: JP2000170870A
Application number: JP10345658A
Authority: JP
Inventors: Kazuya Kimura; 一哉木村
Original assignee: Toyoda Automatic Loom Works Ltd
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1998-12-04
Filing date: 1998-12-04
Publication date: 2000-06-23
Also published as: WO2000034688A1; US6419585B1; EP1054190A4; EP1054190A1

Abstract

(57)【要約】【課題】圧縮機の負荷トルクが破断予定トルクに達する
や否やコイルバネの破断を確実に生じさせ、動力遮断を
適時に実現する。【解決手段】プーリ４３（第１回転体）はエンジンと作
動連結されている。圧縮機の駆動軸１６の前端にはプレ
ート状の受承部材５０が固定されている（１６及び５０
は第２回転体を構成する）。プーリ４３と受承部材５０
とは、一対の捩じりコイルバネ６０１，６０２からなる
リミットバネ６０によって同期回転可能に連結されてい
る。このバネ６０は圧縮機の負荷トルクの増大により縮
径方向に変形し得る。受承部材５０の裏側には一対のリ
ブ５３が設けられ、前記負荷トルクが破断予定トルク以
上になると、コイルの縮径がリブ５３によって局部的に
規制され、その部位での応力が急激に高まり両コイルバ
ネが破断に到る。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、駆動源と被動機器
とを動力遮断可能に作動連結する動力伝達機構に関す
る。より詳しくは、被動機器側に何らかの理由で過大な
反発負荷トルクが発生したときに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。

【０００２】

【従来の技術】エンジン又はモータ等の駆動源から圧縮
機等の被動機器への動力伝達経路において、被動機器に
異常事態（例えばデッドロック）が生じたときにその反
動として過大な負荷トルクが駆動源に波及するのを阻止
するために、両者間の動力伝達を強制遮断可能な動力伝
達機構を設けることがある。例えば、特開平８−３１９
９４５号公報は、回転軸の端部にスプライン嵌合された
プーリを車輌エンジンで直接的にベルト駆動するクラッ
チレス圧縮機を開示する。そのプーリの円板部には、回
転軸を中心とする仮想円に沿って複数の円弧状溝が形成
され、その結果として隣り合う溝間に破断部が設けられ
ている。この構成により、圧縮機内部機構の異常によっ
て回転軸が回転不能となり前記破断部に所定値以上の反
発負荷トルクが作用すると、破断部が破断してエンジン
から圧縮機回転軸への動力伝達が遮断されるようにして
いる。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】ところが、従来の動力
伝達機構では、反発負荷トルクが所定値に達したときに
目的通り直ちに破断部を破断させることは実際には容易
ではない。というのも、経験的事実として、同種又は同
一部材を使用する場合でも、個々の部材の破断応力は全
く同じではなく一定の幅内でばらつきがあり、そのよう
な幅のある破断応力に対応する印加トルク（即ち反発負
荷トルク）も一定の幅で広がる傾向にある（図７の比較
例と同じ傾向）。それ故、個体差にかかわらず、破断を
予定している負荷トルクの近辺で前記破断部を安定して
破断させることは現実には非常に困難である。このた
め、前述のような部材（プーリの平板部）の一部に破断
部を単に設けるだけの単純な可破断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ない。

【０００４】本発明はかかる事情に鑑みてなされたもの
であり、その目的は、破断を予定している負荷トルクの
近辺で動力伝達部材の破断を確実に生じさせて動力遮断
を適時に実現し、過大な負荷トルクから駆動源を確実に
保護することができる動力伝達機構を提供することにあ
る。特に、動力伝達部材の破断応力の一定幅に対応する
負荷トルク幅の狭小化を達成することを目的とする。

【０００５】

【課題を解決するための手段】請求項１の発明は、駆動
源と被動機器とを動力遮断可能に作動連結する動力伝達
機構であって、駆動源側に設けられた第１回転体と、被
動機器側に設けられた第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と共に被動
機器側の負荷トルクの変化に基づいて弾性変形可能な連
結手段と、少なくとも被動機器側の負荷トルクが破断予
定トルクに達するときには前記連結手段の一部に係合可
能な係合手段とを備え、被動機器側の負荷トルクが前記
破断予定トルクに達したときに、前記係合手段により前
記連結手段の変形を局部的に規制することでその連結手
段の特定部位の応力を急増させ当該連結手段を破断させ
ることを特徴とする。

【０００６】この構成によれば、通常時、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して駆動
源から被動機器への動力伝達を担保する。この動力伝達
時には被動機器側の負荷トルクが連結手段に作用する。
連結手段は第２回転体を介して自己に及ぶ負荷トルクの
変化に基づき弾性変形する。換言すれば、連結手段の変
形度合いは被動機器側の負荷トルクの大きさを反映す
る。被動機器側の負荷トルクが破断予定トルクに達した
ときには、連結手段が相応の変形状態となってその一部
が係合手段に係合する。前記負荷トルクが破断予定トル
ク以上になると、係合手段により連結手段の変形が局部
的に規制される一方で、他部位の変形はそれ以後も許容
されるため、連結手段の特定部位（例えば連結手段と係
合手段との係合点）の応力が急増し、そこで連結手段が
破断される。このように、被動機器側の負荷トルクが破
断予定トルクに達したときには直ちに連結手段の特定部
位に応力を集中させ、破断予定トルクの極近辺で連結手
段の破断を確実に生じさせて動力遮断を適時に実現する
ことができる。

【０００７】請求項２の発明は、請求項１に記載の動力
伝達機構において、前記連結手段は少なくとも一つのコ
イルバネから構成されていることを特徴とする。この構
成によれば、連結手段を構成するコイルバネは、第２回
転体を介して逆伝達される被動機器側の負荷トルクの大
きさに応じて捩じられ、その捩じり変形に基づき明確に
径変化（半径方向に変形）することが可能となる。尚、
この場合のコイルバネの径変化は、縮径変化又は拡径変
化のいずれであってもよい。

【０００８】請求項３の発明は、請求項２に記載の動力
伝達機構において、前記連結手段を構成するコイルバネ
は、被動機器側の負荷トルクが増大するとコイル径が縮
小するように設けられていることを特徴とする。

【０００９】この構成によれば、連結手段を構成するコ
イルバネは、第２回転体を介して逆伝達される被動機器
側の負荷トルクの増大に伴って縮径方向に捩じり変形す
ることができる。この場合には特に、係合手段によって
コイルバネの縮径変形が局部的に規制されるときの応力
の立ち上がりが急激となり、コイルバネの破断応力が一
定の幅を持つ場合でも、その破断応力幅に対応する負荷
トルクの幅を狭小化することが可能となる（図７参
照）。従って、破断予定トルクの極近辺でコイルバネの
破断を確実に生じさせ、動力遮断を適時に実現すること
ができる。なお、このような負荷トルク幅の狭小化効果
は、前記請求項２の発明においてコイルバネが拡径変化
するときにも当てはまる。

【００１０】請求項４の発明は、請求項２又は３に記載
の動力伝達機構において、前記第２回転体は前記被動機
器の駆動軸と一体回転可能な受承部材を備えており、前
記係合手段は、前記コイルバネの径方向への変形を局部
的に規制すべく前記受承部材に設けられたリブによって
構成されることを特徴とする。

【００１１】この構成によれば、受承部材に設けたリブ
により係合手段を構成するため、径方向に変形するコイ
ルバネの局部に応力を集中させることが容易となる。請
求項５の発明は、請求項３又は４に記載の動力伝達機構
において、前記第１回転体はプーリを備え、そのプーリ
は前記コイルバネの常態でのコイル径よりも小さな外径
を有する円筒状のボス部を備えており、そのボス部の周
囲には、前記コイルバネの一部が当該ボス部の先端縁よ
りも更に前方に位置し得るように当該コイルバネが配設
されており、前記係合手段は、前記ボス部の先端縁より
も更に前方に配置されていることを特徴とする。

【００１２】この構成によれば、軸方向に一定の長さを
持つコイルバネの一部分は、その縮径方向への変形時に
ボス部の外周に巻き付いてそれ以上の変形が規制される
が、そのことにより却って、ボス部の先端縁よりも更に
前方に位置しているコイルバネの一部（残り部分）の変
形の程度が大きくなり、当該コイルバネの一部と係合手
段との係合点での応力の増大が顕著となる。従って、破
断予定トルクでコイルバネを破断させることがより確実
となる。

【００１３】請求項６の発明は、請求項５に記載の動力
伝達機構において、前記ボス部の先端縁には、前記コイ
ルバネの縮径時にボス部の外周面に巻き付いたバネの一
部が当該外周面からずれ落ちるのを防止する掛止部が設
けられていることを特徴とする。

【００１４】この構成によれば、掛止部により、ボス部
の外周面に巻き付いたコイルバネの一部が当該外周面か
らずれ落ちるのが防止されるため、請求項５に記載の動
力伝達機構の作用及び効果が更に高められる。

【００１５】

【発明の実施の形態】以下に、本発明を車輌用空調装置
の可変容量圧縮機に具体化した実施形態を図面を参照し
つつ説明する。以下に述べる圧縮機は、駆動源たるエン
ジンとの間に電磁クラッチ等のクラッチ機構を必要とし
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二つ
の役割を担っている。

【００１６】（圧縮機本体の構成と空調制御での基本動
作）図１に示すように、車輌用空調装置は、揺動斜板式
可変容量圧縮機１０と、外部冷媒回路３０と、該空調装
置の制御全般を司る制御装置３４とを備えている。図１
の外部冷媒回路３０は、例えば凝縮器３１、温度式の膨
張弁３２及び蒸発器３３を備えたタイプであり、圧縮機
１０と共に冷凍サイクルを構成する。

【００１７】被動機器としての圧縮機１０は、シリンダ
ブロック１１と、その前端面に接合固定されたフロント
ハウジング１２と、シリンダブロック１１の後端面に弁
形成体１４を介して接合固定されたリヤハウジング１３
とを備えている。これら部材１１，１２，１３及び１４
は全体として圧縮機１０のハウジングを構成する。

【００１８】フロントハウジング１２内には、シリンダ
ブロック１１の前端面によってクランク室１５が区画形
成されている。クランク室１５には、回動可能な駆動軸
１６と、該駆動軸１６上に止着された回転支持体（ラグ
プレート）１８と、カムプレートとしての斜板１９と、
ラグプレート１８と斜板１９との間に介在されたヒンジ
機構２０とが設けられている。ラグプレート１８はスラ
ストベアリング１７を介してフロントハウジング１２の
内壁面に接する。斜板１９は駆動軸１６によってその軸
線方向へのスライド可能且つ傾動可能に支持されてい
る。又、ラグプレート１８及びヒンジ機構２０により、
斜板１９は駆動軸１６に対しスライド及び傾動可能で且
つ駆動軸１６と一体回転可能となっている。

【００１９】シリンダブロック１１には複数のシリンダ
ボア１１ａ（一つのみ図示）が、駆動軸１６を等角度間
隔にて取り囲むように形成されている。各シリンダボア
１１ａは駆動軸１６と平行に延び、各ボア１１ａ内には
片頭型のピストン２１が往復動可能に収容されている。
各ピストン２１の一端は一対のシュー２２を介して斜板
１９の外周部に係留されている。各ボア１１ａ内におい
てピストン端面と弁形成体１４との間には圧縮室が区画
されている。そして、傾斜状態の斜板１９が駆動軸１６
と共に回転すると、それに伴う斜板の波打ち運動がシュ
ー２２を介して各ピストン２１の往復運動を生じさせ
る。

【００２０】リヤハウジング１３内には弁形成体１４に
よって吸入室２５及び吐出室２６がそれぞれ区画形成さ
れている。吐出室２６と吸入室２５とは外部冷媒回路３
０によって接続されている。弁形成体１４は少なくとも
三枚の金属板材を重ね合わせて構成される。この弁形成
体１４には各シンンダボア１１ａ（又は圧縮室）毎に吸
入孔及び吐出孔が形成され、これら各孔に対応してフラ
ッパ弁としての吸入弁１４ａ及び吐出弁１４ｂが形成さ
れている。ピストン２１の往復運動に伴い、吸入室２５
内の冷媒ガスが吸入弁１４ａを押し開けてシリンダボア
１１ａ内へ吸入され、その後ピストン２１によって圧縮
され、圧縮された冷媒ガスが吐出弁１４ｂを押し開けて
吐出室２６へ吐出される。

【００２１】シリンダブロック１１、弁形成体１４及び
リヤハウジング１３内には、クランク室１５と吐出室２
６とをつなぐ給気通路２３が設けられている。給気通路
２３の途中には、リヤハウジング１３に組み込まれる形
で容量制御弁２４が介在されている。この容量制御弁２
４は例えば、ソレノイド２４ａ、弁体２４ｂ及びポート
２４ｃ（給気通路２３の一部を構成する）を備えた弁開
度調節可能な電磁弁として構成されている。ソレノイド
２４ａは制御装置３４によって外部的な通電制御を受け
る。この制御弁２４では、ソレノイド２４ａが励磁され
ると弁体２４ｂがポート２４ｃを閉鎖し、ソレノイド２
４ａが消磁されると弁体２４ｂがポート２４ｃを開放す
る。

【００２２】他方、駆動軸１６には、その軸心に沿って
放圧通路１６ａが形成されている。放圧通路１６ａの一
端はクランク室１５内に開口する一方、放圧通路１６ａ
の他端はシリンダブロック１１の略中央に形成された凹
部１１ｂ内に開口している。この凹部１１ｂは、シリン
ダブロック１１及び弁形成体１４を貫通する絞りとして
の放圧孔２７を介して吸入室２５と連通している。放圧
通路１６ａ、凹部１１ｂ及び放圧孔２７は、クランク室
１５の圧力（クランク圧Ｐｃ）を吸入室２５に逃がすた
めの抽気通路を構成する。

【００２３】この揺動斜板式圧縮機の吐出容量は、容量
制御弁２４によってクランク圧Ｐｃを制御することで可
変調節される。即ち、制御装置３４からの通電制御によ
る制御弁２４の弁開度調節に基づき、給気通路２３を介
したクランク室１５への高圧冷媒ガスの供給量と、抽気
通路を介したクランク室１５からの冷媒ガスの放出量と
のバランスを調節することでクランク圧Ｐｃが制御され
る。そして、クランク圧Ｐｃを高め誘導すれば、斜板１
９の傾角が小さくなり各ピストン２１のストロークが小
さくなって吐出容量が減少する。他方、クランク圧Ｐｃ
を低め誘導すれば、斜板１９の傾角が大きくなり各ピス
トン２１のストロークが大きくなって吐出容量が増大す
る。つまり制御装置３４は、蒸発器３３に設けた温度セ
ンサやその他のセンサ類（いずれも図示せず）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２４への通電量を調節す
る。そして、通電制御された制御弁開度に応じてクラン
ク圧Ｐｃをひいては斜板傾角を決定し、圧縮機１０の吐
出容量を冷房負荷にみあったものに調節する。このよう
に、この可変容量圧縮機においては、冷房負荷の変化に
応じた斜板１９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。

【００２４】なお、斜板１９の最大傾角はその斜板１９
に設けられたストッパ１９ａがラグプレート１８に当接
することで規制される（図１の状態）。他方、斜板１９
の最小傾角は駆動軸１６の略中央部に装着された規制リ
ング２８に斜板１９が当接することで規制される。一般
に最小傾角はピストン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。

【００２５】（動力伝達機構の構成及び作用）次に本実
施形態における動力伝達機構を説明する。図１並びに図
２（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、フロントハウジング
１２の前端部はスリーブ状に形成されて支持筒部４１を
構成している。この支持筒部４１の周りにはアンギュラ
ベアリング４２が設けられている。アンギュラベアリン
グ４２の外輪には第１回転体としてのプーリ４３が止着
され、結果的にプーリ４３は支持筒部４１に対して回転
可能に支持されている。このプーリ４３は、Ｖベルト等
の動力伝達ベルト４４を介して駆動源としての車輌エン
ジン３５に作動連結されている。プーリ４３は、アンギ
ュラベアリング４２の外輪に取着される内側筒部４３ａ
（以下「ボス部」という）と、ベルト４４が掛装される
外側リング状部４３ｂと、前記ボス部４３ａとリング状
部４３ｂを連結するフランジ部４３ｃとを有している。
そして、ボス部４３ａ、外側リング状部４３ｂ及びフラ
ンジ部４３ｃによって囲まれた領域には環状の凹部（又
は環状溝）４６が確保されている。

【００２６】駆動軸１６の前端部には、駆動力受承体と
しての受承部材５０がロックボルト４７によって固定さ
れている。このため、駆動軸１６と受承部材５０とは同
期回転可能となっており、これらは第２回転体を構成す
る。

【００２７】図３は、図２（Ａ）の３−３線位置での受
承部材５０の断面を示す。図２及び図３に示すように、
受承部材５０は、駆動軸１６の前端部外周に嵌合する円
筒部５１と、その円筒部５１の外端部から半径方向に延
びる一対のプレート腕部５２とを有している。両プレー
ト腕部５２はボルト４７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５２は受承部材５０に
おいて互いに１８０°の角度位置に存在する。又、各プ
レート腕部５２の先端には取付け段部５２ａが形成され
ている。

【００２８】受承部材５０は更に、半径方向に延びる一
対のリブ５３を有している。リブ５３は係合手段を構成
する。これら一対のリブ５３は前記一対のプレート腕部
５２に対応して設けられており、各リブ５３は、対応す
るプレート腕部５２の下面側（即ち圧縮機本体側）にお
いて、半径方向に延びるように突設されている。図２
（Ａ）に示すように、各リブ５３の先端（半径方向最外
端）は、プーリのボス部４３ａの外周面の位置に一致し
ている。換言すれば、受承部材５０の軸心からリブ５３
の先端までの距離（又は半径）は、プーリのボス部４３
ａの最外周の半径に一致するように設定されている。

【００２９】図２（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、プー
リ４３のボス部４３ａの周囲には、連結手段としてのリ
ミットバネ６０が配設されている。リミットバネ６０
は、第１及び第２の捩じりコイルバネ６０１，６０２か
ら構成されている。二つのコイルバネ６０１，６０２は
いずれも金属製であり、各々は、例えば図２及び図５に
示すような形状をなしている（図５では一つのコイルバ
ネのみを図示）。各コイルバネは、螺旋状に形成された
本体部６１と、その本体部６１の両端に位置する第１端
部６２及び第２端部６３を有している。

【００３０】各捩じりコイルバネの第１及び第２端部６
２，６３は双方とも、本体部６１が描く螺旋円の外側に
位置している（図２（Ａ）及び図５参照）。図２（Ａ）
及び（Ｂ）に示すように、第１端部６２は、プーリ４３
の外側リング状部４３ｂの内周面とフランジ部４３ｃと
によって形作られるコーナ部において、フランジ部４３
ｃに対しリベットで固定されている。他方、第２端部６
３は、受承部材５０のプレート腕部先端の取付け段部５
２ａに対しリベットで固定されている。かかる取付けの
結果、各コイルバネの本体部６１が、プーリ４３のボス
部４３ａの外周面と外側リング状部４３ｂの内周面との
間に、前記外周面及び内周面のいずれとも接触すること
なく保持されている。つまり、各コイルバネの第１及び
第２端部６２，６３がそれぞれフランジ部４３ｃ及びプ
レート腕部５２に固定された状態において、各コイルバ
ネの本体部６１が描く螺旋円の半径が、ボス部４３ａの
外周の半径よりも大きく、且つ外側リング状部４３ｂの
内周の半径よりも小さくなるように設定されている。少
なくとも、円筒状のボス部４３ａの外径は、各コイルバ
ネの常態でのコイル径よりも小さくなっている。

【００３１】各捩じりコイルバネの本体部６１は、ボス
部４３ａの周囲を２周半ほど螺旋状に取り巻いている。
ただし、コイルバネの本体部６１がボス部４３ａの外周
面と対向しているのは、フランジ部４３ｃ側の第１端部
６２から約１周半〜２周分程度の範囲までであり、受承
部材５０側の第２端部６３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、ボス部４３ａ
の先端縁よりも更に前方に位置する。当然のことなが
ら、受承部材５０のリブ５３もボス部４３ａの先端縁よ
りも更に前方に位置する。なお、図２（Ａ），図５及び
図６では、プーリのボス部４３ａの先端縁にあたる環状
端面４８に梨地模様を付し、他の部位又は部材との区別
をつけ易くした。

【００３２】更に、図４及び図５に示すように、プーリ
４３のボス部４３ａの先端縁たる環状端面４８には、一
対の係止突部４９１，４９２が設けられている。係止突
部４９１，４９２の各々は環状端面４８から前方に突出
形成されている。両係止突部４９１，４９２は、互いに
ボス部４３ａの軸心の周り１８０°の位置に配置されて
いる。なお、第１の係止突部４９１は第１のコイルバネ
６０１と作用上対応関係にあり、第２の係止突部４９２
は第２のコイルバネ６０２と作用上対応関係にある。

【００３３】プーリ４３及び受承部材５０に両端部６
２，６３が固定された状態（常態）での第１のコイルバ
ネ６０１は、第１の係止突部４９１及び該突部４９１と
作用上協働関係にあるリブ５３の一方と図５に示すよう
な相対配置関係にある。更に、第１の係止突部４９１と
前記リブ５３とは、圧縮機側の負荷トルクが過大化して
プーリ４３と受承部材５０との間に相対回転が生じ第１
のコイルバネ６０１が破断寸前に到った場合（図６参
照）に、両者が互いに全く反対側（ほぼ１８０°の角度
位相差位置）に位置できるように相対配置されている。
第２コイルバネ６０２、第２係止突部４９２及び該突部
４９２と作用上協働関係にあるリブ５３の三者について
も、前記と同様の相対配置がなされている。なお、係止
突部４９１，４９２の各々は、それぞれ対応するコイル
バネの縮径時にボス部４３ａの外周面に巻き付いたバネ
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。

【００３４】前記二つの捩じりコイルバネ６０１，６０
２は、図２（Ａ）に示すように、それぞれ対応する端部
（６２又は６３）がボルト４７の周りに１８０°の角度
位置関係となるように重ね合わされて一つのリミットバ
ネ６０を構成している。それ故、このリミットバネ６０
は、二本の素線が互いに平行となるように巻回された二
重の捩じりコイルバネとも言うべきものである。図２
（Ｂ）に示すように、リミットバネ６０の後半部はプー
リ４３の環状凹部４６内に収容され、前半部はプーリ４
３から外に露出している。リミットバネ６０は、プーリ
のフランジ部４３ｃと受承部材５０との間において圧縮
された状態で配設されている。このため、リミットバネ
６０が復元しようとする力によって、受承部材５０及び
駆動軸１６が前方へ付勢される。

【００３５】このように、二つの捩じりコイルバネ６０
１，６０２からなるリミットバネ６０を介して、プーリ
４３と受承部材５０及び駆動軸１６とが動力伝達可能に
連結されている。それ故、リミットバネ６０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。

【００３６】次に動力伝達機構の作用を特に図５〜図７
を参照して説明する。なお、図５及び図６では図面の複
雑化を避けるために、受承部材５０の図示を省略すると
共にリミットバネ６０を構成する二つのコイルバネのう
ちの一方のみを図示する。

【００３７】通常の運転状態においては、駆動源たるエ
ンジン３５の動力は、ベルト４４、プーリ４３、リミッ
トバネ６０（捩じりコイルバネ６０１，６０２）及び受
承部材５０を介して駆動軸１６に伝達される。即ち、エ
ンジン３５側の供給トルクと圧縮機１０側の負荷トルク
とが釣り合い、図５に示すように、プーリ４３の角速度
ω１と受承部材５０及び駆動軸１６の角速度ω２とが均
衡した状態で、プーリ４３及び駆動軸１６が同期回転す
る。この場合には、各捩じりコイルバネの本体部６１
は、プーリのボス部４３ａの外周面から離間した状態を
保つ。

【００３８】駆動軸１６への動力伝達に伴い、駆動軸１
６に作動連結された斜板１９が個々のピストン２１を往
復動させ、各々に冷媒ガスの吸入及び圧縮という仕事を
させる。この仕事状況（負荷発生状況）に相応して、駆
動軸１６及び受承部材５０にはプーリ４３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３５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、両コイルバネ６０１，６０２を介してプーリ４３か
ら受承部材５０及び駆動軸１６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１１ａ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６０１，６０２のバネ弾性によって十分に緩
和される。

【００３９】他方、圧縮機本体で何らかの不都合（例え
ばデッドロック）が生じ、圧縮機側の負荷トルクが前記
所定の限界値を超えて過大になると、プーリ４３の角速
度ω１と受承部材５０及び駆動軸１６の角速度ω２’と
の間にギャップが生じ（図６参照，ω２’＜ω１）、プ
ーリ４３と受承部材５０及び駆動軸１６との同期回転が
維持できなくなる。即ち、プーリ４３に連結されたコイ
ルバネ６０１（又は６０２）の第１端部６２はプーリ４
３との一体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６３はプーリ４３との同期回転
に強く逆らい、両端部６２，６３間に角速度差（ω１−
ω２’）が生じる。

【００４０】この角速度差によって、各コイルバネは径
を縮小する方向への捩じり変形を強いられ、ついには図
６に示すように、コイルバネ本体部６１の軸方向後半部
がプーリのボス部４３ａの外周面に密接するように巻き
付くと共に、コイルバネ前半部の一部がリブ５３の先端
に当接する。コイルバネ後半部はボス部４３ａ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４３と受承部材５０との前記角速度差に基づい
て、係止突部４９１（又は４９２）はリブ５３に対して
図６のように再配置される。その後も更にコイルバネに
対し縮径方向の捩じりがかけられるに伴い、コイルバネ
の前半部と後半部との境界部位が、前述のように再配置
されたボス部４３ａ先端縁の係止突部４９１（又は４９
２）のところでボス部外周面が描く円よりも内側に湾曲
されるとともに、コイルバネ本体部６１のリブ５３に接
した部位が更に大きく湾曲される。このため、コイルバ
ネの捩じりによる応力が、特にリブ５３に接した部位に
瞬時に集中し、その箇所でコイルバネ本体部６１がみご
とに破断する。

【００４１】本実施形態では二つのコイルバネ６０１，
６０２が用いられているが、一方のコイルバネが破断す
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６０１，６０２はほぼ同時に破断
するため、エンジン３５から駆動軸１６への動力伝達が
確実に遮断される。

【００４２】図７は、リミットバネ６０（コイルバネ６
０１，６０２）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、バネに作用する発生応力との関
係を概念的に示したグラフである。このグラフにおい
て、実線は本実施形態で説明した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５３及び一対の係止突部４９１，４９２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、コイルバ
ネ本体部６１を破断するのに必要な応力（破断応力）の
上下限値の幅Ｆは共通する。

【００４３】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Ｔ２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はコイルバネ本体部６１がリブ５３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、コイルバネ本体部６１とリブ５３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、コイルバネ本体部６１
がリブ５３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５３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Ｔ１は比較的狭く
なっている（Ｔ１＜Ｔ２）。このことは、比較例の場合
よりも本実施形態の方が、コイル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。

【００４４】（効果）本実施形態によれば、以下のよう
な効果を得ることができる。 ○ リブ５３を設けることでコイルバネの破断応力幅Ｆ
に対応する負荷トルクの幅Ｔ１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バネを
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３５等
を確実に保護することができる。

【００４５】○ 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本体部の後半
部がボス部４３ａの外周に巻き付けられるのみである。
この間、各コイルバネとボス部４３ａとは一体回転する
ので、前記巻き付きによって異音が生じたり、バネとボ
ス部４３ａとの間で摩耗等が生ずることはない。

【００４６】○ コイルバネ本体部６１の後半部がボス
部４３ａの外周に巻き付いた状態から負荷トルクによっ
て更にコイルバネが捩じられると、コイルバネの一部が
ボス部４３ａの先端縁の係止突部４９１（又は４９２）
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部４３ａの外周に巻き付いている
コイルバネの後半部がボス部先端縁から前方にズルズル
と外れるような事態を回避することができる。それ故、
ボス部４３ａの先端縁よりも前方に位置するコイルバネ
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線材の変形量を大きく（即ち
発生応力を大きく）することができる。この意味で、係
止突部４９１，４９２は、係合手段（又は破断手段）と
してのリブ５３による破断作用を補助する破断補助手段
として位置づけられる。

【００４７】○ リミットバネ６０は複数のコイルバネ
６０１，６０２から構成されると共に、コイルバネの各
端部６２，６３は等角度間隔位置（即ち１８０°反対側
の位置）で他部材に連結されている。それ故、エンジン
３５からの動力伝達に際して駆動軸１６をその中心軸線
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１６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６０１，６０２
は互いに支え合う関係となるので、両コイルバネを組み
合わせた際にバネの姿勢が安定する。

【００４８】○ 仮にコイルバネの第１端部６２がプー
リ４３の外側リング状部４３ｂ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ッ
ティング摩耗という問題が危惧される。これに対し、本
実施形態ではコイルバネの両端部６２，６３は各部材に
固定されているため、フレッティング摩耗を危惧する必
要はない。

【００４９】○ 第１及び第２回転体の連結手段として
金属製のコイルバネ６０１，６０２を用いたため、これ
らからなるリミットバネ６０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パのバネ定数よりも低
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１０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９−３３００７５号を参照）。

【００５０】○ 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１６に作用するトルクの
変動をリミットバネ６０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６０はダンパとして
も機能する。

【００５１】○ 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４３と受承部材５０との間に圧縮状態で介装
されたリミットバネ６０は、受承部材５０と共に駆動軸
１６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。故に、シリンダブロック１１の凹部１１ｂ内に、
駆動軸１６の後端を凹部１１ｂの後端壁から離間させる
ためのバネ材を配設する等の配慮は必要がない。即ち、
リミットバネ６０は圧縮機本体の構造の簡素化にも貢献
する。

【００５２】（別例）前記実施形態を以下のような態様
に変更してもよい。 ○ 前記コイルバネ６０１，６０２において、コイルバ
ネ本体部６１のリブ５３に接する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い。かかるコイルバネの部分的
な硬度アップによって、その部位が応力によって破断し
易くなる。

【００５３】○ 前記実施形態では、各コイルバネの受
承部材５０側端部寄りの箇所（前半部の一部）を破断す
るようにしたが、コイルバネのプーリ側端部寄りの箇所
（後半部の一部）を破断するようにしてもよい。

【００５４】○ 各コイルバネの前半部の一部を破断す
る場合でも、リブ５３を主たる破断部材とし係止突部４
９１（又は４９２）を破断補助部材とする必要はなく、
係止突部それ自体が主たる破断部材となるようにその形
状を変更してもよい。

【００５５】○ 前記実施形態において掛止部としての
係止突部４９１，４９２は省略されてもよい。 ○ リブ５３と係止突部４９１（又は４９２）とは、圧
縮機側の過負荷時において図６に示すようにボス部４３
ａの軸心を挟んで１８０°反対の位置関係となるように
相対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、前記軸心及び係止突部の
なす角度θが１８０°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
ブと係止突部との協働的相乗効果が低くなるおそれがあ
る。

【００５６】○ 掛止部としての係止突部４９１，４９
２は図４に示すような形状に限定されるものではなく、
ボス部４３ａの環状端面４８から突設された引っ掛けピ
ンであってもよい。又、掛止部はボス部４３ａの外周面
上に突設されてもよい。

【００５７】○ 前記実施形態において、二つの捩じり
コイルバネ６０１，６０２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６０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ットバネ６０を
構成してもよい。即ち、リミットバネ６０は、少なくと
も一つ以上のコイルバネから構成されてよい。

【００５８】○ 図１及び図２に示す動力伝達機構にお
いて、電磁クラッチをあえて併設してもよい。（付記）
前記実施形態及び別例から把握できる請求項に記載した
発明以外の技術的思想について、その効果と共に以下に
記載する。

【００５９】（イ）請求項２〜６のいずれか一項に記載
の動力伝達機構において、前記連結手段を構成するコイ
ルバネは、前記第１回転体に固定された第１端部と、前
記第２回転体に固定された第２端部とを有しているこ
と。この構成によれば、コイルバネは両回転体間におい
てダンパとして機能し得る。

【００６０】（ロ）前記請求項１〜６及び前記（イ）の
いずれかに記載の動力伝達機構において、前記連結手段
は複数のコイルバネを重ね合わせて構成されており、前
記複数のコイルバネの各第１端部は、これらコイルバネ
に共通の軸心の周りに等角度間隔にて配置されると共に
それぞれの位置にて前記第１回転体に固定され、前記複
数のコイルバネの各第２端部は、これらコイルバネに共
通の軸心の周りに等角度間隔にて配置されると共にそれ
ぞれの位置にて前記第２回転体に固定されていること。
この構成によれば、前述の第１端部群は共通の軸心の周
りに等角度間隔にて配置され且つ同様に第２端部群も共
通の軸心の周りに等角度間隔にて配置されるという配置
関係にあるため、複数のコイルバネは相互にバランス
し、これらに共通の軸心に対して偏向するようなモーメ
ントや偏荷重を生じさせない。従って、上述のように複
数のコイルバネを重ね合わせて連結手段を構成すれば、
単一のコイルバネで連結手段を構成する場合に比して、
トルク伝達や両回転体の回転を安定化させることができ
る。

【００６１】（ハ）前記請求項２〜６並びに前記（イ）
及び（ロ）のいずれかに記載の動力伝達機構において、
前記連結手段を構成するコイルバネが、第１回転体と第
２回転体との間に圧縮状態で介装されていること。この
構成によれば、圧縮介装されたコイルバネは第１回転体
と第２回転体とを相互に離間させる付勢手段として機能
する。それ故、例えば第２回転体を介してコイルバネの
付勢作用を被動機器の内部機構に及ぼすことができ、そ
の付勢作用を利用することで被動機器の内部機構の簡略
化や部品点数の低減を図ることが可能となる。

【００６２】

【発明の効果】以上説明したように各請求項に記載の本
発明によれば、被動機器側の負荷トルクが破断予定トル
クに達したときに、係合手段により連結手段の変形を局
部的に規制することでその連結手段の特定部位の応力を
急増させ、当該連結手段の破断を確実に生じさせて動力
遮断を適時に実現し、もって過大な負荷トルクから駆動
源を確実に保護することが可能となる。特に本発明によ
れば、連結手段の破断応力の一定幅に対応する負荷トル
ク幅の狭小化を達成することが容易となる。

【図面の簡単な説明】

【図１】可変容量圧縮機全体の縦断面図。

【図２】可変容量圧縮機に適用された動力伝達機構の概
要を示し、（Ａ）はその正面図、（Ｂ）は前記正面図に
おける２Ｂ−２Ｂ線での断面図。

【図３】前記図２（Ａ）の３−３線でとらえた受承部材
の断面図。

【図４】プーリのボス部の正面及び斜視状態を示す部分
図。

【図５】動力伝達状態におけるコイルバネの状態を示す
作用説明図。

【図６】破断直前におけるコイルバネの状態を示す作用
説明図。

【図７】印加トルクと発生応力との関係を示すグラフ。

【符号の説明】

１０…圧縮機（被動機器）、１６…駆動軸、３５…車輌
エンジン（駆動源）、４３…プーリ（第１回転体）、４
３ａ…ボス部、４８…環状端面（ボス部の先端縁）、４
９１，４９２…係止突部（掛止部）、５０…受承部材
（１６及び５０は第２回転体を構成する）、５３…リブ
（係合手段）、６０…リミットバネ（連結手段）、６０
１，６０２…捩じりコイルバネ。

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】駆動源と被動機器とを動力遮断可能に作
動連結する動力伝達機構であって、駆動源側に設けられた第１回転体と、被動機器側に設けられた第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
結すると共に被動機器側の負荷トルクの変化に基づいて
弾性変形可能な連結手段と、少なくとも被動機器側の負荷トルクが破断予定トルクに
達するときには前記連結手段の一部に係合可能な係合手
段とを備え、被動機器側の負荷トルクが前記破断予定トルクに達した
ときに、前記係合手段により前記連結手段の変形を局部
的に規制することでその連結手段の特定部位の応力を急
増させ当該連結手段を破断させることを特徴とする動力
伝達機構。
【請求項２】前記連結手段は少なくとも一つのコイル
バネから構成されていることを特徴とする請求項１に記
載の動力伝達機構。
【請求項３】前記連結手段を構成するコイルバネは、
被動機器側の負荷トルクが増大するとコイル径が縮小す
るように設けられていることを特徴とする請求項２に記
載の動力伝達機構。
【請求項４】前記第２回転体は前記被動機器の駆動軸
と一体回転可能な受承部材を備えており、前記係合手段
は、前記コイルバネの径方向への変形を局部的に規制す
べく前記受承部材に設けられたリブによって構成される
ことを特徴とする請求項２又は３に記載の動力伝達機
構。
【請求項５】前記第１回転体はプーリを備え、そのプ
ーリは前記コイルバネの常態でのコイル径よりも小さな
外径を有する円筒状のボス部を備えており、そのボス部
の周囲には、前記コイルバネの一部が当該ボス部の先端
縁よりも更に前方に位置し得るように当該コイルバネが
配設されており、前記係合手段は、前記ボス部の先端縁
よりも更に前方に配置されていることを特徴とする請求
項３又は４に記載の動力伝達機構。
【請求項６】前記ボス部の先端縁には、前記コイルバ
ネの縮径時にボス部の外周面に巻き付いたバネの一部が
当該外周面からずれ落ちるのを防止する掛止部が設けら
れていることを特徴とする請求項５に記載の動力伝達機
構。