DE69506198T2

DE69506198T2 - Automatische Spannvorrichtung für endlose, flexible Antriebsmittel

Info

Publication number: DE69506198T2
Application number: DE69506198T
Authority: DE
Inventors: Hiroshi Fujisawa-Shi Kanagawa-Ken Suzuki
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1994-08-31
Filing date: 1995-08-30
Publication date: 1999-04-15
Anticipated expiration: 2015-08-31
Also published as: DE69506198D1; KR0180345B1; EP0699848A1; JPH0874953A; JP3411101B2; US5632698A; KR960008122A; EP0699848B1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine automatische Spannvorrichtung, die verwendet wird, eine geeignete Spannung auf einen Steuerriemen einer Brennkraftmaschine auf zubringen.
Antriebseinheiten, die einen Steuerriemen oder einen Mehrfach-V-Riemen zum Antrieb einer Nockenwelle einer Brennkraftmaschine synchron zu der Kurbelwelle verwenden, sind weit bekannt.
Der Steuerriemen weist eine innere Umfangsseite auf, die mit Zähnen gebildet ist, so daß diese Zähne in die Zähne eingreifen, die auf der äußeren Umfangsseite der Antriebs- und angetriebenen Riemenscheiben gebildet sind.
Bei dieser Art Steuerriemen ist es notwendig, eine geeignete Spannung aufzubringen, um das sogenannte "Zahnüberspringen" mit einem Kriechen über die Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens in bezug auf die Zähne auf der äußeren Umfangsseite der Antriebs- und angetriebenen Riemenscheibe aufgrund von z. B. Temperaturänderungen zu verhindern.
Es ist deshalb üblich, eine automatische Spannvorrichtung zu verwenden, die eine Riemenscheibe gegen die äußere Umfangsseite des Steuerriemens unter einer elastischen Federkraft drückt, um dadurch eine konstante Spannung in dem Steuerriemen unabhängig von Temperaturänderungen beizubehalten.
Eine automatische Spannvorrichtung, die für diesen Zweck verwendet wird, muß die folgenden Funktionen (1) und (2) erzielen:
(1) Die automatische Spannvorrichtung muß fähig sein, elastisch gegen die äußere Umfangsseite des Steuerriemens zu drücken, um eine geeignete Spannung auf den Steuerriemen aufzubringen, und
(2) wenn die Spannung in dem Teil des Steuerriemens an der durch die Riemenscheibe gedrückten Position plötzlich ansteigt, die automatische Spannvorrichtung fähig sein muß, stark gegen diesen Abschnitt zu drücken, ohne unmittelbar zurückzukehren, um dadurch zu verhindern, daß die Spannung in den anderen Teilen des Riemens übermäßig verringert wird.
Es ist deshalb eine automatische Spannvorrichtung mit einer Feder vorgesehen worden, um die obige Funktion (1) sicherzustellen, sowie eine Dämpfereinheit, um die Funktion (2) sicherzustellen.
In Bezug auf eine Dämpfereinheit gibt es die sogenannte Einweg-Einheit, wie sie in der japanischen, ersten Patentveröffentlichung KOKAI Nr. S 63-180759 geoffenbart ist, die eine Dämpfungsfunktion in beiden Richtungen aufweist. Um jedoch weiter die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen zu verringern, wird bevorzugt, eine sogenannte zweiwegkonfiguriente Einheit mit der Dämpfungsfunktion in nur einer Richtung zu haben, so daß die Riemenscheibe, die gegen den Steuerriemen drückt, schnell in die Druckrichtung verschoben werden kann und nach und nach in die entgegengesetzte Richtung verschoben wird.
Die japanische, erste Gebrauchsmusterveröffentlichung KOKAI Nr. 60-23355 offenbart eine Konstruktion, wie sie in Fig. 1 und 2 gezeigt ist, für eine automatische Spannvorrichtung, die eine zweiwegkonfigurierte Dämpfereinheit enthält.
Fig. 1 zeigt eine Steuerriemenantriebseinheit mit einer automatischen Spannvorrichtung 4, die darin befestigt ist. Die Drehung einer Motornkurbelwelle wird von einer Antriebsriemenscheibe 1 auf einen Steuerriemen 2 übertragen, um dadurch angetriebene Riemenscheiben 3 und Nockenwellen (in der Figur nicht gezeigt) zu drehen, die an den entsprechenden Enden der angetriebenen Riemenscheiben 3 befestigt sind. Eine angetriebene Riemenscheibe 3a ist zum Antrieb einer zusätzlichen Vorrichtung, wie einer Wasserpumpe und Ähnlichem, vorgesehen.
Die automatische Spannvorrichtung 4 weist eine Riemenscheibe 5 auf, die elastisch gegen einen Abschnitt des Steuerriemens an einen mittleren Teil zwischen der Antriebsriemenscheibe 1 und der angetriebenen Riemenscheibe 3 gedrückt wird, um dadurch eine geeignete Spannung auf den Steuerriemen 2 aufzubringen.
Die Riemenscheibe 5 ist verschwenkbar durch einen zweiten Schaft (in der Figur nicht gezeigt) an einem mittleren Abschnitt eines Schwingelements 6 gehalten. Das Schwingelement 6 wird auch als Schwingglied oder Schaukelglied bezeichnet.
Das Schwingelement 6 ist verschwenkbar an einen festen Abschnitt oder der Vorderseite des Zylinderblocks des Motors (nicht gezeigt) mittels eines ersten Schafts oder eines Schwenkschafts 7 gehalten.
Des weiteren ist eine Dämpfereinheit 9, die im einzelnen in Fig. 2 gezeigt ist, zwischen einem Lagerabschnitt 8 an einem Vorderende des Schwingelements 6 und der Vorderseite des Zylinderblocks (nicht gezeigt) vorgesehen.
Die Dämpfereinheit 9 ist beispielsweise an der Vorderseite des Zylinderblocks (nicht gezeigt) an einem Abschnitt, der von dem Schwingelement 6 getrennt ist, befestigt und übt eine elastische Kraft in Richtung einer Verlängerung der Gesamtlänge auf der Grundlage der elastischen Kraft einer Druckfeder 11 aus, die in einem Zylinder 10 untergebracht ist, so daß die Riemenscheibe 5 elastisch in Richtung zu dem Steuerriemen 2 durch die elastische Kraft der Druckfeder 11 gedrückt wird.
Des weiteren dehnt sich aufgrund der Wirkung einer viskosen Flüssigkeit 12, die innerhalb des Zylinders 10 abgedichtet ist, und eines Rückschlagventils 13 die Dämpfereinheit 9 schnell aus, zieht sich aber nach und nach zurück. Demgemäß erfüllt die automatische Spannvorrichtung 4 die vorgenannten Funktionen (1), (2).
Bei der in den Fig. 1 und 2 gezeigten automatischen Spannvorrichtung 4 ist, da die elastische Kraft, um die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 zu drücken, von der Druckfeder 11 herkommt, die innerhalb der Dämpfereinheit 9 untergebracht ist, die Dämpfereinheit 9 relativ groß. Das heißt, um eine ausreichende Spannung auf den Steuerriemen 2 aufzubringen, muß die elastische Kraft der Druckfeder 11 groß sein, und da im allgemeinen diese elastische Kraft bei ungefähr 10 bis 20 kg aufrecht erhalten werden muß, ist es schwierig, zu vermeiden, eine große Druckfeder 11 (im bezug auf die Länge und den Durchmesser) zu haben. Die Dämpfereinheit 9, in der die Druckfeder 11 untergebracht ist, wird somit groß (in der Länge und im Durchmesser), so daß es schwierig wird, eine automatische Spannvorrichtung 4, die eine solche große Dämpfereinheit 9 enthält, in einen begrenzten Einbauraum einzubauen, beispielsweise an der Vorderseite des Zylinderblocks.
Die Dämpfereinheit 9 der herkömmlichen Konstruktion, die in den Fig. 1 und 2 gezeigt ist, fehlt es auch an einer allgemeinen Anwendung, die eine große Vielfalt von Dämpfereinheiten 9 verlangt, damit automatische Spannvorrichtungen zu unterschiedlichen Arten von Motoren passen, wodurch sich eine Zunahme der Herstellungskosten der automatischen Spannvorrichtung 4 aufgrund der Komplexität der Komponentenherstellung und der Komponentenverwaltung ergibt. Das heißt, es ändert sich nicht nur der Einstellwert für die Spannung des Steuerriemens 2 mit der Motornanordnung, sondern es gibt auch spezielle Unterschiede, wegen beispielsweise des Motorentyps (ob obenliegende Nockenwelle oder untenliegende Nockenwelle). Demgemäß ist es notwendig, die elastische Kraft der Druckfeder 11 zu ändern, um zu dem Einstellwert zu passen. Jedoch werden, wenn die elastische Kraft geändert wird, die Länge und der Durchmesser der Druckfeder 11 verschieden. Deshalb wird die Größe der Dämpfereinheit 9, in der die Druckfeder 11 untergebracht ist, vielfältig in Abhängigkeit der unterschiedlichen Einstellwerte geändert, wodurch eine Zunahme der obengenannten Herstellungskosten hervorgerufen wird.
Um dieses Problem anzugehen offenbart die japanische, erste Gebrauchsmusterveröffentlichung KOKAI Nr. H6-47757 eine automatische Spannvorrichtung, wie sie in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, die eine Konstruktion aufweist, bei der eine gemeinsame Dämpfereinheit bei Ausgestaltungen mit unterschiedlichen Einstellwerten für die Spannung möglich ist, und die Dämpfereinheit auch eine kleine Größe haben kann. Eine Dämpfereinheit, wie sie in Fig. 6 gezeigt ist, ist bei dieser herkömmlichen Spannvorrichtung angebracht.
Die Dämpfereinheit, die in Fig. 6 gezeigt ist, ist eine besondere Vorrichtung auf der Grundlage der Dämpfereinheit, die in der obigen Veröffentlichung KOKAI Nr. H6-47757 geoffenbart ist. Da die in den Fig. 3 bis 5 gezeigte automatische Spannvorrichtung und die in Fig. 6 gezeigte Dämpfereinheit im wesentlichen in der Grundkonstruktion gleich der automatischen Spannvorrichtung und Dämpfereinheit sind, die bei den Tests während der Schritte zur Vollendung der vorliegenden Erfindung benutzt worden sind, werden diese kurz ausführlich beschrieben.
Wie es in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, ist ein festes oder ortsfestes Teil 14 an einem festen Abschnitt, beispielsweise der Vorderseite des Zylinderblocks, mittels eines Bolzens (nicht gezeigt) befestigt, der in ein Befestigungsloch 15 in einem mittigen Abschnitt des festen Teils 14 eingeführt ist. Ein erster Schaft oder fester Schaft 17 ist in eine Öffnung 16 eingeführt, die in einem Endabschnitt (oberer Endabschnitt in Fig. 3 bis 5) des festen Teils 14 gebildet ist. Ein Basisende des festen Schafts 17 ist innerhalb der Öffnung 16 befestigt.
Ein Schwingelement 18 ist verschwenkbar von dem festen Teil 14 gehalten. Insbesondere ist ein Basisende (unterer Endabschnitt in Fig. 3 bis 5) des Schwingelements 18 so gehalten, daß es sich frei um den festen Schaft 17 drehen kann, indem ein zylindrischer Abschnitt 19, der an dem Basisende des Schwingelements 18 gebildet ist, auf den festen Schaft 17 durch ein Gleitlager 20 aufgepaßt wird. Des weiteren ist ein Bolzen 21, der durch den festen Schaft 17 hindurchgeht, in ein Gewindeloch geschraubt, das in einem festen Abschnitt gebildet ist, wie an der Vorderseite des Zylinderblocks, um dadurch mit dem Bolzen (nicht gezeigt) zusammenzuwirken, der in die Befestigungsöffnung 15 eingeführt ist, um ein Drehen des festen Teils 14 zu verhindern.
Ein zweiter Schaft oder kurzer, zylindrischer Vorsprung 22 parallel zu dem ersten Schaft oder dem festen Schaft 17 ist an einem Vorderende (oberes Ende in Fig. 3 bis 5) des Schwingelements 18 gebildet. Eine Riemenscheibe 5 ist drehbar um den Vorsprung 22 herum durch ein Rollenlager 23 gehalten. Insbesondere geht ein Bolzen 24 durch eine Mittelöffnung eines inneren Ringes 25 des Rollenlagers 23 durch eine Beilagscheibe 26 hindurch, und ist dann mit einer Mutter 27 angezogen, damit somit der Umfangsabschnitt um die Mittelöffnung des inneren Ringes 25 gehalten wird. Bei dieser Anordnung der Riemenscheibe 5 befindet sich der feste Schaft 17 radial außerhalb der äußeren Umfangsseite der Riemenscheibe 5. Mit anderen Worten ist die erste Achse, auf der sich der feste Schaft befindet, von der zweiten Achse, auf der sich die Riemenscheibe 5 befindet, mit einer Länge beabstandet, die länger als der Radius der Riemenscheibe 5 ist.
Ein Schraubenfederabschnitt 29 einer Torsionsschraubenfeder 28 ist um den zylindrischen Abschnitt 19 des Schwingelements 18 herum abgeordnet. Ein Eingriffsabschnitt 30a der Torsionsschraubenfeder 28 greift in eine Eingriffsöffnung 31a ein, die in dem festen Teil 14 gebildet ist, während der andere Eingriffsabschnitt 30b über eine Hülse 32 in eine Eingriffsöffnung 31b eingeführt ist, die in dem Schwingelement 18 gebildet ist. Aufgrund der Torsionsschraubenfeder 28 wird eine elastische Kraft auf das Schwingelement 18 aufgebracht, damit es in Uhrzeigerrichtung in Fig. 3 um den festen Schaft 17 herum gedreht wird.
Eine Dämpfereinheit 34 weist ein Basisende auf, das an einem festen Arm oder Vorsprung 33 gehalten ist, der an einem Teil des festen Teils 14 an einer Stelle von dem festen Schaft 17 entfernt vorgesehen ist.
Des weiteren weist das Schwingelement einen Schwingarm 35 auf, der an einem Teil des Schwingelements 18 an einer Stelle von dem Vorsprung 22 entfernt vorgesehen ist, so daß ein Lager- oder Aufnahmeblock 37 innerhalb eines Hohlraums 36 befestigt ist, der in dem Schwingarm 35 gebildet ist.
Die Dämpfereinheit 34 weist, wie es in Fig. 6 gezeigt ist, einen Zylinder 39 auf, in dem eine viskose Flüssigkeit 12, ein Kolben 38, dessen Vorderende gegen eine Endseite des Aufnahmeblocks 37 stößt, und ein Kolben 40 enthalten ist, der innerhalb des Zylinders 39 eingepaßt ist, so daß er in der axialen Richtung (Aufwärts/Abwärtsrichtung in Fig. 6) frei bewegbar ist. Eine Belastungsfeder oder eine Druckfeder 41 ist zwischen dem Kolben 40 und einer inneren Endseite des Zylinders 39 (untere Endseite in Fig. 6) vorgesehen, damit der Kolben 40 in eine Richtung aus dem Zylinder 39 heraus gedrückt wird.
Der Kolben 38 weist eine untere Endseite auf (untere Endseite in Fig. 6), die gegen den Kolben 40 stößt. Demgemäß nimmt, wenn der Kolben 40 aufgrund der Federkraft der Belastungsfeder 41 verschoben (aufwärts gedrückt) wird, die Vorstehgröße des Kolbens 38 von dem Zylinder 39 zu.
Ein Ölkanal 42 ist in einem mittigen Abschnitt des Kolbens 40 gebildet, so daß eine Verbindung zwischen beiden axialen Endseiten des Kolbens 40 geschaffen wird. Eine untere Endöffnung des Ölkanals 42 wird durch eine Kugel 43 geöffnet oder geschlossen, die gegen die Öffnung durch die Federkraft einer Druckfeder 44 gedrückt wird, so daß ein Kugelventil vom Typ eines Rückschlagventils 45 hergestellt wird. Das Rückschlagventil 45 schließt, wenn der Kolben 40 gegenüber der Federkraft der Belastungsfeder 41 verschoben (abgesenkt) wird, und öffnet, wenn der Kolben 40 aufgrund der Federkraft der Belastungsfeder 41 angehoben wird.
Wie es in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, ist ein Sperrstift 46 vorgesehen, um das Schwingen des Schwingelements 18 um den festen Schaft 17 herum unabhängig von der Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 anzuhalten, um somit das Aufziehen des Steuerriemens 2 um die Riemenscheibe 5 herum zu erleichtern. In dieser Beziehung wird das Schwingelement 18 entgegen der Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 gedreht oder verschwenkt, um ein kleines Loch 47, das in dem Schwingelement 18 gebildet ist, und ein kleines Loch 48 auszurichten, das in dem festen Teil 14 gebildet ist, und der Sperrstift 46 wird dann durch beide Löcher 47, 48 eingeführt.
In diesem Zustand kann der Steuerriemen 2 ohne weiteres um die Riemenscheibe 5 herum gelegt werden, da die Riemenscheibe 5, die an dem Schwingelement 18 gehalten ist, durch die Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 nicht verschoben wird. Nachdem der Steuerriemen 2 angepaßt worden ist, wird der Sperrstift 46 entfernt, so daß die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 durch die Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 drückt.
Während der Arbeitsweise der automatischen Spannvorrichtung, die wie oben beschrieben konstruiert ist, wird das Schwingelement 18 durch die Federkraft der Schraubenfeder 28 gedreht oder verschwenkt, so daß die Riemenscheibe 5, die an dem vorderen Endabschnitt des Schwingelements 18 drehbar befestigt ist, elastisch gegen den Steuerriemen 2 gedrückt wird, so daß die Bewegung des Schwingelements 18 beschränkt wird, so daß es keine weitere Verschiebung des Schwingarms 35 gibt, der sich an dem Schwingelement 18 befindet. Als Ergebnis wird, wenn der Kolben 40 der Dämpfereinheit 34 aufgrund der Federkraft der Belastungsfeder 41 verschoben wird, so daß die Vorstehgröße des Kolbens 38 aus dem Zylinder 39 zunimmt, das Vorderende des Kolbens 38 gegen den Lagerblock 37 gedrückt, der an dem Vorderendabschnitt des Schwingarms 35 gehalten ist.
Wenn der Steuerriemen 2 aus diesem Zustand locker wird, wird das Schwingelement 18 in Uhrzeigerrichtung in Fig. 3 um den festen Schaft 17 durch die Federkraft der Schraubenfeder 28 gedreht oder verschwenkt, so daß die Riemenscheibe 5 der Bewegung des Steuerriemens 2 folgt. Zu diesem Zeitpunkt ist die Bewegung des Kolbens 38 etwas verzögert, so daß sich das Vorderende des Kolbens 38 von dem Lagerblock 37 trennt.
Deshalb erhält, wenn sich der Steuerriemen 2 lockert, das Schwingelement 18, das gedreht oder verschwenkt worden ist, damit die Riemenscheibe 5 der Bewegung des Steuerriemens folgt, absolut keinen Widerstand von der Dämpfereinheit 34. Die Riemenscheibe 5 kann somit schnell der Bewegung des Steuerriemens 2 folgen, wodurch ein Spannungsabfall in dem Steuerriemen 2 vermieden wird.
Der Kolben 38 bewegt sich aus dem Zylinder 39 durch die Federkraft der Belastungsfeder 41 etwas langsamer als die Bewegung des Schwingelements 18 heraus, bis dessen Vorderende gegen den Lagerblock 37 stößt. Wenn der Kolben 38 auf diese Weise durch die Federkraft der Belastungsfeder 41 aus dem Zylinder 39 gedrückt wird, öffnet sich das Rückschlagventil 35 innerhalb der Dämpfereinheit 34, so daß der Kolben 40 und der Kolben 38 vergleichsweise schnell verschoben werden. Somit gibt es nur eine sehr kurze Zeitverzögerung, bevor das Vorderende des Kolbens 38 gegen den Lagerblock 37 stößt.
Andererseits neigt, wenn die Spannkraft in dem Steuerriemen 2 zunimmt, das Schwingelement 18 dazu, sich in der Gegenuhrzeigerrichtung in Fig. 3 um den festen Schaft 17 herum entgegen der Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 zu drehen, so daß der Lagerblock 37 gegen das Vorderende des Kolbens 38 gedrückt wird. Deshalb müssen der Kolben 38 und der Kolben 40 in den Zylinder 39 entgegen der Federkraft der Belastungsfeder 41 und entgegen dem Dämpfungswiderstand gedrückt werden, um das Schwingelement 18 zu drehen.
Zu diesem Zeitpunkt drückt die Kugel 43 des Rückschlagventils 45, das in der Dämpfereinheit 34 untergebracht ist, gegen die Öffnung des Ölkanals 42 zur Verbindung mit beiden Seiten des Kolbens 40, womit der Ölkanal 42 geschlossen wird. Die viskose Flüssigkeit 12 auf der unteren Seite des Kolbens kann deshalb nur durch den Leckzwischenraum zwischen der äußeren Umfangsfläche des Kolbens 40 und der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 fließen. Ausschnitte 49 sind in dem oberen Endrand des Kolbens 40 gebildet (Fig. 6). Nachdem die viskose Flüssigkeit 12 durch den Leckzwischenraum geflossen ist, fließt sie dann in den Bereich oberhalb des Kolbens 40 durch die Ausschnitte 49, wobei der Kolben 40 abgesenkt wird. Die Verschiebung des Kolbens 40 und des Kolbens 38 können deshalb nur langsam fortschreiten. Als Ergebnis kann auch die Verschiebung der Riemenscheibe 5, die an dem Schwingelement 18 gehalten ist, nur langsam durch die Arbeitsweise der Dämpfereinheit 34 fortschreiten, so daß der Steuerriemen 2 durch die Riemenscheibe 5 gesteuert und das Anwachsen von Schwingungen in dem Steuerriemen 2 unterdrückt wird.
In dem Fall der herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 3 bis 6 gezeigt ist, wird die Federkraft, um die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 zu drücken, durch die Torsionsschraubenfeder 28 erhalten, die nur für diesen Zweck verwendet wird. Deshalb wird, da die Belastungsfeder 41, die in der Dämpfereinheit 44 untergebracht ist, nur die Rolle spielt, die Dämpfereinheit 34 fortzusetzen, eine große Federkraft nicht verlangt, so daß die Dämpfereinheit 34 klein sein kann. Des weiteren können, da die gleiche Art Dämpfereinheit 34 für eine Vielzahl Typen von automatischen Spannvorrichtungen mit unterschiedlichen Spannungseinstellungen verwendet werden kann, die Herstellungskosten aufgrund der Vereinfachung der Komponentenherstellung und der Komponentenverwaltung verringert werden.
Die Konstruktion, bei der die Feder zum Aufbringen einer Spannung unabhängig von der Feder gemacht ist, die Dämpfereinheit auszudehnen, wie es oben erwähnt worden ist, ist gut bekannt und in anderen Veröffentlichungen geoffenbart, wie in der japanischen, ersten Patentveröffentlichung KOKAI Nr. S58-121344, S61-294249, S61-294 250, S62-271910, S62-274142, S62-274143, S62-274144 und H2-89389. Des weiteren offenbart die japanische Gebrauchsmusterveröffentlichung KOKAI Nr. H1-100953 eine Erfindung, bei der ebenfalls die Spannfeder unabhängig von der Feder gemacht ist, die die Dämpfereinheit dehnt, und die Schwingungsdämpfungswirkung erhöht ist, indem eine Ölkammer und eine Reservekammer in der Dämpfereinheit vorhanden sind, die durch einen Strömungskanal mit starker Drosselwirkung verbunden sind.
Durch von dem vorliegenden Erfinder ausgeführte Forschung wurde herausgefunden, daß es nicht ausreichend war, vollständig Schwingungen des Steuerriemen 2 zu verhindern, indem einfach die Spannfeder unabhängig von der Feder zur Fortsetzung der Dämpfereinheit gemacht wird. Insbesondere wird während des Motorbetriebs der Steuerriemen 2 aufgrund von Vibrationen in Schwingung versetzt, die von dem Motor übertragen werden, und auch aufgrund von beispielsweise Schwankungen (Größe und Geschwindigkeit) bei der von der Kurbelwelle übertragenen Antriebskraft, so daß der Steuerriemen 2 kleine Spannungsänderungen zeigt. Das heißt, während des Motorbetriebs ändert sich die Spannung in dem Steuerriemen 2 sinusförmig mit einer Frequenz, die der Motordrehzahl proportional ist.
Bei einer automatischen Spannvorrichtung hoher Qualität ist es nicht ausreichend, nur eine geeignete Spannung auf den Steuerriemen 2 mittels einer Spannfeder aufzubringen, wie der Schraubenfeder 28. Die Schwingungen aufgrund von Schwankungen in der Spannung müssen auch angemessen unterdrückt werden.
Andererseits wird bei der herkömmlichen Konstruktion, die beispielsweise in Fig. 3 bis 6 gezeigt ist, wenn die Dämpfereinheit 34 einfach kleiner gemacht wird (verglichen mit dem ersten Beispiel der herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 1 und 2 gezeigt ist) die Leistung der Dämpfereinheit 34 ungeeignet. Insbesondere wird, wenn die Spannung in dem Abschnitt des Steuerriemens 2, der von der Riemenscheibe 5 gesteuert wird, schnell zunimmt, dann, da die Gesamtlänge der Dämpfereinheit 34 relativ leicht zusammengezogen wird, die Riemenscheibe 5 relativ einfach verschoben (in einer von dem Steuerriemen 2 zurückziehenden Richtung). Daher können die Schwingungen in dem Steuerriemen 2 nicht ausreichend unterdrückt werden, so daß der Steuerriemen 2 dazu neigt, zu flattern.
Auch gibt es bei der Erfindung, die in der vorgenannten japanischen, ersten, Gebrauchsmusterveröffentlichung KOKAI Nr. H1-100953 geoffenbart ist, obgleich sie konstruiert ist, das Problem in bezug auf einen plötzlichen Abfall der Spannung des Steuerriemens 2 anzugehen, keine Überlegung bezüglich der oben beschriebenen Situation, den Steuerriemen 2 angemessen zu steuern, wenn die Spannung schnell zunimmt.
Es ist eine Zielsetzung der vorliegenden Erfindung, eine automatische Spannvorrichtung zu schaffen, wie sie oben angegeben ist, die ein ausreichendes Dämpfungsvermögen selbst in dem Fall einer kleinen Größe der Dämpfereinheit aufweist, und die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen bis zu einem Minimum steuern kann.
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird diese Zielsetzung durch eine automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 1 erreicht.
Bevorzugte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Nachfolgend ist die vorliegende Erfindung dargestellt und mittels bevorzugter Ausführungsformen in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen erläutert, in denen:
Fig. 1 eine Vorderansicht einer Antriebseinheit für den Steuerriemen eines Motors ist, die mit einer automatischen Spannvorrichtung eines ersten, herkömmlichen Beispiels ausgerüstet ist;
Fig. 2 eine teilweise aufgeschnittene, vergrößerte Ansicht des durch II in Fig. 1 angegebenen Teils ist;
Fig. 3 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung eines zweiten, herkömmlichen Beispiels ist;
Fig. 4 eine teilweise aufgeschnittene Seitenansicht der Fig. 3 ist;
Fig. 5 eine Sprengdarstellung der Fig. 3 ist;
Fig. 6 eine Querschnittsansicht einer Dämpfereinheit ist, die in der zweiten, beispielhaften Ausgestaltung enthalten ist;
Fig. 7 eine schematische Seitenansicht einer Prüfvorrichtung zur Prüfung der Schwingungsverhinderungsleistung einer automatischen Spannvorrichtung ist;
Fig. 8 eine Kurve ist, die ein erstes Beispiel der Beziehung zwischen einer halben Schwingungsamplitude eines Steuerriemens und eines Leckzwischenraums zeigt;
Fig. 9 eine Kurve ist, die ein zweites Beispiel der obigen Beziehung zeigt;
Fig. 10 eine Kurve ist, die ein drittes Beispiel der obigen Beziehung zeigt;
Fig. 11 ein Diagramm ist, das ein Schwingungsmodell für einen Steuerriemen und eine automatische Spannvorrichtung darstellt;
Fig. 12 eine teilweise aufgeschnittene Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, um Bewegungsrichtungskoeffizienten für die Verschiebung in Bezug auf eine Dämpfereinheit und ein Schwingelement zu erläutern;
Fig. 13 eine schematische Querschnittsansicht ist, die Befestigungsabschnitte eines Zylinders und Kolbens zur Erläuterung eines viskosen Dämpfungskoeffizienten darstellt;
Fig. 14 eine teilweise aufgeschnittene Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, um einen Bewegungsrichtungskoeffizienten zur Verschiebung zu erläutern, der sich auf eine Schraubenfeder und ein Schwingelement bezieht;
Fig. 15 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein erstes Beispiel einer Konstruktion einer bevorzugten Ausführungsform zeigt;
Fig. 16 eine Sprengdarstellung der Fig. 15 ist;
Fig. 17 eine Querschnittsansicht ist, die einen zusammengezogenen Zustand einer Dämpfereinheit zeigt, die bei dem ersten Beispiel angebracht ist;
Fig. 18 eine Querschnittsansicht ist, die die Dämpfereinheit der Fig. 17 in einem ausgedehnten Zustand zeigt;
Fig. 19 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein zweites Beispiel einer Konstruktion einer bevorzugten Ausführungsform zeigt;
Fig. 20 eine teilweise aufgeschnittene Seitenansicht der Fig. 19 ist;
Fig. 21 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein drittes Beispiel einer Konstruktion einer bevorzugten Ausführungsform zeigt;
Fig. 22 eine Seitenansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein viertes Beispiel zeigt;
Fig. 23 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein fünftes Beispiel zeigt;
Fig. 24 eine perspektivische Ansicht eines Sperrteils ist; und
Fig. 25 eine Vorderansicht einer automatischen Spannvorrichtung ist, die ein sechstes Beispiel einer bevorzugten Ausführungsform zeigt.
Die automatische Spannvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung umfaßt: einen ersten Schaft, der von einem festen Abschnitt unmittelbar oder durch ein festes Teil gehalten ist, das an dem festen Abschnitt befestigt ist, ein Schwingelement, das frei um den ersten Schaft verschwenkbar ist, einen zweiten Schaft, parallel zu dem ersten Schaft und an einem Teil des Schwingelements von dem ersten Schaft getrennt vorgesehen, eine Riemenscheibe, die so gehalten ist, daß sie frei um den zweiten Schaft drehbar ist, eine Spannfeder, die zwischen dem ersten Abschnitt oder dem festen Teil und dem Schwingelement vorgesehen ist, um eine Federkraft auf das Schwingelement aufzubringen, damit die Riemenscheibe in Richtung zu einem Steuerriemen gedrückt wird, und eine Dämpfereinheit, die zwischen dem festen Abschnitt oder festen Teil und dem Schwingelement vorgesehen ist, um einen Widerstand gegenüber einer Verschiebung des Schwingelements gegen die Federkraft der Schraubenfeder zu schaffen.
Die Dämpfereinheit umfaßt: einen Zylinder, in dem eine viskose Flüssigkeit dicht untergebracht ist, einen Kolben, der innerhalb des Zylinders so eingepaßt ist, daß er in seiner axialen Richtung bewegbar ist, eine Belastungsfeder, die zwischen dem Kolben und dem Zylinder vorgesehen ist, um den Kolben in eine Richtung zu belasten, einen Kolben, der zunehmend aus dem Zylinder bei einer Verschiebung des Kolbens durch die Federkraft der Belastungsfeder hervorsteht, einen Ölkanal, der beide axialen Endseiten des Kolbens verbindet, und ein Rückschlagventil, daß in Reihe mit dem Ölkanal vorgesehen ist und sich nur öffnen kann, wenn der Kolben durch die Federkraft der Belastungsfeder verschoben wird. Des weiteren ist die Spannfeder außerhalb des Zylinders vorgesehen.
Bei der unten stehenden Erörterung der automatischen Spannvorrichtung der vorliegenden Erfindung sind die Größen wie folgt bezeichnet:
r stellt den Innendurchmesser (mm) des Zylinders dar;
d stellt den Außendurchmesser (mm) des Kolbens dar;
h stellt einen Leckzwischenraum (mm) zwischen dem Zylinder und dem Kolben dar.
Die Weite (h) des Leckzwischenraums ist die halbe Differenz zwischen dem Innendurchmesser (r) des Zylinders und dem Außendurchmesser (d) des Kolbens, das heißt h = (r-d)/2, und festgelegt, zwischen (h&sub1;) und (h&sub2;) zu sein, die jeweils durch die folgende Gleichung erhalten werden, und gleich oder größer als 0,002 mm (2 Mikron) sind:
(m&sub1; + B&sub1; m&sub2;)d²x/dt² + B&sub2;{(3πνp L d³)/4h³}dx/dt + (B&sub3;K&sub1; + B&sub4;K&sub2;)x = a sin(2πft)
wobei in der Gleichung:
m&sub1; die gesamte Schwingungsträgheitsmasse (kg) des Schwingelements und der Teil darstellt, die zusammen mit dem Schwingelement schwingen,
m&sub2; die gesamte Trägheitsmasse (kg) der Teile darstellt, die sich axial innerhalb des Zylinders bei einer Ausdehnung und Zusammenziehung der Dämpfereinheit bewegen,
ν die kinematische Viskosität (mm²/s) der viskosen Flüssigkeit bei Arbeitsbedingungen der automatischen Spannvorrichtung darstellt,
ρ die Dichte (kg/mm³) der viskosen Flüssigkeit bei Arbeitsbedingungen der automatischen Spannvorrichtung darstellt,
L die axiale Länge (mm) des kleinen Leckzwischenraums darstellt, der zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens vorhanden ist,
K&sub1; die Federstärke (kg/s²) der Spannfeder darstellt,
K&sub2; die Federstärke (kg/s²) der Belastungsfeder darstellt,
B&sub1;, B&sub2;, B&sub3; Bewegungsrichtungskoeffizienten für die Verschiebung zwischen der Riemenscheibe und der Dämpfereinheit darstellen, die sich auf das Schwingelement beziehen
B&sub3; einen Bewegungsrichtungskoeffizienten für die Verschiebung zwischen der Riemenscheibe und der Spannfeder darstellt, der sich auf das Schwingelement bezieht,
a die halbe Amplitude (kg/mm/s²) von Schwankungen der Eingangsfast auf die Riemenscheibe darstellt, die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen bei Arbeitsbedingungen begleiten,
f die Frequenz (Hz) der Schwingungen des Steuerriemens darstellt, die bei Arbeitsbedingungen die Schädlichste ist,
t die Zeit (s) darstellt,
x die Verschiebung (mm) der Riemenscheibe darstellt, die die Schwingungen des Steuerriemens begleitet,
dx/dt die Verschiebungsgeschwindigkeit (mm/s) der Riemenscheibe darstellt, die die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen begleitet,
d²x/dt² die Verschiebungsbeschleunigung (mm/s²)der Riemenscheibe darstellt, die die Spannungsschwankungen des Steuerriemens begleitet, und
y die Amplitude (mm) des Steuerriemens darstellt, die die Riemenscheibenverschiebung ist, die die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen begleitet. Mit anderen Worten ist (y) die Differenz zwischen einer Position der maximalen Auslenkung in eine Richtung und einer Position der maximalen Auslenkung in der anderen Richtung des Ab schnitts des Steuerriemens, der von der Riemenscheibe gesteuert wird. Deshalb wird diese Differenz als (Xp - p) dargestellt, wobei aber (y) zur Vereinfachung in der vorliegenden Beschreibung verwendet wird.
Die Temperatur der automatischen Spannvorrichtung kann sich während des Motorbetriebs und auch mit den Jahreszeiten bis zu einem Bereich von ungefähr 80 bis ungefähr 120 Grad Celsius ansteigen. Demgemäß werden für die Werte, wie die kinetische Viskosität (u) und die Dichte (p) der viskosen Flüssigkeit, wo der Einfluß der Temperaturänderung nicht unberücksichtigt bleiben kann, Werte für die Arbeitsbedingungstemperaturen (beispielsweise 100 Grad Celsius) verwendet. In der Praxis können Abmessungsänderungen, die die Wärmeausdehung begleiten, unberücksichtigt bleiben. Wenn dies nicht möglich ist, werden die betreffenden Abmessungen zu solchen für die entsprechenden Arbeitsbedingungen gemacht.
Die schädlichste Schwingungsfrequenz des Steuerriemens unter Arbeitsbedingungen unterscheidet sich in einem gewissen Maß in Abhängigkeit von z. B. der Anzahl der Zylinder und der Bewegung der Brennkraftmaschine und ob die Brennkraftmaschine ein Benzinmotor oder ein Dieselmotor ist oder nicht. In dem Fall eines üblichen Vier-Zylinder-Motors werden 50 Hz für Benzin- und Dieselmotoren verwendet. Der Grund hierfür ist, daß bei einer Drehzahl von 1500 UpM die Schwingung des Steuerriemens maximal ist, und seine sekundären Schwingungen am schädlichsten sind (1500/60 · 2 = 50 (Hz)). Wenn die Motordrehzahl niedriger als diese ist, wird die Schwingungsenergie verringert, während, wenn sie höher ist, der Motorlauf ruhig wird, so daß die Vibration minimal ist.
Man beachte, daß die Weite (h&sub1;) des Leckzwischenraums bei der halben Amplitude (y/2) 0,7 mm ist, während die Weite (h&sub2;) des Leckzwischenraums für die halbe Amplitude (y/2) 0,05 mm ist.
Bei der automatischen Spannvorrichtung der vorliegenden Erfindung, die wie oben beschrieben konstruiert ist, kommt die Federkraft, um die Riemenscheibe gegen den Steuerriemen zu drücken, von einer Spannfeder, die außerhalb der Dämpfereinheit vorgesehen ist. Infolgedessen muß die Federkraft der Belastungsfeder, die innerhalb der Dämpfereinheit untergebracht ist, nur ausreichend sein, die Dämpfereinheit auszudehnen. Die Belastungsfeder kann somit klein sein, wodurch eine Größenverringerung der Dämpfereinheit ermöglicht wird, so daß die automatische Spannvorrichtung in einem begrenzten Raum eingebaut werden kann.
Wenn der Steuerriemen lose ist, folgt die Riemenscheibe unmittelbar dem Steuerriemen durch die Federkraft der Spannfeder, wodurch ein Spannungsabfall des Steuerriemens vermieden wird. Demgemäß kann der sogenannte "Zahnsprung" mit Kriechen der Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens in bezug auf die Zähne auf der äußeren Umfangsseite der Antriebs-, der angetriebenen und Führungsriemenscheibe positiv verhindert werden.
Des weiteren kann, indem die Weite (h) des zylinderförmigen Leckzwischenraums zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens der Dämpfereinheit gesteuert wird, dann die Verschiebungsstrecke (y) der Riemenscheibe, die die Schwingung des Steuerriemens begleitet, innerhalb eines Bereiches von 0,1 bis 1,4 mm gesteuert werden. Indem die Verschiebungsstrecke (y) bis zu 1,4 mm aufrecht erhalten wird, können die Vibrationen des Steuerriemens, der durch die Riemenscheibe gesteuert ist, klein gehalten werden. Als Ergebnis können die Erzeugung anormaler Vibrationen in Teilen, die von dem Steuerriemen angetrieben werden, und das Auftreten eines Zahnsprungs wirksam verhindert werden.
Gemäß Versuchen, die von dem gegenwärtigen Erfinder ausgeführt worden sind, hat sich in dem Fall, daß ein Steuerriemen bei einem üblichen Kraftfahrzeugmotor (der Größe 1000 bis 3000 cm³) eingesetzt wurde, herausgestellt, daß, wenn die Verschiebungsstrecke (y) bis zu 1,4 mm gehalten wurde, dann unerwünschte Bedingungen (das Auftreten von Vibrationen, Antriebsgeräusch und Zahnsprung usw.) aufgrund einer Schwingung des Steuerriemens zuverlässig verhindert werden konnten. Indem die Weite (h) des Leckzwischenraums bis zu (h1) beibehalten wurde, das heißt (h ≤ h1), konnte dann die Verschiebungsstrecke (y) bis zu 1,4 mm gesteuert werden.
Des weiteren kann, da die Verschiebungsstrecke (y) gleich oder oberhalb von 0,1 mm gehalten wird, dann, wenn die Spannung in dem Steuerriemen schnell ansteigt, so daß die Riemenscheibe stark gedrückt wird, die Energie, die den schnellen Spannungsanstieg in dem Steuerriemen bewirkt, in einer gewissen Größe absorbiert werden. Als Ergebnis kann die Lebensdauer des Steuerriemens ausreichend lang gemacht werden.
Wenn sich andererseits die Riemenscheibe nicht in die Rückziehrichtung in dem Fall eines Spannungsanstiegs in dem Steuerriemen zurückzieht, wird auf einen Teil der Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens eine übermäßige Belastung dann an dem Abschnitt ausgeübt, der mit den Zähnen an der äußeren Umfangsseite der Antriebsriemenscheibe und der angetriebenen Riemenscheibe in Eingriff steht. Als Ergebnis sind die Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens gefährdet, beschädigt zu werden.
Man sollte beachten, daß bei der vorliegenden Erfindung, da die Verschiebungsstrecke (y) gleich oder oberhalb von 0,1 mm aufrechterhalten werden kann, indem die Weite (h) des Leckzwischenraums oberhalb von (h²) ist, das heißt, (h ≥ h²), die Lebensdauer des Steuerriemens aufrecht erhalten werden kann.
Des weiteren kann, da die Weite (h) des Leckzwischenraums gleich oder oberhalb von 0,002 mm (2 Mikron) gehalten wird, dann der Einführvorgang des Kolbens in den Zylinder beim Zusammenbau der Dämpfereinheit angemessen auf Fabrikniveau ausgeführt werden kann. Andererseits wird, selbst wenn die Beziehung (h&sub2; ≤ h ≤ h&sub1;) erfüllt ist, wenn (h) kleiner als 0,02 mm) ist, das heißt (h < 0,002 mm), der Zusammenbauvorgang der Dämpfereinheit schwierig. Das heißt, bei der in die automatische Spannvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung eingebauten Dämpfereinheit ist es notwendig, die Weite h des Leckzwischenraums auf einen erwünschten Wert zu kontrollieren.
Es gibt auch Fälle, bei denen es aufgrund der Bearbeitungsgenauigkeit schwierig ist, den erwünschten Wert herzustellen, und in diesem Fall ist überlegt worden, wahlweise einen Zylinder mit einem im voraus gemessenen Innendurchmesser (r) und einen Kolben mit einem im voraus gemessen Außendurchmesser (d) ineinander einzupassen, um die erwünschte Weite (h) des Leckzwischenraums herzustellen, (so daß h = (r-d)/2). Jedoch ist es, selbst wenn dieses Auswahleinpaßverfahren eingesetzt wird, wenn die Beziehung (h ≥ 0,002 mm) nicht beibehalten wird, schwierig, den Kolben in den Zylinder einzubauen. Deshalb muß die Weite (h) des Leckzwischenraums gleich oder oberhalb von 0,002 mm bei der vorliegenden Erfindung beibehalten werden.
Nun werden die Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die Zeichnungen erläutert. Zuerst wird der Verlauf bis zum Abschluß der vorliegenden Erfindung beschrieben.
Um das Vibrationsdämpfungsvermögen der Dämpfereinheit 34 zu verstehen, in Fig. 6 gezeigt und in eine automatische Spannvorrichtung eingesetzt ist, wie sie in den Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, verwendete der gegenwärtige Erfinder einen Testaufbau, wie er als Skizze in Fig. 7 gezeigt ist, um das Vibrationsdämpfungsvermögen einer großen Anzahl Dämpfereinheiten zu messen.
Bei dieser Testvorrichtung wurde ein Steuerriemen 2a, der um Riemenscheiben 50a, 50b herumgelegt war, durch eine Feder 51 gespannt. Eine vorbestimmte Federkraft wurde auf die Riemenscheibe 50a mittels einer Feder 52 aufgebracht, die durch ein Schwingelement 53 wirkt, damit eine vorbestimmte Spannung auf den Riemen 2a aufgebracht wird. Die Spannung des Riemens 2a wurde sinusförmig mittels einer Erregungsvorrichtung 54 verändert, und die Schwankungen der Spannung wurden durch eine Lastzelle 55 gemessen, und gleichzeitig wurden die Verschiebungen der Riemenscheibe 50a durch einen berührungsfreien Verschiebungssensor 56 gemessen.
Mittels einer solchen Testvorrichtung gelang es dem gegenwärtigen Erfinder, den Einfluß einer Miniaturisierung der Dämpfereinheit 34 auf die Verschiebungseigenschaften der Riemenscheibe 50a der automatischen Spannvorrichtung und auf ein Flattern des Steuerriemen 2a zu untersuchen.
Bei den Ergebnissen in dem Fall einer Dämpfereinheit 34 mit einem kleinen Leckzwischenraum zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 (Fig. 6) und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens 40 (Fig. 6) wurde eine gute Dämpfungsleistung verwirklicht. Beispielsweise wurde mit einer Dämpfereinheit 34, die eine Weite (h) des Leckzwischenraums von ungefähr 2,5 bis ungefähr 3,5 Mikron aufwies (ausgedrückt als die halbe Differenz zwischen dem Innendurchmesser (r) des Zylinders 39 und dem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40, das heißt, (h = (r-d)/2), dann eine äußerst gute Dämpfungsleistung hergestellt.
Um hier zu bestimmen, ob die Verbesserung der Dämpfungsleistung aufgrund einer Verringerung des Leckzwischenraums war oder nicht, führte der gegenwärtige Erfinder Versuche aus, wobei die Testvorrichtung, die in Fig. 7 gezeigt ist, mit Dämpfereinheiten 34 ausgerüstet wurde, die bearbeitet waren, um nur die Weite (h) des Leckzwischenraums zu erhöhen, und es wurde gefunden, daß die Dämpfungsleistung verschlechtert wurde.
Es wurde somit bewahrheitet, daß eine Verringerung der Weite (h) des Leckzwischenraums wirksam bei der Verbesserung der Dämpfungsleistung war. Jedoch war es aus den Versuchen des gegenwärtigen Erfinders offensichtlich, daß sich die geeignete Weite (h) des Leckzwischenraums in Abhängigkeit von der Größe der Dämpfereinheit 34 unterschied, so daß nur die Steuerung der Weite (h) des Leckzwischenraums auf einen absoluten Wert eine zufriedenstellende Dämpfungsleistung nicht sicherstellte.
In dieser Beziehung änderte der gegenwärtige Erfinder vielfach die Weite (h) des Leckzwischenraums und des Außendurchmessers (d) des Kolbens und führte Versuche unter Verwendung der Testvorrichtung der Fig. 7 aus, um die Verschiebungen der Riemenscheibe 5 zu messen. Es hat sich herausgestellt, daß die Weite (h) des Leckzwischenraums, insbesondere der obere Grenzwert für die Weite (h), eine ausreichende Dämpfungsleistung zu erhalten, in Abhängigkeit des Außendurchmesser (d) unter schied.
Die Testbedingungen zur Messung der Verschiebung, unabhängig von jenen für den Außendurchmesser (d) und die Weite (h) des Leckzwischenraums, waren wie folgt:
Spannungsschwingung (Vibration) im Steuerriemen 2a: Sinuswelle zwischen ± 30 kp Frequenz der Spannungsschwingung in dem Steuerriemen 2a: 50 Hz Kinematische Viskosität der viskosen Flüssigkeit 12 (Fig. 6): 32 cSt
Die kinematische Viskosität der viskosen Flüssigkeit 12 wurde eingestellt, damit sie der kinematischen Viskosität von Öl entsprach, das allgemein als viskose Flüssigkeit in Dämpfereinheiten von automatischen Spannvorrichtungen, bei 100 Grad Celsius verwendet wird, die einer allgemeinen Temperatur bei Arbeitsbedingungen eine automatische Spannvorrichtung ist.

Erste Meßtests

Der Einfluß, den die Weite (h) des Leckzwischenraums auf die Leistung der Dämpfereinheit 34 ausübte, wurde gemessen, wie folgt:
Der Durchmesser (d) des Kolbens 40: 11,4 mm Die axiale Länge (L) des kleinen Leckzwischenraums zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens 40: 10 mm Übrigens ist die axiale Länge (L) ungefähr gleich der Länge des Kolbens 40. Die Weite (h), ausgedrückt durch (r-d)/2, die die halbe Differenz zwischen dem Innendurchmesser (r) des Zylinders 39 und dem Außendurchmesser (d) des Kolbens ist, wurde geändert, um den Einfluß der Weite (h) auf die Leistung der Dämpfereinheit 34 zu untersuchen.
Die Leistung der Dämpfereinheit 34 wurde durch die Verschiebungsstrecke (y) der Riemenscheibe 5 gemessen, die die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen 2 begleitet. Die halbe Amplitude (y/2), die die halbe Verschiebungslänge (y) ist, ist zusammen mit der Weite (h) des Leckzwischenraums in der folgenden Tabelle 1 und in Fig. 8 gezeigt. In Fig. 8 wird (xp-p)statt (y) verwendet. Tabelle 1 Leckzwischenraum (Mikron)
Im Laufe der Versuche wurde herausgefunden, daß, wenn die halbe Amplitude (y/2) 0,7 mm überschreitet, oder wenn die Verschiebungsstrecke (y) 1,4 mm überschritt, die Schwingungen des Steuerriemens 2 unerwünscht groß wurden. Unter dieser Voraussetzung wird unter Bezugnahme auf die Informationen in Tabelle 1 und Fig. 8 in der Dämpfereinheit 34 mit einem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40 von 11,4 mm die Leistung zufriedenstellend bei einer Weite (h) des Leckzwischenraums von bis zu 14 Mikron. Jedoch wurde bei einer reinen Zunahme der Weite (h) von 14 Mikron auf 16 Mikron ein plötzlicher Leistungsabfall beobachtet.
In Fig. 8 (und ähnlich in Fig. 9 und 10, die später beschrieben werden) geben die Zeichen 0 und X die Versuchswerte für die halbe Amplitude (y/2) an. Das Zeichen 0 stellt den Bereich dar, innerhalb dessen eine ausreichende Schwingungsverhinderungswirkung erhalten werden kann (halbe Amplitude von 0,7 mm oder weniger), das heißt, bei dem Beispiel der vorliegenden Erfindung, während das Zeichen X den Bereich angibt, innerhalb dessen eine Schwingungsverhinderungswirkung unangemessen ist (halbe Amplitude überschreitet 0,7 mm), das heißt, bei einem Vergleichsbeispiel außerhalb des technischen Bereiches der vorliegenden Erfindung.

Die zweiten Versuchsmessungen

Die halbe Amplitude (y/2) der Riemenscheibe 5 wurde bei einem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40 von 8,0 mm gemessen, und die anderen Bedingungen waren die gleichen wie bei dem ersten Meßversuch. Die Ergebnisse sind zusammen mit der Weite (h) des Leckzwischenraums der folgenden Tabelle 2 und in Fig. 9 gezeigt. In Fig. 9 wird (Xp- p) statt (y) verwendet. Tabelle 2
Wie es aus der Tabelle 2 und Fig. 9 klar ist, ist die Leistung der Dämpfereinheit 34 bei einem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40 von 8,0 mm bei einer Weite (h) des Leckzwischenraums von bis zu 9 Mikron zufriedenstellend. Jedoch wird im Laufe einer Zunahme der Weite (h) von 9 Mikron auf 11 Mikron ein Leistungsabfall auf einen unwirksamen Wert beobachtet.

Die dritten Versuchsmessungen

Die halbe Amplitude (y/2) der Riemenscheibe 5 wurde mit einem Durchmesser (d) des Kolbens 40 von 13,0 mm gemessen, und die anderen Bedingungen waren die gleichen wie bei den ersten und zweiten Meßversuchen. Die Ergebnisse sind zusammen mit der Weite (h) des Leckzwischenraums in der folgenden Tabelle 3 und in Fig. 10 gezeigt. In Fig. 10 wird (Xp-p) statt (y) verwendet. Tabelle 3
Aus der Tabelle 3 und Fig. 10 ist es offensichtlich, daß die Leistung der Dämpfereinheit 34 bei einem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40 von 13,0 mm bei einer Weite (h) des Leckzwischenraums bis zu 9 Mikron zufriedenstellend ist. Jedoch wurde im Laufe einer Zunahme der Weite (h) von 14 Mikron auf 18 Mikron ein plötzlicher Abfall der Leistung beobachtet.
Wie es aus dieser Meßreihe der Weite (h) des Leckzwischenraums offensichtlich ist, unterscheidet sich insbesondere der obere Grenzwert für die Weite (h) in Abhängigkeit des Außendurchmessers (d) des Kolbens 40, um eine ausreichende Dämpfungsleistung zu erhalten. Demgemäß ist es notwendig, eine Technik herzustellen, eine ausreichende Leistung auch bei unterschiedlichen Größen der Dämpfereinheit 34 zu erhalten. In Anbetracht dieser Situation vervollständigte der gegenwärtige Erfinder die vorliegende Erfindung durch die folgende Reihe von Versuchen.

Versuche zur Vervollständigung der vorliegenden Erfindung

Zuerst wurde der Bereich von 0,1 bis 1,4 mm als zulässig für die Verschiebungsstrecke (y) des Steuerriemens 2 festgelegt. Das heißt, die halbe Amplitude (y/2) wurde 0,05 bis 0,7 mm gemacht (0,05 mm ≤ (y/2) ≤ 0,7 mm). Hier lag dem oberen Grenzwert (y/2 = 0,7 mm) die Tatsache zugrunde, daß zur Zeit der oben genannten verschiedenen Meßversuche, wenn die halbe Amplitude (y/2) 0,7 mm überschreitet, die Schwingungen des Steuerriemens 2 unerwünscht groß wurden.
Die untere Grenze wurde gesteuert, um eine unvernünftige Belastung der Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens 2 zu vermeiden. Genauer gesagt kann, wenn die Spannung des Steuerriemens 2 schnell ansteigt, so daß die Riemenscheibe 5 stark gedrückt wird, und wenn sich die Riemenscheibe 5 überhaupt nicht bewegen kann, dann die Energie, die in Richtung des schnellen Spannungsanstiegs des Steuerriemens 2 (Richtung der Spannung) wirkt, nicht absorbiert werden. Als Ergebnis kann die Lebensdauer des Steuerriemens 2 nicht zufriedenstellend beibehalten werden. Das heißt, in dem Fall eines schnellen Spannungsanstiegs des Steuerriemens 2 wird, wenn sich die Riemenscheibe 5 nicht vollständig in die Rückzugsrichtung bewegt, dann eine übermäßige Belastung auf einen Teil der Zähne auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens 2 ausgeübt, der an den Zähnen der äußeren Umfangsseite der Antriebsriemenscheibe 1 und der angetriebenen Riemenscheiben 3, 3a (Fig. 1) eingreift.
Als Ergebnis besteht bei den Zähnen auf der inneren Umfangsseite des Steuerriemens 2 die Gefahr, daß sie beschädigt werden. Um diese unerwünschte Situation zu überwinden, ist es notwendig, die halbe Amplitude (y/2) bei 0,05 mm oder mehr zu halten, so daß die Energie in einer gewissen Größe absorbiert wird. Wenn die halbe Amplitude (y/2) bei dieser Größe gehalten wird, besteht keine Möglichkeit eines Zahnsprungs.
Deshalb wird, um die obigen Anforderungen zu erfüllen, 0,05 mm (y/2) = 0,7 mm die verlangte Bedingung bei einer Dämpfereinheit für eine automatische Spannvorrichtung guter Leistung.
Um die Weite (h) des Leckzwischenraums für diese Bedingungen zu erhalten, wurde ein Schwingungsmodell betrachtet, wie es in Fig. 11 gezeigt ist. Fig. 11 ist ein schematisches Diagramm der wesentlichen Teile des Steuerriemens 2 und der automatischen Spannvorrichtung.
In Fig. 11:
m&sub1; stellt die gesamte Schwingungsträgheitsmasse (kg) des Schwingelements 18 und der Teile dar, die zusammen mit dem Schwingelement 18 schwingen,
m&sub2; stellt die gesamte Trägheitsmasse (kg) der Teile dar, die sich axial innerhalb des Zylinders 39 bei dem Zusammenziehen und Ausdehnen der Dämpfereinheit 34 bewegen,
K&sub1; stellt die Federstärke (kg/s²) einer Spannfeder 57 dar (der Torsionsschraubenfeder 28 in Fig. 3 bis 5), um die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 zu drücken, und
K&sub2; stellt die Federstärke (kg/s²) der Belastungsfeder 41 dar, um die Dämpfereinheit 34 auszudehnen.
Indem die Grundschwingungsgleichung, die unten gezeigt ist, auf das Schwingungssystem angewendet wird, das in Fig. 11 gezeigt ist, wird eine Technik erreicht, um eine ausreichende Leistung auch in den Fällen zu erhalten, wenn sich die Größe der Dämpfereinheit 34 unterscheidet.
Die Grundschwingungsgleichung, die die Grundlage der vorliegenden Erfindung bildet, ist gegeben durch
m(d²x/dt²)+ C(dx/dt) + K x = a sin(2πdt)
wobei
m die Trägheitsmasse (kg) darstellt
C den Viskose-Dämpfungskoeffizienten (kg/s) darstellt,
K die Federstärke (kg/s²) darstellt,
a die halbe Amplitude der Eingangslast (kg · mm/s²) darstellt,
f die Frequenz der Eingangslast (Hz) darstellt,
t die Zeit (s) darstellt
x die Verschiebung (mm) darstellt,
dx/dt die Verschiebungsgeschwindigkeit (mm/s) darstellt, und
d²x/dt² die Verschiebungsbeschleunigung (mm/s²) darstellt.
Indem in der folgenden Weise die Werte der betreffenden Konstruktionselemente der tatsächlichen automatischen Spannvorrichtung für die entsprechenden Größen in der Grundschwingungsgleichung eingesetzt werden, kann eine wirksame Gleichung, die auf die tatsächliche automatische Spannvorrichtung anwendbar ist, erhalten werden.
Zunächst ist in bezug auf die Trägheitsmasse (m) in der ersten Größe der Gleichung in dem Fall der automatischen Spannvorrichtung diese in der Form der folgenden zwei Massen (1,) (2:)
(1) die gesamte Trägheitsmasse (m&sub1;) des Schwingelements 18 und der Teile, die mit dem Schwingelement 18 zusammen schwingen.
Diese Masse (m&sub1;) enthält ebenso wie die Trägheitsmasse des Schwingelements 18 selbst, die Trägsheitsmasse der Riemenscheibe 5, die verschwenkbar an dem Vorderendabschnitt des Schwingelements 18 gehalten ist, und die Trägheitsmasse von beispielsweise dem Rollenlager zum Halten der Riemenscheibe 5. Das heißt, die Masse (ml) ist die gesamte Trägheitsmasse des Schwingelements 18 und der Teile, die mit dem Schwingelement 18 schwingungsmäßig bewegt werden.
Diese schwingende Trägheitsmasse (m&sub1;) ist in die Schwingungsrichtung der Riemenscheibe 5 gerichtet.
Somit werden die Massen (m&sub5;) der Teile, die gleichförmig um die Drehmitte der Riemenscheibe 5 herum angeordnet sind, wie die Riemenscheibe 5 an und für sich und das Rollenlager usw., ohne Änderung hinzu addiert.
Andererseits wird die Trägheitsmasse (m&sub1;&sub8;) des Schwingelements 18 durch die folgende Gleichung erhalten und zu den Massen (m&sub5;) von z. B. der Riemenscheibe 5 und dem Rollenlager usw. hinzuaddiert, und ergibt die schwingende Trägheitsmasse m&sub1;(m&sub1; = m&sub5; + m&sub1;&sub8;). m&sub1;&sub8; = M · LG/LP
In dieser Gleichung:
M stellt die Masse des Schwingelements 18 dar,
LG stellt den Abstand von der Schwingungsachse des Schwingelements 18 zu dem Schwerpunkt des Schwingelements 18 dar,
LP ist der Abstand zwischen der zweiten Achse oder Drehachse der Riemenscheibe 5 und der ersten Achse oder Schwingachse des Schwingelements 18, oder mit anderen Worten der Abstand zwischen der Mitte der festen Achse oder der ersten Achse 17 und der Mitte des Bolzens 24, der als die zweite Achse wirkt (siehe Fig. 12).
(2) Die gesamte Trägheitsmasse (m&sub2;) der Teile, die sich axial innerhalb des Zylinders 39 bei Ausdehnung und Kontraktion der Dämpfereinheit 34 bewegen.
Das heißt, diese Masse (m&sub2;) ist die gesamte Trägheitsmasse der verschiedenen Teile, wie des Kolbens 40, des Kolbens 38 und des Rückschlagventils 45, die sich axial innerhalb des Zylinders 39 bewegen.
Die Summe der Trägheitsmassen (m&sub1;, m&sub2;) wird die erste Massengröße (m) auf der linken Seite der Gleichung. Man beachte hier, daß die Trägheitsmasse (m&sub1;) des Schwingelements 18 und der Teile, die zusammen mit dem Schwingelement 18 schwingen, verwendet werden, wie sie sind, während die gesamte Trägheitsmasse (m&sub2;) der Teile, die sich axial innerhalb des Zylinders 39 bewegen, abgeändert werden muß, indem ein Koeffizient angewendet wird, der den Anteil, mit dem die Bewegung der Dämpfereinheit 34 auf das Schwingelement 18 übertragen wird, berücksichtigt.
In dieser Beziehung, wie in Fig. 12 gezeigt:
LP stellt den Abstand zwischen der zweiten Achse oder Drehachse der Riemenscheibe 5 und der ersten Achse oder der Schwingachse des Schwingelements 18 dar, oder, mit anderen Worten, den Abstand zwischen der Mitte der festen Achse 17 und der Mitte des Bolzens 24, und
LD stellt den Abstand zwischen der Schwingachse des Schwingelements 18 und dem Punkt dar, wo der Kolben 38 der Dämpfereinheit 34 gegen das Schwingelement 18 drückt.
Dann übt, wie es aus der Theorie der Hebel bekannt ist, die Trägheitsmasse m&sub2; einen Einfluß proportional zu (LD/LP) auf das Schwingen des Schwingelements 18 aus. Deshalb wird ein Koeffizient (P&sub1; = LD/LP) mit der gesamten Trägheitsmasse (m&sub2;) der Teile multipliziert, die sich axial innerhalb des Zylinders 39 bewegen, und dies wird dann zu der schwingenden Trägheitsmasse (m&sub1;) hinzu addiert.
Wie es aus dem Obigen offensichtlich ist, kann die Masse (m) bei dem ersten Ausdruck der linken Seite der Grundschwingungsgleichung durch (m&sub1; + B&sub1; m&sub2;) ersetzt werden, das heißt, m = m&sub1; + B&sub1; m&sub2;) zur Anwendung auf eine tatsächliche automatische Spannvorrichtung.
Als nächstes wird der Viskose-Dämpfungskoeffizient (C) in dem zweiten Ausdruck auf der linken Seite der Grundschwingungsgleichung beschrieben.
Der Viskose-Dämpfungskoeffizient (C) ist ein Maß des Widerstands gegenüber einer Komprimierung über die gesamte Länge der Dämpfereinheit 34. Das heißt, er zeigt den Drosselwiderstand des Leckzwischenraums 58 (siehe Fig. 13), der als nächstes beschrieben wird und aus der folgenden Gleichung erhalten wird:
C = (3πνpLd³)/4h³
Die Bemessungsangaben in dieser Gleichung sind in Fig. 13 gezeigt, die schematisch das Innere der Dämpfereinheit 34 zeigt.
Eine Voraussetzung, den Viskose-Dämpfungskoeffizienten C in der obigen Grundschwingungsgleichung zu erhalten, ist, daß, wie es in Fig. 13 gezeigt ist, der Zylinder 39 und der Kolben 40 konzentrisch angeordnet sind, so daß ein zylinderförmiger Leckzwischenraum 58 zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens 40 eine Weite (h) aufweist, die sich über den gesamten Umfang nicht ändert. Demgemäß kann die Weite (h) als die halbe Differenz zwischen dem Innendurchmesser (r) des Zylinders 39 und dem Außendurchmesser (d) des Kolbens 40 ausgedrückt werden, das heißt (r-d)/2. Wenn der Zylinder 39 und der Kolben 40 nicht konzentrisch sind, kann die Weite (h) mit einem vorbestimmten Koeffizienten multipliziert werden, der der Exzentrizitätsgröße entspricht, um den Wert des Viskose- Dämpfungskoeffizienten C zu verringern. Jedoch kann, wenn gut konstruiert wurde, so daß der Kolben 40 ohne axiale Neigung hineingedrückt wird, dann ein Abfall bei dem Wert des Viskose-Dämpfungskoeffizienten C aufgrund von Exzentrizität in der Praxis unberücksichtigt bleiben.
Die Symbole in der obigen Gleichung sind neben der Weite (h) des Leckzwischenraums 58 sind, wie folgt:
u: kinematische Viskosität der viskosen Flüssigkeit 12 (mm²/s)
ρ Dichte der viskosen Flüssigkeit 12 (kg/mm)
L axiale Länge des Leckzwischenraums 58 (mm)
d Außendurchmesser des Kolbens 40 (mm)
Wenn der Viskose-Dämpfungskoeffizient (C), der wie oben beschrieben, erhalten wurde, in die Grundschwingungsgleichung eingesetzt wird, ist es notwendig, einen Koeffizienten anzuwenden, der den Anteil berücksichtigt, mit dem die Bewegung der Dämpfereinheit 34 auf das Schwingelement 18 übertragen wird. In dieser Beziehung wird, wie es in Fig. 12 gezeigt ist, wenn angenommen wird, daß (LP) der Abstand zwischen der zweiten Achse oder der Drehachse der Riemenscheibe 5 und der ersten Achse oder der Schwingachse des Schwingelements 18 (der Abstand zwischen der festen Achse oder der ersten Achse 17 und der Mitte des Bolzen oder der zweiten Achse 24) ist und (LD) der Abstand zwischen der Schwingachse des Schwingelements 18 und dem Punkt ist, wo der Kolben 38 der Dämpfereinheit 34 gegen das Schwingelement 18 drückt, dann übt, wie es aus der Theorie der Hebel bekannt ist, der Widerstand von der Dämpfereinheit 34 einen Einfluß aus, der zu LD/LP) proportional ist, auf das Schwingen des Schwingelements 18 aus. Deshalb muß ein Koeffizient B&sub2;(= B&sub1;)= LD/LP auf die Gleichung für den Viskose-Dämpfungskoeffizienten C angewendet werden. Deshalb kann, wenn eine tatsächliche automatische Spannvorrichtung betrachtet wird, der Viskose- Dämpfungskoeffizient C in der Grundschwingungsgteichung ersetzt werden durch
C = B&sub2;{(3πηνρLd³)/4h³}
Als nächstes wird die Federstärke (K) in dem dritten Ausdruck auf der linken Seite der Grundschwingungsgleichung beschrieben. Um die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 zu drücken, gibt es zwei Federn, nämlich die Spannfeder 57 (Fig. 11), wie eine Torsionsschraubenfeder 28 (siehe Fig. 3 bis 5) und die Belastungsfeder 41 (Fig. 11), um die Dämpfereinheit 34 auszudehnen. Nimmt man an, daß die Spannfeder 57 eine Federstärke K&sub1; (kg/s²) aufweist und daß die Belastungsfeder 41 eine Federstärke K&sub2; (kg/s²) aufweist, entspricht die Summe dieser Federstärken (K&sub1;, K&sub2;) dem dritten Ausdruck K auf der linken Seite der Grundschwingungsgleichung. Die Summe der elastischen Kräfte dieser Federn 57 (28, 41) ergibt jedoch nicht einfach die Federkraft, die die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 drückt.
Das heißt, Koeffizienten, die durch die Theorie der Hebel bestimmt werden, müssen entsprechend dem Abstand zwischen der Schwingachse oder der ersten Achse des Schwingelements 18 und dem Arbeitspunkt der entsprechenden Federn 57 (28, 41) und der Drehachse oder zweiten Achse der Riemenscheibe 5 zuerst auf die Konstanten (K&sub1;, K&sub2;) angewendet werden, bevor addiert wird. Beispielsweise werden, wie es in Fig. 14 gezeigt ist, die folgenden Bezeichnungen gemacht:
LK&sub1; stellt den Abstand von der Schwingachse zu dem Arbeitspunkt der Spannfeder 57 dar,
LD stellt den Abstand zwischen der Schwingachse und dem Arbeitspunkt der Belastungsfeder 41 dar (der Berührungspunkt zwischen dem Kolben 38 der Dämpfereinheit 34 und dem Schwingelement 18), und
LP stellt den Abstand zwischen der zweiten Achse oder der Drehachse der Riemenscheibe 5 und der ersten Achse und der Schwingachse des Schwingelements 18 dar (der Abstand zwischen der Mitte der festen Achse oder der ersten Achse 17 und der Mitte des Bolzens oder der zweiten Achse 24).
Dann wird die Federstärke (K&sub1;) der Spannfeder 57 mit einem Koeffizienten (B&sub3;) multipliziert, der (LK1/LP) ist, und die Federkonstante (K&sub2;) der Belastungsfeder 41 wird mit einem Koeffizienten B&sub4;(= B&sub1;=B&sub2;) multipliziert, der (LD/LP) ist, und die Ergebnisse werden dann addiert.
Deshalb kann, wenn eine tatsächliche automatische Spannvorrichtung betrachtet wird, die Federstärke (K) der oben erwähnten Grundschwingungsgleichung ersetzt werden durch (K = B&sub3;K&sub1; + B&sub4;K&sub2;).
Die Größe der Federstärken (K&sub1;, K&sub2;) der entsprechenden Federn 57, 51 wird in bezug auf die Tangentialrichtung eines Bogens bestimmt, der zu der Schwingachse des Schwingelements 18 zentriert ist (feste Achse oder erste Achse 17). Wenn die Wirkungsrichtung der elastischen Kraft der Feder unter einem Winkel (Θ) zu der Tangentialrichtung geneigt ist, dann werden die entsprechenden Federstärken (K&sub1;, K&sub2;) mit cos Θ ebenso wie die Koeffizienten (B&sub3;, B&sub4;) multipliziert.
Das gleiche gilt für den Fall des obenerwähnten Viskose-Dämpfungskoeffizienten (C).
Die Elemente auf der rechten Seite der Grundschwingungsgleichung werden nun beschrieben. Die rechte Seite stellt die Spannungsschwankungen in dem Steuerriemen 2 dar. Wie es vorhergehend erwähnt worden ist, ändert sich zum Zeitpunkt der Messun gen mit der Prüfvorrichtung der Fig. 7 die Spannung, die auf den Steuerriemen 2a angewendet wird, sinusförmig mittels der Erregungseinrichtung 54. Die Spannungsschwankungen des Steuerriemens 2a während des Versuchs können somit entsprechend der rechten Seite der Gleichung als sin (2πft) ausgedrückt werden.
In dieser Gleichung der Spannungsschwankung:
a stellt die halbe Amplitude (kg mm/s²) der Schwankungen der Eingangslast an der Riemenscheibe 5 dar, die die Spannungsschwankungen des Steuerriemens 2a bei Arbeitsbedingungen begleiten,
t stellt die Zeit (s) dar, und
f stellt die Frequenz (Hz) der Schwingungen des Steuerriemens 2a dar.
Aus dem Obigen kann die vorgenannte Grundschwingungsgleichung zu einer abgeändert werden, die bei der Analyse der automatischen Spannvorrichtung anwendbar ist. Das heißt, ersetzt man
M = (m&sub1; + B&sub1; m&sub2;)
C = B&sub2;{(3πνρLd³)/4h³ und
K = B&sub3;K&sub1; + B&sub4;K&sub2;
in der Grundschwingungsgleichung, die gegeben ist durch
m(d²x/dt²) + C(dx/dt) + Kx = a sin(2πft)
so erhält man:
(m&sub1; + B&sub1;m&sub2;)(d²x/dt²) + B&sub2;{(3πνρL d³)/4h³(dx/dt) + (B&sub3; K&sub1; + B&sub4; K&sub2;)x = a sin(2πft) (GI. 1)
so daß sich eine Differenzialgrundschwingungsgleichung zweiter Ordnung ergibt, die zur Analyse der automatischen Spannvorrichtung verwendet werden kann, das heißt, um die Verschiebung (x) der Riemenscheibe 5 zu erhalten.
Der gegenwärtige Erfinder überlegte unter Verwendung der obigen Gleichung (1), eine automatische Spannvorrichtung geringer Größe und auch mit guter Leistung zu erhalten, und stellte deshalb eine Untersuchung an, um die Geeignetheit zur Steuerung der Größen einer Dämpfereinheit für eine automatische Spannvorrichtung gemäß Gleichung (1) zu bestimmen. Diese Untersuchung wurde auf der Grundlage der gemessenen Wert ausgeführt, die in den vorgenannten Tabellen 1 bis 3 und den Fig. 8 bis 10 angegeben sind. Bei der Durchführung dieser Untersuchung wurde eine automatische Spannvorrichtung, wie sie in Fig. 14 (ähnlich derjenigen der Fig. 3 bis 5) gezeigt ist, hergestellt. Verschiedene Werte mit Ausnahme der Durchmesser (d) der Kolben und der Weiten (h) der Leckzwischenräume wurden verschiedentlich geändert, wie es in den Tabellen 1 bis 3 gezeigt ist, wurden durch tatsächliche Messung erhalten oder wurden mit der Prüfvorrichtung eingestellt. Diese tatsächlichen Meßwerte und Einstellwerte sind, wie folgt:
Tatsächlich gemessene Werte:
m&sub1; + B&sub1;m&sub2; = 0,3 (kg)
Einstellwerte für automatische Spannvorrichtung, die bei der Untersuchung verwendet wurde:
B&sub2; = 1
ν = 32(cSt) = 32(mm²/s)
ρ = 0,98 · 10&sup6; (kg/mm³)
L = 10 (mm)
B&sub3; K&sub1; + B&sub4; K&sub2; 4900 (kg/s²)
Einstellbedingungen für die Prüfvorrichtung:
a = 2,94 · 10&sup5; (kg/mm/s²)
f = 50 (Hz)
Setzt man diese Werte in Gleichung 1 ein und verwendet das Runge Kutta Verfahren, um die Gleichung zu lösen, ergeben sich die Verschiebungen (x) der Riemenscheibe 5 entsprechend den Änderungen der Weite (h) des Leckzwischenraums.
Aus dieser Verschiebung (x) können die Verschiebungsweite (y) und die halbe Amplitude (y/2) erhalten werden.
In bezug auf das Runge Kutta Verfahren ist dieses beispielsweise in "Mechanical Engineering Handbook", Grundausgabe, japanische Gesellschaft für Mechanikingenieure A3, Seiten 196, 197 oder ("Introduction to NUMERICAL ANALYSIS ADDISON-WESLEY PUBLISHING COMPANY, zweite Auflage, Seiten 268 bis 271) angegeben.
Die berechneten Werte für die halbe Amplitude sind jeweils in Fig. 8 bis 10 durch die unterbrochene Linie gezeigt. Die unterbrochene Linie in Fig. 8 stellt die Beziehung zwischen der Weite (h) und der halben Amplitude (y/2) für den Fall dar, wo der Durchmesser (d) des Kolbens 40 11,4 mm war, während die unterbrochenen Linien in Fig. 9 und Fig. 10 ähnlich die Beziehung zwischen den Werten darstellt, wenn d = 8,0 mm bzw. d = 13 mm ist.
Wenn die unterbrochenen Linien, die in Fig. 8 und 10 gezeigt sind, mit den tatsächlich gemessenen Werten in Fig. 8 bis 10 verglichen werden, die als O und als X gezeigt sind, dann kann man sehen, daß die tatsächlich gemessenen Werte den berechneten Werten der Gleichung (1) nahe sind.
Die automatische Spannvorrichtung, die mit der Dämpfereinheit 34 ausgerüstet ist, die die den Symbolen 0 entsprechenden Abmessungen aufweist, ist eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, während die automatische Spannvorrichtung, die mit der Dämpfereinheit 34 ausgerüstet ist, die die Abmessung entsprechend den Symbolen X aufweist, ein Vergleichsbeispiel außerhalb des technischen Bereiches der vorliegenden Erfindung ist, wie es vorhergehend erwähnt wurde.
Hieraus kann man sehen, daß selbst in den Fällen, in denen sich die Größe der Dämpfereinheit 34 unterscheidet, es möglich ist, unter Verwendung der Gleichung (1) eine automatische Spannvorrichtung herzustellen, die eine ausreichende Leistung aufweist. Beispielsweise ist es, wie es vorhergehend erwähnt worden ist, um schädliche Schwingungen an dem Steuerriemen 2 zu verhindern und somit die Lebensdauer des Steuerriemens 2 aufrechtzuerhalten, ausreichend, die halbe Amplitude (y/2) innerhalb des Bereiches von 0,05 mm bis 0,7 mm aufrecht zu erhalten. Deshalb können der entsprechende obere Grenz- und untere Grenzwert für die Weite (h) des Leckzwischenraums in Bezug auf den Außendurchmesser (d) durch Konvergenzberechnung von 3 Wertesätzen (für die Durchmesser 11,4 mm, 8,0 mm, 13,0 mm), die sich auf den Außendurchmesser (d) beziehen, und die halbe Amplitude erhalten werden, die die folgende Tabelle 4 angibt.
Ein Schema der Konvergenzberechnung ist, wie folgt:
Zuerst wird ein geeignetes Wertepaar für die Weite (h) in Gleichung (1) und die sich ergebende, gemessene halbe Amplitude (y/2) eingesetzt. Die Berechnung wird dann wiederholt durchgeführt, wobei der Wert einer der Weiten (h) geändert wird, so daß eine vorbestimmte halbe Amplitude (y/2) angenähert wird, bis ein Wert sehr nahe von ihr erhalten wird. In Tabelle 4 sind die Einheiten für die Werte, die die Weite (h) darstellen, Mikrometer. Tabelle 4
Aus dieser Tabelle kann man sehen, daß, wenn z. B. der Außendurchmesser des Kolbens 40 11,4 mm ist, wenn die Weite (h) des Leckzwischenraums 6,0 Mikron oder mehr ist, daß dann die halbe Amplitude (y/2) der Riemenscheibe 5 bei 0,05 mm oder mehr gehalten werden kann, so daß die Lebensdauer des Steuerriemens 2 aufrechterhalten werden kann, während, wenn die Weite (h) des Leckzwischenraums bei 14,5 Mikrometer oder weniger gehalten wird, die halbe Amplitude (y/2) der Riemenscheibe auf 0,7 mm oder weniger gesteuert wird, so daß ein schädliches Flattern des Steuerriemens 2 vermieden wird.
Da bei der automatischen Spannvorrichtung der vorliegenden Erfindung die Weite (h) des Leckzwischenraums 58 (Fig. 13) zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 und der äußeren Umfangsfläche des Kolbens 40 in der Dämpfereinheit 34 auch innerhalb eines vorbestimmten Bereiches gemäß der Gleichung kontrolliert wird, die oben erhalten worden ist, kann eine Einheit geringer Größe mit ausgezeichneter Dämpfungsleistung für die Dämpfereinheit 34 verwendet werden. Deshalb ist die automatische Spannvorrichtung der vorliegenden Erfindung, obgleich sie klein ist und somit den Einbau bei einem begrenzten Motorraum erleichtert, sehr wirksam, Schwingungen des Steuerriemens 2 zu verhindern.
Ein Merkmal dieser automatischen Spannvorrichtung ist, daß die Weite (h) des Leckzwischenraums 58 zwischen der inneren Umfangsfläche des Zylinders 39 und der äuße ren Umfangsfläche des Kolbens 40 in der Dämpfereinheit 34 innerhalb eines vorbestimmten Bereiches kontrolliert werden, wie es oben beschrieben worden ist.
Demgemäß ist die vorliegende Erfindung nicht auf eine automatische Spannvorrichtung der in den Fig. 3 bis 5 gezeigten und bei den Versuchen verwendeten Konstruktion beschränkt, sondern ist auch auf Konstruktionen anwendbar, wie sie in den vorgenannten verschiedenen Veröffentlichungen geoffenbart sind.
Das nächste ist eine Beschreibung, die Konstruktionen betrifft, bei denen die vorliegende Erfindung anwendbar ist.
Fig. 15 und 16 zeigen eine Konstruktion, die in der japanischen, ersten Gebrauchsmusterveröffentlichung KOKAI Nr. H6-87758 als ein erstes Beispiel zur Verkörperung der vorliegenden Erfindung geoffenbart ist. Das Charakteristische der Konstruktion in Fig. 15 und 16 ist, daß, um die Konstruktion zu vereinfachen, der Sitzabschnitt, die Form und die Konstruktion der Dämpfereinheit 34a so entworfen sind, daß das feste Teil 14 der herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, fortgelassen werden kann. Die Konstruktion und Arbeitsweise der anderen Teile sind der herkömmlichen Konstruktion ähnlich, wie in Fig. 3 und 5 gezeigt ist, und daher sind gleiche Teile mit den gleichen Bezugszeichen angegeben und eine Wiederholung der Beschreibung wird unterlassen oder abgekürzt. Was folgt, ist eine Beschreibung, die sich auf die charakteristischen Punkte der Konstruktion des ersten Beispiels konzentriert.
Ein Schwingelement 18 ist verschwenkbar unmittelbar an einem festen Abschnitt 59 gehalten, wie der Vorderseite des Zylinderblocks statt durch das feste Teil 14 (Fig. 3 bis 5). Hierfür ist ein Bolzen oder eine erste Achse 21 in einen zylindrischen Abschnitt 19 eingeführt, der an dem Basisende (unteres Ende in Fig. 15 bis 16) des Schwingelements 18 gebildet ist. Ein Gleitlager 20 ist vorgesehen. Ein Eingriffsabschnitt 30a einer Torsionsschraubenfeder 28 greift in ein Eingriffsloch 31a ein, das in dem festen Abschnitt 59 gebildet ist. Eine Federkraft wird auf das Schwingelement 18 durch die Torsionsschraubenfeder 28 aufgebracht, damit in Uhrzeigerrichtung in Fig. 15 um den Bolzen 21 herum gedreht wird. In dem Fall des Eingriffs des Eingriffsabschnitts 30a an dem festen Abschnitt 59 statt eines Eingriffs in dem Eingriffsloch 31a kann der Eingriff mittels einer Eingriffsöse, wie einer Eingriffsnut oder eines Stifts sein, der an dem festen Abschnitt 59 vorgesehen ist.
In einem Schwingarm 35, der an dem Schwingelement 18 vorgesehen ist, ist ein Hohlraum 36a gebildet, in dem eine Dämpfereinheit 34a eingepaßt ist. Eine hervorstehende Öse 61 ist an einem Teil des festen Abschnitts 59 von dem Bolzen 21 entfernt vorgesehen, so daß ein äußeres Ende der Dämpfereinheit 34a zu einer Endseite der Öse 61 weist.
Die Grundkonstruktion der Dämpfereinheit 34a, die in Fig. 17 und 18 gezeigt ist, ist ähnlich der Konstruktion, die in Fig. 6 gezeigt ist, und daher sind entsprechende Teile mit den gleichen Bezugszeichen angegeben und eine Beschreibungswiederholung wird unterlassen.
Bei der Dämpfereinheit 34a, die bei der vorliegenden Ausführungsform verwendet wird, ist jedoch der Durchmesser des Kolbens 38a größer als der der Dämpfereinheit 34, die in Fig. 6 gezeigt ist.
Des weiteren ist, um den Zylinder 39 der Dämpfereinheit 34a in den Hohlraum 36a eingeführt zu halten, der Zylinder 39 in den Hohlraum 36a in axialer Richtung verschiebbar eingeführt, wobei der Kolben 38a tief in den Hohlraum 36a eingeführt ist. Des weiteren stößt die Bodenseite des Zylinders 39 gegen die hervorstehende Öse 61. Deshalb bewegt sich beim Schwingen oder Verschwenken des Schwingelements 18 der Endabschnitt des Zylinders 39 in eine Richtung, so daß er aus dem Hohlraum 36a hervorsteht. Bei der in Fig. 15 und 16 gezeigten automatischen Spannvorrichtung, die wie oben beschrieben konstruiert ist, kann, da das feste Teil 14 (Fig. 3 bis 5) fortgelassen ist, der Gesamtkörper der automatischen Spannvorrichtung klein und geringgewichtig gemacht werden. Als Ergebnis kann die automatische Spannvorrichtung in einen kleineren Anordnungsraum eingepaßt werden.
Fig. 19 und 20 zeigen ein zweites Beispiel von Konstruktionen, die die vorliegende Erfindung verkörpern können. Das Charakteristische in Fig. 19 und 20 ist, daß der Einbauplatz für die Torsionsschraubenfeder 28 im Bezug auf das Schwingelement 18 eingestellt wird, um das Maß der Konstruktionsfreiheit des Motors zu erhöhen, der mit der automatischen Spannvorrichtung ausgerüstet wird. Die Konstruktion und Arbeitsweise der anderen Teile sind ähnlich der vorgenannten, herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, und daher sind ähnliche Teile mit den gleichen Bezugszeichen angegeben und eine Beschreibungswiederholung wird unterlassen. Das was folgt, ist eine Beschreibung, die auf die charakteristischen Punkte der Konstruktion des zweiten Beispiels konzentriert ist.
Bei dieser Konstruktion ist ein Halterohr 62 an der Vorderseite des Zylinderblocks, an dem die automatische Spannvorrichtung angebracht wird, an einem Ort radial auswärts der festen Achse 17 mit einem Abstand befestigt, der größer als die Größe des Schwingelements 18 in dieser Richtung ist. Dieses Halterohr 62 ist parallel zu der festen Achse 17. Ein Eingriffsstift 63 ist an einem Abschnitt an der Vorderseite des Zylinderblocks von dem Halterohr 62 fortweisend befestigt. Der Eingriffsstift 63 ist parallel zu der festen Achse 17.
Statt das Halterohr 62 und den Eingriffsstift 63 unmittelbar an der Vorderseite des Zylinderblocks zu befestigen kann eine Befestigungsplatte, an der das Halterohr 62 und der Eingriffsstift 63 befestigt werden, an der Vorderseite des Zylinderblocks befestigt werden.
Ein Schraubabschnitt 29 der Torsionsschraubenfeder 28 ist lose um den Umfang des Halterohrs 62 herum gelegt. Ein erster Eingriffsabschnitt 64, der parallel zu dem Halterohr 62 ist, ist an einem Ende der Torsionsschraubenfeder 28 gebildet (rechte, untere Ende in Fig. 19) während ein zweiter Eingriffsabschnitt 65, in L Form gebogen, an dem anderen Ende gebildet ist (linkes Ende in Fig. 19). Der erste Eingriffsabschnitt 64 ist in ein Eingriffsloch 66 eingeführt, das in dem Schwingelement 18 gebildet ist, während der zweite Eingriffsabschnitt 65 an dem Eingriffsstift 63 eingreift. In diesem Zustand wird eine Federkraft auf das Schwingelement 18 ausgeübt, so daß es in Uhrzeigerrichtung in Fig. 19 um die feste Achse 17 herum schwingt.
Eine Hülse 67, die beispielsweise aus rostfreiem Stahl oder Kupfer hergestellt ist, ist in das Eingriffsloch 66 eingepaßt, und der erste Eingriffsabschnitt 64 ist in die Hülse 67 eingeführt. Dies dient dazu, zu verhindern, daß die innere Umfangsseite des Eingriffsloch 66, das in dem Schwingelement 18 aus Aluminiumlegierung gebildet ist, durch den ersten Eingriffsabschnitt 64 aus Federstahl abgenutzt wird. Wenn das Schwingelement 18 aus Eisen oder Stahl hergestellt ist, dann kann diese Hülse 67 fortgelassen werden.
Bei der automatischen Spannvorrichtung der zweiten Ausführungsform, die wie oben beschrieben konstruiert ist, wird, da der Schraubabschnitt 29 der Torsionsschraubenfeder 28 an einem Abschnitt angeordnet ist, der radial in Außenrichtung von der festen Achse 17 von dem Schwingelement 18 entfernt ist, die Konstruktionsfreiheit beim Zusammenbau des Schwingelements 18 und der Torsionsschraubenfeder 28 erhöht. Das heißt, wenn, wie bei der herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, und der Konstruktion des ersten Beispiels, das in Fig. 15 bis 18 gezeigt ist, der Schraubabschnitt 29 der Torsionsschraubenfeder 28 um die feste Achse 17 herum angeordnet wird, wird der Zusammenbauort für die Torsionsschraubenfeder 28 und das Schwingelement 18 notwendigerweise bestimmt. Im Gegensatz hierzu gibt es, wenn der Schraubabschnitt 29 an einem von dem Schwingelement 18 getrennten Abschnitt angeordnet wird, dann eine Reihe möglicher Zusammenbauorte für die Torsionsschraubenfeder 28 und das Schwingelement 18.
Als Ergebnis ist der Einbau in einem begrenzteren Raum möglich, wodurch eine Zunahme der Konstruktionsfreiheit bei einem Motor gegeben wird, der mit der automatischen Spannvorrichtung ausgerüstet ist.
Fig. 21 zeigt wiederum ein drittes Beispiel der Konstruktion, die die vorliegende Erfindung verkörpern kann. Bei der Konstruktion des dritten Beispiels ist das Halterohr 62 zum Halten des Schraubabschnitts 29 der Torsionsschraubenfeder 28 auf der anderen Seite der Riemenscheibe 5 in Bezug auf die feste Achse 17 vorgesehen. Des weiteren ist ein Ausschnitt 68 in einem Teil des Schwingelements 18 gebildet, und der erste Eingriffsabschnitt 64 der Torsionsschraubenfeder 28 greift in diesen Ausschnitt 68 ein. Ein Lagerblock 37 ist an der Vorderseite einer Befestigungsplatte 69 zusammen mit dem Halterohr 62 und dem Eingriffsstift 63 befestigt. Ein Anschlagsstift 46 erstreckt sich zwischen der Befestigungsplatte 69 und dem Schwingelement 18. Einzelheiten der Konstruktion und Arbeitsweise sind die gleichen wie bei der oben erwähnten, zweiten Ausführungsform.
Fig. 22 zeigt wiederum ein viertes Beispiel der Konstruktion, die die vorliegende Erfindung verkörpern kann. Bei der Konstruktion des vierten Beispiels sind die feste Achse 17 und der Lagerblock 37 (siehe Fig. 21) an der Vorderseite (obere Seite in Fig. 22) an der Befestigungsplatte 69 befestigt, die an der Vorderseite eines Zylinderblocks 17 befestigt ist.
Das Schwingelement 18 ist verschwenkbar an dem vorderen halben Abschnitt (oberer halber Abschnitt in Fig. 22) der festen Achse 17 verschwenkbar so gehalten, daß außen auf ein Gleitlager aufgesetzt ist, so daß es von der festen Achse 17 durch Anziehen oder Entfernen eines Bolzens 21 gehalten oder entfernt werden kann.
Der Schraubabschnitt 29 der Torsionsschraubenfeder 28 ist lose über einen Vorsprungsabschnitt 71 der Befestigungsplatte 69 gelegt. Der Vorsprungsabschnitt 71 um gibt einen halben Basisabschnitt der festen Achse 17, wobei der Durchmesser größer als der vordere halbe Abschnitt ist. Der erste Eingriffsabschnitt 64 der Torsionsschraubenfeder 28 greift in ein Eingriffsloch ein, das in dem Schwingelement 18 gebildet ist, während der zweite Eingriffsabschnitt 65 an einem Eingriffsstift 63 eingreift, der an der Befestigungsplatte 69 befestigt ist.
Bei der Konstruktion des vierten Beispiels sind der Schraubabschnitt 29 der Torsionsschraubenfeder 28 und das Schwingelement 18 um die feste Achse 17 herum angeordnet und in axialer Richtung voneinander beabstandet (Aufwärts/Abwärtsrichtung in Fig. 22; bei der tatsächlichen Situation horizontal unter rechten Winkeln zu der Vorderseite des Zylinderblocks 70). Deshalb besteht, selbst wenn der Schraubabschnitt 29 einen großen Durchmesser aufweist, keine Störung zwischen dem Schraubabschnitt 29 und dem Schwingelement 18. Als Ergebnis ist ebenso wie bei dem vorgenannten zweiten und dritten Beispiel ein Einbau in einen begrenzteren Raum möglich, wodurch sich eine Zunahme der Konstruktionsfreiheit bei einem Motor ergibt, der mit der automatischen Spannvorrichtung versehen ist.
Fig. 23 und 24 zeigen ein fünftes Beispiel von Konstruktionen, die die vorliegende Erfindung verkörpern können. Das Charakteristische der Konstruktion dieses fünften Beispiels ist, daß, damit die Dämpfereinheit 34 zuverlässig arbeitet, der Befestigungsort für die Dämpfereinheit 34 in Richtung der Ausdehnung und Kontraktion einstellbar gemacht ist. Die Konstruktion und Arbeitsweise der anderen Teile sind ähnlich der vorgenannten herkömmlichen Konstruktion, die in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, und der Konstruktion der Beispiele 1 bis 4, und daher sind ähnliche Teile mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet und eine Beschreibungswiederholung wird unterlassen. Was folgt, ist eine Beschreibung, die auf die charakteristischen Punkte der Konstruktion des fünften Beispiels konzentriert ist.
Die feste Achse 17 und ein Eingriffsstift 63 sind an der Vorderseite des Motorzylinderblocks (fester Abschnitt) entweder unmittelbar oder mittels einer Befestigungsplatte angebracht. Bei der automatischen Spannvorrichtung des fünften Beispiels sind der Eingriffsstift 63 und ein Halteteil 72 statt des festen Teils 14 wie bei der herkömmlichen Konstruktion vorgesehen, die in Fig. 3 bis 5 gezeigt ist. Eingriffsabschnitte 30a, 30b sind an beiden Enden der Torsionsschraubenfeder 28 vorgesehen, um die Spannkraft aufzubringen. Der Eingriffsabschnitt 30a greift an dem Eingriffsstift 63 ein.
Ein Halteabschnitt 73 mit einer Aufwärtsöffnung ist in einem mittigen Abschnitt des Halteteils 72 vorgesehen, damit er den unteren Endabschnitt der Dämpfereinheit 34 eingriffsmäßig hält.
Ein Paar Befestigungsflansche 74 ist an beiden Seiten des Halteabschnitt 73 vorgesehen. Langlöcher 81, die sich in der vertikalen Richtung erstrecken (der Ausdehnungs- und Kontraktionsrichtung der Dämpfereinheit 34) sind in den Flanschen 74 gebildet.
Das Halteteil 72 ist an der Vorderseite des Motorzylinderblocks oder dem festen Abschnitt mittels Befestigungsbolzen 75, die durch die Langlöcher 81 hindurchgehen, entweder unmittelbar oder mittels einer Befestigungsplatte befestigt.
Der Motorzusammenbau der automatischen Spannvorrichtung des fünften Beispiels, das in Fig. 23 gezeigt ist und wie oben beschrieben konstruiert ist, wird in folgender Weise ausgeführt. Zuerst wird der Steuerriemen 2 um die Riemenscheibe 5 herumgelegt, die verschwenkbar an dem vorderen Endabschnitt des Schwingelements 18 gehalten ist. Zu diesem Zeitpunkt wird das Schwingelement 18 entgegen der Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 in Gegenuhrzeigerrichtung der Fig. 23 verschoben, wobei ein geeignetes Werkzeug verwendet wird. Dann, wenn der Steuerriemen 2 um die äußere Umfangsseite der Riemenscheibe 5 herumgelegt ist, wird die auf das Schwingelement 18 durch das Werkzeug ausgeübte Kraft aufgehoben, so daß die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 durch die Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 gedrückt wird. Als Ergebnis wird eine Spannung, die der Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 entspricht, auf den Steuerriemen 2 unabhängig von irgendwelchen Unterschieden bei der Länge des Steuerriemens 2 aufgrund von beispielsweise Herstellungsfehlern ausgeübt.
Es ist auch möglich, den Steuerriemen 2 auf die Riemenscheibe 5 in dem Zustand aufzubringen, wenn der Eingriffsabschnitt 30a an einem Ende der Torsionsschraubenfeder 28 nicht an dem Eingriffsstift 63 eingreift, so daß die Federkraft aufgrund der Torsionsschraubenfeder 28 nicht auf das Schwingelement 18 aufgebracht wird, und dann an dem Eingriffsabschnitt 30a mit dem Eingriffsstift 63 eingreift, so daß die Federkraft auf den Steuerriemen 2 aufgebracht wird.
Das Halteteil 72, der das untere Ende der Dämpfereinheit 34 aufnimmt, ist unterhalb des Schwingarms 35 des Schwingelements 18 unter Verwendung der Befestigungsbolzen 75 befestigt. Zu diesem Zeitpunkt ist die Dämpfereinheit 34 im vollständig zusammen gezogenen Zustand unter Verwendung eines Blockierungsteils 76 angebracht, wie es in Fig. 24 gezeigt ist. Das Blockierungsteil 76 ist durch Umbiegen der gegenüberliegenden Enden einer Metallplatte ausreichender Steifigkeit zu rechten Winkeln in derselben Richtung hergestellt, um eine obere Platte 77 und eine untere Platte 78 zu geben, wobei in der oberen Platte 77 ein Ausschnitt 79 gebildet ist. Wenn das Blockierungsteil 76 verwendet wird, stößt die untere Platte 78 gegen die untere Seite des Halteteils 72 zur gleichen Zeit, wenn der Ausschnitt 79 an dem Halsabschnitt 80 des Kolbens 38 der Dämpfereinheit 34 eingreift, so daß die Dämpfereinheit 34 in einem vollständig zusammengezogenen Zustand gehalten wird.
Dann wird, in dem Zustand, wenn die Riemenscheibe durch die Federkraft der Torsionsschraubenfeder 28 gegen den Steuerriemen 2 gedrückt wird, so daß die Dämpfereinheit 34 in dem vollständig zusammengezogenen Zustand ist, die Befestigungsstelle des Halteteils 72 so eingestellt, daß der obere Endabschnitt des Kolbens 38 gegen die untere Seite des Aufnahmeblocks 37 stößt, der an dem Schwingarm 35 gehalten ist. Zu diesem Zeitpunkt werden die Befestigungsbolzen im nichtangezogenen Zustand gelassen. Demgemäß können der vertikale Ort des Halteteils 72 und der Dämpfereinheit 34 frei durch die freie Bewegungsstrecke der Befestigungsbolzen 75 längs der Längslöcher eingestellt werden, wodurch ermöglicht wird, daß das obere Ende des Kolbens 38 und die untere Seite des Aufnahmeblocks 37 positiv gegen einander stoßen.
Wenn das obere Ende des Kolbens 38 und die untere Seite des Aufnahmeblocks 37 auf diese Weise gegeneinanderstoßen, werden die Befestigungsbolzen 75 angezogen, um dadurch das Halteteil 72 an der Vorderseite des Zylinderblocks zu befestigen. Nach dem Anziehen der Befestigungsbolzen 75 wird das Blockierungsteil 76 entfernt. Bei Entfernung des Blockierungsteils 76 steigt der Kolben 38 der Dämpfereinheit 34 durch die Federkraft der Belastungsfeder 41 (Fig. 6) an, so daß das obere Ende des Kolbens 38 gegen die untere Seite des Aufnahmeblocks 37 durch die Federkraft der Belastungsfeder 41 drückt.
Wie es oben erwähnt wurde, stoßen das obere Ende des Kolbens 38 und die untere Seite des Aufnahmeblocks gegeneinander, wenn die Riemenscheibe 5 gegen den Steuerriemen 2 drückt. Demgemäß neigt, wenn das Blockierungsteil 76 entfernt wird, die Dämpfereinheit dazu, sich auszudehnen und wird somit zuverlässig zwischen dem Aufnahmeblock 37, der an dem Schwingelement 18 vorgesehen ist, und dem festen Abschnitt oder Halteteil 72 eingespannt, das an der Vorderseite des Zylinderblocks befestigt ist.
Fig. 25 zeigt noch eine Konstruktion eines sechsten Beispiels der Konstruktionen, die die vorliegende Erfindung verkörpern können. Bei der Konstruktion des sechsten Beispiels ist das Halteteil 72 an dem Schwingelement 18 mittels der Befestigungsbolzen 75 befestigt, die Paar Längslöcher 81 auf der rechten und der linken Seite des Halteteils 72 hindurchgehen, währen der Aufnahmeblock 37 an der Vorderseite des Zylinderblocks befestigt ist. Die anderen Einzelheiten der Konstruktion und Arbeitsweise die gleichen wie bei dem obigen fünften Beispiel sind.
Bei der herkömmlichen Konstruktion, die in den Fig. 3 bis 5 gezeigt ist, und den obigen Beispielen ist der zylindrische Abschnitt 19 des Schwingelements 18 außen an dem sich nicht drehenden, festen Schaft 17 angebracht, so daß das Schwingelement 18 mit der Drehung des zylindrischen Abschnitts 19 schwingt oder verschwenkt wird. Jedoch kann eine entgegengesetzte Konstruktion vorgenommen werden. Das heißt, ein Schaft kann an dem Schwingelement angebracht werden und ein zylindrischer Abschnitt an dem festen Abschnitt oder dem festen Teil 14 angebracht werden, so daß das Schwingelement 18 mit der Drehung des Schafts schwingt oder verschwenkt wird.
Da die automatische Spannvorrichtung der vorliegenden Erfindung, wie oben beschrieben, konstruiert ist und verwendet wird, kann eine ausreichende Dämpfungsleistung beibehalten werden, und Schwingungen des Steuerriemens werden wirksam verhindert. Ferner kann die Lebensdauer des Steuerriemens ausreichend aufrechterhalten bleiben. Des weiteren ist eine Konstruktion geringer Größe möglich, wodurch ermöglicht wird, daß die Einheit in einem beschränkten Raum des Zylinderblocks des Motors eingebaut werden kann, so daß die Konstruktionsfreiheit bei der Motorkonstruktion verbessert wird.

Claims

1. Automatische Spannvorrichtung zum Aufbringen einer geeigneten Spannung auf einen Steuerriemen in einem Fahrzeugmotor, die aufweist:

eine erste Welle (17, 21), die gelagert ist an einem Befestigungsabschnitt (59, 69) direkt oder durch ein Befestigungselement (14), das an dem Befestigungsabschnitt (59, 69) befestigt ist,

ein Schwingelement (18), das frei um die erste Welle (17, 21) schwingt, eine zweite Welle (22), die parallel zu der ersten Welle (17, 21) und an einem Teil des Schwingelements (18) von der ersten Welle (17, 21) getrennt vorgesehen ist, eine Riemenscheibe (5), die derart gelagert ist, daß sie frei drehbar um die zweite Welle (22) ist,

eine Spannfeder (28), die zwischen dem Befestigungsabschnitt (59, 69) oder dem Befestigungselement (14) und dem Schwingelement (18) vorgesehen ist, um einen Widerstand gegen Versetzen des Schwingelements (18) vorzusehen, um die Riemenscheibe (5) auf den Steuerriemen (2) zu pressen, und

eine Dämpfereinheit (34, 34a), die zwischen dem Befestigungsabschnitt (59, 69) oder dem Befestigungselement (14) und dem Schwingelement (18) vorgesehen ist, um einen Widerstand gegen Versetzen des Schwingelements (18) gegen die elastische Kraft der Spannfeder (28) vorzusehen,

die Dämpfereinheit (34, 34a) weist auf, einen Zylinder (39), in dem eine viskose Flüssigkeit (12) dicht eingeschlossen ist, einen Kolben (40), mit axialen Endflächen, der im Inneren des Zylinders (39) angeordnet ist, so daß er in seiner axialen Richtung bewegbar ist, eine Druckfeder (41), die zwischen dem Kolben (40) und dem Zylinder (39) vorgesehen ist, um den Kolben (40) in eine Richtung zu drücken, einen Plunger (38, 38a), der abnehmend von dem Zylinder (39), mit Abstand von dem Kolben (40) unter einer elastischen Kraft der Druckfeder (41) hervorsteht, einen Ölkanal (42) zur Verbindung beider axialen Endflächen des Kolbens (40) miteinander, und ein Rückschlagventil (45), das in Serie mit dem Ölkanal (42) vorgesehen ist und ausgebildet ist, um nur dann zu öffnen, wenn der Kolben (40) unter der elastischen Kraft der Druckfeder (41) versetzt wird, die Druckfeder (28) ist außerhalb des Zylinders (39) vorgesehen, die automatische Spannvorrichtung weist die Abmessungen, wie im folgenden angegeben, auf, wobei

r einen inneren Durchmesser (mm) des Zylinders (39) repräsentiert,

d einen äußeren Durchmesser (mm) des Kolbens (40) repräsentiert,

h einen Leckspalt (mm) zwischen dem Zylinder (39) und dem Kolben (40) repräsentiert, wobei die Breite (h) des Leckspalts die halbe Differenz zwischen dem inneren Durchmesser (r) des Zylinders (39) und dem äußeren Durchmesser (d) des Kolbens (40) ist, so daß h = (r - d)/2 ist,

m&sub1; die totale schwingende inertiale Masse (kg) des Schwingelements (18) und der Elemente (5, 23-27), welche zusammen mit dem Schwingelement (18) schwingen repräsentiert,

m&sub2; die gesamte inertiale Masse (kg) der Elemente (38, 38a, 40), welche sich axial innerhalb des Zylinders (39) mit der Entspannung und Kontraktion der Dämpfereinheit (34, 34a) bewegen, repräsentiert,

ν eine kinematische Viskosität (mm²/s) der viskosen Flüssigkeit (12) unter Betriebsbedingungen der automatischen Spannvorrichtung repräsentiert,

ρ die Dichte (kg/mm³) der viskosen Flüssigkeit (12) unter den Betriebsbedingungen der automatischen Spannvorrichtung repräsentiert,

L eine axiale Länge (mm) des schmalen Leckspalts, der zwischen der inneren peripheren Fläche des Zylinders (39) und der äußeren peripheren Fläche des Kolbens (40) existiert, repräsentiert,

K&sub1; die Federkonstante (kg/s²) der Spannfeder (28) repräsentiert,

K&sub2; die Federkonstante (kg/s²) der Druckfeder (41) repräsentiert,

B&sub1;, B&sub2;, B&sub4; Bewegungsrichtungskoeffizienten für das Versetzen zwischen der Riemenscheibe (5) und der Dämpfereinheit (34, 34a) bezüglich dem Schwingelement (18) repräsentieren,

B&sub3; einen Bewegungsrichtungskoeffizienten für das Versetzen zwischen der Riemenscheibe (5) und der Spannfeder (28) bezüglich dem Schwingelement (18) repräsentiert,

a eine Halbamplitude (kg mm/s²) von Fluktationen in der Eingangsbelastung auf die Riemenscheibe (5) entsprechend der Spannungsfluktuationen in dem Steuerriemen (2) unter Betriebsbedingungen, repräsentiert,

f eine Frequenz (Hz) der Oszillation des Steuerriemens (2), welcher am bedeutendsten unter Betriebsbedingungen sind, repräsentiert,

t Zeit (s) repräsentiert,

x das Versetzen (mm) der Riemenscheibe (5) gemäß der Oszillation in dem Steuerriemen (2) repräsentiert,

dx/dt eine Versetzungsänderung (mm/s) der Riemenscheibe (5) gemäß der Oszillationen in dem Steuerriemen (2) repräsentiert,

d²x/dt² eine Versetzungsbeschleunigung (mm/s²) der Riemenscheibe gemäß der Oszillationen in dem Steuerriemen (2) repräsentiert, und

y die Riemenscheibe (5) Versetzungsbreite (mm) gemäß der Oszillationen in dem Steuerriemen (2) repräsentiert,

h&sub1; den Leckspalt (mm), wenn (y/2) 0,7 mm ist, repräsentiert, und

h&sub2; den Leckspalt (mm), wenn (y/2) 0,05 mm ist, repräsentiert, wobei die Breite (h) durch die folgende Gleichung bestimmt ist und spezifiziert ist zwischen (h&sub1;) und (h&sub2;), und gleich oder größer als 0,002 mm ist:

(m&sub1; + B&sub1; m&sub2;)d²x dt² + B&sub2;{(3πρ Ld³)/4h³}dx/dt + (B&sub3; K&sub1; + B&sub4; K&sub2;)x = a sin (2πft).

2. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 1, wobei der Motor einen Zylinderblock (70) mit einer Frontfläche aufweist, der Befestigungsabschnitt (59, 69) an der Frontfläche des Zylinderblocks vorgesehen ist, das Befestigungselement (14) einen Befestigungsarmabschnitt aufweist, welcher an dem Befestigungsabschnitt (59, 69) an der Frontfläche des Zylinderblocks an einer Position getrennt von der ersten Welle (17, 21) befestigt ist, das Schwingelement (18) einen zylindrischen Abschnitt (19), der an der ersten Welle (17, 21) angeordnet ist, und einem Schwingarmabschnitt, der beabstandet von der zweiten Welle ist, aufweist, und die Dämpfereinheit (34, 34a) zwischen dem Befestigungsarmabschnitt des Befestigungselements (14) und dem Schwingarmabschnitt des Schwingelements (18) vorgesehen ist.

3. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 2, wobei das Befestigungselement (14) ein Eingriffsloch (31a) zwischen der ersten Welle (17, 21) und dem Befestigungsarmabschnitt aufweist, das Schwingelement (18) ein Eingriffsloch (31b) zwischen der zweiten Welle (22) und dem Schwingarmabschnitt aufweist, und die Spannfeder (28) ist eine Torsionsschraubenfeder ist mit einem Schraubenabschnitt (29), der zwischen dem zylindrischen Abschnitt (19) des Schwingelements (18) vorgesehen ist, ein erster Eingriffsabschnitt (30b) in dem Eingriffsloch (31b) des Schwingelements (18) gesichert ist und ein zweiter Eingriffsabschnitt (30a) in dem Eingriffsloch (31a) des Befestigungselements (14) gesichert ist.

4. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 2, wobei die Spannfeder (28) eine Torsionsschraubenfeder ist, die einen Schraubenabschnitt (29) radial nach außen beabstandet von dem Schwingelement (18) bezüglich der ersten Welle (17, 21) aufweist.

5. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 4, wobei das Schwingelement (18) ein Eingriffsloch (66) zwischen der zweiten Welle (22) und dem Schwingarmabschnitt aufweist, die Spannfeder (28) einen ersten Eingriffsabschnitt (64) aufweist, der durch das Eingriffsloch (66) des Schwingelements (18) gesichert ist, ein zweiter Eingriffsabschnitt (65) durch einen Eingriffsstift (63) gesichert ist, welcher in dem Befestigungsabschnitt (59, 69) des Zylinderblocks (70) vorgesehen ist und ein Schraubenabschnitt (29) in einer Lagerröhre (62) in dem Befestigungsabschnitt (59, 69) des Zylinderblocks vorgesehen ist.

6. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 4, wobei das Schwingelement (18) eine Aussparung (68) aufweist, und die Spannfeder (28) einen ersten Eingriffsabschnitt (64) aufweist, der durch die Aussparung (68) des Schwingelements (18) gesichert ist, ein zweiter Eingriffsabschnitt (65) durch einen Eingriffsstift (63) gesichert ist, der in dem Befestigungsabschnitt (59, 69) des Zylinderblocks (70) vorgesehen ist, und ein Schraubenabschnitt (29) ist in einer Lagerröhre (62) an einer gegenüberliegenden Seite der Riemenscheibe (5) bezüglich der ersten Welle (17) des Befestigungsabschnitts (59, 69) des Zylinderblocks vorgesehen ist.

7. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 1, wobei der Motor einen Zylinderblock mit einer Frontfläche aufweist, so daß der Befestigungsabschnitt (59) an der Frontfläche des Zylinderblocks vorgesehen ist, die erste Welle (21) eine Schraube ist und direkt an dem Befestigungsabschnitt (59) an der Frontfläche des Zylinderblocks gesichert ist, das Schwingelement (18) einen zylindrischen Abschnitt (19) umfaßt, der an der ersten Welle (21) angeordnet ist, ein Schwingarmabschnitt beabstandet von der zweiten Welle (22) ist, und ein Eingriffsloch ist zwischen der zweiten Welle (22) und dem Schwingarmabschnitt vorgesehen ist, die Spannfeder (28) eine Torsionsschraubenfeder ist und einen Schraubenabschnitt (29) aufweist, der in dem zylindrischen Abschnitt (19) des Schwingelements (18) angeordnet ist, ein erster Eingriffsabschnitt (30a), in dem Eingriffsloch (31a) gesichert ist, das in dem Befestigungsabschnitt (59) des Zylinderblocks ausgebildet ist, und ein zweiter Eingriffsabschnitt (30b) in dem Eingriffsloch des Schwingelements (18) gesichert ist, und die Dämpfereinheit (34a) zwischen dem Befestigungsabschnitt (59) des Zylinderblocks und des Schwingarmabschnitts des Schwingelements (18) vorgesehen ist.

8. Automatische Spannvorrichtung gemäß Anspruch 1, wobei der Motor einen Zylinderblock mit einer Frontfläche aufweist, so daß der Befestigungsabschnitt an der Frontfläche des Zylinderblocks vorgesehen ist, die erste Welle gesichert gelagert ist an der Frontfläche des Zylinderblocks des Motors, die Dämpfereinheit (34) zwischen dem Befestigungsabschnitt des Schwingelements (18) vorgesehen ist und durch einen Halter (72) gelagert ist, der durch das Schwingelement oder das Befestigungselement gesichert gelagert ist, und der Halter (72) ein Langloch (81) verlängert in der Expansions- und Kontraktionsrichtung der Dämpfereinheit (34) aufweist, und durch eine Montageschraube (75), die durch das Langloch (81) geführt ist, angezogen ist.