JP3627330B2 - ベルト駆動装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るベルト駆動装置は、自動車のエンジンに組み込み、クランクシャフトの回転を各種補機の回転軸に伝達して、この回転軸を回転駆動するのに利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車には、発電機、コンプレッサ、パワーステアリング用のポンプ等、各種補機が組み込まれる。これらの補機は、エンジンのクランクシャフトにより無端ベルトを介して回転駆動する。即ち、クランクシャフトの端部に駆動プーリを固定し、上記補機の回転軸の端部に従動プーリを固定すると共に、これら両プーリ同士の間に無端ベルトを掛け渡して、上記クランクシャフトの回転に伴って上記回転軸を回転駆動する様にしている。又、上記無端ベルトの一部で上記駆動プールと従動プーリとの間部分にはアイドラプーリを押し付けて、この無端ベルトに所定の張力を付与する様にしている。
【０００３】
図８〜９はこの様なベルト駆動装置を示す模式図である。上記クランクシャフトに相当する駆動軸１の端部には駆動プーリ２を、上記補機の回転軸に相当する従動軸３の端部には従動プーリ４を、それぞれ支持固定している。これら両プーリ２、４は上記各軸１、３に、キー係合等により結合して、各プーリ２、４と軸１、３とが同期して回転する様にしている。図示の例では、これら各プーリ２、４として、それぞれの断面形状がＶ字形である複数の凹溝を外周面の全周に亙って形成した、溝付プーリを使用している。そして、これら駆動プーリ２と従動プーリ４との間に、無端ベルト５を掛け渡している。この無端ベルト５は、内周面にそれぞれの断面形状がＶ字形である複数の突条（リブ）を形成した、所謂Ｖリブドベルトとしている。上記各プーリ２、４の外周面と無端ベルト５の内周面との形状をこの様にし、上記各プーリ２、４の外周面と上記無端ベルト５の内周面との接触面積及び接触面圧を確保する事により、これら各周面同士が滑る事を防止している。
【０００４】
更に、上記無端ベルト５の一部で上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間部分の内周面にはアイドラプーリ６を押し付けて、この無端ベルト５に所定の張力を付与している。このアイドラプーリ６は、上記駆動軸１及び従動軸３と平行な支持軸７の周囲に、転がり軸受８（本発明の実施の形態を示す図３参照）を介して回転自在に支持されている。このアイドラプーリ６の外周面にも、上述した駆動プーリ２及び従動プーリ４と同様に複数の溝を形成している。又、従来のベルト駆動装置の場合には、上記アイドラプーリ６は、図９に示す様に、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４と同一平面上に位置させていた。尚、上記無端ベルト５に所定の張力を付与すべく、上記アイドラプーリ６を無端ベルト５に押圧する構造に関しては、例えば実開昭５８−１４２４４１号公報、実開平６−１４６００号公報等に記載されている様に従来から周知であり、又、本発明の要旨とも関係ないので、説明を省略する。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上述の様な従来のベルト駆動装置の場合、支持軸７に対してアイドラプーリ６を回転自在に支承する為の転がり軸受８の耐久性を確保する事が難しかった。この理由に就いて、本発明の実施の形態を示す図３を参照しつつ説明する。上記支持軸７にアイドラプーリ６を支持する為の転がり軸受８は、無端ベルト５から加わるラジアル荷重を支承する機能の他、上記アイドラプーリ６の軸方向（図３の左右方向）に亙る位置決めを図れる構造のものを使用する必要がある。この為従来から、図３に示す様な単列の深溝型の玉軸受を、上記転がり軸受８として使用している。
【０００６】
即ち、この転がり軸受８は、外周面に深溝型の内輪軌道９を有する内輪１０と、内周面に深溝型の外輪軌道１１を有する外輪１２と、これら内輪軌道９と外輪軌道１１との間に転動自在に設けられた複数の玉１３、１３とから構成される。そして、上記内輪１０を支持軸７に外嵌固定し、上記外輪１２を上記アイドラプーリ６に内嵌固定している。この結果、このアイドラプーリ６が上記支持軸７の周囲に回転自在に支持される。
【０００７】
ところで、上述の様な転がり軸受８は、単独では予圧を付与したものを得る事は難しく、内部には正の（実際の）隙間が存在する。従って、上記アイドラプーリ６を介して外輪１２にラジアル荷重を付与した状態では、この外輪１２の中心と上記内輪１０の中心とが、僅かとは言え不一致になる（内輪１０に対して外輪１２が偏心する）。この状態で上記アイドラプーリ６と共に外輪１２が回転し、しかも上記転がり軸受８部分にエンジンの振動が、上記支持軸７及び無端ベルト５を介して加わると、これらアイドラプーリ６及び外輪１２が、上記内輪１０に対して振れ回り運動する。
【０００８】
この様な振れ回り運動が発生すると、上記転がり軸受８部分の振動が増大するだけでなく、上記内輪軌道９及び外輪軌道１１と上記各玉１３、１３の転動面との接触部に加わる応力が増大し、これら各軌道９、１１及び転動面に早期剥離等の損傷が発生し易くなる。上記アイドラプーリ６を複列の組み合わせ軸受により支承すれば、この様な損傷の発生を防止して、このアイドラプーリ６を支承した転がり軸受部分の耐久性向上を図れる。但し、この転がり軸受部分の軸方向寸法が大きくなる為、現実には採用できない。
【０００９】
本発明のベルト駆動装置は、この様な事情に鑑みて発明したもので、そのままでは予圧を付与する事が難しい単列の深溝型玉軸受を使用した場合でも、アイドラプーリが振れ回り運動をする事を防止し、このアイドラプーリを支承した深溝型玉軸受の耐久性向上を図るものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明のベルト駆動装置は、前述した従来のベルト駆動装置と同様に、駆動軸に固定された駆動プーリと、この駆動軸と平行な従動軸に固定された従動プーリと、この従動プーリと上記駆動プーリとの間に掛け渡された無端ベルトと、上記駆動軸及び従動軸と平行な支持軸の周囲に転がり軸受を介して回転自在に支持されたアイドラプーリとを備える。そして、このアイドラプーリの外周面に形成した凹溝と上記無端ベルトとを係合させている。
【００１１】
特に、本発明のベルト駆動装置に於いては、上記転がり軸受が単列の深溝型玉軸受である。そして、上記駆動プーリ及び従動プーリに対して上記アイドラプーリを、上記支持軸の軸方向に関し、このアイドラプーリをこれら駆動プーリ及び従動プーリに対して同じ方向に偏らせた状態で支持する事により、上記深溝型玉軸受にアキシャル荷重を付与している。
【００１２】
更に好ましくは、請求項２に記載した様に、上記無端ベルトとしてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリとして溝付プーリを使用する。そして、これら各プーリの外周面に形成した凹溝の溝幅をａとし、上記駆動プーリ及び従動プーリに対する上記アイドラプーリの軸方向の偏り量をｓとした場合に、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９とする。
【００１３】
【作用】
上述の様に構成される本発明のベルト駆動装置の場合、アキシャル荷重に基づいて、単列の深溝型玉軸受に予圧が付与される。この結果、この深溝型玉軸受の内部隙間がなくなり、この深溝型玉軸受を構成する内輪の中心と外輪の中心とが一致する。従って、運転時に加わる振動等に拘らず、上記外輪及びこの外輪に外嵌固定されたアイドラプーリが内輪に対して振れ回り運動をしなくなる。この結果、上記深溝型玉軸受部分の振動が低減され、内輪軌道及び外輪軌道と転動面との接触部に加わる応力も緩和されて、早期剥離等の損傷を防止でき、深溝型玉軸受の耐久性向上を図れる。
【００１４】
特に、Ｖリブドベルトと溝付プーリとを組み合わせ、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９なる条件を満たすべく、アイドラプーリの変位量を規制すれば、深溝型玉軸受の耐久性向上と無端ベルトの耐久性向上とを両立できる。尚、この場合に、アイドラプーリと駆動プーリ及び従動プーリとのピッチ（プーリの中心間距離）Ｐは、無端ベルトの幅Ｗの４〜５０倍、好ましくは８〜２５倍の範囲に規制する。上記ピッチＰが幅Ｗの５０倍を超えると、無端ベルトから深溝型玉軸受に加えられるアキシャル荷重が不足して、この深溝型玉軸受に十分な予圧付与を行なえなくなる。反対に、上記ピッチＰが幅Ｗの４倍に達しない場合には、上記無端ベルトに加わる曲げ応力が過大になって、この無端ベルトの寿命が損なわれる。特に、上記ピッチＰを幅Ｗの８〜２５倍の範囲に規制すれば、上記予圧付与と無端ベルトの寿命確保とを高次元で両立させる事ができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
図１〜３は、本発明の実施の形態の第１例を示している。尚、本発明の特徴は、アイドラプーリ６を支承した、単列の深溝型玉軸受である転がり軸受８の振れ回り運動を防止すべく、この転がり軸受８に予圧を付与する為、上記アイドラプーリ６を駆動プーリ２及び従動プーリ４に対して偏らせて支持した点にある。その他の部分の構成及び作用は、前述した従来構造と同様であるから、重複部分に関する説明は省略若しくは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明する。
【００１６】
上記アイドラプーリ６を支持する支持軸７の基端部（図１、２の上端部、図３の左端部）は、基板１４に支持固定されている。又、この支持軸７の基半部には円筒状の間座１５を外嵌し、この間座１５の先端面（図３の右端面）に、上記転がり軸受８を構成する内輪１０の片端面（図３の左端面）を突き当てている。更に、この内輪１０の他端面（図３の右端面）は、上記支持軸７の先端部（図１、２の下端部、図３の右端部）に螺着したナット１６により抑え付けて、この内輪１０を上記支持軸７の先端部に固定している。本第１例の場合には、上記間座１５の長さ寸法Ｌ１５を、前述の図９に示した従来構造を構成する間座１５ａの長さ寸法Ｌ１５ａ よりも、次述するｓ分だけ短く（Ｌ１５＝Ｌ１５ａ −ｓ）している。この為、上記転がり軸受８により支持されたアイドラプーリ６が、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４に対しｓ分だけ、軸方向（図１、２の上下方向、図３の左右方向）に偏っている。
【００１７】
即ち、図２に示す様に、例えば駆動プーリ２の軸方向中央部の点Ｏ２ を通り駆動軸１及び支持軸７に直交する平面をＦ２ とし、上記アイドラプーリ６の軸方向中央部の点Ｏ６ を通り上記駆動軸１及び支持軸７に直交する平面をＦ６ とした場合に、これら両平面Ｆ２ 、Ｆ６ 同士が軸方向にｓ分だけずれている。本第１例の場合には、上記アイドラプーリ６に関する平面Ｆ６ が、基板１４の側にｓだけ偏っている。本明細書では、この様な方向にアイドラプーリ６が偏っている状態を、−（マイナス）のオフセット量が存在すると言う。
【００１８】
この様なオフセット量ｓは、ベルト駆動装置を構成する各プーリ２、４、６の外周面に形成した凹溝１７、１７のピッチａに対応して規制する。後述する実施例から明らかな通り、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合には、上記オフセット量ｓと溝幅ａとの関係を、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９とする事が好ましい。
【００１９】
上述の様に構成される本発明のベルト駆動装置の場合、無端ベルト５の張力に基づいて発生するアキシャル荷重に基づいて転がり軸受８に、予圧が付与される。即ち、上記アイドラプーリ６に掛け渡された無端ベルト５は、このアイドラプーリ６により付与された張力に基づいて、上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間で直線になろうとする。例えば、無端ベルト５の上辺５ａ（上下は図８の上下位置関係による。実際の使用状態とは関係ない。）はアイドラプーリ６に掛け渡されていない為、上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間で直線となる。これに対してこの無端ベルト５の下辺５ｂは、上記アイドラプーリ６により図１に示す様に曲げられている。この為、張力付与の反作用として、無端ベルト５からアイドラプーリ６及びこのアイドラプーリ６に内嵌固定された外輪１２に、アキシャル方向（図１、２の下向き、図３の右向き）の荷重が作用する。
【００２０】
この様なアキシャル荷重は、上記転がり軸受８に対して予圧付与の為の荷重として働く。この結果、この転がり軸受８の内部隙間がなくなり、この転がり軸受８を構成する内輪１０の中心と外輪１２の中心とが一致する。従って、運転時に加わる振動等に拘らず、上記外輪１２及びこの外輪１２に外嵌固定されたアイドラプーリ６が内輪１０に対して振れ回り運動をしなくなる。この結果、上記転がり軸受８部分の振動が低減され、内輪軌道９及び外輪軌道１１と各玉１３、１３の転動面との接触部に加わる応力も緩和されて、早期剥離等の損傷を防止できて、転がり軸受８の耐久性向上を図れる。
【００２１】
特に、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合に、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９なる条件を満たすべく、アイドラプーリ６のオフセット量ｓを規制すれば、転がり軸受８の耐久性向上と無端ベルト５の耐久性向上とを両立できる。この点に就いては、後述の実施例の項で詳しく述べる。
【００２２】
次に、図４は、本発明の実施の形態の第２例を示している。本第２例の場合には、支持軸７の基半部に外嵌する間座１５ｂの長さ寸法Ｌ１５ｂ を、前述の図９に示した従来構造を構成する間座１５ａの長さ寸法Ｌ１５ａ よりも、ｓ分だけ長く（Ｌ１５ｂ ＝Ｌ１５ａ ＋ｓ）している。この為、転がり軸受８（図３参照）により支持されたアイドラプーリ６が上述した第１例とは逆側に、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４に対しｓ分だけ、軸方向（図１、２の上下方向、図３の左右方向）に偏っている。本明細書では、この様な方向にアイドラプーリ６を偏らせた場合に、＋（プラス）のオフセット量が存在すると言う。駆動プーリ２及び従動プーリ４に対するアイドラプーリ６の偏り方向を逆にした以外の構成及び作用に就いては、上述した第１例と同様である。
【００２３】
尚、図示の実施の形態では、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用し、各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用しているが、本発明は、張力付与の反力として、ベルトからアイドラプーリにアキシャル荷重を付与できる構造であれば、実施可能である。例えば、一般的なＶベルトとＶ溝プーリとを組み合わせたベルト駆動装置にも、本発明は実施可能である。但し、この場合のオフセット量は、上記Ｖリブドベルトと溝付プーリとの組み合わせの場合とは異なる値を採用する。
【００２４】
【実施例】
次に、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用し、各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合に、溝幅ａとオフセット量ｓとの関係が、無端ベルト５及び転がり軸受８の寿命に及ぼす影響に就いて知る為に行なった実験に就いて説明する。実験の条件は次の通りである。
転がり軸受８ ： 呼び番号６３０１（内径１２ｍｍ、外径３７ｍｍ、幅１２ｍｍ）
駆動プーリ２の直径 ： ５５ｍｍ
従動プーリ４の直径 ： １５０ｍｍ
アイドラプーリ６の直径 ： ８０ｍｍ
各プーリ２、４、６の凹溝１７、１７の角度θ１７（図２） ： ３６度
各プーリ２、４、６の凹溝１７、１７の溝幅ａ ： ３．５６ｍｍ
無端ベルト５ ： バンドー社製の４山Ｖリブドベルト （商品番号：４ＰＫ−９５０）
無端ベルト５の長さ ： ９５０ｍｍ
アイドラプーリ６の回転速度 ： ６０００ｒ．ｐ．ｍ．
無端ベルト５の張力Ｔ ： １００ｋｇｆ
アイドラプーリ６と無端ベルト５とが接触している部分の中心角θ６−５
： １２０度（図５）
転がり軸受８に加わるラジアル荷重Ｆｒ ： １７３ｋｇｆ
オフセット量ｓ ： ±４、±３、±２、±１、０ｍｍの９種類
試料の数 ： 各オフセット量毎に５個ずつ、合計４５個
実験の継続時間 ： １０００時間
尚、上記値のうち、転がり軸受８に加わるラジアル荷重Ｆｒ は、上記張力Ｔに基づいて、Ｆｒ ＝Ｔ・［２｛１＋ｃｏｓ（１８０−θ６−５）｝］１／２ ＝１００・｛２（１＋ｃｏｓ６０）｝１／２ で求められる。
この様な条件で、合計４５回行なった実験の結果に就いて、次表及び図５、６に示す。
【００２５】
【表１】
【００２６】
先ず、上記表の記載に就いて説明する。オフセット量ｓ及び｜ｓ／ａ｜の意味は既に述べた通りである。軸受停止寿命とは、転がり軸受８に剥離を生じて著しい振動を発するか、或は無端ベルト５が破断して実験の継続が不能になるまでの時間を表している。各オフセット量ｓに関して同じ条件で５個ずつの転がり軸受８に就いて実験を行なったが、この軸受停止寿命の欄に記載した時間は、最も早期に剥離若しくは破断を生じた場合の時間を記載している。尚、この軸受停止寿命の欄が１０００ｈｒであるとは、全試料が最後まで剥離も破断も生じなかった事を表している。又、軸受剥離個数とは、上記５個の転がり軸受８のうち、１０００時間に達する以前に剥離を生じた転がり軸受８の割合を示している。更に、ベルト破断数とは、無端ベルト５の破断により実験の継続が不能になったものの割合を示している。
【００２７】
この表の記載から明らかな通り、上記オフセット量ｓが±１ｍｍ以下（｜ｓ／ａ｜≦０．２８）の場合には、転がり軸受８に早期剥離を発生するものが存在する。これに対して、上記オフセット量が±２ｍｍ以上（｜ｓ／ａ｜≧０．５６）になれば、転がり軸受８に早期剥離を発生する事はない。但し、上記オフセット量ｓが±４ｍｍに達する（｜ｓ／ａ｜＝１．１２）と、無端ベルト５が破断するものが発生する。
【００２８】
図６は、この様な実験結果を整理した線図である。先ず、○印及び実線αは、｜ｓ／ａ｜が転がり軸受８の剥離寿命に及ぼす影響を示している。又、△印及び破線βは、｜ｓ／ａ｜が無端ベルト５の破断寿命に及ぼす影響を示している。上記表及びこの図６の記載から明らかな通り、｜ｓ／ａ｜を大きくすれば転がり軸受８の剥離寿命を向上させる事ができるが、この｜ｓ／ａ｜を過大にすると、無端ベルト５の破断寿命が低下する。従って、上記｜ｓ／ａ｜は、転がり軸受８及び無端ベルト５の寿命を両立させる面から、所定範囲に規制する事が好ましい。この範囲としては、図６の記載から、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲、更に好ましくは、０．５＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲が考えられる。
【００２９】
次に、図７は、｜ｓ／ａ｜の値が転がり軸受８の振動の大きさに及ぼす影響を示している。｜ｓ／ａ｜の値と振動の大きさとの関係を示す□印に付した１〜９の数値は、前記表の左端欄の試料番号に対応する。この図７から明らかな通り、｜ｓ／ａ｜を大きくし、転がり軸受８に付与する予圧を大きくすると、この転がり軸受８の振動が小さくなる傾向となる。但し、この｜ｓ／ａ｜が過大になると、無端ベルト５に加わる曲げ応力の影響を受けて、上記振動が増大する傾向となる。この図７からも、上記｜ｓ／ａ｜の範囲を０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９、更に好ましくは、０．５＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲に規制すべきである事が分る。
【００３０】
【発明の効果】
本発明のベルト駆動装置は、以上に述べた通り構成され作用するので、アイドラプーリを支承する単列の深溝型玉軸受の耐久性を向上させて、ベルト駆動装置のメンテナンスフリー化に寄与できる。更に、偏り量を規制する事により、無端ベルトの耐久性と転がり軸受の耐久性とを両立させる事も可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す、図８のＡ−Ａ断面に相当する図。
【図２】図１のＢ部拡大図。
【図３】無端ベルトの上辺をアイドラプーリに近付けた状態で示す、図２のＣ−Ｃ断面図。
【図４】本発明の実施の形態の第２例を示す、図１と同様の図。
【図５】アイドラプーリに対する無端ベルトの掛け渡し部を、一部を省略して図３の右方から見た状態で示す図。
【図６】アイドラプーリのオフセット量が軸受剥離寿命及びベルト破断寿命に及ぼす影響を示す線図。
【図７】アイドラプーリのオフセット量が転がり軸受の振動に及ぼす影響を示す図。
【図８】本発明の対象となるベルト駆動装置を示す模式図。
【図９】従来構造を示す、図８のＡ−Ａ断面図。
【符号の説明】
１ 駆動軸
２ 駆動プーリ
３ 従動軸
４ 従動プーリ
５ 無端ベルト
５ａ 上辺
５ｂ 下辺
６ アイドラプーリ
７ 支持軸
８ 転がり軸受
９ 内輪軌道
１０ 内輪
１１ 外輪軌道
１２ 外輪
１３ 玉
１４ 基板
１５、１５ａ、１５ｂ 間座
１６ ナット
１７ 凹溝
【産業上の利用分野】
この発明に係るベルト駆動装置は、自動車のエンジンに組み込み、クランクシャフトの回転を各種補機の回転軸に伝達して、この回転軸を回転駆動するのに利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車には、発電機、コンプレッサ、パワーステアリング用のポンプ等、各種補機が組み込まれる。これらの補機は、エンジンのクランクシャフトにより無端ベルトを介して回転駆動する。即ち、クランクシャフトの端部に駆動プーリを固定し、上記補機の回転軸の端部に従動プーリを固定すると共に、これら両プーリ同士の間に無端ベルトを掛け渡して、上記クランクシャフトの回転に伴って上記回転軸を回転駆動する様にしている。又、上記無端ベルトの一部で上記駆動プールと従動プーリとの間部分にはアイドラプーリを押し付けて、この無端ベルトに所定の張力を付与する様にしている。
【０００３】
図８〜９はこの様なベルト駆動装置を示す模式図である。上記クランクシャフトに相当する駆動軸１の端部には駆動プーリ２を、上記補機の回転軸に相当する従動軸３の端部には従動プーリ４を、それぞれ支持固定している。これら両プーリ２、４は上記各軸１、３に、キー係合等により結合して、各プーリ２、４と軸１、３とが同期して回転する様にしている。図示の例では、これら各プーリ２、４として、それぞれの断面形状がＶ字形である複数の凹溝を外周面の全周に亙って形成した、溝付プーリを使用している。そして、これら駆動プーリ２と従動プーリ４との間に、無端ベルト５を掛け渡している。この無端ベルト５は、内周面にそれぞれの断面形状がＶ字形である複数の突条（リブ）を形成した、所謂Ｖリブドベルトとしている。上記各プーリ２、４の外周面と無端ベルト５の内周面との形状をこの様にし、上記各プーリ２、４の外周面と上記無端ベルト５の内周面との接触面積及び接触面圧を確保する事により、これら各周面同士が滑る事を防止している。
【０００４】
更に、上記無端ベルト５の一部で上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間部分の内周面にはアイドラプーリ６を押し付けて、この無端ベルト５に所定の張力を付与している。このアイドラプーリ６は、上記駆動軸１及び従動軸３と平行な支持軸７の周囲に、転がり軸受８（本発明の実施の形態を示す図３参照）を介して回転自在に支持されている。このアイドラプーリ６の外周面にも、上述した駆動プーリ２及び従動プーリ４と同様に複数の溝を形成している。又、従来のベルト駆動装置の場合には、上記アイドラプーリ６は、図９に示す様に、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４と同一平面上に位置させていた。尚、上記無端ベルト５に所定の張力を付与すべく、上記アイドラプーリ６を無端ベルト５に押圧する構造に関しては、例えば実開昭５８−１４２４４１号公報、実開平６−１４６００号公報等に記載されている様に従来から周知であり、又、本発明の要旨とも関係ないので、説明を省略する。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上述の様な従来のベルト駆動装置の場合、支持軸７に対してアイドラプーリ６を回転自在に支承する為の転がり軸受８の耐久性を確保する事が難しかった。この理由に就いて、本発明の実施の形態を示す図３を参照しつつ説明する。上記支持軸７にアイドラプーリ６を支持する為の転がり軸受８は、無端ベルト５から加わるラジアル荷重を支承する機能の他、上記アイドラプーリ６の軸方向（図３の左右方向）に亙る位置決めを図れる構造のものを使用する必要がある。この為従来から、図３に示す様な単列の深溝型の玉軸受を、上記転がり軸受８として使用している。
【０００６】
即ち、この転がり軸受８は、外周面に深溝型の内輪軌道９を有する内輪１０と、内周面に深溝型の外輪軌道１１を有する外輪１２と、これら内輪軌道９と外輪軌道１１との間に転動自在に設けられた複数の玉１３、１３とから構成される。そして、上記内輪１０を支持軸７に外嵌固定し、上記外輪１２を上記アイドラプーリ６に内嵌固定している。この結果、このアイドラプーリ６が上記支持軸７の周囲に回転自在に支持される。
【０００７】
ところで、上述の様な転がり軸受８は、単独では予圧を付与したものを得る事は難しく、内部には正の（実際の）隙間が存在する。従って、上記アイドラプーリ６を介して外輪１２にラジアル荷重を付与した状態では、この外輪１２の中心と上記内輪１０の中心とが、僅かとは言え不一致になる（内輪１０に対して外輪１２が偏心する）。この状態で上記アイドラプーリ６と共に外輪１２が回転し、しかも上記転がり軸受８部分にエンジンの振動が、上記支持軸７及び無端ベルト５を介して加わると、これらアイドラプーリ６及び外輪１２が、上記内輪１０に対して振れ回り運動する。
【０００８】
この様な振れ回り運動が発生すると、上記転がり軸受８部分の振動が増大するだけでなく、上記内輪軌道９及び外輪軌道１１と上記各玉１３、１３の転動面との接触部に加わる応力が増大し、これら各軌道９、１１及び転動面に早期剥離等の損傷が発生し易くなる。上記アイドラプーリ６を複列の組み合わせ軸受により支承すれば、この様な損傷の発生を防止して、このアイドラプーリ６を支承した転がり軸受部分の耐久性向上を図れる。但し、この転がり軸受部分の軸方向寸法が大きくなる為、現実には採用できない。
【０００９】
本発明のベルト駆動装置は、この様な事情に鑑みて発明したもので、そのままでは予圧を付与する事が難しい単列の深溝型玉軸受を使用した場合でも、アイドラプーリが振れ回り運動をする事を防止し、このアイドラプーリを支承した深溝型玉軸受の耐久性向上を図るものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明のベルト駆動装置は、前述した従来のベルト駆動装置と同様に、駆動軸に固定された駆動プーリと、この駆動軸と平行な従動軸に固定された従動プーリと、この従動プーリと上記駆動プーリとの間に掛け渡された無端ベルトと、上記駆動軸及び従動軸と平行な支持軸の周囲に転がり軸受を介して回転自在に支持されたアイドラプーリとを備える。そして、このアイドラプーリの外周面に形成した凹溝と上記無端ベルトとを係合させている。
【００１１】
特に、本発明のベルト駆動装置に於いては、上記転がり軸受が単列の深溝型玉軸受である。そして、上記駆動プーリ及び従動プーリに対して上記アイドラプーリを、上記支持軸の軸方向に関し、このアイドラプーリをこれら駆動プーリ及び従動プーリに対して同じ方向に偏らせた状態で支持する事により、上記深溝型玉軸受にアキシャル荷重を付与している。
【００１２】
更に好ましくは、請求項２に記載した様に、上記無端ベルトとしてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリとして溝付プーリを使用する。そして、これら各プーリの外周面に形成した凹溝の溝幅をａとし、上記駆動プーリ及び従動プーリに対する上記アイドラプーリの軸方向の偏り量をｓとした場合に、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９とする。
【００１３】
【作用】
上述の様に構成される本発明のベルト駆動装置の場合、アキシャル荷重に基づいて、単列の深溝型玉軸受に予圧が付与される。この結果、この深溝型玉軸受の内部隙間がなくなり、この深溝型玉軸受を構成する内輪の中心と外輪の中心とが一致する。従って、運転時に加わる振動等に拘らず、上記外輪及びこの外輪に外嵌固定されたアイドラプーリが内輪に対して振れ回り運動をしなくなる。この結果、上記深溝型玉軸受部分の振動が低減され、内輪軌道及び外輪軌道と転動面との接触部に加わる応力も緩和されて、早期剥離等の損傷を防止でき、深溝型玉軸受の耐久性向上を図れる。
【００１４】
特に、Ｖリブドベルトと溝付プーリとを組み合わせ、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９なる条件を満たすべく、アイドラプーリの変位量を規制すれば、深溝型玉軸受の耐久性向上と無端ベルトの耐久性向上とを両立できる。尚、この場合に、アイドラプーリと駆動プーリ及び従動プーリとのピッチ（プーリの中心間距離）Ｐは、無端ベルトの幅Ｗの４〜５０倍、好ましくは８〜２５倍の範囲に規制する。上記ピッチＰが幅Ｗの５０倍を超えると、無端ベルトから深溝型玉軸受に加えられるアキシャル荷重が不足して、この深溝型玉軸受に十分な予圧付与を行なえなくなる。反対に、上記ピッチＰが幅Ｗの４倍に達しない場合には、上記無端ベルトに加わる曲げ応力が過大になって、この無端ベルトの寿命が損なわれる。特に、上記ピッチＰを幅Ｗの８〜２５倍の範囲に規制すれば、上記予圧付与と無端ベルトの寿命確保とを高次元で両立させる事ができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
図１〜３は、本発明の実施の形態の第１例を示している。尚、本発明の特徴は、アイドラプーリ６を支承した、単列の深溝型玉軸受である転がり軸受８の振れ回り運動を防止すべく、この転がり軸受８に予圧を付与する為、上記アイドラプーリ６を駆動プーリ２及び従動プーリ４に対して偏らせて支持した点にある。その他の部分の構成及び作用は、前述した従来構造と同様であるから、重複部分に関する説明は省略若しくは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明する。
【００１６】
上記アイドラプーリ６を支持する支持軸７の基端部（図１、２の上端部、図３の左端部）は、基板１４に支持固定されている。又、この支持軸７の基半部には円筒状の間座１５を外嵌し、この間座１５の先端面（図３の右端面）に、上記転がり軸受８を構成する内輪１０の片端面（図３の左端面）を突き当てている。更に、この内輪１０の他端面（図３の右端面）は、上記支持軸７の先端部（図１、２の下端部、図３の右端部）に螺着したナット１６により抑え付けて、この内輪１０を上記支持軸７の先端部に固定している。本第１例の場合には、上記間座１５の長さ寸法Ｌ１５を、前述の図９に示した従来構造を構成する間座１５ａの長さ寸法Ｌ１５ａ よりも、次述するｓ分だけ短く（Ｌ１５＝Ｌ１５ａ −ｓ）している。この為、上記転がり軸受８により支持されたアイドラプーリ６が、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４に対しｓ分だけ、軸方向（図１、２の上下方向、図３の左右方向）に偏っている。
【００１７】
即ち、図２に示す様に、例えば駆動プーリ２の軸方向中央部の点Ｏ２ を通り駆動軸１及び支持軸７に直交する平面をＦ２ とし、上記アイドラプーリ６の軸方向中央部の点Ｏ６ を通り上記駆動軸１及び支持軸７に直交する平面をＦ６ とした場合に、これら両平面Ｆ２ 、Ｆ６ 同士が軸方向にｓ分だけずれている。本第１例の場合には、上記アイドラプーリ６に関する平面Ｆ６ が、基板１４の側にｓだけ偏っている。本明細書では、この様な方向にアイドラプーリ６が偏っている状態を、−（マイナス）のオフセット量が存在すると言う。
【００１８】
この様なオフセット量ｓは、ベルト駆動装置を構成する各プーリ２、４、６の外周面に形成した凹溝１７、１７のピッチａに対応して規制する。後述する実施例から明らかな通り、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合には、上記オフセット量ｓと溝幅ａとの関係を、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９とする事が好ましい。
【００１９】
上述の様に構成される本発明のベルト駆動装置の場合、無端ベルト５の張力に基づいて発生するアキシャル荷重に基づいて転がり軸受８に、予圧が付与される。即ち、上記アイドラプーリ６に掛け渡された無端ベルト５は、このアイドラプーリ６により付与された張力に基づいて、上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間で直線になろうとする。例えば、無端ベルト５の上辺５ａ（上下は図８の上下位置関係による。実際の使用状態とは関係ない。）はアイドラプーリ６に掛け渡されていない為、上記駆動プーリ２と従動プーリ４との間で直線となる。これに対してこの無端ベルト５の下辺５ｂは、上記アイドラプーリ６により図１に示す様に曲げられている。この為、張力付与の反作用として、無端ベルト５からアイドラプーリ６及びこのアイドラプーリ６に内嵌固定された外輪１２に、アキシャル方向（図１、２の下向き、図３の右向き）の荷重が作用する。
【００２０】
この様なアキシャル荷重は、上記転がり軸受８に対して予圧付与の為の荷重として働く。この結果、この転がり軸受８の内部隙間がなくなり、この転がり軸受８を構成する内輪１０の中心と外輪１２の中心とが一致する。従って、運転時に加わる振動等に拘らず、上記外輪１２及びこの外輪１２に外嵌固定されたアイドラプーリ６が内輪１０に対して振れ回り運動をしなくなる。この結果、上記転がり軸受８部分の振動が低減され、内輪軌道９及び外輪軌道１１と各玉１３、１３の転動面との接触部に加わる応力も緩和されて、早期剥離等の損傷を防止できて、転がり軸受８の耐久性向上を図れる。
【００２１】
特に、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用すると共に、上記各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合に、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９なる条件を満たすべく、アイドラプーリ６のオフセット量ｓを規制すれば、転がり軸受８の耐久性向上と無端ベルト５の耐久性向上とを両立できる。この点に就いては、後述の実施例の項で詳しく述べる。
【００２２】
次に、図４は、本発明の実施の形態の第２例を示している。本第２例の場合には、支持軸７の基半部に外嵌する間座１５ｂの長さ寸法Ｌ１５ｂ を、前述の図９に示した従来構造を構成する間座１５ａの長さ寸法Ｌ１５ａ よりも、ｓ分だけ長く（Ｌ１５ｂ ＝Ｌ１５ａ ＋ｓ）している。この為、転がり軸受８（図３参照）により支持されたアイドラプーリ６が上述した第１例とは逆側に、上記駆動プーリ２及び従動プーリ４に対しｓ分だけ、軸方向（図１、２の上下方向、図３の左右方向）に偏っている。本明細書では、この様な方向にアイドラプーリ６を偏らせた場合に、＋（プラス）のオフセット量が存在すると言う。駆動プーリ２及び従動プーリ４に対するアイドラプーリ６の偏り方向を逆にした以外の構成及び作用に就いては、上述した第１例と同様である。
【００２３】
尚、図示の実施の形態では、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用し、各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用しているが、本発明は、張力付与の反力として、ベルトからアイドラプーリにアキシャル荷重を付与できる構造であれば、実施可能である。例えば、一般的なＶベルトとＶ溝プーリとを組み合わせたベルト駆動装置にも、本発明は実施可能である。但し、この場合のオフセット量は、上記Ｖリブドベルトと溝付プーリとの組み合わせの場合とは異なる値を採用する。
【００２４】
【実施例】
次に、無端ベルト５としてＶリブドベルトを使用し、各プーリ２、４、６として溝付プーリを使用した場合に、溝幅ａとオフセット量ｓとの関係が、無端ベルト５及び転がり軸受８の寿命に及ぼす影響に就いて知る為に行なった実験に就いて説明する。実験の条件は次の通りである。
転がり軸受８ ： 呼び番号６３０１（内径１２ｍｍ、外径３７ｍｍ、幅１２ｍｍ）
駆動プーリ２の直径 ： ５５ｍｍ
従動プーリ４の直径 ： １５０ｍｍ
アイドラプーリ６の直径 ： ８０ｍｍ
各プーリ２、４、６の凹溝１７、１７の角度θ１７（図２） ： ３６度
各プーリ２、４、６の凹溝１７、１７の溝幅ａ ： ３．５６ｍｍ
無端ベルト５ ： バンドー社製の４山Ｖリブドベルト （商品番号：４ＰＫ−９５０）
無端ベルト５の長さ ： ９５０ｍｍ
アイドラプーリ６の回転速度 ： ６０００ｒ．ｐ．ｍ．
無端ベルト５の張力Ｔ ： １００ｋｇｆ
アイドラプーリ６と無端ベルト５とが接触している部分の中心角θ６−５
： １２０度（図５）
転がり軸受８に加わるラジアル荷重Ｆｒ ： １７３ｋｇｆ
オフセット量ｓ ： ±４、±３、±２、±１、０ｍｍの９種類
試料の数 ： 各オフセット量毎に５個ずつ、合計４５個
実験の継続時間 ： １０００時間
尚、上記値のうち、転がり軸受８に加わるラジアル荷重Ｆｒ は、上記張力Ｔに基づいて、Ｆｒ ＝Ｔ・［２｛１＋ｃｏｓ（１８０−θ６−５）｝］１／２ ＝１００・｛２（１＋ｃｏｓ６０）｝１／２ で求められる。
この様な条件で、合計４５回行なった実験の結果に就いて、次表及び図５、６に示す。
【００２５】
【表１】
先ず、上記表の記載に就いて説明する。オフセット量ｓ及び｜ｓ／ａ｜の意味は既に述べた通りである。軸受停止寿命とは、転がり軸受８に剥離を生じて著しい振動を発するか、或は無端ベルト５が破断して実験の継続が不能になるまでの時間を表している。各オフセット量ｓに関して同じ条件で５個ずつの転がり軸受８に就いて実験を行なったが、この軸受停止寿命の欄に記載した時間は、最も早期に剥離若しくは破断を生じた場合の時間を記載している。尚、この軸受停止寿命の欄が１０００ｈｒであるとは、全試料が最後まで剥離も破断も生じなかった事を表している。又、軸受剥離個数とは、上記５個の転がり軸受８のうち、１０００時間に達する以前に剥離を生じた転がり軸受８の割合を示している。更に、ベルト破断数とは、無端ベルト５の破断により実験の継続が不能になったものの割合を示している。
【００２７】
この表の記載から明らかな通り、上記オフセット量ｓが±１ｍｍ以下（｜ｓ／ａ｜≦０．２８）の場合には、転がり軸受８に早期剥離を発生するものが存在する。これに対して、上記オフセット量が±２ｍｍ以上（｜ｓ／ａ｜≧０．５６）になれば、転がり軸受８に早期剥離を発生する事はない。但し、上記オフセット量ｓが±４ｍｍに達する（｜ｓ／ａ｜＝１．１２）と、無端ベルト５が破断するものが発生する。
【００２８】
図６は、この様な実験結果を整理した線図である。先ず、○印及び実線αは、｜ｓ／ａ｜が転がり軸受８の剥離寿命に及ぼす影響を示している。又、△印及び破線βは、｜ｓ／ａ｜が無端ベルト５の破断寿命に及ぼす影響を示している。上記表及びこの図６の記載から明らかな通り、｜ｓ／ａ｜を大きくすれば転がり軸受８の剥離寿命を向上させる事ができるが、この｜ｓ／ａ｜を過大にすると、無端ベルト５の破断寿命が低下する。従って、上記｜ｓ／ａ｜は、転がり軸受８及び無端ベルト５の寿命を両立させる面から、所定範囲に規制する事が好ましい。この範囲としては、図６の記載から、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲、更に好ましくは、０．５＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲が考えられる。
【００２９】
次に、図７は、｜ｓ／ａ｜の値が転がり軸受８の振動の大きさに及ぼす影響を示している。｜ｓ／ａ｜の値と振動の大きさとの関係を示す□印に付した１〜９の数値は、前記表の左端欄の試料番号に対応する。この図７から明らかな通り、｜ｓ／ａ｜を大きくし、転がり軸受８に付与する予圧を大きくすると、この転がり軸受８の振動が小さくなる傾向となる。但し、この｜ｓ／ａ｜が過大になると、無端ベルト５に加わる曲げ応力の影響を受けて、上記振動が増大する傾向となる。この図７からも、上記｜ｓ／ａ｜の範囲を０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９、更に好ましくは、０．５＜｜ｓ／ａ｜＜０．９の範囲に規制すべきである事が分る。
【００３０】
【発明の効果】
本発明のベルト駆動装置は、以上に述べた通り構成され作用するので、アイドラプーリを支承する単列の深溝型玉軸受の耐久性を向上させて、ベルト駆動装置のメンテナンスフリー化に寄与できる。更に、偏り量を規制する事により、無端ベルトの耐久性と転がり軸受の耐久性とを両立させる事も可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す、図８のＡ−Ａ断面に相当する図。
【図２】図１のＢ部拡大図。
【図３】無端ベルトの上辺をアイドラプーリに近付けた状態で示す、図２のＣ−Ｃ断面図。
【図４】本発明の実施の形態の第２例を示す、図１と同様の図。
【図５】アイドラプーリに対する無端ベルトの掛け渡し部を、一部を省略して図３の右方から見た状態で示す図。
【図６】アイドラプーリのオフセット量が軸受剥離寿命及びベルト破断寿命に及ぼす影響を示す線図。
【図７】アイドラプーリのオフセット量が転がり軸受の振動に及ぼす影響を示す図。
【図８】本発明の対象となるベルト駆動装置を示す模式図。
【図９】従来構造を示す、図８のＡ−Ａ断面図。
【符号の説明】
１ 駆動軸
２ 駆動プーリ
３ 従動軸
４ 従動プーリ
５ 無端ベルト
５ａ 上辺
５ｂ 下辺
６ アイドラプーリ
７ 支持軸
８ 転がり軸受
９ 内輪軌道
１０ 内輪
１１ 外輪軌道
１２ 外輪
１３ 玉
１４ 基板
１５、１５ａ、１５ｂ 間座
１６ ナット
１７ 凹溝
Claims (2)
- 駆動軸に固定された駆動プーリと、この駆動軸と平行な従動軸に固定された従動プーリと、この従動プーリと上記駆動プーリとの間に掛け渡された無端ベルトと、上記駆動軸及び従動軸と平行な支持軸の周囲に転がり軸受を介して回転自在に支持されたアイドラプーリとを備え、このアイドラプーリの外周面に形成した凹溝と上記無端ベルトとを係合させたベルト駆動装置に於いて、上記転がり軸受が単列の深溝型玉軸受であり、上記駆動プーリ及び従動プーリに対して上記アイドラプーリを、上記支持軸の軸方向に関し、このアイドラプーリをこれら駆動プーリ及び従動プーリに対して同じ方向に偏らせた状態で支持する事により、上記深溝型玉軸受にアキシャル荷重を付与した事を特徴とするベルト駆動装置。
- 無端ベルトが、内周面にそれぞれの断面形状がＶ字形である複数の突条を形成したＶリブドベルトであり、各プーリが、それぞれの断面形状がＶ字形である複数の凹溝を外周面の全周に亙って形成した溝付プーリであり、これら各プーリの外周面に形成した各凹溝の溝幅をａとし、駆動プーリ及び従動プーリに対するアイドラプーリの軸方向の偏り量をｓとした場合に、０．３＜｜ｓ／ａ｜＜０．９である、請求項１に記載したベルト駆動装置。
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