JP3926268B2 - 非対称ダンピングテンショナベルト伝動システム - Google Patents

Description

本発明は、フロントエンド補機伝動に関し、特に非対称ダンピングテンショナを備えたベルト伝動システムに関する。

自動車等に用いられる大部分のエンジンは、乗物の適正な運転に必要とされ、ベルトにより伝動されるいくつかの補機システムを備える。補機システムには、オルタネータ、エアコン用コンプレッサ、パワーステアリングポンプ等が含まれる。

補機システムは一般的にエンジンの前面に搭載される。各補機は、何らかの方式によるベルト伝動から動力を受け取るためのシャフトに取り付けられたプーリを備える。初期のシステムでは、各補機は、その補機とクランクシャフトとの間で走行される個別のベルトにより駆動されていた。ベルトに関する技術の発展により、今日では、単体の多軸掛けベルトが大部分の応用において一般に用いられている。様々な補機の間を走行される１つの多軸掛けベルトが複数の補機を駆動する。エンジンのクランクシャフトが多軸掛けベルトを駆動する。

多軸掛けベルトは全ての補機に掛け回される必要があることから、それは以前のものに比べ一般に長くなる。適正な運転のために、ベルトには所定の張力が掛けられる。それが作動されると、それはその長さよりも若干伸張される。これはベルト張力の低下をもたらし、ベルトの滑りを引き起こし得る。したがって、ベルトテンショナは、使用時にベルトが伸張するにつれ、適正なベルト張力を維持するために用いられる。

ベルトテンショナが作動されているとき、走行中のベルトはテンショナスプリングに振動を誘発し得る。これらの振動は、ベルトとテンショナの早期の摩滅をもたらすことから望ましくない。したがって、ダンピング機構は作動時の振動を減衰させるためにテンショナに付加される。

様々なダンピング機構が開発されてきている。それらには、粘性流体ダンパや、互いに滑り合うすなわち相互作用する摩擦面に基づく機構、相互作用するスプリングの連結を用いるダンパが含まれる。多くの場合、これらのダンピング機構は、ベルトの運動に対して一方向に抵抗することにより一方向に対して作動する。これは通常、テンショナアームが荷重位置と不荷重位置との間で振動される際、作動中のベルトに現れる不減衰振動をもたらす。

従来技術のシステムは、ベルトの運動に追随するためにコンプライアント(compliant)に設定されたテンショナを用いている。通常、テンショナは、この追従性(compliance)を容易にするために低い減衰比に設定される。その結果、従来技術のシステムは、荷重が変化する間、不満足な態様で作動される。補機は通常エンジンが定常のＲＰＭで走行されているときに作動される。ベルトに荷重を掛けているテンショナはそのスパンの張力を維持する。一般に、テンショナは、ベルトの移動方向において、クランクシャフトの「下流」にある。ダンピングは、テンショナが走行中のベルトにおいて殆どの振動を減衰するように設定された。

問題は、エンジンの速さが５０００〜１００００ＲＰＭ／ｓｅｃの範囲で急激に変化する際に発生する。この場合、オルタネータ等の補機は、慣性モーメントにより減速した後においてもベルトを伝動し続ける。これは、クランクシャフトの「下流」側にあるベルトを緊張させ、テンショナに荷重を掛ける。もし、テンショナにおける減衰比が低すぎると、テンショナはベルト張力の増大に抗することができず、アームはベルトから離れる方向に移動する。その結果、テンショナはベルトに十分な張力を維持していない。これは、ベルトがそのときにクランクシャフトに向けて伝動されることから、ベルトがクランクシャフトプーリにおいて滑ることを許し、軋り音を発生させる。従来技術のシステムは、ベルト張力の低下を防止するために、テンショナアームを荷重方向(loading direction)にロックする方法に頼っている。しかしながら、テンショナをロックすることは、テンショナがベルトにおける減衰振動の附随機能を果たすことを妨げる。

従来技術の代表は、メックストロース(Meckstroth)等の米国特許第５，４３９，４２０号であり、これはアームの回転運動を制御する調整器を備えるテンショナを有する補機伝動システムを開示し、ベルト張力が増大する方向にアームが自由に回転可能とされ、ベルト張力が低減される方向へのアームの運動に調整器が抵抗する。

従来技術は、慣性モーメントによる力のオーダが、ベルトの緊張した側から見たときにクランクシャフトプーリに最も近い補機に対して最大となるようにエンジン補機を配置する方法についても示している。これは、タナカ(Tanaka)の米国特許第４，９５９，０４２号に示されている。この方法は、テンショナの動作特性に依存しない代わりに、慣性モーメントに基づく補機の揺動状態の動力学(dynamics of staggered order)に依存する。

従来技術のシステムは、エンジン速度の高い比率での変化に対応するためにロッキングテンショナあるいは特別な機械的な配置に依拠している。何れのシステムも、ベルトの振動の減衰を行いながら変速時の軋り音を防止するという２つの問題を同時に解決することはできない。更に、従来技術のシステム、例えばメックストロース(Meckstroth)の場合には、複雑で高価であり、テンショナアームの動きを制御するための複雑な機械装置を必要とする。従来技術のシステムは、エンジン表面に比較的広い空間を必要とする。タナカの方法は、高い減速比の問題に十分対応できず、むしろ減速時におけるベルトの緊張を十分に解消しない補機(component)の配置を用いている。

必要とされているのは、非対称ダンピングテンショナを備えた非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムである。必要とされているのは、エンジン速度が急激に変化しているときに高いベルト張力を与えることが可能な非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムである。必要とされているのは、不荷重方向(unloading direction)よりも荷重方向により大きなダンピング摩擦力を有する非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムである。必要とされているのは、１．５を越える非対称係数を備える非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムである。本発明はこれらの要求に合致する。

本発明の第１の目的は、非対称ダンピングテンショナを備えた非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムである。

本発明の別の目的は、エンジン速度が急激に変化しているときに高いベルト張力を与えることが可能な非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムを提供することである。

本発明の別の目的は、不荷重方向よりも荷重方向により大きなダンピング摩擦力を有する非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムを提供することである。

本発明の別の目的は、１．５を越える非対称係数を備える非対称ダンピングテンショナベルト伝動システムを提供することである。

本発明のその他の目的は、本発明の以下の説明と添付された図面により指摘され、明らかにされる。

本発明は、エンジンにおけるベルト伝動のための非対称ダンピングテンショナシステムを備える。ベルトは、クランクシャフトに設けられた原動プーリと任意の数の従動プーリとの間において連絡されている。各従動プーリは、オルタネータ、パワーステアリングポンプ、コンプレッサ等の補機に連結されている。テンショナは、ベルトの移動方向において、大きな有効慣性モーメントを持つ第１の補機の前の任意の場所に配置される。テンショナ内のバイアス部材は、ベルト内の張力を維持するために用いられる。テンショナは、更に、エンジンの運転により発生するベルトの振動を減衰するためのダンピング機構を備える。テンショナのダンピング摩擦力は均等ではなく、すなわち非対称であり、テンショナアームの移動方向に依存する。加速時、不荷重方向へのテンショナのダンピング摩擦力は、減速時における反対方向へのダンピング摩擦力、すなわち荷重方向のダンピング摩擦力に比べ著しく低い。加速時における低いダンピング摩擦力は、加速により生じるベルト長さの増大にテンショナアームが迅速に適応することを可能にする。減速時における高いダンピング摩擦力は、荷重方向へテンショナアームが移動し過ぎ、滑りや異音を立てることを防止する。非対称ダンピングは、更に、全ての運転状態においてベルト全体の振動を著しく低減する。

ここで説明されるのは、非対称なダンピング特性を有するテンショナである。非対称テンショナは、双方が同じテンションナ力を有すると仮定される従来のテンショナよりも多くのエネルギーを散逸する。非対称テンショナの別の大きな利点は、それが与えられたベルト伝動システムに対して、従来のテンショナと比較し、より高い減衰比を提供できることである。

従来のテンショナと比較するとき、非対称テンショナの動作には２つの顕著な違いがある。第１に、非対称テンショナでは、摩擦力、従って散逸振動エネルギーは、テンショナ荷重半サイクル(tensioner loading half-cycle)において、テンショナ不荷重半サイクル(tensioner unloading half-cycle)におけるそれに比べて極めて高い。これらの力は、従来のテンショナにおいては略等しい。第２に、ベルト伝動エネルギーは、テンショナのダンピング機能が偏倚されていることから、荷重半サイクルにおいてのみテンショナのダンピングによって散逸される。不荷重半サイクルにおけるテンショナのダンピングは、テンショナの力学的エネルギーのみを散逸し、ベルトや他の構成部の力学的エネルギーは散逸しない。

特に、常時ベルトに掛かる力は低すぎるわけにはいかず、そうでないと、オルタネータやクランクシャフト等（図１参照）の補機のプーリにおいてベルト滑りが発生する。一般に、不荷重方向におけるダンピング摩擦力はテンショナスプリング力の７０％よりも高くてはいけない。従来のテンショナでは、荷重及び不荷重ダンピングは実質的に等しいことから、荷重方向における摩擦力もスプリング力の７０％となる。例えば、従来のテンショナのスプリングトルクが１５Ｎ・ｍで、減衰率(damping factor)が７０％であるとすると、ダンピングトルクは、両方向において１０．５Ｎ・ｍとなる。より大きなダンピングが必要とされる場合には、張力の適正な下限を維持するためにスプリング力が増大される必要がある。ばね定数(spring rate)の増大は、ある補機が受ける荷重を増大させるとともに、ベルト寿命を短くする。

一方、同じベルト張力を有する非対称テンショナでは、非対称率(asymmetric factor)Ｋ_ASが例えば３のとき、荷重方向での摩擦ダンピングは不荷重方向におけるそれの３倍となる。その結果として、それは従来のテンショナの３倍となり、ベルト張力を増大させることなく、かなり高いダンピングをシステムに提供する。

したがって、従来のテンショナと比較すると、非対称テンショナは２つの更なる長所をもつ。第１に、同等のスプリングを用いて、より高いダンピングを提供できる。また、荷重方向における同じダンピング効果に対して、ベルト伝動は、非対称テンショナによりより低い張力を受ける。その結果として、非対称ダンピングは、ベルト寿命を著しく増大するとともに、システムの振動の制御により効果的である。

ここで説明されるダンピング機構とテンショナは、１／１２／００に出願された米国特許出願第０９／４８２、１２８号と略同じであり、ここにおいて参照として組み込まれる。

図１、２を参照すると、プーリ１２を有するテンショナ１０が、ベルト１６と幾つかのプーリを含むベルト伝動システムの構成要素として図示されている。例えば、ベルト１６は、クランクシャフトプーリ１８、ファン／ウオータポンププーリ２０、パワーステアリングプーリ２２、オルタネータプーリ２４、アイドラプーリ２６、及びテンショナプーリ１２の回りに掛け回される。テンショナプーリ１２はベルト１６と係合し、ベルト張力に適合するためにどのようにプーリが移動するかを模式的に示すために、幾つかの位置に描かれている。テンショナプーリ１２はベルト１６と係合し、隣接するベルトスパン２８、３０のベルト張力Ｔ１、Ｔ２の形でベルト荷重を受ける。ベルト張力Ｔ１、Ｔ２（すなわち荷重）は、ベルトスパン２８、３０の間で形成される角の２等分線に沿ったベルト力成分ＢＦを合成する。ベルト力成分は、テンショナのピボット３２から軸方向にオフセットされており、矢印ＨＬで象徴的（すなわち、特定されるものとしてではなく）に表わされる力やモーメントを含む複雑なハブ荷重を発生する。本発明のダンピング機構は、テンショナ１０内の３４で示されている。

図３を参照すると、テンショナ１０は、本発明のダンピング機構３４を含む機械式のものであり、ベース４２と、捩りスプリング４４と、シャフト６４に設けられたボールベアリング６２等の方法によりピボットアーム５２に回転自在に取り付けられたプーリ１２とを備える。ボールベアリング６２はシャフト６４にフランジ留め金具６６により保持される。ピボットアーム５２は、ピボットアーム５２を保持し、ピボットシャフト５５とともに回転する円筒部材５３に取り付けられる。少なくとも１つのスリーブ型ブッシング５６がピボット３２に配置される。ピボットブッシング５６は、好ましくはポリマー系の物質で、ピボットシャフト５５に対し回転するためにピボット内に配置され、これによりピボットアーム５２を支持する。１つのピボットブッシング５６が例示されたが、１つよりも多くのピボットブッシングを有することも可能である。留め金６０を含めたピボットシャフト５５は、円筒部材５３のフランジボア５７とピボットブッシング５６を通って延在し、これによりピボットアーム５２をベース４２に取り付ける。

図２〜４を参照すると、ダンピング機構３４は第１及び第２の端部７２、７４を具備する捩りスプリング７０を備える。ダンピング機構３４は更に、本実施形態においてテンショナ１０のベース４２と係合する外側摩擦面７８を有するダンピングプレート７６を備える。ピボットアーム５２の突起部７９と対係合(mating engagement)するランプ面７７が設けられる。ダンピングプレート７６は、スプリング７０をダンピングプレート７６に作用するように連結するために第１及び第２のスプリング接点８０、８２を有する。図４に示される本実施形態では、ダンピングプレート７６がＡ−Ａ軸に対して対称であることから、異なったスプリングコイル巻回方向を有するスプリング７０を搭載することが可能である。

ダンピングプレートは、スプリング７０を受けるための、プレート底部８８、内側壁９０、そして外側壁９２を有する溝８６を備える。プレート底部は、テンショナ円筒部材５３と摺動係合するために底面２００に周期的な間隔を置いて配置された摩擦パッド９３を備える。

ダンピングプレート７６は、取付ライニング８４を備え、これは摩擦面７８を画定するとともにライニング８４をダンピングプレート７６に固着するための機械的なタブ８５を用いてダンピングプレート７６に取り付けられる。

図２〜４に示されるように、ダンピング機構３４は、円形に形成される。ダンピングプレートが半円形であるダンピング機構３４の別の実施形態が図５に示される。ダンピングプレート７６は、スプリング７０からのトルクの下、Ｂによって示されるダンピングプレート７６の相対的な運動を可能にするピボット継ぎ手１００を備える。ダンピングプレート７６の付加的な運動は、ダンピングのための摩擦力の増大をもたらす。

図６に示される別の実施形態では、外側壁９２上に偏向バンド(deflecting band)１０２を有する半円形のダンピングプレート７６が設けられる。この実施形態では、スプリング端部７２から掛かる力は、ピボットアーム５２への荷重を促進するようにテンショナと径方向の係合を可能とするため、Ｃで示されるように偏向バンド１０２に作用する。この実施形態では、偏向バンド１０２はテンショナアーム５２に取り付けられた付加的な支持部材１０４と接触する。

図７は、内側摩擦面１１２を有するライニング１１０を備える内側壁９０を備えたダンピング機構の別の実施形態を示す。

ダンピングプレートに作用する力の底面図を描いた図８を参照する。テンショナのダンピング機構としても参照される本発明のダンピングプレートを用いたダンピング特性は、非対称である。これはダンピング機構、すなわちダンピングプレートに作用する力の観点から最も良く説明される。すなわち、第１ダンピング力Ｔ_Lは、ピボットアームの無端部材から遠ざかる第１の方向への運動に作用し、第２ダンピング力Ｔ_unは、ピボットアームの無端部材に向かう第２の方向への運動に作用し、第１ダンピング力は第２ダンピング力よりも大きい。

静止した位置では、バイアス部材、すなわちスプリングトルクがＴ_sprの捩りスプリングは、反力Ｎを発生し、Ｎは第１及び第２接点８０、８２に掛かる。スプリングの他端は、回転されないようにされたベース４２に係合し、トルクを発生する。ダンピング機構は、実質的に、ランプ面７７と接点７９と摩擦面７８との間において、ピボットアームに対して所定の位置に維持される。更にランプ面３００は、低いダンピング力のために接点１０と係合する。反対方向へ運動する場合、ランプ面３０２が低いダンピング力のために接点１１と係合し、ランプ面３１０が高いダンピング力のために接点１２と係合する。

ダンピングバンドはベース内側弧状面にも係合する。ピボットアーム５２が動くと、ダンピングプレートの摩擦面がベース内側弧状面を圧迫し、ピボットアーム５２の運動に抗して、第１及び第２ダンピング力を発生し、これにより、各方向へのピボットアームの振動運動を減衰する。ダンピングプレートのダンピング力は、ピボットアームの何れの方向への運動も妨害する。

解析の結果は、
Ｔ_spr＝Ｎ＊Ｆ （１）
である。

Ｆは接点８０、８２の間の距離である。ダンピングプレートのランプ面７７は、ピボットアームを係止端すなわち接点７９においてを圧迫し、突起部すなわちピボット点７９の回りのダンピングプレート７６の回転を制御する。

特に、ベース４２が固定され、ピボットアーム５２がダンピング機構とともに時計回りに回転するとき、曲線からなる摩擦面７８の表面に発生する摩擦トルクすなわちダンピング力は、点７９における反力Ｐを増大させる。ここで、
Ｐ＝Ｔ_spr／Ａ （２）

Ａは、ダンピング機構における回転中心ＯからＰへの径方向への距離である。Ｏはピボットアーム５２の回転中心である。

ダンピングプレートの上面図である図９を参照すると、点Ｏに対するトルクの式は、
Ｔ_spr−Ｐ_L＊Ａ＋μＴ_L＊Ｒ＝０ （３）

ここで、Ｔ_LとＰ_Lはそれぞれベルト張力すなわちベルト力により生成される荷重力である。μは、摩擦面７８の摩擦係数である。ここで説明される摩擦面７８の各部は、隣接する摺動面の相対運動を減衰するのに適用できる従来公知のどのような摩擦部材を含んでもよく、ナイロン６、ナイロン６６、そしてテフロン（登録商標）が含まれるがこれに限定されるものではない。Ｒは摩擦面７８の半径である。

次に、ｘ方向の力は、
Ｔ_L＊ｃｏｓθ＋μＴ_Lｓｉｎθ−Ｐ_L＝０ （４）
となる。

したがって、
Ｔ_L＝Ｐ_L［１／（ｃｏｓθ＋μｓｉｎθ）］ （５）
となる。

トルクの式（３）におけるＴ_LとＰ_Lを置き換えると、結果は、
Ｔ_spr−Ｐ_L＊Ａ＋μ＊Ｐ_L［１／（ｃｏｓθ＋μｓｉｎθ）］＊Ｒ＝０ （６）
となる。

この式を代入すると、
Ｐ_L＝Ｔ_spr／Ａ＊［（ｃｏｓθ＋μｓｉｎθ）／（（ｃｏｓθ＋μｓｉｎθ）
−μ＊Ｒ／Ａ）］ （７）
が得られる。

式（７）は、荷重サイクルにおいて、ダンピングプレートのランプ面７７上の接点７９に働く荷重力Ｐ_Lの値を与える（図８参照）。

不荷重方向へのダンピング機構の自由な状態における図(free body diagram)である図１０を参照すると、図９に記載されたのと同様の論理により、テンショナアームが反時計回り、すなわち「不荷重」方向に移動するとき、摩擦トルクは反力Ｐ_unを低減する。

反力Ｐ_LまたはＰ_unは、摩擦面上のダンピング力Ｔ_LまたはＴ_unを発生させる。より大きなＰは、より高い垂直反力Ｔを生成し、対応してより高い摩擦トルクを生成する。逆も同様である。
Ｐ_un＝Ｔ_spr／Ａ＊［（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ）／（（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ）
＋μ＊Ｒ／Ａ）］ （８）

式（８）は、不荷重サイクルにおいてダンピングプレート７６上の点７９に働く力Ｐ_unの値を与える（図８参照）。

ダンピングの非対称性と非対称性に関連する係数は、第１ダンピング力と第２ダンピング力に対応する荷重状態と不荷重状態の間におけるベルト張力すなわちＰの荷重差によって定義される。
Ｋ_AS＝ΔＴ_{Belt Loading}／ΔＴ_{Belt Unloading} （９）
ここでＫ_ASは非対称係数。

ΔＴ_{Belt Loading}は、ベルト張力における変化であり、ピボットアームがベルトすなわち無端部材から遠ざかって移動するときの第１ダンピング力に対応する。
ΔＴ_{Belt Loading}＝Ｔ_{max belt}−Ｔ_{belt nom} （１０）

ΔＴ_{Belt Unloading}は、ピボットアームがベルトに向かって移動するときの第2ダンピング力のベルト張力における変化である。
ΔＴ_{Belt Unloding}＝Ｔ_{belt nom}−Ｔ_{belt min} （１１）

テンショナの設計では、反力Ｐがベルト張力を与える。したがって、
Ｋ_AS＝（Ｐ_L−Ｐ）／（Ｐ−Ｐ_un） （１２）

代入することにより、非対称係数の式は、
Ｋ_AS＝［（ｃｏｓθ−μｓｉｎθ＋μ＊Ｒ／Ａ）／（ｃｏｓθ＋μｓｉｎθ）
−μ＊Ｒ／Ａ）］ （１３）
ここで、θ＝ａｒｃｔａｎ（μ）。

実施例
言及された変数に以下の値を仮定する。
μ＝０．２、摩擦係数
Ｒ＝３３ｍｍ
Ａ＝１６ｍｍ
θ＝１１．３°
そして、上記式を適用すると、
Ｋ_AS＝１．３５／０．６１＝２．２
を与えられる。

非対称係数は、寸法変数ＲとＡを変化させて変えることができるが、摩擦面７８の摩擦係数を変化させても変えることができる。

ダンピング機構が２つのダンピングバンドを持つ場合には、非対称性は、ここで説明される理論により、単一のダンピングバンドに対するものよりも１．５から２倍となる。

図表１及び図表２は、単一ダンピング機構に対するテンショナ荷重と静的及び動的に計測されたダンピング力を表わす。

図表１

図表２

図表３及び図表４は、ダブルダンピング機構に対するテンショナ荷重と静的及び動的に計測されたダンピング力を表わす（図１５参照）。

図表３

図表４

上記各々の図表では、非対称特性はＴ_load点とＴ点との間の開きに対するＴ_unload点とＴ点との間の開きによって表される。Ｋ_ASの値の測定は、各グラフでの値を計るという簡単な問題である。各々は以下の通りである。
図表１について： ２４ ２００ ４００
Ｔ_load−Ｔ ＝１０ ８ １０
Ｔ−Ｔ_unload＝６ ６ ６
Ｋ_AS＝１．６６ １．３３ １．６６
図表２について：
Ｔ_load−Ｔ ＝１２ ９ １０
Ｔ−Ｔ_unload＝７ ６ ６
Ｋ_AS＝１．７１ １．５ １．６６
図表３について：
Ｔ_load−Ｔ ＝２２
Ｔ−Ｔ_unload＝１１
Ｋ_AS＝２．００
図表４について：
Ｔ_load−Ｔ ＝２４
Ｔ−Ｔ_unload＝１１
Ｋ_AS＝２．１８

図１１は、図８の線１１−１１に沿ったダンピング機構の側面図である。ガイド１４はスプリングをダンピングプレート７６に対して適正に配置するために設けられている。スプリング支持部１３は、ダンピングプレート７６の上に突出する。スプリングは、ピボットアームの回転軸に平行に作用する軸荷重により圧縮されて取り付けられ、ガイド１４、１５と同様に力Ｆ₁₃が作用する。これはダンピングプレート７６を図示されないピボットアームに押圧する（図２参照）。

摩擦面７８は、ダンピングプレート７６にタブ８５により固定されている（図１２参照）。摩擦パッド９３は、図示されないピボットアームに摺動係合するダンピングプレート７６に低い摩擦面を提供する（図２参照）。

図１２は、ダンピング機構の上面図である。タブ８５は、摩擦面７８をダンピングプレート７６に固定するためにダンピングプレート７６と連結する。スプリング７０の一端７２は、ダンピングプレート７６と接点８０、８２において接触する。溝９は摩擦面７８を２つの対称な半片に二分し、各半片はテンショナベース内側弧状面（不図示）に係合する。溝９は、ここで説明される理由により、実質的に接点８０、８２に整列される。

時計回りの方向への移動における動作であって、低いベルト荷重すなわちハブ荷重の場合には、力Ｐは比較的小さい。ハブ荷重はプーリピボット点３２に作用する荷重であり、ベルトによりピボットアームに作用する力によるものである。接点７９は、ダンピングプレート７６の運動を比較的軽い荷重状態で行なわせるように作用する。大きいハブ荷重の場合には、ダンピングフレーム７６は、より重い荷重状態で接点１０と接点７９とに押し付けられる。これが、大きい荷重におけるダンピングプレートと摩擦面の僅かな塑性変形の結果である。

テンショナアームの反時計回りの運動の場合には、接点１２が、ダンピングプレート７６の運動を比較的軽い荷重状態で行なわせるように作用する。ハブ荷重が大きい場合には、接点１１が接点１２と協働して、より重い荷重状態で作用する。また、これは荷重が掛かった状態でのダンピングプレートの僅かな塑性変形の結果である。

何れの場合にも、ダンピングプレートの接点７９又は１０との接触は、適用されるスプリングトルクの強さに従って、点７９又は１０を回転中心とした回転をダンピングプレートに生じさせる。したがって、図８で参照されるように、８０、８２に作用する力は、荷重に応じて、ダンピングプレート７６を点７９もしくは１０に係合させる。一旦そうなると、係合されたダンピングプレート７６は、点７９もしくは１０を中心に僅かに回転され、これにより摩擦面７８をハウジングの内側面に確りと接触させ、摩擦面に垂直力を与える。この理屈は、接点１１、１２とのダンピングプレートの係合にも適用される。

当業者であれば理解できることであるが、フレームと、ピボットアーム点７９、１０、１１、及び１２の間における回転の行程(travel)及び方向を制御することで、摩擦面７８とハウジングの内側面との間の係合を高められる。ピボットアームは、ダンピングプレートが接点７９、１０、１１、１２の間において、アームに連結されていることから、ハウジングに対する運動におけるその作動角全体に渡って回転し得る。

図１３は、ダンピングプレートの頂部斜視図である。摩擦パッド９３は、ダンピングプレート７６にダンピングプレート７６とピボットアーム（不図示）との間の摩擦を低減するように取り付けられている。ダンピングプレートは点Oの回りの回転を十分制御するように軸状に固定されていないことに気づくであろう。ダンピングプレート７６は、作動時には、スプリングの下において点７９、１０、１１、及び１２の間でぐらつく。これは各摩擦面が、作動時にベース内側弧状面に完全に係合するように荷重下において適正に方向付けられることを可能にする。これは更に、摩擦面をテンショナの寿命が尽きるまでの間、常時再方向付けを行うことにより摩滅に適応させる。ガイド１４、１５は、スプリング端部７２をダンピングプレート７６内において、適正に配置・保持する。この関係はダンピングプレート点７、８と接触するスプリング端部７２の適正な配置にとって必要である。

図１４は、ダンピングプレートの底部斜視図である。パッド９３の押圧面は、摩擦面７８の下側の面５１と実質的に同一平面内にあり、これにより、ダンピングプレートを実質的に平らにピボットアーム上に維持する。面５１は、摩擦面７８と同じ摩擦係数を有する。

図１５は、ダンピング機構の第１の変形実施形態の底面図である。第１の変形実施形態は、２つの摩擦面７８をダンピングプレート７６に備える。反対向きの力Ｐ₁とＰ₁’がダンピングプレートに対してピボット継ぎ手１００において作用する。スプリング端部７２は、接点１０７、１０８において、ダンピングプレート７６に接触する。作動中は、スプリング５０が、次の力を発生する。
Ｐ₁’＝Ｔ_spr／ｒ

ピボット継ぎ手１００（図１６参照）は、ダンピングプレートが僅かに曲がることを許容し、これにより、ダンピングプレート１８０と１９０の双方が各々に対して相対的に動くことを許容する。ピボット継ぎ手１００におけるダンピングプレートの曲げによるフレーム部１８０と１９０の相対運動は、ダンピングプレート７６の回転中心Ｏに対して輻射状に行われる。したがって、各摩擦面７８はそれぞれＤ１、Ｄ２方向に移動可能である。

ダンピングプレートが釣合状態にあるときには、力Ｐ₁’はダンピングプレート７６、すなわち１８０と１９０、の他方に反対向きで同じ大きさの力Ｐ₁を与える。力Ｐ₁とＰの合成は合力Ｒを発生する。
Ｒ＝Ｐ₁＋Ｐ （１４）

合力は、不図示のテンショナベースの内側弧状面に作用する（図２参照）。力ＲとＴは、テンショナベース内側弧状面と摩擦面との間の境界面に作用する。これらの力は、摩擦係数と関連して、各摩擦面に摩擦力を発生する。

釣合状態では、力Ｐはベルト荷重のモーメントアームに対抗するため、すなわち釣り合を取るために作用する釣合力である。
Ｂ_L＊Ｍ＝Ｐ＊Ａ （１５）
又は、
Ｐ＝（Ｂ_L＊Ｍ）／Ａ （１６）

ここで、Ｂ_Lはベルト荷重すなわちハブ荷重であり、Ｍは回転中心Ｏから測られたアームに掛かるハブ荷重までのモーメントアームである。そしてＰとＡはここで説明される。

摩擦力（Ｒ＋Ｔ）μは、付加的な力Ｒ＝Ｐ＋Ｐ₁により、単一ダンピング機構における摩擦力よりも略３倍大きい。Ｐがハブ荷重に対するアームとの釣合をとる唯一の力である。

図１６は、図１５の線１６−１６に沿ったダンピング機構の側立面図である。摩擦面７８の相対的な配置が示される。ピボット継ぎ手１００は摩擦面の間に描かれている。摩擦面７８はそれぞれ等しい弧状係合長さＡ_Lを有し（図１７参照）、同じ摩擦係数μを持つ。無論、ダンピング機構のダンピング特性は、各摩擦面の長さＡ_Lを変化させることによりある程度に変更することができる。

図１７は第１変形例のダンピング機構の頂面図である。タブ４０は摩擦面７８をダンピングプレート７６に接続する。スプリング端部７２は接点１０７、１０８においてダンピングプレート７６に接触する。ピボット継ぎ手１００はダンピングプレート７６が曲がることを可能にし、これにより、本明細書のほかの部分で説明されたように、摩擦面７８同士の相対運動を可能にする。

図１８は、第１変形例のダンピング機構の頂部斜視図である。ピボット継ぎ手１００は摩擦面７８の間に示される。

図１９は、第１変形例のダンピング機構の底部斜視図である。表面２０２と２０３は、ピボットアーム（不図示）に係合する。表面２０２と２０３は、ユーザが求めるならば、摩擦面として同じ摩擦係数を備えてもよい。本実施形態では、単一の摩擦面の実施形態において用いられたパッド９３（図１３参照）は必要とされない。

図２０は、変形例のダンピング機構の頂部斜視図である。スプリング支持部２０、２１は捩りスプリング（不図示）の螺旋状コイルを適正に支持するために異なる高さを有する。作動時、スプリングは軸方向に僅かに圧縮される。これにより、スプリング支持部２０、２１を介してダンピング面２０２、２０３に作用する力が生じる。支持部２０、２１は、軸スプリング力を均等にダンピングプレートに分配する。

図２１は第２の変形実施形態の底面図である。ダンピング機構は、単一の摩擦面７８のみが用いられていることを除けば、図１５に示された実施形態と実質的に同一である。更に、溝９１は摩擦面７８に存在しない。その代わりに、弧状面９２（図２３参照）は、ダンピングプレート７６のための連続接触面を提供する。比較的低い摩擦係数を有することから、垂直力Ｔは無視し得る摩擦力をダンピングプレートに発生する。釣合のために２つの力（Ｔ＋Ｐ）が存在する。摩擦のために、２つの力Ｒ＝Ｐ₁＋Ｐも存在する。ダンピングプレートが静的な釣合Ｐ₁’＝−Ｐ₁にあることによる。

図２２は図２１の線２２−２２に沿ったダンピング機構の側立面図である。

図２３は第２の変形実施形態の頂面図である。摩擦面７８は、タブ８５によりダンピングプレート７６に連結される。他の実施形態において、溝に隣接する接点１０７を有する形で示されたダンピングプレートのこの部分は、この実施形態においては、ピボットアームに係合する連続弧状面９２である。

図２４は、第２の変形実施形態の底部斜視図である。連続弧状面９２は、ここで説明されるように力Ｔを受けるための押圧面を提供する。

図２５は、第２の変形実施形態の頂面斜視図である。スプリング支持部２０、２１は、ここで説明される軸スプリング力を支えるのととともに捩りスプリング５０（不図示）を支える。

システムの動作：

テンショナのダンピングは、自動車等に搭載された内燃（ＩＣ）機関のベルト伝動において用いられるテンショナにとって重要な特性である。ベルト伝動は一般に、エアコン用コンプレッサ、オルタネータ、ウオータポンプ、パワーステアリングポンプ等の補機(accessory component)を駆動するためのマルチリブドベルト伝動、あるいはカム・バルブ列を駆動するためのタイミングベルト伝動を備える。

大部分の自動車のベルト伝動は、摩擦ダンピングを備えたオートテンショナを用いる。テンショナに隣接する各ベルトスパンの平均張力は、テンショナスプリングにより制御される。動的な部分、すなわち張力の変動は、主にテンショナダンピングにより制御される。テンショナダンピングは、テンショナアームの振動を制御し、システムの振動を減衰するために用いられる主要な構成部である。

一般に、テンショナを用いるベルト伝動は、補機ベルト伝動とタイミングベルト伝動の２つの形式を備える。補機ベルト伝動では、ベルトは極めて大きな有効慣性モーメント（０．００４ｋｇ・ｍ²以上）を持つ補機を少なくとも１つ駆動し、これは多くの場合オルタネータである。有効慣性モーメントは、補機の回転部分の慣性モーメントにクランクシャフトに対する速度比を掛けたものである。
Ｉ＿ｅｆｆｅｃｔ＝Ｉ＊（Ｄ＿ｃｒｋ／Ｄ）
テンショナは、ベルトの移動方向において、大きな有効慣性モーメントを持つ第１補機よりも前の何れかの場所に配置される。タイミングベルト伝動では、テンショナはベルト移動方向における第１クランクシャフトの前に配置される。

内燃機関の補機ベルト伝動では、回転における振動を引き起こす主な源はクランクシャフトである。タイミングベルト伝動装置では、カムのトルクとクランクシャフトの回転振動が主な振動源である。ある場合には、ベルトにより駆動されるコンプレッサやポンプにより発生する高いトルクの振動も主要な振動源となり得る。

システムの典型的な振動現象は、過度のテンショナアームの振動や、スパンの振動（ばたつき）、ダイナミックなベルト滑りやスリップ音である。これら全ては、ベルトの寿命とシステムの信頼性を低下させる。

図２７は典型的な４サイクル内燃機関のレイアウトを描いたものである。補機と伝動装置が全て取り付けられ、ベルト張力が３００Ｎよりも小さく、ダンピングが３０％よりも低いときには、パワーステアリング（Ｐ＿Ｓ）とアイドラ（ＩＤＲ）との間にスパンのばたつき(span flutter)が発生し、Ｐ＿Ｓにおいてダイナミックな滑りと軋り音が発生し、その共振ｒｐｍにおいて６ｍｍ（ピークピーク）以上のアームの振動が発生する。エンジンレイアウトにおける他の部品については、ウオータポンプがＷ＿Ｐ、エアコンがＡ＿Ｃ、クランクシャフトがＣＲＫ、オルタネータがＡＬＴである。

図２８は、図２７のエンジンの動的ヒステリシス曲線と張力／ダンピングパラメータが、非対称テンショナ（図２８ｂ）と従来のテンショナ（図２８ａ）との比較において描かれる。この事例における非対称テンショナの非対称率Ｋ_AS、すなわち非対称係数は、２．７である。従来のテンショナではスプリングにより発生する張力は３６２Ｎであり、非対称テンショナでは２４１Ｎである。非対称テンショナにおける張力は、従来のテンショナよりも３３％低い。張力は、取り付け張力とも呼ばれ、エンジンの運転時の大部分に渡って平均張力に等しい。

図２９に示されているのは、補機ベルト伝動がその第１共鳴振動(1^st resonant vibration)を持つ低いｒｐｍ領域における振動と動的な力との比較である。図表から分かるように、ベルト伝動システムへの起振、すなわち、クランクシャフト（ＣＲＫ）の回転振動は、いずれのテンショナに対しても同じである（図２９Ａ）。図２９Ａは、非対称テンショナを用いたオルタネータ（ＡＬＴ）のスパンにおいて、振動が小さいことを示す。図２９Ｂは、テンショナアームの振動が、非対称テンショナでは、従来のテンショナに比べ４０%以上低減されていることを示す。図２９Ｃは、アイドラ（ＩＤＲ）における動的な張力を示す。ベルト張力の大きな変動は、非対称テンショナにより約２０％低減される。この場合、パワーステアリング（Ｐ＿Ｓ）からアイドラ（ＩＤＲ）かけてのスパンにおける大きな張力の変動が、スパン振動及びＰ＿Ｓにおけるダイナミックな滑りとスリップ音の原因となる。図２９Ｄは、アイドラにおける動的な張力の定義を示す。

非対称テンショナは、従来のテンショナよりも多くのエネルギーを散逸することから、ベルト伝動の振動、その変動と異音を改善する。また、非対称テンショナによれば、非対称率が大きい場合、あるいは取り付け張力が従来のテンショナと同じレベルまで上昇される場合、非対称テンショナの有効ダンピングは、システムの振動を改善するように更に増大することができ、それを低いレベルに低減する。

どのようなフロントエンド補機伝動にも用いることができるが、４サイクルや３サイクルの２．５Ｌ以下のガソリンエンジンや特にディーゼルエンジンのような小さい排気量のエンジンは一般的に大きなＣＲＫの回転振動を有するので、非対称テンショナは振動と異音の問題を著しく改善しこれらを除去する。

別の非対称ダンピングテンショナの利点は、加速や減速などのエンジンの過渡運転状態において、非対称テンショナは従来のテンショナよりも良好な張力の制御を行なうことである。伝動装置における少なくとも１つの補機(component)が０．００４ｋｇ・ｍ²以上の有効慣性モーメントをもつ場合において、６０００ｒｐｍ／ｓｅｃを超える加速率あるいは減速率が、非対称テンショナが従来のテンショナを超えて顕著に改善された性能を示すレベルであると考えられる。

エンジンの加速時、補機伝動装置における補機(component)の慣性トルクは、ベルトスパンを緊張させ、ベルトを伸張させる。どの補機(accessory component)により生成される慣性トルクも、エンジンの最大加速度が掛けられた有効慣性モーメントにより表される。例えば、０．０１ｋｇ・ｍ²の有効慣性モーメントをもつオルタネータは、６０００ｒｐｍ／ｓｅｃのエンジン減速度において６．３Ｎ・ｍの慣性トルクを発生する。オルタネータが発電するために１．３Ｎ・ｍの荷重を受けたと仮定すると、５．０Ｎ・ｍのトルク差が回転方向へベルトを「伝動」し続ける。もし、エンジンが加速度６０００ｒｐｍ／ｓｅｃの状態にあるとすると、慣性トルクは、荷重トルクに加えられ、結果７．６Ｎ・ｍの慣性トルクをもたらす。

ほとんどの場合、問題はエンジンが、エンジン点火周波数がベルト伝動の第１固有振動数を含むＲＰＭ領域に加速されるときに起こる。ベルトの伸張された部分はテンショナアームの移動により吸収される。すなわち、テンショナアームは、テンショナの「不荷重」方向にベルトに向かって移動する。もし不荷重方向へのダンピングが大き過ぎる場合には、テンショナに隣接するスパンのベルト張力は低減し、これゆえに他の全てのスパン張力も低減し、滑りと異音をもたらす。与えられたテンショナ力に対して、不荷重方向への非対称のダンピング摩擦力は従来のテンショナのそれに比べて著しく小さいので、より高いスパン張力がテンショナによってエンジン加速時に維持され、これにより、滑りと異音が防止される。

エンジンの減速時には、ある補機の慣性トルク、例えばオルタネータやファンは極めて大きい可能性があるので、それはベルトを回転方向に「伝動」し続ける。テンショナは通常クランクシャフトに対して弛緩側に配置されるので、慣性トルクが進行方向にベルトを伝動しているとき、あるスパンにおける張力は低減し、ベルト長さは短くなる。そしてテンショナのスパンは、緊張側となり得、テンショナアームはテンショナ荷重方向、すなわちベルトから離れる方向にベルトによって押圧される。もし荷重方向へのテンショナダンピングが十分大きくないと、そのテンショナスパンの張力は十分大きいものとならず、ベルト滑りや異音を起こしかねない。

図３０に示されるのは、エンジン減速時におけるテンショナの性能を例示したものである。図３０Ｅは、１つの補機(accessory component)をもつ簡単な２点伝動装置である。補機はオルタネータであり、ＡＬＴはクランクシャフトＣＬＫによって駆動される。テンショナはＴＥＮで示され、その相対運動が図示されている。高いエンジン減速時には、もしテンショナが、テンショナスパンが緊張側となりテンショナに荷重が掛かったときに十分な張力を与えられないと、ＡＬＴにおける滑りに牽連されるスリップ音が発生する。図３０Ｃに示されるのは非対称テンショナに関するもので、図３０Ｄに示されるのは、従来のテンショナに関するものである。従来のテンショナは非対称テンショナ（２４８Ｎ）よりも若干高い取り付け張力（２６４Ｎ）を有する。非対称テンショナが、大きな減速度においてベルトにより荷重されるときに、より高いダンピング力を提供できることから、平均張力が及ぶ範囲は４４０Ｎである。これに対し、従来のテンショナでは、平均張力はたった３４０Ｎである。同時に、従来のテンショナアームは、非対称テンショナアームの２倍移動した。非対称テンショナに関して図３０Ａに、従来のテンショナに関して図３０Ｂに示されるように、オルタネータにおけるベルト滑りは、従来のテンショナでは９．３％であったのに対して、非対称テンショナではたった１．４％であった。これは著しい改善である。

図３１に示されるのは、エンジン始動時におけるテンショナアームの運動の比較である。エンジン始動は、通常、アイドル速度における点火周波数よりも低い固有振動数をもつベルト伝動装置の共鳴振動とともに起こる。それは、システムの共振ＲＰＭがそのＲＰＭ領域内にあるエンジン加速の１例である。ベルト伝動装置は図２７と同じものであり、テンショナは図２８と同じものである。非対称テンションによれば、アームの運動は従来のテンショナアームの運動の大きさの約半分に低減される。より小さいアームの運動は、テンショナ寿命の著しい改善と同様に、システム変動の良好な制御を意味する。

図３２は、従来のテンショナにおけるアームの運動と非対称テンショナにおけるアームの運動の比較である。非対称テンショナアームの運動は線１である。従来のテンショナアームの運動は線２である。ＣＲＫは、非対称（Ａｓｙｍ）及び従来（Ｒｅｇ）のテンショナの各々におけるクランクシャフト速度を示す。図示されるように、冷態始動時における非対称テンショナのアームの運動は、従来のテンショナにおけるアームの運動よりも著しく小さい。

ここでは、本発明の１つの形態について説明されたが、当業者にとっては、ここで説明された本発明の精神と範囲を逸脱することなくその構成や構成部の関係を様々に変形できることは明らかである。

本明細書に組み込まれ、その一部を構成する添付図面は、本発明の好ましい実施形態を図解し、説明とともに本発明の原理を説明するために提供される。

本発明のダンピング機構を備えるベルトテンショナを含むフロントエンド補機伝動システムの正面模式図である。 図１の略線２−２における部分拡大模式図であり、テンショナに関係する様々な分力が示されている。 図２の線３−３に沿った側断面図である。 本発明のダンピング機構を示す拡大図である。 半円形状とされた、ダンピング機構の変形実施形態である。 半円形状とされ外周壁が偏向バンドを備えた、ダンピング機構の変形実施形態である。 内側摩擦面を有するダンピング機構の変形実施形態である。 ダンピングプレートに作用する力の底面図を図示する。 ダンピングプレートの頂面図である。 テンショナベース内のダンピング機構の自由な状態での図(free body diagram)である。 図８の線１１−１１に沿ったダンピング機構の側面図である。 ダンピング機構の頂面図である。 ダンピングプレートの頂部斜視図である。 ダンピングプレートの底部斜視図である。 ダンピング機構の第１変形実施形態の底面図である。 図１５の線１６−１６に沿ったダンピング機構の側立面図である。 第１変形ダンピング機構の頂面図である。 第１変形ダンピング機構の頂部斜視図である。 第１変形ダンピング機構の底部斜視図である。 変形ダンピング機構の頂部斜視図である。 第２変形実施形態の底面図である。 図２１の線２２−２２に沿ったダンピング機構の側立面図である。 第２変形実施形態の頂面図である。 第２変形実施形態の底部斜視図である。 第２変形実施形態の頂部斜視図である。 エンジンにおける典型的なベルト伝動の模式図である。 従来のテンショナと非対称テンショナとの間におけるテンショナパラメータの比較である。 従来のテンショナと非対称テンショナとの間におけるテンショナパラメータの比較である。 角振動を表わすテンショナパラメータの比較である。 テンショナアームの振動を表わすテンショナパラメータの比較である。 変動張力を表わすテンショナパラメータの比較である。 アイドラプーリにおける張力を表わすテンショナパラメータの比較である。 非対称テンショナにおけるテンショナパラメータの比較である。 従来のテンショナにおけるテンショナパラメータの比較である。 非対称テンショナにおけるテンショナパラメータの比較である。 従来のテンショナにおけるテンショナパラメータの比較である。 たった１つの補機をもつ簡単な２点伝動を示す。 従来のテンショナと非対称テンショナに対する冷態始動時におけるテンショナアームの運動の比較である。 従来のテンショナと非対称テンショナに対するアーム行程の比較である。

Claims (18)

1. 原動プーリと、
   少なくとも１つの従動プーリと、
   前記原動プーリを前記従動プーリに連結するベルトと、
   ベルト荷重を支持するとともにベースに回転自在に取り付けられたアームと、前記アームに枢着され前記伝動ベルトに係合するプーリと、前記ベースに係合するバイアス部材と、前記ベースに係合する摩擦面を有するダンピング部材とを具備する前記ベルトの張力を維持するためのテンショナとを備え、
   前記ダンピング部材が、ピボット点において前記アームに係合し、
   前記ベルト荷重により垂直力が前記摩擦面に押圧されるように、前記バイアス部材が第１接点と第２接点において前記ダンピング部材に係合し、
   荷重方向へのダンピング力が不荷重方向へのダンピング力よりも大きい非対称なダンピング力を生じることにより、前記ダンピング部材が前記アームの運動を減衰し、
   前記不荷重方向のダンピング力に対する前記荷重方向への前記ダンピング力の比率が、１．５から５の範囲にある
   ことを特徴とする補機駆動システム。
2. 前記バイアス部材が捩りスプリングであることを特徴とする請求項１に記載の補機駆動システム。
3. 前記テンショナが、前記システムにおいて、ベルト方向への運動で最大有効慣性モーメントを持つ回転部の前に配置されることを特徴とする請求項１に記載の補機駆動システム。
4. ハブ荷重が、原動プーリの減速時に０．１５秒よりも短い間に安定状態の値から最大値に増大することを特徴とする請求項３に記載の補機駆動システム。
5. ベルト荷重を受けるとともにベースに回転自在に取り付けられたアームと、
   前記アームに枢着され伝動ベルトに係合するプーリと、
   前記ベースに摺接する摩擦面を有するダンピング部材と前記ベースとに係合するバイアス部材を備え、
   前記ダンピング部材がピボット点において前記アームに係合し、前記ピボット点がアームの回転中心（Ｏ）から径方向に距離（Ａ）離れて配置され、
   前記バイアス部材がダンピング部材に第１接点及び第２接点において係合することにより、垂直力が前記ベルト荷重により前記摩擦面に加えられ、
   前記ダンピング部材が、荷重方向におけるダンピング力が不荷重方向におけるダンピング力よりも大きい非対称なダンピング力をもつことにより前記アームの運動を減衰し、
   前記不荷重方向の前記ダンピング力に対する前記荷重方向への前記ダンピング力の比率が、１．５から５の範囲にある
   ことを特徴とするテンショナ。
6. 前記バイアス部材が捩りスプリングを含むことを特徴とする請求項５に記載のテンショナ。
7. 前記テンショナが、ベルト方向への運動で最大有効慣性モーメントを持つ回転部の前に配置されるとき、ハブ荷重が、原動プーリの減速時に０．１５秒よりも短い間に安定状態の値から最大値に増大することを特徴とする請求項５に記載のテンショナ。
8. 捩りスプリングの端部を受容するための溝を有する第１ダンピング部材と、
   前記第１ダンピング部材に回動自在に係合する第２ダンピング部材とを備え、
   前記第１ダンピング部材が第１弧状摩擦面を有し、前記第１弧状摩擦面がテンショナベースと摺接係合可能であり、
   前記溝が第１捩りスプリング接点及び第２捩りスプリング接点を有し、前記溝に対するスプリングトルクの作用により垂直力が前記第１弧状摩擦面に作用するように、前記第１捩りスプリング接点及び前記第２捩りスプリング接点が配置され、
   前記第２ダンピング部材が前記テンショナベースと摺接係合可能な第２弧状摩擦面を有し、前記第２弧状摩擦面が、前記溝に対するスプリングトルクの作用により前記第１ダンピング部材に対して径方向に回動される
   ことを特徴とするテンショナ用ダンピング機構。
9. 前記第１弧状摩擦面が、アームの回転中心（Ｏ）に対して前記溝から径方向に外側に配置されることを特徴とする請求項８に記載のダンピング機構。
10. 更に、テンショナピボットアームに係合するためのランプ面を備え、前記ランプ面がアームの回転中心（Ｏ）から径方向に外側に配置されることを特徴とする請求項８に記載のダンピング機構。
11. ベルトと、
    前記ベルトに係合されるとともに、システムの構成要素に各々連結される少なくとも２つのプーリと、
    前記ベルトに係合されるテンショナプーリを有するテンショナとを備え、
    前記テンショナがベルト荷重を受けるとともにベースに回転自在に取り付けられたアームを備え、バイアス部材が、前記ベースに係合する摩擦面を有するダンピング部材と、前記ベースとに係合され、
    前記ダンピング部材が前記アームにピボット点において係合され、前記ピボット点がアームの回転中心（Ｏ）から径方向に距離（Ａ）離れて配置され、
    前記バイアス部材が前記ダンピング部材に第１接点及び第２接点において係合され、これにより垂直力が前記ベルト荷重により前記摩擦面に作用し、
    前記ダンピング部材が、荷重方向におけるダンピング力が不荷重方向におけるダンピング力よりも大きい非対称なダンピング力をもつことにより前記アームの運動を減衰し、
    前記不荷重方向の前記ダンピング力に対する前記荷重方向への前記ダンピング力の比率が、１．５から５の範囲にある
    ことを特徴とするベルト伝動システム。
12. 更に、前記構成要素の１つが、０．００４ｋｇ・ｍ^２以上の有効慣性モーメントを有し、
    前記テンショナが、ベルトの駆動方向において、前記構成要素の前に配置されている
    ことを特徴とする請求項１１に記載のベルト伝動システム。
13. 前記構成要素がオルタネータであることを特徴とする請求項１２に記載のベルト伝動システム。
14. 前記構成要素がカムシャフトであることを特徴とする請求項１２に記載のベルト伝動システム。
15. 更に、前記ダンピング部材に回動自在に係合する第２ダンピング部材を備え、
    前記第２ダンピング部材が、前記ベースに係合する摩擦面を備える
    ことを特徴とする請求項１１に記載のベルト伝動システム。
16. 前記ベルト伝動システムの減速率が、６０００ｒｐｍ／ｓｅｃを越える範囲にあることを特徴とする請求項１１に記載のベルト伝動システム。
17. 前記プーリにおけるベルトの滑りが約１．４％であることを特徴とする請求項１３に記載のベルト伝動システム。
18. 前記テンショナが、ベルト方向への運動で最大有効慣性モーメントを持つ回転部の前に配置されるとき、ハブ荷重が、原動プーリの減速時に０．１５秒よりも短い間に安定状態の値から最大値に増大することを特徴とする請求項１１に記載のベルト伝動システム。

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