JP3989003B2 - ベルト伝動システムの調整方法 - Google Patents

Description

本発明は、ベルト伝動システムの調整（チューニング）方法に関し、特に、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率(damping rate)を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いてベルト伝動システムの振動を調整する方法に関する。

機械式のテンショナは、補機ベルト伝動装置のベルト張力を制御するために自動車用エンジンに広く用いられている。テンショナにおいては、ベルト伝動システムにおけるテンショナアームの運動と振動を制御するために、摩擦ダンピング力、すなわち摩擦ダンピングトルクが、通常用いられる。高い振動レベルにあるベルト伝動装置は、他の騒音や振動、異音の問題と同様に、ベルト滑り、騒音、スパン振動を防止するために、テンショナによる大きなダンピングを必要とする。しかし、テンショナの摩擦ダンピングには、システムに要求されるテンショナ張力、ベルト寿命、そしてテンショナ寸法によって規定される一定の限界がある。テンショナの摩擦ダンピングの制限から、機械式のテンショナ単独では、適正にベルト張力を制御できず、その結果としてベルト伝動装置から振動と騒音の問題を除去できない幾つかのＩＣエンジンが存在する。
なお、本明細書においては、「摩擦ダンピング」の用語を摩擦による減衰と言う意味だけではなく「摩擦ダンピング力」の意味として用いる場合がある。また、「摩擦ダンピング力」を単に「ダンピング力」、あるいは「テンショナ摩擦ダンピング」とする場合もある。また更に、本明細書において「ダンピング率」、「摩擦ダンピング率」、「ダンピング係数」は同義である。

ベルトに同時に係合する２つのプーリを備える別のテンショナを利用できるが、これらはシステムの振動を調整しない。

この技術の代表は、ホワイト(White)の米国特許第４，４１６，６４７号（１９９７）であり、これは従動補機の両側にあるベルト緊張側とベルト弛緩側とに同時に係合するプーリを備えたテンショナを開示する。プーリはアームに連結されている。アームは単独のピボット点において枢軸的に表面に連結される。

また、トリンコード(Trinquard)の米国特許第４，９８１，１１６号（１９９１）も、この技術の代表であり、これはエンジンのホイールの周りに１８０度を超えてベルトを巻く装置を開示する。この装置は、極端な条件の下でのベルト内の張力の振動の振幅低減について教える。複数のプーリの中の１つのみが、レバーに回転自在に取り付けられている。

必要とされているのは、システムの振動を調整する２つのテンショナを備えたベルト伝動システムである。必要とされているのは、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整されるベルト伝動システムである。必要とされているのは、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整され、その補機がシステムの他の構成部と比較して最大の有効慣性モーメントを持つベルト伝動システムである。必要とされているのは、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整され、各テンショナがバイアス部材により連結されている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、システムの振動を調整するための２つのテンショナを備えた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、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整される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、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整され、その補機がシステムの他の構成部と比較して最大の有効慣性モーメントを持つ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、補機ベルト緊張側に所定のダンピング率を持つテンショナと補機ベルト弛緩側に所定のダンピング率を持つテンショナとを用いて調整され、各テンショナがバイアス部材により連結されている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、本発明の以下の説明と添付された図面を用いて指摘され、明らかにされる。

本発明は、ベルト伝動システムを調整するためのテンショナの適用方法を含む。所定のダンピング率を持つテンショナは補機ベルト弛緩側に適用され、所定のダンピング率を持つテンショナは補機ベルト緊張側に適用される。所定のエンジン速度の範囲の外では、弛緩側テンショナアームは、そのスパンにおける動的張力が弛緩側のテンショナの摩擦ダンピングよりも小さいことから動かない。所定のエンジンスピードの範囲内では、弛緩側のテンショナアームは、ベルト伝動システムの振動を減衰するように動く。

機械式のテンショナは、フロントエンド補機ベルト伝動装置におけるベルト張力を制御するために広く自動車エンジンにおいて用いられている。このようなシステムにおいて、機械式のテンショナの摩擦ダンピングには限界がある。これは、もし動的な張力の振幅が摩擦ダンピングの大きさよりも小さいと、テンショナアームの運動が起こらないことを意味する。すなわち、仮に動的な張力の振幅が十分でないと、テンショナアームとプーリは動かず、その代わりに固定されたアイドラとして機能する。その結果として、ある内燃（ＩＣ）機関においては、単独の機械式テンショナはベルト張力を適正に制御するのに有効ではなく、結果として、特にアイドルレンジなどにおける低いＲＰＭ作動において、ベルト伝動装置から振動と騒音を十分に除去することができない。

本発明は、システムの動的な特性を向上するために、同様に所定のダンピング率を有する第１の機械式テンショナと協働するため、ベルト伝動システムに対して所定のダンピング率を有する付加的なテンショナによりこの振動と騒音の問題を解決する。また、第２のテンショナは、オルタネータデッカプラ(alternator decoupler)やＣ／Ｓアイソレータ等の装置に取って代わり得る。

第１及び第２テンショナに対するテンショナ摩擦ダンピング力は、テンショナの技術分野で知られた様々な方法のいずれによっても生成することができ、例えば、所定の摩擦係数を持つダンピング面と係合するダンピングシューを用いて生成される。テンショナアームに対する他の実施形態が図１２、１３、１４、及び１５に示される。

本発明は、複雑な振動や過渡的変動を含むベルト伝動システムに張力を与えるのに有効である。本発明のシステムは、以下のものを含んでもよい：
１）２つの独立したテンショナ：各々ベルト回転方向に対して、ダンピング機構を備える一方のテンショナは、オルタネータなど大きな慣性を有する補機の前の弛緩側ベルトスパンに取り付けられ、ダンピング機構を備える他方のテンショナは、緊張側ベルトスパンに取り付けられる。各テンショナは、所定のバネ定数(spring rate)と所定のダンピング率を有している。または、
２）２−プーリテンショナ：レールに移動可能に取り付けられた２つのプーリ（図１４及び１５参照）、又は共通のピボットの周りに回動自在に取り付けられた２つのプーリ（図１２及び１３参照）。各プーリは、バイアス部材により連結され、各々所定のダンピング率を有する。バイアス部材には捩りスプリングが含まれても良い。ベルトの回転方向から見るとき、一方のプーリは、補機オルタネータの前であるベルト弛緩側スパンに配置され、他方のプーリは、補機オルタネータの後であるベルト緊張側スパンに配置される。

本発明の利点には、以下のものが含まれる：
１）調整(tuning)効果：本発明は、システムの振動周波数を大幅に調整するため、所定のエンジンＲＰＭ範囲において顕著な運転時の共振は現れない。
２）より大きなダンピング：それぞれ所定のダンピング率を有する２つのテンショナは、単独のテンショナよりも、ベルト伝動からより多くの振動エネルギーを散逸する。
３）優れた張力制御：極めて高速なエンジンの加速及び減速において、例えば、３，０００〜９，０００ＲＰＭ／ｓｅｃの範囲において、従来技術の単独テンショナシステムに比べて優れたテンション制御が実現される。

本発明の２−テンショナベルト伝動装置は、図１に示される。比較のために図６に、テンショナが、オルタネータＡＬＴ等、補機のベルト弛緩側にあるＴに配置された従来技術の単独テンショナ駆動を図示する。本発明のシステムでは、テンショナ１０がオルタネータ７０などの補機に対してベルトＢの緊張側に配置される。テンショナ２０は、補機７０に対してベルト弛緩側Ｓに配置される。ベルトは、クランクシャフトプーリ５０により駆動される方向Ｒに移動する。テンショナ１０とテンショナ２０の各々は、プーリの動きを減衰するためのダンピング機構と、ベルト張力を発生するための捩りスプリングを備える。

有益な調整効果を得るには、最大有効慣性モーメントを持つ補機が２つのテンショナの間に配置されることが好ましい。本発明の一般的なシステムでは、最大有効慣性モーメントを持つ補機はオルタネータ７０である。

以下の有効慣性モーメントの値の概算は、一例として挙げたもので、本発明のシステムを限定するものではない。
プーリ 有効慣性モーメント［ｋｇ／ｍ²］
ＣＲＫ （原動プーリ）
Ａ＿Ｃ ０．００３５
Ｐ＿Ｓ ０．００１２
ＡＬＴ ０．０１３７

オルタネータ（ＡＬＴ）７０の有効慣性モーメントは、パワーステアリングポンプ（Ｐ＿Ｓ）３０のそれの１０倍を超え、エアコン用コンプレッサ（Ａ＿Ｃ）４０の約４倍であることが見てとれる。有効慣性モーメントの値は、エンジンシステムの設計に応じて変化し、ここで挙げられたのは単に例示する目的のためであることが了解されるであろう。

ベルトＢは、クランクシャフトプーリ５０によって方向Ｒに駆動される。上述のように、システムはプーリ５０によって駆動される他の補機を備えていてもよく、これらには、エアコン（Ａ＿Ｃ）用コンプレッサ４０、ウオータポンプ（Ｗ＿Ｐ）６０、そしてパワーステアリングポンプ（Ｐ＿Ｓ）３０が含まれる。

図２は、双対テンショナシステムでの振動性能を説明するグラフである。比較として、図７は、従来技術における単独のテンショナシステムでの振動性能を説明するグラフである。

ここで使用されるシステムを「調整する」とは、振動するシステム、この場合にはベルト、の固有振動数を変えることであり、したがって、励振振動数(excitation frequency)において、システムは共振しない、あるいは調整されていないシステムのそれよりも弱い共振を行う。例えば、４気筒エンジンにおいて、各気筒はクランクシャフトの２回転毎に１回点火する。９００ＲＰＭでは、４気筒エンジンは３０Ｈｚの点火周波数となる。単独のテンショナシステムの第１共振周波数は、３０Ｈｚに当たりにあり、略９００ＲＰＭにおいて共振する。本発明の２−テンショナシステムにおいては、第１作動共振周波数(1st drive resonant frequency)は、例えば約１５Ｈｚに調整できる。１５Ｈｚは、４気筒エンジンの４５０ｒｐｍにおける点火周波数であり、これは７００〜８００ＲＰＭのアイドル速度を遥かに下回る。したがって、エンジンの運転速度範囲にシステム共振がないことにより、本発明の２−テンショナシステムでは、システムの振動は調整され、低減される。

ＴＥＮ１のダンピング率は、約２０−４０％の範囲にある。摩擦ダンピングを有するテンショナにおいて、ダンピング機構により生成される摩擦力あるいはトルクは、ハブ荷重力（ベルト張力から）あるいはスプリング荷重（力あるいはトルク）の何れかに比例する。
摩擦ダンピング＝Ｍｕ×Ｋ×荷重
ここで、Ｍｕ：ダンピング機構の摩擦係数
Ｋ ：ダンピング効果を調整するために設定されたダンピング機構因子(factor of damping mechanism)
摩擦ダンピングは、スプリングの荷重により生成され、スプリングの荷重はベルト張力も制御する。スプリング荷重が増大すると、摩擦ダンピングも増大する。ダンピング率は、摩擦ダンピングの大きさと比率を定義するために用いられる。それは通常定数である。あるテンショナは、従来知られているように、ダンピングシューが摩擦面と係合するようにダンピングシューに荷重を掛けてダンピング摩擦を生成するために独立したスプリングを用いる。この場合、摩擦効果は一定であるが張力スプリング力（トルク）が一定でないことから、ダンピング率は定数ではない。したがって、テンショナ摩擦ダンピングを比率とともに定義することは常に可能である。あるデザインでは比率のみが定数であり、他では可変的である。

７００ＲＰＭよりも低い速さでは、テンショナＴＥＮ１（図１におけるアイテム１０）は、ＴＥＮ１のベルトスパンにおける動的ベルト張力がＴＥＮ１の摩擦ダンピングよりも小さいため動かない。したがって、ＴＥＮ１は、第２テンショナ２０にベルトシステムの振動の減衰を任せて、固定アイドラとして作用する。その結果として、ベルト伝動システムは、単独のテンショナをもつシステムと同様に振動する。また、第２テンショナ２０のバネ定数は、所定のエンジン速度範囲においてベルトの動的な張力が第２テンショナの摩擦ダンピングよりも大きくなるように調整されており、これにより、第２テンショナ２０は動くことができる。

７００ＲＰＭを超える速さでは、ＴＥＮ１のベルトスパンの動的な張力は、ＴＥＮ１の摩擦ダンピングを超える。テンショナＴＥＮ２のダンピング率は、約２０〜７０％の範囲にある。このモードでは、ＴＥＮ１は移動又は振動し、伝動システムの変動(dynamics)は、第２テンショナのダンピング／調整効果により大いに改善される。言い換えれば、第２テンショナ２０のバネ定数は、所定のエンジン速度範囲の外においてベルトの動的張力が第２テンショナの摩擦ダンピングよりも小さくなり、第２テンショナ２０が実質的に運動しなくなるように調整されている。

図２と図７を比較すると、オルタネータ「ＡＬＴ」とテンショナ「ＴＥＮ２」に対する修正振幅曲線(modified amplitude curve)に示されるように、図２の本発明のシステムには共振が現れないことが分かる。このような第２テンショナ２０の運動は、ベルト伝動システムの共振を大幅に低減する。図２では、テンショナ２０が可動である所定のエンジン速度範囲は約６００〜１４００ＲＰＭである。

図３は、２−テンショナシステムの動的張力に関する性能を示すグラフである。比較として、図８は従来技術のテンショナシステムの動的張力に関する性能を示すグラフである。ベルト伝動における動的な張力は、システムの振動（振幅と位相の両方）によって定義される。動的な張力は、ベルトスパンの伸張の結果であり、これは各スパンの端にあるプーリの振動の結果でもある。しかし、振幅だけでは大きな動的な張力を生じるものではない。例えば、クランクはオルタネータを速度比３で駆動する。もし、クランクが３度で振動し、オルタネータが９度（同位相で）で振動すると、動的な張力は発生しない。もし、複数のプーリが逆位相で振動すると、そのスパンにおける動的な張力は最大となる。

本発明のシステムでは、テンショナＴＥＮ１は、従来技術の単独テンショナシステム（図６参照）において、アイドラＩＤＲによって占有された位置に配置される。図３に示される本発明のシステムでは、クランクシャフト「ＣＲＫ」（図１におけるアイテム５０）における動的な張力の振幅が、図８の従来技術のシステムにおけるクランクシャフト「ＣＲＫ」（図６におけるＣＲＫ）と比較して大幅に低減されることが分かる。更に、従来技術のシステムにおけるアイドラ「ＩＤＲ」（図６のＩＤＲ）での動的な張力の振幅は、テンショナ「ＴＥＮ２」（図１のアイテム２０）において大幅に低減される。本発明のシステムにより実現される動的張力の振幅の大幅な低減は、ベルト伝動システムから発せられる騒音と振動を低減するとともに、本発明のシステムにおける構成要素（システムのベルトを含む）の運転寿命を延ばす。

図４は、本発明のシステムによるベルト張力制御を説明するグラフである。図４のグラフは、ベルト緊張側のテンショナ１０のものである。Ｙ軸はベルト荷重をニュートンで示す。Ｘ軸はテンショナアームの位置を角度(degree)で示す。上側の斜線領域(shaded region)Ａは、ベルト性能のスレショールドを示し、最大ベルト荷重運転条件に係る。下側の斜線領域Ｂは、ベルト滑りが生じ得る最小のベルト性能スレショールドを示す。

緊張側のテンショナ１０は、急勾配で傾斜する張力制御曲線ＴＣをもつことが見て取れる。これは、最小のアームの移動に対して大きな張力変化が含まれることを意味し、例えば、アームの移動５度に対して、２００Ｎ〜４００Ｎの張力変化となる。

図５は、本発明のシステムによるベルト張力制御を説明するグラフである。図５は、弛緩側のテンショナ２０に関するものである。Ｙ軸は、ベルト荷重をニュートンで示す。Ｘ軸はテンショナアームの位置を角度(degree)で示す。上側の斜線領域Ａは、ベルト性能のスレショールドを示し、最大ベルト荷重運転条件に係る。下側の斜線領域Ｂは、ベルト滑りが生じ得る最小のベルト性能スレショールドを示す。

図４と比較すると、弛緩側のテンショナ２０は、相対的に平坦な張力制御曲線ＴＣをもつことが見て取れる。これは、テンショナ２０が、相対的に大きなテンショナアームの移動範囲に対して、平均値よりも約１０％以上低い小さな張力振動を示すことを意味し、例えば、アームの４０°の移動に対して、２６０Ｎ〜２７０Ｎの範囲内である。これは、従来周知のように、テンショナのスプリング特性曲線を必要とされるスプリング曲線に合わせることにより達成される。

作動時には、ベルト弛緩側テンショナ２０は、ベルト伝動システム全体に対する総体的なベルト張力を制御する。ベルト緊張側テンショナ１０は、オルタネータなどの大きな有効慣性モーメントをもつ補機が要求するトルクに対処するためにベルト張力を調整する。トルクの要求は、通常ベルト滑りを制御すなわち防止する必要性により制御される。他の構成要素がこの２つのテンショナの間に配置されてもよいが、好ましいシステムでは、最大の有効慣性モーメントをもつ補機のみがこの２つのテンショナの間に配置される。

上述した利益を達成するために、両テンショナは特定の使用条件に対応したダンピングを備える。更に、ダンピングの値は、臨界状態に晒されたときに各テンショナアームが動くように十分低い必要がある。臨界状態は、通常殆どのあるいは全ての補機要素に荷重が掛かったときに発生する。より具体的には、テンショナのダンピング力が、テンショナベルトスパンの動的張力の振幅［Ｎ］よりも小さいときに、テンショナアームは動く。テンショナのダンピング力がテンショナベルトスパンの動的張力の振幅［Ｎ］よりも大きいときには、テンショナアームは動かない。作動時、一方あるいは両方のテンショナが動いているか、一方あるいは両方が静止しているであろうことは、容易に理解される。

図９は、発明の２−プーリテンショナシステムの概略図である。ベルト伝動システムには、オルタネータ７００などの補機に対して、ベルトＢの緊張側にプーリ２８１を有し、ベルト弛緩側にプーリ２８１を有するテンショナ２８０が配置される（図１４及び１５参照）。バイアス部材すなわちスプリング２８３は２つのプーリ２８１の間に連結され、これによりベルトに力を加える。部材２８３は、これらのプーリを介してベルトにスプリグ力を加え、ベルトＢに張力を発生させる。

ベルトＢは、クランクシャフトプーリ５００により駆動される。このシステムは、プーリ５００により従動される他の補機を備えていてもよく、これらにはエアコン用コンプレッサ４００、ウオータポンプ６００、パワーステアリングポンプ３００が含まれる。ベルトの移動方向はＲである。

図９に示される２−プーリテンショナシステムを用いた張力制御は、プーリの運動からの幾何学的な振動とダンピングにより主に実現される。例えば、ベルト伝動装置が駆動されていないとき、各プーリにおける緊張側スパンＴＳと弛緩側スパンＳＳでのベルト張力は、略同じであり、スプリング２８３によって規定される。スプリング２８３の力は、各テンショナプーリに作用し、これによりベルト荷重を発生する（図１４及び１５参照）。

ベルト伝動装置が作動されており、オルタネータ７００に荷重が掛けられているとき、緊張側ベルトスパンＴＳでの平均張力は、弛緩側ベルトスパンＳＳにおけるものよりも約３００Ｎ高い。

ベルト伝動装置におけるテンショナプーリとオルタネータを含む全ての構成要素に対して力学的な釣合が満たされている必要があることが理解される。システムを調整するために、両方のテンショナプーリは、臨界作動状態に晒されたときに動くことができる。先に説明したように、臨界作動状態は、通常殆どのあるいは全ての補機要素が荷重されたときに起こる。より具体的には、テンショナのダンピング力がテンショナベルトスパンにおける動的張力の振動の振幅よりも小さいときに、テンショナプーリは動く。テンショナのダンピング力がテンショナベルトスパンにおける動的張力の振動の振幅よりも大きいときには、テンショナプーリは動かない。作動時、一方あるいは両方のテンショナが動いているか、一方あるいは両方が静止しているであろうことは、容易に理解される。

各プーリからのダンピング力は、システムの要求に基づいて決定される。ダンピング力は、一方のプーリが動かない状態となる程高くないが、より多くの振動エネルギーを散逸させるのには十分である。

図１０は、２−プーリテンショナシステムの性能を示すグラフである。図７との比較により、オルタネータの振幅が、作動範囲、特に６００と１０００ＲＰＭの間に渡って、大幅に低減されることが容易に理解される。

図１１は、２−プーリテンショナシステムの性能を示すグラフである。図８との比較により、クランクシャフト「ＣＲＫ」における振幅が、図８でのクランクシャフト「ＣＲＫ」に比べて大幅に低減されていることが理解される。同様に、アイドラ「ＩＤＲ」における振幅も、ＴＥＮ１の位置において大幅に低減される。

図１２は、２−プーリテンショナの斜視図である。テンショナ１は、各々ピボット４に連結されたアーム２とアーム３とを備える。プーリ５は、シャフト７によりアーム２に回転自在に連結される。プーリ６は、シャフト（不図示）により同様の方法でアーム３に回転自在に連結される。本体９に格納された捩りスプリングは、アーム２とアーム３をお互いに向けて付勢する。例えば、そして限定するものとしてではなく、ここで参照として組み込まれる米国特許第５，６３２，６９７号に開示されているダンピング機構が、このテンショナに組み込まれていてもよい。

図１３は、２−プーリテンショナの切り欠いた斜視図である。ピボット４は、対摩擦ワッシャ２１を有するベアリング２０を備える。捩りスプリング２３は、アーム３に連結される一端と、ダンピングシュー２２に連結される他端を有する。ダンピングシュー２２は、本体９の内側摩擦面９１に押圧される。アーム２又は３の運動は、面９１に押圧されるシュー２２により生成される摩擦力によって減衰される。スプリングは、ダンピング力に対してスプリング力を提供し、これにより、この明細書の他の場所で説明されたように、ダンピング率をもたらす。図１２及び１３に示された２−テンショナプーリは、説明されたアプリケーションにおいて使用され得るテンショナの一例である。開示されたアプリケーションにおいて使用され得るテンショナの形式を限定するために呈示されたものではない。

図１４はレール２−プーリテンショナの斜視図である。テンショナ２８０は、取付部材２８４と２８５の間にレール２８２を備える。レール２８２は、一般に「Ｃ」形の断面を有する（図１５参照）。スプリング２８３は、プーリ(pulleys)２８１の間に延在する。スプリング２８３はバネ定数ｋ５をもつ。スプリング２８３は、プーリ(pulleys)２８１をお互いに向けて付勢し、これによりベルトＢに張力を掛ける。プーリ２８１はシャフト２８７において回転する。シャフト２８７は、可動部材２８８に取り付けられている（図１５参照）。穴２８６は、テンショナ２８０が、例えばエンジンの取付面に取り付けられることを可能にする。キャップ２９５及び２９６は、レール２８２をそれぞれ取付部材２８４、２８５に連結する。

図１５は、レール２−プーリテンショナの斜視図である。穴２９３、２９４は、それぞれキャップ２９６、２９５を取付部材２８５、２８４の各々に連結するためのファスナ（不図示）を受け入れる。

レール２８２は、可動部材２８８が摺動自在に係合されるライナー２９０を備えるスロット２８９を形成する。ライナー２９０は、所定の摩擦係数を有する。部材２９１は、スプリング２８３を可動部材２８８に取り付ける。可動部材２８８は、スロット２８９と協働的に係合する形状を有する。可動部材２８８は、所定の摩擦係数を有する。

スロット２８９内の可動部材２８８の運動は、可動部材２８８の運動を減衰させるダンピング力に晒され、これにより、ベルトＢの運動を減衰させる。スプリング２８３は、ダンピング力に力を提供する。この明細書の別の場所で説明されたように、スプリング力と摩擦ダンピング力はダンピング率をもたらすように合成される。部材２９２は、レール２８２内において同様の形状に成形された溝に協働的に係合する形を有するダンピング部材を備える。部材２９２は所定の摩擦係数をもつ。

テンショナの総体的なダンピング係数は、ライナー２９０、部材２８８、部材２９２、及びスプリング２８３からの寄与を受ける。

係止部２９９は、スロット２８９の端部に取り付けられる。係止部２８９は、弛緩側プーリ２８１の方向Ｍへの運動を止めるために所定の位置に配置される。通常の運転時には、プーリの可動部材２８８は、係止部２９９に接触していない。しかし、大きな減速時には、ベルト弛緩側は、一時的にベルト緊張側になり得る。係止部２９９は、ベルトスパンが通常の状態でみられる張力よりも高い状況下にあるとき、プーリの運動を制限する。減速モードにおいて規制されないプーリの運動は、ベルト張力の著しい損失をもたらし、これにより、ベルト滑りを起こす。係止部２９９は、滑りを引き起す可能性がある位置を越えることなく、部材２８８の制限された運動を可能とする。この場合、通常は緊張側であるプーリが、ベルト張力を制御するように作動し、滑り音や振動を防止する。係止部２９９は、如何なる素材から構成されていも良く、金属やこれらと等価な高い弾性率をもつものはもちろん、天然ゴムや合成ゴムなどの弾性材料も含む。

ここでは、本発明のいくつか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。

発明のテンショナシステムの概略図である。 双対テンショナシステムの振動性能を示すグラフである。 ２−テンショナシステムの動的張力の性能を示すグラフである。 発明のシステムによるベルト張力制御を説明するグラフである。 発明のシステムによるベルト張力制御を説明するグラフである。 従来技術のテンショナシステムの概略図である。 従来技術のテンショナシステムの振動性能を示すグラフである。 従来技術のテンショナシステムの動的張力の性能を示すグラフである。 発明のテンショナシステムの概略図である。 ２−プーリシステムの振動性能を示すグラフである。 ２−プーリシステムの動的張力の性能を示すグラフである。 ２−プーリテンショナの斜視図である。 ２−プーリテンショナの切り取り斜視図である。 レール２−プーリテンショナの斜視図である。 レール２−プーリテンショナの斜視図である。

Claims (9)

1. 従動補機に対してベルト緊張側に係合する第１テンショナと、
   前記従動補機に対してベルト弛緩側に係合する第２テンショナとを備え、
   所定のエンジン速度範囲の外でベルトの動的張力が前記第２テンショナの摩擦ダンピング力よりも小さく、前記第２テンショナが実質的に不動となり、
   前記所定のエンジン速度範囲内でベルトの動的張力が前記第２テンショナの摩擦ダンピング力よりも大きく、前記第２テンショナがベルト伝動システムの振動を実質的に低減する
   ことを特徴とするベルト伝動システム。
2. ベルト伝動における第１作動共振周波数が所定のエンジン速度よりも低いエンジン速度に対応するように設定されることを特徴とする請求項１に記載のベルト伝動システム。
3. 複数の従動補機を備え、各従動補機がプーリを備えることを特徴とする請求項１に記載のベルト伝動システム。
4. 他の従動補機との比較において最大慣性モーメントを有する従動補機に対してベルト緊張側に前記第１テンショナが係合し、ベルト弛緩側に前記第２テンショナが係合することを特徴とする請求項３に記載のベルト伝動システム。
5. 所定のエンジン速度範囲が約６００〜１４００ＲＰＭであることを特徴とする請求項４に記載のベルト伝動システム。
6. 前記第１テンショナに対する張力制御曲線が相対的に急勾配であり、前記第２テンショナに対する張力制御曲線が相対的に平坦であることを特徴とする請求項１に記載のベルト伝動システム。
7. 前記第１テンショナの摩擦ダンピング率が約２０％〜４０％の範囲にあり、前記第２テンショナの摩擦ダンピング率が約２０％〜７０％の範囲にあることを特徴とする請求項６に記載のベルト伝動システム。
8. 所定のエンジン速度よりも低い速度で、前記第１テンショナの摩擦ダンピング力がベルトの動的張力よりも大きく、前記第１テンショナが不動となり、
   前記所定のエンジン速度より高い速度で、前記第１テンショナの摩擦ダンピング力がベルトの動的張力がよりも小さく、前記第１テンショナがベルト伝動システムの振動を低減する
   ことを特徴とする請求項１に記載のベルト伝動システム。
9. 前記所定のエンジン速度が約７００ＲＰＭであることを特徴とする請求項８に記載のベルト伝動システム。

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