JP5205387B2 - 同期ベルト駆動システム - Google Patents

Description

本発明は、同期ベルト駆動システムに関し、より具体的には、長円スプロケットを有するシステムに関する。

多くの種類の自動車用、工業用内燃機関では、クランクシャフトに設けられた原動スプロケットからカムシャフトなどに設けられた従動スプロケットへとトルクを伝達するのに、機械的な同期ベルト駆動システムに用いている。カムシャフトは、エンジンと同期ベルトの寿命にとって有害となり得る振動を発生する。特に、給排気バルブの動きは、カムシャフトローブとの接触を通して、同期ベルトを介して伝達される周期的に変動するトルク負荷を発生する。

従来技術における変動トルク負荷を減衰する試みには、減衰ベルトテンショナとともにカムシャフトダンパの利用が含まれる。

技術文献では、大きく変動するトルクを抑制するのに非円形（長円）スプロケットを利用することが、例えば、エグバート フレンケ博士、「非一様トランスミッション・ベルト駆動装置」、ＶＤＩ・プログレス・レポート２７２号(VDI Progress Reports No. 272, “Non-Uniform Transmission Belt Drives” by Dipl.-Ing. Egbert Frenke)に開示されている。

他の試みとしては、凹部と交互に設けられた少なくとも２つの凸部を有する楕円形の非円形輪郭を有するロータの利用がある。回転負荷組立部（ロータリロードアッセンブリ）は、回転駆動されるときに周期的に変動する負荷トルクをもたらし、非円形輪郭の凸部および凹部の第２ロータに対する回転位置とそれらの大きさが、回転組立部の変動する負荷トルクによって交互に発生するベルト張力を実質的に相殺する。

この技術の代表は、米国特許第７，０４４，８７５号明細書であり、少なくとも第１及び第２ロータを含む複数のロータを備える同期伝動装置を開示する。第１ロータは、延在する伝動部材の係合部に係合する複数の歯を備え、第２ロータは、延在する伝動部材の係合部に係合する複数の歯を備える。回転負荷組立部は、第２ロータに連結される。延在する伝動部材は、第１及び第２ロータの周りに係合される。第１ロータは、延在する伝動部材を駆動するように配置され、第２ロータは延在する伝動部材によって駆動されるように配置される。ロータの１つは、凹部と交互に配置される少なくとも２つの凸部を備える非円形の輪郭を有する。回転負荷組立部は、従動回転されるときに、周期的に変動する負荷トルクを与えるものであり、第２ロータの回転位置に対する非円形輪郭の凸部と凹部の回転位置と非円形輪郭の偏心の大きさは、非円形の輪郭が回転負荷組立部の変動する負荷トルクを低減あるいは実質的に相殺する逆変動矯正トルクを第２ロータに与えるように作用する。

必要とされているのは、歯付面と、２つの円弧部の間に設けられる少なくとも１つの直線部を備えた長円スプロケットを備え、円弧部が一定の半径を有し、直線部がトルク変動振幅に基づく長さを有するベルト駆動スプロケットシステムである。

本発明の第１の目的は、歯付面と、２つの円弧部の間に設けられる少なくとも１つの直線部を備えた長円スプロケットを備え、円弧部が一定の半径を有し、直線部がトルク変動振幅に基づく長さを有するベルト駆動スプロケット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とされる。

本発明は、同期ベルト駆動システムを含み、同期ベルト駆動システムは、歯付面と、２つの円弧部の間に配置される少なくとも１つの直線部とを有する長円スプロケットを備え、円弧部は一定の半径を有し、直線部は所定長さを有し、更に歯付面を有する第２スプロケットを備え、第２スプロケットは無端歯付部材により長円スプロケットに係合され、第２スプロケットは回転負荷に連結され、回転負荷は周期的トルク変動を有し、長円スプロケットの半径は、周期的トルク変動の最大振幅と一致するベルトエントリポイント）に向けられ、無端歯付部材のスパン長さが周期的トルク変動を実質的に相殺するように変化する。

この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示し、説明とともに本発明の原理を説明するために用いられる。
長円スプロケットの側面図である。 別の実施形態のスプロケットの側面図である。 ツインカム、４気筒、４ストロークガソリンエンジンの斜視図である。 燃料ポンプがカムシャフト後方に組み込まれたシングルカム、４気筒、４ストロークディーゼル駆動エンジンの斜視図である。 燃料ポンプが同期ベルト駆動システムに組み込まれたシングルカム、４気筒、４ストロークディーゼル駆動エンジンの斜視図である。 ツインカム、４気筒、４ストロークガソリン駆動エンジンの構成図である。 ４気筒、４ストロークディーゼルエンジンの従動スプロケットに対する一般的な全負荷特性を表し、抽出された１．５次振動および２次振動の曲線を含む。 ４気筒、４ストロークエンジンの原動スプロケットに対する２次振動負荷特性を表す。 ３つのピストン型燃料ポンプ（あるいは１．５次振動を誘発する他の装置）を備えた４気等、４ストロークディーゼルエンジンの原動スプロケットに対する１．５次オーダのトルク特性を表す。 同期ベルトにおける応力／歪みの関係を表す曲線群である。 図６に示されるシステムでのエンジンの振動における長円スプロケットのフェージング／ミスフェージングの効果を示す一連の曲線群である。 長円スプロケットを適用する前と後での図６に示されるエンジンのカムシャフトにおける角振動特性を示すグラフである。 長円スプロケットを適用する前と後での図６に示されるエンジンの張り側張力特性を示すグラフである。

図１は、長円スプロケットの側面図である。本発明に係るスプロケット１０は、歯付面１１を備える。歯付面１１は、歯付ベルトと係合する。歯付面１１は、ランド部１２と隣接する溝部１３を備える。溝部１３は、対応する歯付ベルトの歯形デザインに適合する形状を有する。歯付ベルトは、原動および従動スプロケットの回転を同期させるのに用いられることから同期ベルトとも呼ばれる。

スプロケット１０は、部分１４および部分１５を備える。部分１４は、一定の半径Ｒ２を有する円弧状歯付面１１ａを備える。部分１５は、一定の半径Ｒ１を有する円弧状歯付面１１ｂを備える。部分１４と１５は、半径Ｒ１とＲ２が等しく一定であることから、１つの円の円弧部である。このような方法による円弧部の利用は、本発明に係るスプロケットのデザインおよび製造工程の複雑さを低減する。

部分１４と部分１５の間には、直線部１６が配置される。部分１６は、部分１４と１５の各々を相互にオフセットする効果を有する長方形部を備える。スプロケット面１１は、直線であり、すなわち、点１６０と１６１、そして点１６２と１６３の間は直線、あるいは平らである。

平坦部１６は、システムのトルク変動振幅に基づく長さを有する。本実施形態では、部分１６の点１６０と１６１、および点１６２と１６３の間の寸法（Ｗ）は、約２ｍｍである。したがって、部分１４の円弧１７の中心は、スプロケットの回転中心１９から、Ｗ／２の距離（約１ｍｍ）オフセットされる。同様に、部分１５の円弧１８の中心は、スプロケットの回転中心から、Ｗ／２の距離（約１ｍｍ）オフセットされる。与えられた寸法は、単に説明のためのものであり、限定を意図するものではない。また、スプロケットの長軸長さ（ＭＬ）の寸法は：
Ｌ_{ｍａｊｏｒ}＝Ｒ１＋Ｒ２＋Ｗ
となる。

各部分１４、１５の主セグメント（ＭＧ）の寸法は：
ＭＧ＝（Ｒ１＋Ｗ／２）または（Ｒ２＋Ｗ／２）
となる。
短軸長さの寸法は：
L_{ｍｉｎｏｒ}＝Ｒ１＋Ｒ２
となる。

部分１６の長さ（Ｗ）は、部分１４と１５の半径によって決定され、動的な角振動特性に依存し、これは、この明細書の様々な場所で説明されるように相殺される。スプロケット１０は、一定の面ピッチ、一定の角度ピッチ、あるいはこれら２つの組合わせを用いて設計することもできる。「面ピッチ」は、ＯＤラインに沿って測られるスプロケットのＯＤ上の「ピッチポイント」に対応する任意の連続する２つによって定義される。
固定面ピッチは以下のように計算される。
ＳＰ＝（（（（（Ｎｇ×Ｎｏｍピッチ）／Ｐｉ）−ＰＬＤ）×Ｐｉ）／Ｎｇ）
ここで、
ＳＰ＝面ピッチ
Ｎｇ＝スプロケットの溝の数
Ｎｏｍピッチ＝名目システムピッチ
Ｐｉ＝約３．１４１
ＰＬＤ＝システムの直径ＰＬＤ(diametral PLD)

「角度ピッチ」は、スプロケット上の「ピッチポイント」に対応する任意の連続する２つによって定義され、度またはラジアンで測られる。
固定角度ピッチは以下のように定義される。
ＡＰ＝３６０／Ｎｇ 度
ここで、
ＡＰ＝角度ピッチ
Ｎｇ＝スプロケットの溝の数

スプロケットの溝の輪郭は、エンジンの特定の挙動（dynamics）に適合するように個々に設計されてもよい。

歯の弾性率(tooth modulus)およびスプロケットのオフセット（Ｗ／２）との組合せにおいて、ベルトスパンの弾性率は、特定のエンジン速度でトルク変動を相殺するように最適化される。したがって、このアプリケーションでは、ベルトは要求される伸長負荷を伝達するよう設計されるとともに、システムのスプリングとして解析、設計される。システムの動的応答は、実質的に全てのトルク変動が、ベルトとベルト駆動システムを通して伝達されないように相殺する、ベルト弾性率と長円スプロケット半径（Ｒ１およびＲ２）の組合せを達成する相互作用のプロセス(interative process)に基づいて選択される。

図２は、本スプロケットの別の実施形態の側面図である。この実施形態は、図１に示されたのとは異なる円弧部１４、１５、１６の間に配置される３つの直線部を備える。３つの直線部（１６１〜１６２）、（１６３〜１６４）、（１６５〜１６６）は、各円弧部１４、１５、１６の間に配置される。各円弧部１４、１５、１６は、それぞれ、一定で等しい半径Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３を備える。３つの直線部は、スプロケットの周縁部に約１２０°で等間隔で配置される。図９は、図２に示されるスプロケットを用いたシステムにおける１．５次振動の負荷特性の代表例である。

図３、４、５は、カムシャフトと補機を駆動するのに歯付ベルトを用いた４気筒、４ストローク内燃機関の幾つかの典型的な駆動装置のレイアウトである。これらのエンジンは、一般的に高２次振動(2^nd order dynamic)を示す。燃料ポンプの仕様によっては、ある種のディーゼルエンジンは、１．５次振動を含み、これが支配的である。このような振動が示されるグラフは、図７、８、９である。

本発明に係るスプロケット１０は、２次振動を相殺するためにエンジンクランクシャフトＣｒｋに取り付けられる。他の支配的な次数の存在によっては、他の実施形態のスプロケットを適用する必要があるかもしれない。これらは、クランクシャフトに取り付けられ得るが、例えばウォータポンプスプロケットやカムシャフトスプロケットなど、システムの他の場所に同様に適用されるかもしれない。エンジンクランクシャフトは、全ベルト駆動システムにとっての原動部である。ベルトの駆動される方向はＤｏＲである。スプロケット比によって、エンジンクランクシャフトＣｒｋは、カムシャフトＣＡＭ１の１回転につき２回転する。

図３では、スプロケット３００はカムシャフトＣＡＭ１に連結され、スプロケット３０４は第２カムシャフトＣＡＭ２に連結される。従来周知のアイドラＩｄｒ１、Ｉｄｒ２は、適正なベルト経路と張力制御を維持するのに用いられる。スプロケット１００は、ウォータポンプＷＰに連結される。ベルト２００は、幾つかのスプロケット間に掛け回される。ベルト２００の回転方向はＤｏＲとして示される。ベルト２００がクランクシャフトスプロケットＣＲＫと係合する位置は２０１で示される。カムシャフトの慣性とトルク負荷は３０１で表される。

歯付ベルト２００は、スプロケット１０とカムスプロケット３００の間に掛け回される。ベルトのエントリポイント２０１は、ベルト２００がスプロケットと係合する位置である。本発明に係るシステムは、エントリポイント２０１の位置をスプロケット１０の主長さ（ＭＬ）とタイミングを調整することでトルク変動を最小にする。クランクシャフトＣＲＫとカムスプロケット３０４の間のベルトスパン長さはＳＬである。

同様に図４、５において、カムシャフトスプロケット３００は、エンジンカムシャフトＣＡＭに取り付けられる。図４において、負荷特性３０１には、カムシャフトの後ろ側に取り付けられる燃料ポンプのトルク特性が含まれるが、図５では、燃料ポンプ負荷は、負荷特性３０２として表される。ウォータポンプやバキュームポンプなどの他のコンポーネントによって引き起こされる慣性とトルク負荷（３０１、３０２、１０１）も同様に存在するかもしれない。すなわち、図４、図５のＷＰ（１０１）である。図４において、ＩＤＲ１とＩＤＲ２は、ベルト２００を適正にガイドするための周知のアイドラである。図４において、クランクシャフトスプロケット１０とカムスプロケット３００の間のベルトスパン長さはＳＬである。

ガソリンエンジンにおいて、支配的な周期的な変動トルク負荷は、通常カムシャフトの特性による。ディーゼルエンジンにおいては、支配的な次数は、駆動システムに含まれるであろうカムシャフトおよび／または燃料噴射ポンプによって生じ得る。ウォータポンプとバキュームポンプによって発生するトルクは変動するが、それらは周期的ではなく、本来的に、カムシャフトと同じ周期あるいは周波数であり、通常駆動装置の振動の支配的な特性ではない。

図５は、ディーゼルエンジンの駆動装置に燃料噴射ポンプを含んだ別のシングルカムエンジンの実施形態の斜視図である。この実施形態では、図４に示されたシステムに加え、システムは、燃料ポンプＩＰに連結されたスプロケット３０５を更に備える。また図示されるスプロケットＰ１は、様々なエンジン補機（不図示）を駆動するのに用いられる別のマルチリブベルトに係合可能である。図５において、カムの負荷は、３０１で示され、燃料ポンプの負荷は３０２で示される。スプロケット１００は、ウォータポンプＷＰに連結されている。図５において、燃料噴射ポンプによって生じるトルク負荷は３０２で表される。

４気筒、４ストロークエンジンの一般的な全負荷特性は、図７において曲線Ｅとして表される。曲線ＤとＣは、一般的な２次および１．５次振動の特性であり、全負荷特性から抽出されたものである。４気筒、４ストローク、ガソリン駆動エンジンの負荷特性は、通常１．５次の振動は含まない。

本発明に係るスプロケット１０が回転するときのベルト係合点２０１におけるスプロケット１０の平均半径の変化は、図８、９において曲線Ｃで示される。平均スプロケット半径の変化の微分は、歯付面１１上で与えられる点のスプロケット形状の変化による加速度である。

２次振動を相殺するには、長円スプロケット１０の平坦部１６がカムシャフトスプロケット３００とのタイミングの関係で配置される。すなわち、例えば図４におけるスプロケット３００とスプロケット１０の間のベルト２００の有効長さが周期的なカムシャフトのトルク変動によって生ずる交互に変動するベルト張力を実質的に相殺するように変化するように設定される。２次振動を相殺する設計の一例としては、カムシャフトトルク、すなわちベルト張力が最大となるときに、スプロケット１０の最大長さ（Ｒ１+Ｒ２＋Ｗ）を、ベルトのエントリポイント２０１と一致させることによって達成することができる。

長円スプロケットを含む駆動装置の完全な寸法上の特質は、変動トルク、ベルトスパン弾性率、システム内の各従動補機の慣性、ベルト取付張力、そしてベルトとスプロケットの間の相互作用などのパラメータに依存する。ベルトとスプロケットの間の相互作用は、スプロケットにおいて噛み合っている歯の数、ベルト歯の弾性率、ベルト寸法、ベルトとスプロケット面の間の摩擦係数などのパラメータに依存する。

図６は、ツインカム、４気筒、４ストロークガソリンエンジンの模式図である。例示されたシステムは、カムＣＭ１、ＣＭ２とそれらの間に掛け回されるベルトＢを備える。それは更に、テンショナＴＥＮ、ウォータポンプＷＰ、そしてクランクシャフトスプロケットＣＲＫを備える。ベルトＢの回転方向はＤｏＲで示される。重要なスパン長さは、スプロケットＣＲＫとスプロケットＩＤＲ、スプロケットＩＤＲとスプロケットＷＰ、そしてスプロケットＣＲＫとスプロケットＷＰの間である。図６において、クランクシャフトスプロケットＣＲＫとカムスプロケットＣＭ１の間のベルトスパン長さはＳＬで示される。ＤｏＲ方向においてＣＭ１とＣＲＫの間には主な負荷による衝撃力は存在しないことから、これらは計算の上では１つのスパンＳＬとして扱い得る。図６に示されるシステムの変数の一般的な近似値は以下のようになる。

一般的なカムトルク変動：２０〜４０Ｎｍ または −１０〜−３０Ｎ／ｍ
ベルトスパン弾性率：２４０Ｍｐａ
一般的なコンポーネントの慣性モーメント：
ＣＲＫ＝０．４ｇｍ^２
ＣＭ１＝ＣＭ２＝１．０２ｇｍ^２
ＷＰ＝０．１５ｇｍ^２
ベルト取付張力：４００Ｎ（取付張力は、テンショナＴＥＮによって周知の方法で維持される）
３つのスプロケットでの噛み合い歯：ＣＲＫ⇒９歯；ＣＭ１、ＣＭ２⇒１５歯
ベルト寸法：幅＝２５．４ｍｍ；長さ＝１２５７．３ｍｍ

スプロケット面１１の摩擦係数の一般的な値は０．１５〜０．５の範囲にあり、典型的には０．２である。

一般的なベルト取付張力は、システムの要求にしたがって７５Ｎ〜９００Ｎの範囲にあり得る。

ベルトスパン弾性率は、抗張力部材の構造、ベルト内の抗張力部材のストランド数、ベルト幅に依存する。２０本の抗張力部材を有するベルト幅２５．４ｍｍに対するベルトスパン弾性率の一例は、約２４０Ｍｐａの辺りにある。

図７は、４気筒、４ストロークディーゼルエンジンの従動スプロケットに対する典型的な全負荷特性を表わし、抽出された１．５次振動（曲線Ｃ）と２次振動（曲線Ｄ）の曲線を含む。４気筒、４ストロークガソリン駆動エンジンの付加特性は、通常１．５次振動を含まない。オフセットはＷ／２に対応する。全負荷に対応するのは図７の曲線Ｅである。

図７における線Ａは０トルクを示す。線Ｂはベルト駆動システムにおける平均トルクを示す。曲線Ｃは、全負荷曲線Ｅから抽出された１．５次振動のトルク特性を示す。曲線Ｄは、全負荷曲線Ｅから抽出された２次振動のトルク特性である。曲線Ｅは、クランクシャフトＣＲＫにおいて測定されたエンジンの全トルク特性である。曲線Ｅの下の領域は、特定の速度でエンジンを回転するのに使用された仕事を表わす。

図８は、長円スプロケットとそれによるベルトスパン長さの変化（曲線Ｄ）による半径の変化（曲線Ｃ）を含む４気筒、４ストロークエンジンの原動スプロケットの２次振動負荷特性（曲線Ｂ）を示す。

図８において、直線Ａはトルク０である。曲線Ｂは、全負荷から抽出された２次振動のトルク特性である。曲線Ｃは、クランクシャフトプーリが３６０°回転するときに図１におけるセグメント１６により生じるクランクシャフトプーリの有効半径の変化である。曲線Ｄは、曲線Ｃの積分であり、図１に示されるスプロケットにより発生するベルト駆動スパン長さの実際の変化である。

図９は、３つのピストン型燃料ポンプ（あるいは１．５次振動を誘発する他の装置）を備えた４気等、４ストロークディーゼルエンジンの原動スプロケットに対する１．５次振動のトルク特性Ｂを表しており、択一的な（オルタネーティブな）３つの突出部を持つ実施形態である長円スプロケット（図２）のスプロケット半径長さの変化（曲線Ｃ）、およびその結果としてのベルトスパン長さ変化（曲線Ｄ）を含んでいる。ベルトスパン長さは、例えば図６におけるカムシャフトスプロケットＣＡＭとクランクシャフトスプロケットＣＲＫの間の距離である。

図９において、直線Ａはトルク０である。曲線Ｂは、全負荷から抽出された１．５次振動のトルク特性である。曲線Ｃは、クランクシャフトプーリが３６０°回転するときのクランクシャフトプーリの有効半径の変化である。曲線Ｄは、曲線Ｃの積分であり、図３に示される別の実施形態によって発生する駆動長さの実際の変化である。

本発明に係るシステムにおいて使用される様々なベルトの抗張力部材の弾性率は、図１０に示される。曲線ＳＳ１〜ＳＳ６は、様々なベルト２００に対する応力−歪み曲線として知られるものである。各曲線は、ベルトにおける抗張力コードに対して異なる材料を用いたときの弾性率を示す。エラストマのＨＮＢＲベルト本体は、例示的なもので限定的なものではない。ＨＮＢＲに加え、他のベルト本体の材料には、ＥＰＤＭ、ＣＲやポリウレタン、あるいは前述したものの２以上の組合せが含まれ得る。ＳＳ１〜ＳＳ６に含まれる材料は：
ＳＳ１（繊維ガラス ＃１ 抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ２（繊維ガラス ＃２ 抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ３（繊維ガラス ＃３ 抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ４（炭素繊維抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ５（アラミド（商標）抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ６（炭素繊維抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）

周知のように、各抗張力部材の弾性率は、各曲線ＳＳ１〜ＳＳ６の傾きに対応する。一般的に、これの測定と計算は、曲線の実質的な線形部において行われる。繊維ガラス、炭素繊維、アラミド（商標）に加えて、別の抗張力部材として、微細なステンレス鋼フィラメントワイヤも含まれ得る。
Ｍ＝Δ応力／Δ歪み （曲線の実質的な線形部において測定）

ベルトスパンの弾性率は、抗張力部材の構造、すなわちベルト内の抗張力部材のストランドの数およびベルト幅に依存する。曲線ＳＳ１に対するベルトスパン弾性率の一例は、ベルト幅２５．４ｍｍ、繊維ガラス抗張力部材のストランド数２０に対して、約２４２Ｍｐａとなる。

図１１は、図６に示されるシステムでのエンジンの振動における長円スプロケット主長さのフェージング／ミスフェージングの効果を示す一連の曲線群である。曲線Ｄは、ベルトのエントリポイント２０１に対するスプロケット主長さの位置とトルクパルスとの間のタイミングが最適に配置されたものである。曲線Ａ、Ｂ、Ｃは、曲線Ａの位置から時計回りにタイミングがそれぞれ＋６、＋４、＋２歯分ずらされたものである。曲線Ｅは、反時計回りに２歯分タイミングがずらされたものである。ピークトルクと慣性負荷への最大ベルトスパン長さのフェージング（位相合わせ）は、駆動装置での支配的な振動の次数に依存して変化し、それらはシステムによって低減されるべきものである。ベルトのエントリポイント２０１は、ベルトがスプロケットに係合する点である。図３において、スパン長さはＳＬである。

角度間隔またはフェージングを考慮して、許容される角度公差は、以下の式を用いて計算される。
±（３６０／２×スプロケット溝の数）

ベルト駆動スパン長さは、トルクが最大のときに最大となる。

図１２は、図６に示されるツインカム、４気筒、４ストロークエンジンに設けられた正確に位相が合わされた長円スプロケットの効果を示すグラフである。曲線Ａ、Ｂは、円形スプロケットを用いた従来のデザインにおける吸気および排気カムシャフトスプロケットそれぞれでの角振動の計測値である。

比較として、曲線Ｃ、Ｄは、本発明のスプロケットがクランクシャフトに用いられたときの吸気および排気カムシャフトスプロケットそれぞれにおける計測値を示す。角振動における全体の減衰は約５０％である。

同様に図１３は、図６に示されるツインカム、４気筒、４ストロークエンジンに正確にフェージングされた図１に示される長円スプロケットの効果を示すグラフである。曲線Ａ、Ｂ、Ｃはそれぞれ、従来のドライブデザインの速度範囲に渡る最大、平均、最小の張り側張力の計測値を示す。この例では、張力は図６のＩＤＲ位置で計測された。ベルト寿命を延ばすには、ベルト張り側張力は最小にされなければならない。曲線Ｄ、Ｅ、Ｆは、本発明のスプロケットが用いられたときの最大、平均、最小のベルト張り側張力の測定値を示す。エンジンの共振速度範囲（約４０００ｒｐｍ〜約４８００ｒｐｍ）において、張り側取付け張力での全体の減衰は５０〜６０％の範囲にある。ベルト張り側張力での減衰は、ベルトが使用されるライフスパンにおける顕著な改善を示す。

ここでは、本発明の幾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趣旨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することは容易である。

Claims (7)

1. 歯付面と、２つの円弧部（１４、１５）の間を所定長さ離して接続する少なくとも１つの直線部（１６）とを有する長円スプロケット（１０）を備え、前記円弧部は一定の半径Ｒを有し、前記直線部は所定長さＷを有し、
   前記半径Ｒおよび所定長さＷは、スプロケットの溝数Ｎｇ、名目システムピッチＮｏｍピッチ、直径ＰＬＤ、前記円弧部の数ｎに対して、
   Ｎｇ×Ｎｏｍピッチ−π×直径ＰＬＤ＝２π×Ｒ＋ｎ×Ｗ
   を満たす値に設定され、
   更に歯付面を有する第２スプロケット（３００）を備え、前記第２スプロケットは無端歯付部材（２００）により前記長円スプロケットに係合され、
   前記第２スプロケットは回転負荷に連結され、前記回転負荷は周期的トルク変動を有し、
   前記長円スプロケット（１０）の主長さ（ＭＬ）が、ベルトエントリポイント（２０１）に向けられるとき、周期的トルク変動が最大振幅となり、これにより前記エントリポイントから前記第２スプロケットまで延在する前記無端歯付部材のスパン長さ（ＳＬ）が、前記周期的トルク変動を実質的に相殺するように変動する
   ことを特徴とする同期ベルト駆動システム。
2. 前記長円スプロケット（１０）が、エンジンクランクシャフトに取り付けられたことを特徴とする請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
3. 前記第２スプロケット（３００）が、エンジンカムシャフトに連結されたことを特徴とする請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
4. 前記長円スプロケット（１０）が更に、第２直線部を備えることを特徴とする請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
5. 前記長円スプロケット（１０）が更に、少なくとも３つの直線部とを備え、各直線部が２つの円弧部の間に配置され、各円弧部は一定の半径を有することを特徴とする請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
6. 前記２つの円弧部の輪郭が、点対称であることを特徴とする請求項１〜４の何れか一項に記載の同期ベルト駆動システム。
7. 前記所定の長さＷが前記長円スプロケットの歯先面での１ピッチよりも小さいことを特徴とする請求項１〜６の何れか一項に記載の同期ベルト駆動システム。