JP5395049B2 - 内燃機関用の駆動機構及び内燃機関用の同期駆動機構のシューのための最適化方法 - Google Patents

Description

本発明は、オイル湿式歯付きベルトと１つ又はそれよりも多くの張力シューとを含む内燃機関（エンジン）のための駆動機構に関する。

オイル湿式ベルトを有し且つ乾式ベルト駆動機構又はチェーン駆動機構と少なくとも同等の耐久性要求を満足し得るタイミングベルトを含む自動車用エンジンが近年開発されている。本明細書及び請求項において使用される「オイル湿式」という表現は、ベルトが休止時に少なくとも部分的にオイル内に浸漬される用途、及び、例えば、特別なノズルを用いた吹付けによって、或いは、ベルト又はプーリの作用に起因する跳掛けによって、オイルがベルトの上に運ばれる用途の両者を指すことが明記される。

具体的には、本発明のベルト駆動機構が作動する環境は、チェーン駆動機構が作動する環境と同じであり得る。

チェーン駆動機構に対して、ベルト駆動機構は、より低い費用及びより一層低い摩擦損失を提示する。さらに、ベルト機構は、騒音がより少なく、ベルトの伸びがチェーンの伸びに対して少なくとも４分の１だけより少ない。これは内燃機関弁のより正確な制御を可能にする。

チェーン駆動機構は、一般的には、ベルトの正しい動作を保証するための張力装置を含む。

ベルトがオイル湿式であるとき、それはアクチュエータによって動作されるシューを用いて張力付けされ得る。シューは小さい空間内に取付け可能であり、よって、駆動機構をコンパクトにするという利点を有する。このようにして、ベルト駆動機構は、駆動機構を収容する区画を変更せずにチェーン駆動機構と置換可能である。

しかしながら、最適化されていない長さ方向プロファイルを有するシューは、ベルトに対する摩擦によって散逸される出力の増大を招き、後発の温度上昇はベルトを劣化し、その有効耐用年数を減少する。

自動車用途において要求される耐久性要件を損なわずに、シュー上のベルトの摩擦によって散逸される出力を減少するために最適化された幾何を有するシューを含む、エンジンオイル湿式ベルク駆動機構を製造することが、本発明の目的である。

前述の目的は、請求項１に従った駆動機構を用いて達成される。

本発明のより良好な理解のために、付属の図面を参照して、非限定的な実施例によって、その好適実施態様を以下に記載する。

本発明に従ったシューを含む駆動機構を示す概略図である。 図１の駆動機構の代表的な幾何モデルを示す概略図である。 図１のシューを寸法取るための最適化関数の傾向を示す定性グラフである。 本発明のさらなる実施態様を示す概略図である。 本発明のさらなる実施態様を示す概略図である。 本発明に従ったシューを製造することを可能にする方法のステップを示すフロー図である。 本発明に従ったシューを示す概略図である。

図１を参照すると、数字１は、同期駆動機構を全体的に示しており、同期駆動機構は、内燃機関のクランクシャフトに剛的に接続された駆動プーリ２と、内燃機関の噴射ポンプに直接的に接続された被駆動プーリ３とを含む。さらに、被駆動プーリ３は、第二駆動機構（図示せず）を用いてカムシャフトに接続されている。

プーリ２及び３は、クランクシャフトとポンプとの間で出力を伝達するために、オイル湿式歯付きベルト４によって往復動的に接続されている。例えば、歯付きベルト４は、同一の出願人による国際出願ＷＯ−Ａ１−２００５／０８０８２０号に記載されるように製造される。

具体的には、歯付きベルト４は、潤滑オイルの侵食に耐えるよう適切に選択される弾性材料本体と、プーリ２及び３に結合される歯付き部分と、本体内に組み込まれた複数の糸状素子と、糸状素子に対して歯付き部分の反対側に配置された背部と、背部に配置された耐性織物とを含む。

歯付きベルト４の動作張力は、ベルト駆動機構１の弛み枝部と協働し且つ内燃機関の壁に対する固定軸Ａについて回転可能なシュー５を用いて制御される。

好ましくは、ベルト駆動機構１は、さらに、駆動機構１の緊張枝部を案内し且つ駆動機構の曲げ振動を減少するための滑りシュー１０を含む。

シュー５は、作動手段６を用いて、歯付きベルト４の耐摩耗織物に対する接触が維持され、作動手段は、弾性素子及び制動素子又は流体線形アクチュエータのいずれかを含み得る。

具体的には、シュー５は、使用中に歯付きベルト４の背部が摺動する接触表面７を用いて、歯付きベルト４のための案内を定める。

好適実施態様によれば、シュー５は、好ましくは、焼結によって耐摩耗性金属材料によって形成される。このようにして、シュー５は、接触表面７に沿うオイルの耐久性に有利であるよう多孔性を示す。

歯付きベルト４の背部に対する摩擦によって散逸される理論出力は、以下の数式を用いた一次近似(first approximation)によって表現され得る。

ここで、
ｆは、歯付きベルト４の背部とシュー５との間の潤滑接触の特性摩擦係数であり、０．０４〜０．１５の範囲内で通常考えられ、湾曲した横座標から独立している。
ＲＰＭは、駆動プーリ２の回転速度である。
Ｒｍは、駆動プーリ２のピッチ半径である。
Ｔｔは、接触表面７と駆動プーリ３との間に含まれるベルトの枝部張力である。
αは、歯付きベルト４の背部が接触表面７と接触するようになる巻き角(winding angle)である。

具体的には、巻き角αは、以下により詳細に特定されるように、接触表面７の如何なる長手方向プロファイルのためにも計算され得る。

上記数式は、散逸される出力とシュー５の巻き角αとの間の直接的な関係を構築し、最適化方法を用いたシューのプロファイルを寸法取るために使用される。

さらに、駆動機構の幾何を定めるステップは、均衡状態における強化素子に沿う歯付きベルト４の長さに対応するベルトの長さの標的値の定義を含み、巻取り速度ＴＵが均衡状態に対して計算される。

本発明に従った最適化方法は、駆動機構巻取り速度ＴＵを構築するステップを含む。巻取り速度は、シュー５の回転の各程度のためのベルト駆動機構配置のミリメートル変化として定められる。

具体的には、ベルト駆動機構配置は、プーリ２，３について巻回されるベルトの中立軸で測定される幾何線の長さであり、シューの各位置のためにシュー５と接触するようになる。従って、シュー５の各位置に対応するベルト駆動機構配置を計算することが可能である。

最適化方法は、駆動機構１の幾何、即ち、プーリ２，３のピッチ直径と、駆動プーリ２の回転軸及び被駆動プーリ３の回転軸の幾何座標とを定めるステップをさらに含む。そのようなデータは、「歯車線図」(“wheel diagram”)内に要約され、ベルト駆動機構配置を幾何学的に計算することを可能にする。

さらに、軸Ａの位置は、例えば、ベルト駆動機構が既存のチェーン駆動機構の改善又は改装である場合には、入力データ(input datum)であり得る。軸Ａの位置がプロジェクトデータ(project datum)である場合には、初期位置は推定されなければならない。

駆動機構１の幾何を定めるステップの間に収集されるデータは、駆動機構の二次元幾何モデルを構築するために使用され、その場合には、シュー５の接触表面７は、コンピュータ化された設計ソフトウェアによって、直径Ｄ’（図２を参照）を有する円周の単一円弧を有するプロファイルによって定められる。具体的には、駆動機構１の素子と同一又は均等である図２に示されるモデルの素子は、頂点（「’」）によって後続される同じ参照番号を示す。

最適化方法は、巻取り速度ＴＵ’が一定であり、標的巻取り速度ＴＵと等しいよう、図２の幾何モデルの使用を用いて、接触表面７’の直径Ｄ’の変化の関数としての巻き角α’の変化を示すグラフを追跡するステップをさらに含む。

具体的には、駆動機構において、もし巻取り速度、軸Ａの位置、ベルトの長さ、及び、シューの幾何が設定されるならば、巻き角は一義的に計算され得る。例えば、巻き角の値は、以下のように決定され得る。
ａ）中心Ｃ’の初期位置を設定する。
ｂ）ベルト駆動機構配置が歯付きベルト４の長さの標的値と等しいように、シューを回転する。
ｃ）アームＡ’Ｃ’でＡ’についてプロファイルを回転することによって、巻取り速度ＴＵ’の値を計算する。
ｄ）地点ａ），ｂ）に従って中心Ｃ’の位置を矯正し、巻取り速度ＴＵ’が標的巻取り速度ＴＵと等しいようなアームＡ’Ｃ’の値を得るために、地点ｃ）に従って巻取り速度ＴＵ’を再度反復的に確認する。そして、もしＴＵ’＝ＴＵであるならば、
ｅ）アームＡ’Ｃ’を固定された状態に維持し、ベルト駆動機構配置が歯付きベルト４の長さの標的値と等しい条件において巻き角αを計算する。

例えば、巻取り速度ＴＵ’は、ベルト駆動機構配置が歯付きベルト４’の標的値と等しい位置から開始して、軸Ａ’についての時計回り方向及び反時計回り方向のそれぞれの接触表面７’の２°回転に関連付けられるベルト駆動機構配置の差に基づいて、平均値として計算される。

好ましくは、図３中の曲線の各地点は、上述された手順に従って得られる。

より一層好ましくは、図３中のグラフの第一地点は、プーリ２’，３’の中心距離Ｉと、対応するプーリ２’，３’のピッチ直径Ｒｐ１，Ｒｐ２の合計との間の差と等しい基準直径Ｄ’ｒｉｆに基づいて得られる。対応する角度α’ｒｉｆは、前述されたように、ＴＵ’が標的巻取り速度ＴＵと等しいように計算される。

引き続き、直径の１０ｍｍ変化ピッチが固定され、減算又はＤ’ｒｉｆに基づく後続の加算のいずれかによって得られる新しい直径Ｄ’の各値のために、対応するα’が、上記手順を使用して計算される。

そのようにして得られるグラフ上では、以下のように定められる増分関係を局所的に計算することが可能である。

ここで、Ｄ’_ｉ＋１−Ｄ’_ｉ＝１０ｍｍである。

増分関係値Ｋは、減少された散逸出力を得るために、シュー５の巻き角αの最適値を評価するのに重要であることが実証された。

しかしながら、図３中のグラフは、幾何モデル内で再生される特殊幾何の特徴であり、それを用いて、線図自体が得られる。その範囲を駆動機構幾何に適合するために、目的に適するパラメータが以下の数式によって定められることが理解された。

ここで、
α’_ｉ＋１−α’_ｉは、Ｄ’_ｉ＋１−Ｄ’_ｉ＝１０ｍｍであるような増分関係Ｋの分子であり、
α’ｒｉｆは、パラメータＧに駆動機構寸法を参照することを可能にする。何故ならば、それは、本質的には、シューと協働する駆動機構枝部を特定する、２つのプーリの間の中心差に依存するからである。

本発明の重要な特徴によれば、下限α’ｍｉｎは、α’_ｎとα’_ｎ−１との間の最小角度であり、それとの関係で、１０ｍｍと等しい直径変化Ｄ’に関してＧ＝１％であり、上限α’ｍａｘは、α’_ｍ＋１とα’_ｍとの間の最大角度と等しく、それとの関係で、１０ｍｍと等しい直径Ｄ’の変化に関してＧ＝４％である、即ち、それは以下の通り実証されなければならない。

図３及び散逸出力表現Ｗを参照すると、α’ｍｉｎよりも低い値に関して、散逸出力減少Ｗは、接触表面７’の直径の無視し得ない、即ち、１０ｍｍの減少に対して減少される。

具体的には、本発明に従った駆動機構によって散逸される出力は、α’ｒｉｆのためにＷｒｉｆ＝１２００Ｗであり得る。散逸出力表現Ｗの線形化を用いて、パラメータＧを参照すると、巻き角αは、それより下では散逸出力減少がＤ’の１０ｍｍ変化のために１２Ｗであり且つそれより上では散逸出力増大がＤ’の１０ｍｍ変化のために４８Ｗである最小値の間に含まれる。

直径Ｄ’の１０ｍｍ変化のための４８Ｗの増大は相当であると見倣され、よって、α’ｍａｘよりも高い値のために、小さい寸法増大は相当に増幅され得るし、伝達の耐久性を妥協し得ることが可能である。

直径Ｄ’の無視し得ない１０ｍｍ変化のための１２Ｗの増大は、無視可能であると見倣される。散逸出力減少に関して得られる利益は、過小な直径Ｄ’に起因する望ましくない影響を補償するようではない。

具体的には、直径の過剰な減少が特別な散逸出力の増大のような問題を引き起こす。何故ならば、シュー５の表面は減少されるからである。また、直径の過剰な減少が歯付きベルト４の背部と接触表面７との間の理論的な局所圧力の増大のような問題を引き起こす。何故ならば、そのような圧力は、以下の数式を用いて表現されるからである。

ここで、
Ｔは、巻き角αに依存し、シュー５と接触するようになる駆動機構１の弛み枝部の張力の結果であり、
Ｒは、圧力が計算される接触表面７の地点における曲率半径であり、
ｓは、シュー５と接触する歯付きベルト４の部分の長さである。

従って、理論的圧力は、接触表面７の曲率半径と反比例し、Ｄ’が減少するときに増大する。

駆動機構１の一部の構成において、α’ｍａｘ値は、円周の単一円弧によって定められる接触表面７’と備える幾何モデルを用いて計算され得ない。そのような構成では、Ｇ＝４％限界は、巻取り速度を一定に維持する要件を実証する前に、プーリ２’，３’と干渉する大きい直径Ｄ’を正に必要とする。

この場合には、プーリ２，３と干渉しない直径Ｄ’に基づいて得られる地点の双曲線又は（図３に実線で示される）指数関数曲線を用いた補間法を用いてα’ｍａｘを計算することが可能である。具体的には、補間決定係数が０．９８〜１であることが好ましい。

後者の場合には、α’ｍａｘは、プーリ２’，３’との接触表面７’の幾何学的干渉と無関係に計算される。

より一層好ましくは、α’ｍａｘ値は、Ｇ＝２．５％を設定することによって決定され得る。この範囲において、散逸出力は減少される。

さらに、円周の円弧から成る接触表面７を有するシュー５を使用し、プーリ２’，３’との干渉を回避することが可能である。

α’ｍｉｎ値及びα’ｍａｘ値が決定されるや否や、駆動機構１が静的であり且つ使用の準備ができているときに、接触表面７がα’ｍｉｎとα’ｍａｘとの間の巻き角αを示すシュー５を製造することが可能である。

一般的には、円周の単一円弧を用いて定められる接触表面７を有するシュー５を利用することが好ましい。

この場合には、正に、曲率半径は一定であり、接触表面７上の温度が高い局所的集中を示さないことが実証される。より一般的には、歯付きベルト４に有害な温度集中が起こらないよう、連続的な二次導関数を備えるプロファイルを有する接触表面７を選択することが好ましい。

しかしながら、幾何学的又は配置的な制約の故に円周の単一円弧を有するプロファイルから引き出す必要がある場合が起こり得る。

例えば、チェーン駆動機構の改善又は改装であるよう設計される駆動機構であり、そこでは、例えば、軸Ａを定めるブッシュの寸法、水圧アクチュエータ及び水圧アクチュエータのロッドがシュー５と接触するようになる適用地点の寸法のような、多くの構成部品の寸法は、既に決定されている。

これらの場合には、結合地点に共通の接線を有する円周の複数の円弧の連続として接触表面７を製造することが可能であり、その対応する対角(subtended angle)は、合計された後、α’ｍａｘより小さくなければならない。即ち、

多くの実際的な場合において、円周の複数の円弧によって定められるプロファイルは、接触表面７の対弦が円周の単一円弧によって定められる接触表面に対して減少されるよう、シュー５の寸法を減少することが探求される。

他の場合には、軸Ａと水圧アクチュエータの地点の適用との間の距離は特に長い。この場合には、特別な配列によって決定される巻き円弧(winding arc)は、もし存在するならば、補間法によって得られる図３のグラフのその地域内にあり得る。

一般的には、接触表面７が、連続的な一次導関数を有する、好ましくは、少なくとも１つの連続的な二次導関数を有するあらゆるプロファイル、及び、歯付きベルト４の背部に対して反対側に面する陥凹によって定められることが可能であり、その巻き円弧αは、以下のように計算され得る。

ここで、Ｓは、プロファイルの湾曲横座標であり、歯付きベルト４の背部は、駆動機構１が巻取り速度ＴＵを計算するために記載された均衡状態にあるときに、そのプロファイルに沿って接触表面７と接触するようになる。

散逸出力は、少なくとも一次近似によって、巻き角の全体値にのみ依存し、接触表面７の曲率に直接的に依存しないので、そのような一般化が可能である。

本発明は幾つかの実施態様に従って今や記載される。

既に市場に存在するチェーン駆動機構が初期的に選択された。参照駆動機構が、表１中の「歯車線図」中に示される駆動プーリ、滑りシュー、及び、被駆動プーリの座標を提示する。さらに、参照チェーン駆動機構が、巻き角α＝７８．８７°を有し、ｘ＝１０３．６６ｍｍ及びｙ＝１４５．６６ｍｍを有する軸Ａについて蝶番付けされるシューを提示する。

第一実施態様によれば、参照駆動機構は、本発明の方法（図１）に従って得られるシューを用いてベルト駆動機構に適合され、軸Ａの位置を含めて如何なる他の幾何データをも変更しなかった。

図３は、上記方法の使用を用いた地点によって得られ且つ表１に特定される幾何を有する駆動機構に適用される曲線に関する。

具体的には、図３は、８０９．７６ｍｍと等しい長さのベルトを用いて得られる。さらに、表１中の直径の負の記号は、円周の対応する円弧が歯付きベルト４の背部と協働することを示す協定(convention)である。

シュー５に関して、ＴＵ＝１．１１７ｍｍ／°のために計算されたα’ｍａｘ及びα’ｍｉｎの値は、５６．１６°及び７５．９０°である。好ましくは、α’ｍａｘ及びα’ｍｉｎの値は、５６．１６°及び６５．２７°である。

例えば、表１中の第三及び第四の負の直径によって定められる接触表面７は、１０．６５°の円周の第一円弧によって並びに５０．７３°の円周の第二円弧によって定められる巻き角を提示する（図７及び表１）。

最適化されたシューを備え且つ１９ｍｍ幅のベルトを備えるベルト駆動機構は、１００％の負荷で動作するエンジン上で６１６ｈ耐久試験を成功裏に合格し、参照チェーン駆動機構が動作したエンジンの出力を有した。耐久試験条件は、表２及び３中に示されている。

巻き角α＝７８．８７°を備える、即ち、参照チェーン駆動機構の巻き角を備えるシューを有する同一のベルト駆動機構は、２５０ｈ後に修復できない程に損傷された。全ての他の条件は同じであった。

耐久試験後、本発明のベルト駆動機構は、駆動プーリ２に接続された電気モータを有する試験ベンチ上で試験され、プーリ２、３、より一般的には、駆動機構１のプーリの全てに接続された２つのトルク計を提示した。

ベルト駆動機構試験条件は、以下の通りであった。
− 駆動プーリ３に負荷は適用されない。
− 一定な回転速度。
− 水圧アクチュエータによって弛み枝部上に加えられる負荷は３００Ｎと等しい。
− 吹付け潤滑条件、４０°のオイル温度、及び、３０〜１８０リットル／時間の回転速度の関数としての可変流速。

散逸出力は、駆動プーリ２上のトルクに基づいて計算される出力と被駆動プーリ３上のトルクに基づいて計算される出力との間の差に基づいて得られる。

電気モータは、駆動機構を駆動し、被駆動プーリ上で測定されるトルクは、例えば、軸受の１つが損傷されているならば、異常な出力を散逸するというような、可能な故障を確認することを可能にする。

α＝７８．８７の巻き角を有するシューを備える参照チェーン駆動機構のために同じ試験を遂行した。

チェーン駆動機構に対する試験条件は、弛み枝部に対するトルク値がこの場合には２００Ｎと等しかったという点を除き、上記されたものと同一であった。

１８０リットル／時間と等しいオイル流速を備える４５００ｒｐｍの速度で遂行された駆動機構に対するベンチ試験から、最適化されたシューを備えるベルト駆動機構によって散逸された出力は７８０Ｗであり、参照チェーン駆動機構によって散逸された出力は、後者に対してより低い負荷が加えられたにも拘わらず、１３００Ｗであった。従って、本発明のシューを備えるベルト駆動機構は、散逸される出力をかなり減少し、結果的に、チェーン駆動機構に対してエンジンの汚染排気物を減少することを可能にする。

図４に示される第二実施態様において、駆動機構の幾何は、表４中の「歯車線図」によって定められる。具体的には、駆動機構１と機能的に同一又は類似の図４中の素子は、「”」によって後続される。図４中の駆動機構は、対応する平衡化カウンタシャフトを制御するために、駆動プーリ２”を一対の被駆動プーリ３”，１２に接続する。具体的には、２４個の歯を備えるプーリ３”に接続される平衡化カウンタシャフトは、総伝達率が２と等しいよう、ギアにさらに接続される。

さらに、歯付きベルト４の長さは、６３７．３ｍｍと等しく、軸Ａの座標は、ｘ＝６９．０ｍｍ、ｙ＝１．５ｍｍである。さらに、負の値を備える第一直径は、滑りシュー１０の幾何を定める。

ＴＵ＝０．７０６ｍｍ／°のために計算されるα’ｍａｘ及びα’ｍｉｎの値は、４５．０２°及び５５．３７°（Ｇ＝１％、Ｇ＝４％）である。好ましくは、α’ｍａｘ及びα’ｍｉｎの値は、４５．０２°及び５３．０４°（Ｇ＝１％、Ｇ＝２．５％）である。

本発明のさらなる実施態様が図５に概略的に示されており、そこでは、第一及び第二のベルト駆動機構１０１，１０２が、二重プーリ１０３を用いて共に接続されている。

具体的には、ベルト駆動機構１０１は、内燃機関クランクシャフトに接続された駆動プーリ１０４と、オイル及び出力操縦ポンプ及び真空ユニットに接続された被駆動プーリ１００と、噴射ポンプ及び駆動機構１０２とに接続された二重プーリ１０３と、歯付きベルト１０５とを含む。

ベルト駆動機構１０２は、二重プーリ１０３と、対応するカムシャフトを駆動するための第一プーリ１０６及び第二プーリ１０７と、歯付きベルト１０８とを含む。

さらに、ベルト駆動機構１０１は、軸Ｈについて蝶番付けされた第一シュー１０９を用いて引っ張られる。

ベルト駆動機構１０２は、軸Ｈについて蝶番付けされ且つ駆動機構１０２の弛み枝部と協働する第一シュー１１０と、駆動機構１０２の弛み枝部と協働する第二シュー１１１とを含む。

付属の請求項に定められるような本発明の保護の範囲から逸脱せずに、ここに記載され且つ示されるベルト駆動機構に修正及び変更を行い得ることが最終的に明らかである。

例えば、シュー５は、凹部と凸部とを有するプロファイルを定め得る。

この場合には、巻き角αは、歯付きベルト４の背部と接触する部分のみによって定められる。

さらに、シュー５は、高分子材料、例えば、充填剤なしの天然ポリアミドの成形品によって製造され得る。

Claims (10)

1. 所定の巻取り速度（ＴＵ）を有する内燃機関用の駆動機構であって、
   第一ピッチ半径（Ｒｐ１）を有する駆動プーリと、第二ピッチ半径（Ｒｐ２）を有する被駆動プーリと、軸について蝶番付けされるシューと、オイル湿式であり且つ前記シューの案内表面と接触して協働する歯付きベルトとを含み、
   前記案内表面の巻き角（α）は、以下のようであるよう最大値（α’ｍａｘ）と最小値（α’ｍｉｎ）との間に含まれ、
   

   

   ここで、
   α’_ｍは、Ｄ’_{α’ｍａｘ}−Ｄ’_ｍ＝１０ｍｍであるような直径Ｄ’_ｍの円周弧から成る案内表面を有するシューの巻き角であり、前記巻取り速度は、不変であり、
   α’_ｎは、Ｄ’_ｎ−Ｄ’_{α’ｍｉｎ}＝１０ｍｍであるような直径Ｄ’_ｎの円周弧から成る案内表面を有するシューの巻き角であり、前記巻取り速度（ＴＵ）は、不変であり、
   α’ｒｉｆは、前記駆動プーリ及び前記被駆動プーリの中心距離（Ｉ）と前記第一ピッチ半径（Ｒｐ１）及び前記第二ピッチ半径（Ｒｐ２）の合計との間の差と等しい直径Ｄ’ｒｉｆを有する円周の弧から成る案内表面を有するシューの巻き角である、
   駆動機構。
2. 前記最大値（α’ｍａｘ）は、
   

   

   である、請求項１に記載の駆動機構。
3. 当該駆動機構の摩擦によって散逸される出力（Ｗ）は、当該駆動機構が無負荷で４５００ｒｐｍと等しい一定の回転速度で駆動されるときに、前記歯付きベルトを張るために２００Ｎ負荷が前記シューに加えられ且オイル温度が４０°と等しい状態で、１２００Ｗよりも低い、請求項１又は２に記載の駆動機構。
4. 前記出力（Ｗ）は、当該駆動機構が無負荷で４５００ｒｐｍと等しい一定の回転速度で駆動され且つ前記シューに対して加えられる負荷が２００Ｎであるときに、８５０Ｗよりも低い、請求項３に記載の駆動機構。
5. 前記接触表面は、円周の円弧から成るプロファイルを提示する、請求項１乃至４のうちのいずれか１項に記載の駆動機構。
6. 前記接触表面は、円周の複数の弧から成るプロファイルを提示する、請求項１乃至４のうちのいずれか１項に記載の駆動機構。
7. 前記案内表面は、少なくとも二次導関数が連続的であるプロファイルを提示する、請求項１乃４のうちのいずれか１項に記載の駆動機構。
8. 前記シューは、焼結によって製造される、請求項１乃至７のうちのいずれか１項に記載の駆動機構。
9. 内燃機関用の同期駆動機構のシューのための最適化方法であって、
   前記駆動機構は、所定の巻取り速度（ＴＵ）を有し、第一ピッチ半径（Ｒｐ１）を有する駆動プーリと、第二ピッチ半径（Ｒｐ２）を有する被駆動プーリと、軸（Ａ）について蝶番付けされるシューと、オイル湿式であり且つ前記シューの案内表面と接触して協働する歯付きベルトとを含み、
   当該方法は、
   以下のようであるよう、最大値（α’ｍａｘ）と最小値（α’ｍｉｎ）との間に含まれる前記案内表面の巻き角（α）を決定するステップを含み、
   

   

   ここで、
   α’_ｍは、Ｄ’_{α’ｍａｘ}−Ｄ’_ｍ＝１０ｍｍであるような直径Ｄ’_ｍの円周弧から成る案内表面を有するシューの巻き角であり、前記巻取り速度（ＴＵ）は、不変であり、
   α’_ｎは、Ｄ’_ｎ−Ｄ’_{α’ｍｉｎ}＝１０ｍｍであるような直径Ｄ’_ｎの円周弧から成る案内表面を有するシューの巻き角であり、前記巻取り速度（ＴＵ）は、不変であり、
   α’ｒｉｆは、前記駆動プーリ及び前記被駆動プーリの中心距離（Ｉ）と前記第一ピッチ半径（Ｒｐ１）及び前記第二ピッチ半径（Ｒｐ２）の合計との間の差と等しい直径Ｄ’ｒｉｆを有する円周の弧から成る案内表面を有するシューの巻き角である、
   方法。
10. 前記駆動機構（１）の幾何モデルを定めるステップを含み、前記最大値（α’ｍａｘ）及び最小値（α’ｍｉｎ）がそれに対して計算される、請求項９に記載の方法。

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