JP6831928B2

JP6831928B2 - 同期ベルト駆動システム

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Publication number: JP6831928B2
Application number: JP2019568701A
Authority: JP
Inventors: フレイザーレイシー，ウィリアム
Original assignee: ゲイツコーポレイション
Priority date: 2017-07-05
Filing date: 2018-06-28
Publication date: 2021-02-17
Anticipated expiration: 2038-06-28
Also published as: JP2020524764A; KR20200020942A; CA3066102A1; US11193563B2; WO2019010053A1; CA3066102C; CN110832170A; BR112020000051A2; EP3649327A1; US20190011020A1; KR102337593B1; CN110832170B

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、スプロケットと長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する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、工業用内燃機関は、クランクシャフトの駆動スプロケットからカムシャフトのような従動スプロケットへトルクを伝達するために、常に同期ベルト駆動システムに頼っている。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、吸排気バルブの動きは、カムシャフトの突出部との接触を通して、同期ベルト駆動システム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させる試みは、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を含む。

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。回転負荷組立て部は、回転駆動されるときに周期的に変動するベルト張力を示し、第２ロータの角度位置に対する非円形輪郭部の凸部と凹部の角度位置とその大きさが回転組立て部の変動する負荷トルクによって交互に生じるベルト張力を実質的に相殺する。

この技術の代表は、同期ベルト駆動システムを開示する米国特許第７，８５７，７２０号明細書である。この同期ベルト駆動システムは、歯付き面と、２つの円弧部の間に配置された少なくとも１つの直線部とを有する長円スプロケットを備え、円弧部が固定半径を有し、直線部が所定長さを有し、歯付き部を有する第２スプロケットを備え、第２スプロケットが無端歯付き部材によって長円スプロケットに係合し、第２長円スプロケットが回転負荷に接続され、回転負荷が周期的トルク変動を有し、無端歯付き部材のスパン長さが周期的張力変動を相殺するよう変化するように、周期的トルク変動の最大値に一致するベルトエントリポイントにおける長円スプロケットの半径を備える。

必要とされるものは、スプロケットと長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような、大きさとフェーズを有する長円スプロケットを備えたベルト駆動スプロケットシステムである。本発明はこの必要性に合致する。

本発明の第１の目的は、スプロケットと長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような、大きさとフェーズを有する長円スプロケットを備えた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、歯付き面と、２つの円弧部（１４、１５）の間に配置される少なくとも１つの直線部（１６）とを有する第１長円スプロケット（１０）を備え、円弧部は固定半径（Ｒ１、Ｒ２）を有し、直線部は所定長さを有し、歯付き面を有するスプロケット（３００）を備え、スプロケットは無端歯付き部材（２００）により第１長円スプロケットに係合され、第１長円スプロケット（１０）が、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する同期ベルト駆動システムである。

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。他の実施形態のスプロケットの側面図である。ツインカム、直列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、直列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模式図である。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駆動スプロケットに対する２次振動負荷特性を表す。３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気筒、４ストローク・コモンレール・ディーゼルエンジンの駆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の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。クランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。クランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角振動のグラフである。クランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角振動のグラフである。クランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角度変位のグラフである。クランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角度変位のグラフである。各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。標準および高弾性ベルトを有する各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。ベルト幅によるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。偏心の大きさによるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果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。本発明のスプロケット１０は歯付き面１１を備える。歯付き面１１は歯付きベルトに係合する。歯付き面１１はランド部１２と、隣接する溝部１３とを備える。溝部１３は、対応する歯付きベルトの歯形状に適合した形状を有する。歯付きベルトはまた、駆動および従動スプロケットの回転を同期させるために用いられるので、同期ベルトとも呼ばれる。

スプロケット１０は部分１４と部分１５を備える。部分１４は、固定半径Ｒ２を備える円弧状歯付き面１１ａを有する。部分１５は、固定半径Ｒ１を備える円弧状歯付き面１１ｂを有する。半径Ｒ１、Ｒ２は等しく一定であるので、部分１４、１５は１つの円の円弧である。このようにして円弧を使用することにより、本発明のスプロケットの、設計と製造工程の複雑さが低減する。

部分１４と部分１５の間には直線部分１６が配置される。部分１６は、相互に各部分１４、１５を変位させて、スプロケットを長円形にする効果を有する、長方形部を備える。スプロケット面１１は点１６０と１６１の間、および点１６２と１６３の間において、真っすぐ、すなわち直線的あるいは平面である。

平坦部分１６は、システムのトルク変動の振幅に関係する長さを有する。この実施形態において、部分１６は、点１６０と１６１の間、および点１６２と１６３の間において、約２ｍｍの寸法（Ｗ）を有する。したがって部分１４の曲率中心１７は、スプロケットの回転中心１９から、距離Ｗ／２、約１ｍｍだけずれている。また、曲率中心１８は、スプロケットの回転中心１９から、距離Ｗ／２、約１ｍｍだけずれている。ここに示された寸法は説明の目的のために過ぎず、限定することを意図していない。したがってスプロケットの長軸長さ（ＭＬ）は以下の寸法を有することとなる。
Ｌｍａｊｏｒ＝Ｒ１＋Ｒ２＋Ｗ

各部分１４、１５の主要長さ（ＭＧ）は以下の寸法を有する。
ＭＧ＝（Ｒ１＋Ｗ／２）または（Ｒ２＋Ｗ／２）

短軸長さは以下の寸法を有する。
Ｌｍｉｎｏｒ＝Ｒ１＋Ｒ２

部分１６の長さ（Ｗ）は部分１４、１５の半径によって決定され、動的角振動特性に依存し、これは、この明細書の他の箇所において説明されるように、相殺される。スプロケット１０は、固定面ピッチ、固定角度ピッチ、またはこれら２つの組み合わせを用いて設計されることができる。「面ピッチ」は、ＯＤ線に沿って測定される、スプロケットのＯＤ上における任意の２つの連続した対応する「ピッチ点」の間の距離として定義される。
固定面ピッチは次のように計算される。
ＳＰ＝（（（（（Ｎｇ×ＮｏｍＰｉｔｃｈ）／Ｐｉ）−ＰＬＤ）×Ｐｉ）／Ｎｇ）
ここで
ＳＰ＝面ピッチ
Ｎｇ＝スプロケットの溝の数
ＮｏｍＰｉｔｃｈ＝名目システムピッチ
Ｐｉ＝約３．１４１
ＰＬＤ＝システムの直径ＰＬＤ

「角度ピッチ」は、スプロケット上の「ピッチ点」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定される。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に適合するように個々に設計されてもよい。

歯の弾性率と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張力の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、要求される張力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部材として解析および設計される。システムの動的応答は、全ての張力変動が、ベルトとベルト駆動システムを通して実質的に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によって選択される。

図２は、スプロケットの他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り、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°の間隔で、均等に配置される。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ために歯付ベルトを用いた４気筒、４ストローク内燃機関のいく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。このような振動を示すグラフは、図７、８、９である。

２次振動を相殺するため、本発明のスプロケット１０はエンジンのクランクシャフト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ことが必要であるかもしれない。これらは、クランクシャフトに取り付けられてもよいが、例えばウォータポンプ、燃料ポンプ、あるいは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てもよい。エンジンクのランクシャフトは、ベルト駆動システムの全体における駆動部である。ベルトの駆動される方向はＤｏＲである。スプロケット比のため、エンジンのクランクシャフトＣｒｋは、カムシャフトＣＡＭ１の１回転につき２回転する。

図３において、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。従来公知のアイドラＩｄｒ１、Ｉｄｒ２が、適正なベルト経路と張力制御を維持するために用いられる。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、いくつかのスプロケット間に掛け回される。ベルト２００の回動方向は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に係合する位置は２０１である。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。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を含むが、図５では、燃料ポンプのトルクは、負荷特性３０２によって表される。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において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公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である。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他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に示されるシステムに加え、システムは、燃料ポンプＩＰに連結されたスプロケット３０５をさらに備える。また、種々のエンジン補機（図示せず）を駆動するために用いられる他のマルチリブベルトに係合可能であるスプロケットＰ１が示される。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で示される。

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により示される。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。直列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、１．５次の振動を通常含まない。

本発明のスプロケット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。図４におけるベルトの有効長さ変化である曲線Ｃの積分は図８、９において曲線Ｄである。平均スプロケット半径の変化の微分は、スプロケット形状の変化により、歯付き面１１上で与えられる点の加速度である。

２次振動を相殺するために、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、ベルト取付け張力、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。それはさらに、テンショナＴＥＮ、ウォータポンプＷＰ、およびクランクシャフトスプロケットＣＲＫを備える。ベルトＢの回動方向は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、およびスプロケット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である。ＤｏＲ方向においてＣＭ１とＣＲＫの間には大きな負荷衝撃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通りである。
一般的なカムトルク変動：＋４０Ｎ／ −３０Ｎ
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
ベルト取付け張力：４００Ｎ（取付け張力は、テンショナＴＥＮによって公知の方法により維持される）
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け張力は、システムの要求にしたがって７５Ｎから９００Ｎまでの範囲にあり得る。

ベルトスパン弾性率は、張力部材の構造、ベルト内の張力部材のストランド数、およびベルト幅に依存する。２０本の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。直列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次振動を含まない。オフセットはＷ／２に対応する。全負荷は図７の曲線Ｅに対応する。

図７において、線Ａは０トルクである。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示す。

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駆動スプロケットの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有効変化である。

図９は、３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気筒、４ストロークディーゼルエンジンの駆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、代替的な３つの突出部を有する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の変化（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に示される代替的な実施形態によって発生する駆動長さの有効変化である。

本発明のシステムにおいて使用される種々のベルトの張力部材の弾性率が図１０に示される。曲線ＳＳ１〜ＳＳ６は、種々のベルト２００に対する応力―歪み曲線として知られている。各曲線は、ベルトにおける張力心線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（クロロプレン）やポリウレタン、あるいは前述したものの２以上の組合せを含んでもよい。その材料は次のものを含む。
ＳＳ１（繊維ガラス＃１張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ２（繊維ガラス＃２張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ３（繊維ガラス＃３張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ４（炭素繊維張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ５（アラミド（商標）張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ６（炭素繊維抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）

公知のように、各張力部材の弾性率は、各曲線ＳＳ１〜ＳＳ６の傾きである。一般的に、これの測定と計算は、曲線の実質的に直線の部分において行われる。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（曲線の実質的に直線の部分において測定される）

ベルトスパンの弾性率は、張力部材の構造、すなわちベルト内の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、繊維ガラス張力部材のストランド数２０を有する幅２５．４ｍｍのベルトに対して、約２４２Ｍｐａである。

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の長軸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長軸長さの位置とトルクパルスとの間の最適なタイミングの配置である。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に対する最大ベルトスパン長さのフェージングは、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。

角度間隔すなわちフェージングに関し、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になる。

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フェージング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技術の設計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における角振動の計測値を示す。

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角振動の計測値を示す。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おいて、図１に示されるような正確にフェージング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、Ｃはそれぞれ、従来技術においてエンジン速度の範囲にわたって、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。

本発明のシステムはＩＣエンジンにおいてタイミング誤差を低減させるのに有用である。タイミング誤差は、振動、要素の不正確さ、および弾性歪のようなランダム要素によって引き起こされる駆動および従動軸の間の位置の不一致である。この場合、それはエンジンのクランクシャフト（駆動）と比較して、ＩＣエンジンのカムシャフト（従動）の回転の不正確さである。それは通常、角度のピーク・ピーク値で報告される。例えば、図３を参照すると、スプロケット３００とスプロケット３０４はそれぞれ長円である。長円スプロケットの使用は、タイミング誤差を著しく減少させ、これは延いては燃費、低エミッションにおける改良をもたらし、一般的にエンジン性能と効率を改善する。要素レベルでは、タイミング誤差を減少させ、システム負荷を低減させることは、よりよい耐久性とＮＶＨ問題の低下を導く。張力の低下は、駆動において、ＮＶＨレベル、特に噛み合い振動を低減させる。タイミング誤差を低減させるために長円スプロケットを適用することは、エンジンのカムシャフトだけに制限されない。その利益は、長円スプロケットをクランクまたは燃料ポンプに配置することにより同様に得られる。

図１４はクランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。典型的な角振動数は、エンジン速度が増加するに従って減少する。図１４は電動エンジンと燃焼エンジンのデータを示す。電動エンジンでは、クランクシャフトは電気モータによって駆動され、各シリンダでは燃料の燃焼はない。燃焼エンジンでは、クランクシャフトは内燃機関における通常の方法で、すなわち各シリンダにおいて燃料が燃焼して駆動される。電動エンジン（ＭＥＲ）は、所定のエンジン回転速度に対する燃焼エンジン（ＦＥＲ）よりも小さい角振動を生じる。

図１５はクランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角振動のグラフである。長円スプロケットは吸気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｂ）。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から１０．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は９０２，０００Ｎである。弾性率はニュートン（Ｎ）で示され、単位長さを１００％だけ拡張するために必要な力として定義される。

第３の状態の角振動（曲線Ｃ）は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したときに、ピーク・ピーク値で０．５度よりも小さくなるよう著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された。

図１６はクランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角振動のグラフである。長円スプロケットは排気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｂ）。第３の状態の振動角は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度まで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された（曲線Ｃ）。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度から０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から２３．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は９０２，０００Ｎである。

図１７はクランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角度変位のグラフである。角度変位はタイミング誤差とも呼ばれ、クランクシャフトの位置に対して測定される。長円スプロケットは吸気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｂ）。第３の状態の角度変位は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度より小さくなるまで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された（曲線Ｃ）。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度より下から約０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から１０．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図１８はクランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角度変位のグラフである。長円スプロケットは排気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので（曲線Ｂ）、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｃ）。第３の状態の角度変位は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度まで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度より下から約０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から２３．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図１９は各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。Ｙ軸は、クランクシャフトに関する各カムシャフトの角度変位すなわちタイミング誤差である。それはピーク・ピーク値すなわち最小と最大の数値差として示される。グラフの列１、２は全て円形スプロケットを用いて構成した標準駆動装置を示す。列３は、吸気および排気カムシャフトに取付けられた３次振動長円スプロケットの使用を示す。各スプロケットは、最大のずれがカムシャフトの突出部に合致するように位置決めされている。列４〜１３は長円スプロケットのずれを異ならせて使用した種々の実験結果を示す。３時の位置は全てのずれに対する基準である。与えられた数値は単に、スプロケットの基準点がその位置から回転した、ピッチあるいは溝ｇの数である。基準点は角度測定のために基準として使用された点である。これは１２時の位置に定められる。ＣＷは時計方向を指す。例えば、「ＥＸ２３．５ｇＣＷ」は３時の位置と、エンジンにおいて３時から時計方向に２３．５溝のずれを有する排気カム長円スプロケットとを参照する。

図２０は標準および高弾性ベルトを有する各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。Ｙ軸は、クランクシャフトに関する各カムスプロケットの、ピーク・ピーク値の度における角度変位すなわちタイミング誤差である。それはピーク・ピーク値すなわち最小と最大の数値差として示される。グラフの列１、３は全て円形スプロケットを用いて構成した標準駆動装置を示す。各列は、吸気および排気カムシャフトに取付けられた３次振動長円スプロケットの使用を示す。各スプロケットは、最大のずれがカムシャフトの突出部に合致するように位置決めされている。列２、４〜８は長円スプロケットのずれを異ならせて使用した種々の実験結果を示す。３時の位置は全てのずれに対する基準である。与えられた数値は単に、スプロケットの基準点がその位置から回転した、ピッチあるいは溝の数である。基準点は角度測定のために基準として使用された点である。これは３時の位置に定められる。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から、排気に対しては２３．５ピッチ、吸気に対しては１０．５ピッチであり、それぞれ１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図２１はベルト幅によるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。列１は円形スプロケットを用いたシステムにおける１４ｍｍ幅ベルトを示す。列２は長円スプロケットを用いたシステムにおける１４ｍｍ幅ベルトを示す。列３は標準スプロケットを用いたシステムにおいて高弾性ベルトを用いた１４ｍｍ幅ベルトを示す。列４は長円スプロケットを用いたシステムにおいて高弾性ベルトを用いた１４ｍｍ幅ベルトを示す。列５は標準スプロケットを用いたシステムにおいて標準弾性ベルトを用いた１８ｍｍ幅ベルトを示す。

図２２は偏心の大きさによるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。各列は吸気および排気カムシャフトに用いられた長円スプロケットを示す。各システムの偏心の大きさは１．０ｍｍから１．５ｍｍの範囲にある。

ベルト駆動システムの振動を低減するための長円スプロケットの有効性を評価するテストは、電動および燃焼エンジンの両方において実行することができる。図面に含まれる、タイミング誤差の改善の結果は、電動エンジンにおいて得られた。ほとんどの場合において、これらの結果は燃焼エンジンに移るが、いくつかのケースでは、長円スプロケットはあるエンジンに対して振動を低減させない。テストは、要求される改善が達成され、かつ信頼性があることを確認するために、燃焼エンジンに対して実施されるべきである。テストを実行するために必要なステップはエンジン振動の分野において公知である。これらは、振動センサが油環境において作動することを必要とし、１６０℃まで耐えることができ、油と添加物による化学攻撃に耐えることができることも含む。一貫性のチェックが一連のテストランの開始時と終了時に実行される。測定は、６０秒間にわたるアイドル運転から最高エンジン速度までの助走の間、行われる。データ収集と解析のために、標準的なローテク（Ｒｏｔｅｃ）システムが用いられる。

本発明の形態が説明されたが、当業者がここに記載された発明の精神と範囲から逸脱することなく、構成と部分の関係と方法において変形を施すことは自明である。

Claims

歯付き面と、２つの円弧部（１４、１５）の間に配置される少なくとも１つの直線部（１６）とを有する第１長円スプロケット（１０）を備え、前記円弧部は固定半径（Ｒ１、Ｒ２）を有し、前記直線部は所定長さを有し、
歯付き面を有するスプロケット（３００）を備え、前記スプロケットは無端歯付き部材（２００）により前記第１長円スプロケットに係合され、
前記第１長円スプロケット（１０）が、前記スプロケットと前記第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する
ことを特徴とする同期ベルト駆動システム。
第２回転負荷に接続された第２長円スプロケットをさらに備え、前記第２長円スプロケットは前記無端歯付き部材に係合し、
前記第２長円スプロケットが、前記スプロケットと前記第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する
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。
前記スプロケットと前記第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差が、ピーク・ピーク値で０．５度よりも小さい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。
前記スプロケットと前記第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差が、ピーク・ピーク値で０．５度よりも小さいことを特徴とする請求項３に記載の同期ベルト駆動システム。
前記無端歯付きベルトの幅が１２ｍｍ以上であ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。
前記無端歯付きベルトが約６３０，０００Ｎから約９０２，０００Ｎであ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。
前記大きさが約１．０ｍｍから１．５ｍｍの範囲内にあ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。
前記第１長円スプロケットのフェーズが、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内であ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。
前記基準点が３時の位置を基準とすることを特徴とする請求項８に記載の同期ベルト駆動システム。
前記第２長円スプロケットのフェーズが、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内であることを特徴とする請求項２に記載の同期ベルト駆動システム。
前記基準点が３時の位置を基準とすることを特徴とする請求項１０に記載の同期ベルト駆動システム。
前記第１長円スプロケットのフェーズが、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内であることを特徴とする請求項１０に記載の同期ベルト駆動システム。
前記基準点が３時の位置を基準とすることを特徴とする請求項１２に記載の同期ベルト駆動システム。
前記スプロケットが駆動装置に接続され、前記第１長円スプロケットが回転負荷に接続され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。
前記駆動装置がエンジンのクランクシャフトであることを特徴とする請求項１４に記載の同期ベルト駆動システム。
前記第１長円スプロケットが排気カムシャフトに接続されることを特徴とする請求項２に記載の同期ベルト駆動システム。
前記第２長円スプロケットが吸気カムシャフトに接続されることを特徴とする請求項２に記載の同期ベルト駆動システム。
歯付き面と、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第１長円スプロケットを備え、前記円弧部は固定半径を有し、前記直線部は所定長さを有し、
歯付き面を有するスプロケットを備え、前記スプロケットは無端歯付き部材により前記第１長円スプロケットに係合され、
前記第１長円スプロケットは、前記スプロケットと前記第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有し、
第２回転負荷に接続された第２長円スプロケットを備え、前記第２長円スプロケットは前記無端歯付き部材に係合し、
前記第２長円スプロケットは、前記スプロケットと前記第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する
ことを特徴とする同期ベルト駆動システム。
前記第１長円スプロケットが排気カムシャフトに接続され、前記第２長円スプロケットが吸気カムシャフトに接続され、前記スプロケットがエンジンのクランクシャフトに接続されることを特徴とする請求項１８に記載の同期ベルト駆動システム。
前記スプロケットと前記第１長円スプロケットの間の前記角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で０．５度よりも小さく、前記スプロケットと前記第２長円スプロケットの間の前記角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で０．５度よりも小さいことを特徴とする請求項１９に記載の同期ベルト駆動システム。