JPH01288656A - 補機駆動ベルトのスリップ率検出方法およびベルト張力調整方法 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、エンジンの補機をＶベルトによって駆動する
補機駆動ベルトのスリップ率検出方法およびベルト張力
調整方法に関するものである。

（従来の技術） 従来より、エンジンにおいて複数のプーリー間にタイミ
ングベルトを張設して、カムシャフトの駆動を行うにつ
いて、このベルトの張力を検出する装置として、例えば
、特開昭１３１−２７２６２２号公報に見られるように
、ベルトを支持するプーリーにかかる荷重の変化を荷重
センサによって検知し、この荷重変化に基づいてベルト
の張力をその都度検出して、ベルト張力の過剰もしくは
低下を常に検知するようにした技術か知られている。

通常、エンジンにおいては、上記のようなタイミングベ
ルトによるカムシャフトの駆動に加えて、エンジンのク
ランクプーリーの駆動力によってエンジンの各種補機、
例えば、エアコン用コンプレッサ、発電用オルタネータ
、パワーステアリング用オイルポンプ、冷却水用ウォー
タポンプ等を駆動するために、クランクプーリーから各
補機のプーリーに対して■リブドベルト等のＶベルトに
よる補機駆動ベルトを張設して、その駆動を行うように
しているが、この補機駆動ベルトの張力が低いと過大な
スリップの発生による騒音の問題があり、一方、張力が
高いと補機駆動ベルトおよび補機各部の耐久性が低下す
る問題か生じる。

また、近年、補機駆動ベルトとして、Ｖリブドベルトの
使用が増加しているが、このＶリブドベルトは、ベルト
厚さが薄く屈曲性や、伸びに強い特徴かあり、ベルトの
背面利用による多軸駆動化あるいはメインテナンスフリ
ーの面で利点を有している。

（発明が解決しようとする課題） しかし、最近の補機負荷の増加やエンジンの燃焼に起因
するトルク変動の増大など、駆動プーリーの回転変動に
よって生ずるベルト異音の発生が問題となっている。

しかして、補機駆動ベルトの張力を検出する場合に、単
なる静的張力検出たけではスリップ騒音の発生と正確に
対応したスリップ率の検出を行うことは困難であり、よ
りスリップ騒音の発生に対応したスリップ率の検出を行
う必要がある。

そこで本発明では、補機駆動ベルトの異音発生メカニズ
ムに対応した適正なスリップ率の検出を行って、設計段
階で補機レイアウトやベルト負荷の最適化を図り、異音
を未然に予測できるようにするものである。

補機駆動ベルトの異音は、低張力時、補機類の負荷が増
大した場合に発生し易く、特に自動変速機車では、クラ
ンク軸慣性モーメントが小さく、流体抵抗なとエンジン
の回転変動を助長させる要素を有するためこの傾向が大
きいものである。補機駆動ベルトでは、プーリーの半径
方向の滑りによる異音と接線方向の滑りによる異音とか
知られ、特に、Ｖリブドベルトの場合には半径方向の滑
りは小さく、また、異音は張力低下時にのみ発すること
より、接線方向のスリップによって生ずると考えられる
。

すなわち、ベルト異音の発生の状態をエンジン回転変動
と共にクランク角度に対して測定すると、第１０図に示
すように、上死点後のクランク角度（ｄｅｇ）の変化に
対し、異音はこの上死点後約４５゜の燃焼後のタイミン
グでエンジンの回転菱動に同期して発生している。そし
て、これと同時期にベルト速度が低下しクランクプーリ
ーに対して相対速度すれを起こしていることが分かる。

この異音の発生は、エンジン回転変動の影響をつよく受
けているが、この現象を更に詳しく知るためには、実機
運転中のベルト張力およびプーリーとベルト間のスリッ
プの関係を明確にする必要がある。

本発明は上記事情に鑑み、補機駆動ベルトによる補機類
の駆動における異音の発生原因となるスリップ率を精度
よく検出する補機駆動ベルトのスリップ率検出方法およ
びベルト張力調整方法を提供することを目的とするもの
である。

（課題を解決するための手段） 上記目的を達成するため本発明の補機駆動ベルトのスリ
ップ率検出方法は、ベルト張力把握手段でベルト張力の
動的変動値を求め、このベルト張力把握手段によるベル
ト張力の動的変動値から、算出手段によってクランク所
定回転当りの緩み側ベルトの無張力期間割合を算出し、
この無張力期間割合と基準割合とを比較し、その比較結
果から補機駆動ベルトのスリップ率を検出するように構
成したものである。

また、前記ベルト張力把握手段によるベルト張力の動的
変動値の把握は、補機駆動ベルトの緩み側もしくは張り
側の適宜箇所のベルト張力を検出し、この張力検出から
緩み側照張力期間を算出するように構成してもよい。

更に、補機駆動系統のンミュシーション計算により求め
た動的変動張力と静的張力を合成した上で、緩み側照張
力期間を算出し、スリップ率を検出するようにしてもよ
い。

一方、本発明の補機駆動ベルトのベルト張力調整方法は
、ベルト張力把握手段で把握したベルト張力の動的索動
状態から、緩み側ベルトの無張力期間割合を把握し、こ
の無張力期間割合が基準割合を越えたとき、緩み側ベル
トの押付力を増加させてベルト張力を調整するように構
成したものである。

（作用） 上記のような補機駆動ベルトのスリップ率検出方法では
、ベルト張力の動的変動値を把握し、緩み側の無張力期
間割合を求め、この無張力期間の割合を基準割合と比較
することによって、ベルト異音の発生と相関関係の大き
い状態でスリップ率を検出するようにしている。

また、ベルト張力調整方法では、上記のような無張力期
間の割合が基準割合より大きくなると、ベルト異音の発
生が増大するので、これを解消することから緩み側テン
ショナの押付力を増加させてベルト張力を増加調整し、
無張力期間の割合を低減してベルト異音の発生を抑制す
るようにしている。

（実施例） 以下、図面に沿って本発明の詳細な説明する。

まず、ヘルド張力の動的変動値を実測によって求める実
施例について示し、第１図に実機張力変動を測定する装
置を示す。

エンジンＥ’ｃｒ＞クランク軸２に装着したクランクプ
ーリー３　（Ｃ／Ｓプーリー）から、パワステアリング
ポンプ４のパワステプーリー５　（Ｐ／Ｓプーリー）お
よびエアコンコンプレッサ６のエアコンプーリー７　（
Ａ／Ｃプーリー）に対しメインの補機駆動ベルト８を掛
け、さらに、上記エアコンプーリー７からオルタネータ
１０のオルタネータプーリー１１（ＡＬＴプーリー）に
対してセカンダリの補機駆動ベルト１２を掛け、エンジ
ンＥのクランク軸２の駆動力によって各補機４．　６．
　１０の駆動を行う。

そして、前記メインの補機駆動ベルト８の各プーリー３
．　５．　７間にはそれぞれ張力検出器１３〜１５を配
設し、張り側版力Ｔ１、中間張力Ｔ２、緩み側版力Ｔ３
の変動を検出する。この張力検出器１３〜１５は、第２
図に示すようにベルト８背面にローラー１６を押し当て
、このローラー１６を支持する支持ブラケット１７に取
り付けた歪ゲージ１８によって構成し、歪ゲージ１８の
出力から計測する。

また、前記Ｃ／Ｓプーリー３およびＡ／Ｃプーリー７に
対してプーリーの回転速度と、ベルト８の走行速度とを
電磁ピックアップ１９〜２１によってパルス検出する。

ベルト異音の検出は、この異音が２　ＫＨｚの周波数帯
域でＣ／Ｓプーリー３の部分から発生していることから
、マイクロホン２２をＣ／Ｓプーリー３の前２０ｃｍに
設置し、１．６〜３．２ＫＩｌｚの帯域フィルターを用
いて計測する。

前記張力検出器１３〜１５の歪ゲージ１８からの張力信
号がアンプ２３を介して、電磁ピックアップ１９〜２１
からのパルスによる速度信号、マイクロホン２２からの
異音信号がアンプ２４を介してそれぞれデータレコーダ
２５に入力され、ＦＦＴアナライザ２６、コンピータ２
７によって解析する。

さらに、ヘルド８に掛かる張力の較正は、第３図に示す
ように、ベルト８を切断し、一端をプーリー５へ圧着し
、このプーリー５は回転しないようにロックし、他のプ
ーリー３，７は抵抗なく自由に回転できるようにした状
態で、他端にベルト走行方向へ掛ける秤量２９を０〜１
００Ｋｇゴに調整変更し、各張力検出器１３〜１５の歪
みゲージ１８の出力と秤量との関係から張力を求めるよ
うにしている。

なお、本例に用いたエンジンＥは直列４気筒エンジンの
自動変速機仕様で、メインの補機駆動ベルト８は５山の
Ｖリブドベルトで、セカンダリの補機駆動ベルト１２は
４山のＶリブドベルトを使用している。そして、運転条
件は、エンジン回転数か７５０ｒｐｍで、自動変速機は
Ｄレンジのシフト状態で、補機類は全て作動状態すなわ
ち負荷をかけた状態を基本としている。各補機類の負荷
は、アイドル時に以下の通りである。

エアコンコンプレッサ　・・・・・・２．７　ＰＳパワ
ステアリングポンプ・・・・・１．３　ＰＳオルタネー
タ　　　　　・・・・・・］、３ＰＳ上記測定による実
機張力変動と異音の発生とを第４図および第５図に示す
。第４図Ａはベルトセット張力を５０Ｋｇゴとし、運転
時のクランク角度に対する各プーリ間の張力Ｔ１〜Ｔ３
の変動（実張力／セット張力）を示し、第４図Ｂは上記
状態での音圧波形（異音レベル）を示すと共に、張り側
張力Ｔｌと緩み側張力Ｔ３から求めたＣ／Ｓプーリ一部
に必要とされる摩擦係数μを示している。

そして、ベルトセット張力を３０Ｋｇ−４とした場合の
張力Ｔ１〜Ｔ３変動を第５図Ａに、音圧波形および摩擦
係数μを第５図Ｂに同様に示している。

上記摩擦係数μの算出は、プーリーに対するベルト巻付
は角度θと、張り側および緩み側張力がら定義される次
式（１）を用いた。また、各運転状態でのスリップ率ε
は、式（２）で定義する。

ｐ−（１／θ）　ｕｎ　　（Ｔｌ　／Ｔ３　）　　　　
（１）μ：摩擦係数 θ・ベルト巻付角度（ｒａｄ） ε＝［１（ＶＢ　／　ＶＣ）　］　Ｘ］、００　　　　
（２）εニスリップ率（％） ■＋１＝ベルト速度（ｍ−ｒａｄ／５ｅｃ）Ｖｃ　：　
Ｃ／Ｓプーリー速度（ｍ−ｒａｄ／５ｅｃ）上記第４図
のセット張力が５０Ｋｇゴの場合には、ベルト負荷か最
も高くなる張り側張力Ｔ工は、最高張力がセット張力の
３．５倍に達し大きな変動を有している。また、緩み側
張力Ｔ３は、張り側張力Ｔ１に対し逆位相パターンで、
張り側張力Ｔ１が汲置張力になる近傍から張力ゼロ（無
張力）に低下する。そして、緩み側張力Ｔ３が無張力状
態に近付くと、前記摩擦伝動理論から求めた摩擦係数μ
は計算上無限大に近付き、プーリーとベルト間の釣り合
いか崩れることになるが、スリップ率εは１５％と微小
でベルト異音の発生は認められない。

一方、第５図のセット張力が３０Ｋｇ（の場合には、張
り側張力Ｔ１が破線およびハツチングで示す本来上昇す
べき最高張力付近で崩れて低下し、緩み側張力Ｔ３がゼ
ロとなる無張力期間が長くなって、スリップ率εが６．
４％と大きくなって、ベルト異音を発生している。

上記測定から、ベルト異音の発生に至る過程は次のステ
ップを経て起きていると推定できる。

ａ、セット張力の低下や、張力変動などにより緩み側張
力Ｔ３の無張力期間が延びる。

ｂ、緩み側張力Ｔ３の無張力期間が短い場合、ベルトの
弾性歪などによりスリップに耐え得るが、それを越える
と急激なスリップに至る。

Ｃ，スリップが増大して異音を発生ずる。

このスリップ発生過程において、上記ａの要件を検出す
ればベルト異音発生につながるスリップの増大を抑制で
きるものである。

次に、上記のような測定から緩み側張力Ｔ３かセロの無
張力期間割合を計算する。この無張力期間割合は、クラ
ンク軸１回転の時間を基準として、緩み側張力Ｔ３がゼ
ロの時間割合で表すものである。

そして、上記緩み側張力Ｔ３の無張力期間の割合とスリ
ップ率εおよび異音との関係を、第６図および第７図に
基づいて説明する。この緩み側張力Ｔ３の無張力期間の
割合とスリップ率εには、第６図に示すように高い相関
（γ＝０．９８）があり、緩み側張力Ｔ３がゼロの時間
割合を基準割合として約２０％以下にすれば、スリップ
の発生をベルト張力、負荷に関係なく、抑えることが可
能である。

また、スリップ率εと異音の音圧レベルとの関係も、第
７図に示すように高い相関（γ＝０．９７）を有し、ス
リップ率εを一定値以内に抑えればベルト異音は発生し
なくなることが判明した。

したがって、ベルト異音の発生を防止するためのスリッ
プ率の検出は、前記緩み側張力Ｔ３の無張力期間を算出
し、この緩み側張力Ｔ３の無張力期間を前記基準割合（
約２０％）と比較し、この基準割合を越えているような
スリップ率の発生を検出し、異音を発生する状態となる
と前記無張力期間を短くするように、緩み側ベルトの押
付力を、例えばオートテンショナによって前記無張力期
間か基準値となるような値に調整するものである。

これにより、耐久性を損なうような過大なベルト張力の
付加を防止しつつ、異音の発生を抑制するように、スリ
ップ率の検出に基づいてベルト張力調整を行うものであ
る（詳細は後述する）。

前記緩み側張力Ｔ３かゼロに低下する要因は、張力変動
やセット張力の低下によるところか大きい。すなわち、
張力変動に影響を与えるエンジンの回転変動や、これに
起因するベルト系の共振などに影響される。例えば、エ
ンジン回転数を変えて、Ｃ／Ｓプーリー３に対するＡ／
Ｃプーリー７の応答を調べると、爆発加振力により発生
する２次ハーモニックスの共振は、エンジン回転数１ｌ
１００ｒｐにあり、このベルト駆動装置は共振系を構成
しているものであり、また、加速度倍率（Ｃ／Ｓプーリ
ー３の角加速度に対するＡ／Ｃプーリー７の角加速度の
倍率）ではダンピングの影響か大きいためか、この回転
数で明確な共振ピークは見られないが、アイドル運転領
域ではこの共振によって少なくとも１４〜１６倍の張力
変動増幅となっている。

そして、ベルト装置を振動系として考える場合、系の線
形性が問題となり、ベルトかスリップを起こすと張力波
形が崩れて厳密には非線形モデルの計算か必要であるが
、微小スリップの場合には線形モデルとして扱うことか
可能である。すなわち、Ａ／Ｃプーリー７の角加速度と
加振源となるＣ／Ｓプーリー３の角加速度の動的応答の
ようすを調べると、系の線形性は、スリップ率１０％以
下であれば略直線的な応答を有しているものである。

次に、上記のような実機張力変動の測定によってスリッ
プ率の検出を行うのに代えて、シミュレーションによっ
て求める実施例について説明する。

まず、ベルトの張力における静的張力計算は、従来より
補機の駆動馬力をもとに行っている。この静的計算の基
本式は、式（３）、　（４）であり、求められた最大張
力はベルト抗張力に対する余裕度なとから信頼性の判断
を行っている。

（Ｔ＋　　Ｔｃ　）／　（Ｔ＋　　Ｔｃ　）＝ｅ”’　
　　（３）Ｔ、−Ｔ、＝７５ＸＰＳ、／Ｖ　　　　　　
　　（４）Ｔ１．Ｔ＋　　：伝動時にプーリーに作用す
る力Ｔｏ：遠心張力 ＰＳ］　：Ｉ＊ＩＩＩ清費馬力（又は入力馬力）μ：ベ
ルト摩擦係数 θ、：■輔プーリーのベルト巻付角 ■：ベルト速度 ベルトの異音はＣ／Ｓプーリーの速度変動の影響を受け
、静的計算だけては不十分で、このシミュレーションで
は、前記の静的計算に動的応答計算を付加したものであ
る。

振動系のモデルは、第８図Ａのような補機駆動系が、ベ
ルトをバネ、補機などの回転慣性モーメントをマスとし
て、 ｒ＋：Ｉ軸プーリーの半径 θ１　：■軸プーリーの回転角 １、：Ｉ軸プーリーの慣性モーメント に１１：Ｉ軸プーリーとＪ軸プーリー間のベルトのバネ
定数 としたときに、第８図Ｂのような振動モデルが考えられ
、各プーリーについての運動方程式を立てる。

例えば、Ｃ／Ｓプーリーについては、式（５）となる。

（１１／ｒ１２）ｒｌ　ｅｌ　＋　（ｋ＋２＋に３＋）
ｒ１×０１　　　ｋ１２ｒ２　　θ２　　　ｋ３１ｒ３
　θ３＝ｆ１・・・　（５） ｆ、：Ｉ軸プーリーに作用する外力 他の補機プーリーについても、同様の運動方程式を立て
ることかでき、ここで、 ［Ｍ］　：質量マトリクス ［Ｋ］　、剛性マトリクス （χ）　ニ一般変位ベクトル として、マトリクス形式で書くと、式（６）となる。

［Ｍ］　（χｌ＋［Ｋ］（Ｘｌ　＝　＋ｆ＋　　・・・
（６）たたし、 ・・・（７） これらの運動方程式に対して、固有振動数ωｌに対する
固有値解析を行い、前記式（６）を満足する固有ベクト
ル（ψ３）を求めるモーダルパラメーターを算出する。

すなわち、 （ψ５）　−（ψｓ１ψｓ２ψ、３ψ５４）１　　　　
・・・（１１）ｍ５＝　（ｍｓ　ｌ　”　　［Ｍ］　　
（ｍｓ　ｌ　　　　−（１２）ｋ５＝　（ψｓｌ”［ｒ
＜］（ψ５）　　　・・（１３）ｍｓ　：モーダルマス ｋｓ　、モーダルスティフネス 実用的な応答を計算するためにはダンピングを考慮しな
ければならないが、比例粘性減衰を仮定してダンピング
を式（１４）のように仮定する。

Ｃ５＝ａｍｓ　＋βｋｓ−（１４） そして、Ｃ／Ｓプーリーに働く外力ｆ１に対する各プー
リーの応答は、前記式（１１）〜（１３）のモーダルパ
ラメータを用いて次のように求められる。

Ｘ１／Ｆ１−Σψ１５ψ１５／　（（Ｄ２ｍｓ＋ｊωＣ
３＋ｋＳ）　　　　・・・（１５）（ｉ＝１．・・・、
４） これから、Ｃ／Ｓプーリーの応答Ｘ１に対する各プーリ
ーの応答Ｘ、の比が周波数領域において式（１６）のよ
うに求められる。

Ｘ１／Ｘ１＝　（Ｘｌ　／Ｆｔ　）／　（Ｘｌ　／Ｆ１
）（ｉ　＝２．３．４　）　　　　　　　　・・・（１
６）実際の応答は、Ｃ／Ｓプーリーの速度変動データＸ
Ｉ　（ｔ）をフーリエ変換により、式（１７）のように
変換し、 ×ｅ　−１″ｌｄｔ　　　　−＝　（１７）これを式（
１６）に乗することにより、式（１８）のように求めら
れる。

文ｌ″′−文、”　ＸＩ　／Ｘ１　　　　　　　・・・
（１８）次に。式（１８）を逆フーリエ変換することに
より各補機プーリーの時間領域での応答が次式のように
求められる。

×ｅｊ″″　ｄω　　　・・・（１９）これをそれぞれ
積分することにより、各プーリーの変位応答が次式のよ
うに表される。

χＩ＊（ｔ）　＝　Ｄ＋　＊（ｔ）　ｄｔ　　　　・・
・（２０）式（１ｇ）　、　（１９）より各プーリー間
の張力変動は次式となる。

Ｔ＋１＝に１１（χ１−χ＋　）＋Ｃ１（＊、　　ｉ＋
　）・・・（２１） 前記のような静的計算および動的応答計算を使用するシ
ミュレーション全体の計算の流れを第９図のフローチャ
ートに沿って説明する。ステップＳ１で各種データ（レ
イアウト、補機負荷、慣性モーメント、ベルトバネ定数
、クランク軸角速度変動等）を入力し、ステップＳ２で
静的張力計算を行うと共に、ステップ８３〜Ｓ５で動的
張力計算を行う。この動的張力計算は、ステップＳ３で
モーダル解析を行い、ステップＳ４で各プーリ速度を計
算し、更に、ステップＳ５で変動張力計算を行うもので
ある。

続いて、ステップＳ６で上記静的張力計算の結果と動的
張力計算の結果とによる合成張力計算を行い、ステップ
Ｓ７で緩み側張力の無張力期間割合を算出し、それに応
じてステップＳ８でスリップ率を判定し、更に、異音判
定を行うものである。

上記スリップ率および異音の判定は、緩み側張力ゼロの
割合とスリップ率、音圧レベル、官能評価点との実験式
から求める。

上記のような実施例により、実機の張力は大きな変動を
有し、動的張力を考慮したベルト負荷設定が必要である
ことに基づき、また、異音の発生は、緩み側張力ゼロの
割合に起因するスリップ率と高い相関があり、緩み側張
力ゼロの割合を所定値（２０％）以下に設定すれば補機
負荷や、ベルト張力に関係なく異音か発生しないことが
判明したことにより、動的張力変動を測定して緩み側張
力の無張力期間割合を算出し、これを基準割合と比較し
てスリップ率を検出することにより、異音の発生を判定
することができるものである。

また、ベルト装置は振動系として扱うことかできるベル
トをバネ、補機等のイナーシャをマスとして多自由度系
振動モデル計算を実行し、静的計算値と合成することで
、実機に近い張力変動のシミュレーションを行うことが
でき、このシミュレーション張力変動データをもとに、
緩み側張力の無張力期間割合を算出し、実験式を適用し
て異音発生の有無を予測可能とすることかできた。

さらに、上記のような実測もしくはシミュレーションに
よってベルト張力の動的変動値の把握に基づき、緩み側
張力の無張力期間割合を算出し、基準割合以上を越えた
場合にはベルト異音が発生することになるので、この場
合には緩み側テンショナの押付力を増加させるようにベ
ルト張力を調整し、異音の発生を抑制しつつ耐久性の面
から可及的にベルト張力を低い値とすることができるも
のである。

尚、前記のようなシミュレーションの解析から補機レイ
アウトの好ましい配置を求めることかできる。

次に、前記ベルト張力調整方法の具体例を説明する。第
１１図は基本構成を示し、Ｃ／Ｓプーリー３から第１補
機プーリー３０と第２補機プーリー３１に補機駆動ベル
ト８を掛け、その緩み側ベルト８ａに外側からテンショ
ナ３２を配設し、このテンショナ３２によって緩み側ベ
ルト８ａの無張力期間割合が基準割合より越えて大きく
なったときに、ベルトの押付力を増加させてベルト張力
を調整するものである。上記テンショナ３２はベルト８
の背面に当接するテンションローラー３２ａと、このロ
ーラー３２８に押付力を付加するアクチュエータ３２ｂ
とによって構成される。

」二記テンショナ３２は、第１２図に示すように、アク
チュエータ３２ｂは電磁ソレノイドなどの電気信号によ
って作動してテンションーラー３２ａの突出量すなわち
押付力の調整を行うものであり、このアクチュエータ３
２ａに対して、制御ユニ・ソト３３（コンピュータ）か
ら駆動信号が出力され、その作動を制御する。この制御
ユニット３３には、前記緩み側ベルトの無張力期間割合
を算出するために、エンジン回転信号、補機負荷信号が
入力され、前記第９図のような処理に基づいて無張力期
間割合の算出を行い、その無張力期間割合が基準割合を
越えたときに、アクチュエータ３２ｂに制御信号を出力
してテンションローラー３２ａを突出駆動してベルト張
力を増大し、スリップの低減、異音の抑制を行うもので
ある。

また、第１３図にはテンショナ３２′の他の例を示し、
この例は油圧とバネにより緩み側の無張力期間を検出し
自動調整する機械式機構である。

このテンショナ３２′のアクチュエータ３２ｂは、シリ
ンダ３５内にテンションローラー３２ａを支持した第１
ピストン３６を内装し、この第１ピストン３６と第２ピ
ストン３７との間の内部圧力室３９に第１スプリング３
８を縮装する一方、第２ピストン３７の端部側の端部圧
力室４０に油圧通路４３を接続し、この油圧通路４３の
接続口４３ａには第２スプリング４］によって室内側か
ら閉弁方向に付勢したチエツクバルブ４２を介装してい
る。

上記アクチュエータ３２ｂは、ベルト張力が低くなると
第１スプリング３８によってローラー３２ａか突出移動
し、内部圧力室３９の容積が拡大し、これに伴って初め
から油圧が作用している端部圧力室４０の容積が拡大し
、その圧力Ｐｌが低下する。この圧力Ｐ１の低下により
チエツクバルブ４１が開き、油圧通路４３からの高油圧
が端部圧力室４０に作用し、その圧力Ｐｌが高くなりロ
ーラー３２ａによる押付力を増大するものである。

そして、このときチエツクバルブ４２は、第１および第
２ピストン３６．３７、第１および第２スプリング３８
．４１の各機械的な遅れにより、緩み無張力のゼロ状態
が所定期間連続して初めて開弁するものである。したか
って、無張力期間の割合がある割合（基準割合）を越え
て継続したときに、初めてローラー３２ａの押付力を増
大するように機能し、所期の張力調整作用を得ている。

なお、第１および第２スプリング３８．４１のセット荷
重と第１および第２ピストン３６．３７の摺動抵抗等を
配慮することで、上記作動を基準割合と対応させるもの
である。

（発明の効果） 上記のような本発明によれば、ベルト張力の動的変動値
を把握し、緩み側の無張力期間割合を求め、この無張力
期間の割合を基準割合と比較することによってスリップ
率を検出するようにしたことにより、ベルト異音の発生
と相関の大きい状態でスリップ率を精度よく検出するこ
とができるものである。

また、緩み側ベルトの無張力期間の割合が基準割合より
大きくなると、ベルト異音の発生が増大するので、これ
を解消することから緩み側ベルトの押付力を増加させて
ベルト張力を増加調整し、無張力期間の割合を低減して
ベルト異音の発生を抑制することができるものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例における補機駆動ベルトのス
リップ率検出を実測によって行う装置の全体構成図、 第２図は張力検出器の具体例を示す構成図、第３図は張
力較正方法を示す機構図、 第４図および第５図はセット張力を変更した場合の運転
時の張力変動とそれに対応する異音の音圧波形を示す測
定図、 第６図は無張力期間割合とスリップ率との関係を示す特
性図、 第７図は音圧レベルトとスリップ率との関係を示す特性
図、 第８図はシミュレーションにおける振動系のモデル化を
示す説明図、 第９図はシミュレーション計算の流れを示すフローチャ
ート、 第１０図は周速度変動と異音発生タイミングを示すグラ
フ、 第１１−図はベルト張力調整方法の基本構成図、第１２
図はテンショナの電気的制御例を示す構成図、 第１３図はテンショナの機械的制御例を示す構成因であ
る。 Ｅ・・・・・・エンジン、２・・・・・・クランク軸、
３・・・・・・クランクプーリー、４，６．１０・・・
・・補機、５，７゜１１・・・・・・補機プーリー、８
・・・・・補機駆動ベルト、１３〜１５・・・・・張力
検出器、１９〜２１・・・・・電磁ピックアップ、２２
・・・・・マイクロホン、２７・・・・コンピュータ、
３２．３２’　・・・・・テンショナ、３２ａ・・・・
・・テンションローラー、３２ｂ・・・・・アクチュエ
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Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. （１）　ベルト張力把握手段でベルト張力の動的変動値
   を求め、このベルト張力把握手段によるベルト張力の動
   的変動値から、算出手段によってクランク所定回転当り
   の緩み側ベルトの無張力期間割合を算出し、この無張力
   期間割合と基準割合とを比較し、その比較結果から補機
   駆動ベルトのスリップ率を検出することを特徴とする補
   機駆動ベルトのスリップ率検出方法。
2. （２）　前記ベルト張力把握手段によるベルト張力の動
   的変動値の把握は、補機駆動ベルトの緩み側もしくは張
   り側の適宜箇所のベルト張力の検出によって行うことを
   特徴とする請求項１記載の補機駆動ベルトのスリップ率
   検出方法。
3. （３）　前記ベルト張力把握手段によるベルト張力の動
   的変動値の把握は、補機駆動系のシミュレーション計算
   により求めた動的変動張力と静的張力を合成して行うこ
   とを特徴とする請求項１記載の補機駆動ベルトのスリッ
   プ率検出方法。
4. （４）　ベルト張力把握手段でベルト張力の動的変動状
   態を把握し、このベルト張力把握手段によるベルト張力
   の動的変動状態から、クランク所定回転当りの緩み側ベ
   ルトの無張力期間割合を把握し、この無張力期間割合が
   基準割合を越えたとき、緩み側ベルトの押付力を増加さ
   せてベルト張力を調整することを特徴とする補機駆動ベ
   ルトのベルト張力調整方法。