JPWO2016181619A1 - ベルト伝動システム - Google Patents

Abstract

ベルト伝動システムは、第１のプーリと、第２のプーリと、第１のテンションプーリと、固定部材と、固定部材の軸回り方向に揺動可能に設けられたアームとを有するオートテンショナと、第２のテンションプーリとを備える。第１のプーリが駆動プーリである時、及び第２のプーリが駆動プーリである時のそれぞれにおいて、第１のテンションプーリ及び第２のテンションプーリのうち、最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクが、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きい。

Description

本明細書に開示された技術はベルト伝動システムに関する。

内燃機関、ジェネレータ及びスタータモータを有するベルト伝動システムにおいて、オートテンショナ(以下、ＡＴと略記)を２個搭載する場合がある。２個のＡＴのうち、特にクランクプーリとジェネレータとの間に配置されたＡＴには、ジェネレータ及びスタータモータの始動時に高いダンピング特性が要求される。このため、油圧式のＡＴが用いられる事例が増えつつある。

特開２００１−１９３８０７号公報 米国特許出願公開第２００３／０１５３４２０号 特開２００４−０６８９７３号公報

しかしながら、油圧式ＡＴはそれ以外の方式のＡＴに比べて比較的高コストである。２個のＡＴを用いるベルト伝動システムでは更にもう一つＡＴが必要となり、製造コストが大きくなってしまう。

一方、ジェネレータ及びスタータモータの始動時や通常使用時にベルトがスリップすることによって始動がうまくいかなかったり、異音が発生したりする場合がある。

これに対し、特許文献１には、内燃機関とジェネレータ／スタータモータを有するベルト伝動システムが開示されている。同文献では、ジェネレータ／スタータのプーリの緩み側と張り側に第１及び第２のテンションローラ（プーリ）Ｒ１、Ｒ２をそれぞれ配置する構成が開示されている。また、一方のテンションローラが必要とする張力を与えるためにばねが設けられている。

また、特許文献２では、１つのピボットを挟むように２本のアームが設けられ、各アームにテンションプーリが接続されたオートテンショナが開示されている。

また、特許文献３には、ピボット位置に配置される丸棒状のスピンドルを備え、このスピンドルに第１及び第２のアームが揺動可能に支持されたオートテンショナが開示されている。このオートテンショナではハブロード角を常に１７０°以下に保つレイアウトとすることで、ベルトの張力が０を下回らないようにし、ベルトのスリップや異音の発生を抑えている。

しかしながら、特許文献１〜３に記載されたオートテンショナを備えた従来のベルト伝動システムでは、ベルトスリップや異音の発生を防ごうとするあまり、１つのプーリの張り側と緩み側のそれぞれでベルトの張力が必要以上に高くなる場合がある。ベルトの張力が高くなりすぎると、ベルト寿命の短縮や燃費の低下を来す可能性がある。また、プーリの張り側と緩み側のそれぞれでベルトの張力が高すぎると、プーリの軸に加わる力が大きくなるので、プーリの寿命が短くなる可能性もある。そのため、ベルトスリップや異音の発生を抑えつつ、ベルトやプーリの寿命延長が図られたベルト伝動システムの開発が望まれている。

なお、上記の課題を解決することは、クランクプーリ、ジェネレータ／スタータプーリを含むベルト伝動システムに限らず、何らかの動力を伝動するためのシステムに用いられるオートテンショナにとって重要である。

本発明の目的は、クランクプーリ、ジェネレータ／スタータプーリ等、駆動プーリと従動プーリとが入れ替わるベルト伝動システムにおいて、ベルトやプーリの寿命延長及び燃費の改善を図りつつ、スリップや異音の発生を効果的に低減することにある。

本発明の一実施形態に係るベルト伝動システムは、第１の動力を伝達する第１のプーリと、第２の動力を伝達する第２のプーリと、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間に巻き掛けられた無端状のベルトと、前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの緩み側に位置する部分に張力を与える第１のテンションプーリと、固定部材と、前記固定部材上に、前記固定部材の軸回り方向に揺動可能に設けられたアームとを有するオートテンショナと、前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの張り側に位置する部分に張力を与える第２のテンションプーリとを備える。前記第１のプーリが駆動プーリである時、及び前記第２のプーリが駆動プーリである時のそれぞれにおいて、前記第１のテンションプーリ及び第２のテンションプーリのうち、最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクは、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きい。

本発明の一実施形態に係るベルト伝動システム及びその設計方法によれば、スリップや異音の発生を防ぎつつ、ベルトの張力を必要な範囲内で低減することが可能となる。

図１は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの概略構成を示す図である。 図２は、本発明のオートテンショナを示す斜視図である。 図３は、本発明のオートテンショナのIII-III線（図４参照）における断面図である。 図４は、本発明のオートテンショナを上（テンションプーリ側から見た場合）側面図である。 図５は、本発明のオートテンショナを示す側面図である。 図６は、一般的なオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合に働く各種の力を説明する図である。 図７（ａ）、（ｂ）は、それぞれ実施形態に係るオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合の、静止時及び運転時に働く各種の力を説明する図である。 図８は、図７（ｂ）に示すレイアウトのベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合、及びＴ／Ｓ比が１．００である場合でのベルトリブあたりのベルト張力（スパン張力）とプーリに生じるトルクとの関係を示す図である。 図９は、プーリ５０において、ベルトリブ当たりのベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。 図１０（ａ）は、Ｔ／Ｓ比が１．００と３．２７のそれぞれの場合でプーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ_１及び、プーリ５０−第１のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ_２のとプーリ５０に生じるトルクとの関係のシミュレーション結果を示す図であり、（ｂ）は、プーリ５０において、ベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。 図１１（ａ）は、実施形態に係るオートテンショナを有するベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を１．０に設定した場合、（ｂ）はＴ／Ｓ比を３．２７に設定した場合のレイアウトを示す図である。 図１２は、ベルト伝動システムにおけるＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比率と、ベルトの必要張力及び最大張力との関係を示す図である。 図１３（ａ）〜（ｃ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。 図１４（ａ）〜（ｃ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。 図１５（ａ）〜（ｃ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。 図１６（ａ）、（ｂ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。 図１７（ａ）、（ｂ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。

（実施形態）
−オートテンショナの構成−
図１は、本発明の一実施形態に係るオートテンショナ１を備えたベルト伝動システムを示す図である。図２は、本実施形態に係るベルト伝動システムにおけるオートテンショナ１を示す斜視図であり、図３は、図４に示すIII-III線におけるオートテンショナ１の断面図である。図４は、本実施形態に係るオートテンショナ１をテンションプーリ側から見た平面図である。図５は、本実施形態に係るオートテンショナ１の側面図である。

図１に示すように、本実施形態のベルト伝動システムは、一例として、エンジン等の内燃機関と、ジェネレータ／スタータモータとで生じた動力を伝達する。ここで、「ジェネレータ／スタータモータ」とは、ジェネレータとスタータモータとが一体化された装置を意味する。ベルト伝動システムは、内燃機関で生じる動力を伝達するクランクプーリ（第１のプーリ）９と、ジェネレータ／スタータモータで生じる動力を伝達するジェネレータ／スタータプーリ（第２のプーリ）７と、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間に巻き掛けられた無端状のベルト２と、ベルト２に所定の張力を与えるオートテンショナ１とを備えている。

ベルト２に張力を与えるための構成や、オートテンショナ１にダンピング特性を付与するための構成は特に限定されないが、一例として、オートテンショナ１が捩りコイルばねを備えている例を説明する。

図２〜図５に示すように、オートテンショナ１は、車両のエンジン等に固定され、筒状部を有する固定部材１３と、固定部材１３上に、固定部材１３の軸回り方向に揺動可能に設けられたアーム１１と、共にアーム１１上に支持及び固定された第１のテンションプーリ５と及び第２のテンションプーリ３とを有している。ここでは、第１のテンションプーリ５の方が第２のテンションプーリ３に比べてアーム１１の揺動中心（ピボット）１０からの距離が短くなっているが、後述するように、この構成に限られない。

第２のテンションプーリ３は、ベルト２のうち、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間であって通常運転時におけるクランクプーリ９の張り側に位置する部分に張力を与え、第１のテンションプーリ５は、ベルト２のうち、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間であって通常運転時におけるクランクプーリ９の緩み側に位置する部分に張力を与える。この構成により、ベルト２の張力が適切な範囲になるように調整されている。

アーム１１の固定部材１３への支持方法は特に限定されないが、例えば両者に径の異なる筒状部分を設けて当該筒状部分同士を互いに嵌合させるようにしてもよい。

図２〜図５に示す例では、アーム１１は、固定部材１３の筒状部（スピンドル）１６に嵌合された筒状の軸部１７と、軸部１７から水平方向（軸部１７及び固定部材１３の軸方向に対して垂直な方向）に延びた延伸部１９とを有している。第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とは、それぞれ延伸部１９にナット及びネジ等の固定具を用いて固定されている。

オートテンショナ１においては、例えば固定部材１３の筒状部１６と、筒状部１６に嵌合されたアーム１１の軸部１７との間にはブッシュ１２が設けられている。固定部材１３の筒状部１６及び軸部１７の外側には、一端がアーム１１に係止（接続）され、他端が固定部材１３に係止（接続）された捩りコイルばね１５が設けられている。捩りコイルばね１５は、軸部１７の軸とほぼ一致する軸を有しており、アーム１１をその揺動方向に付勢することで、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３を通してベルト２に張力を与えることができる。捩りコイルばね１５は、例えばシリコンクロム銅等の金属又は金属化合物で構成されていることが好ましい。

ベルト２は、平ベルトであってもよいし、歯付ベルトやコグドベルト、Ｖベルト等であってもよい。第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が接するベルト２の面には特に制限は無い。例えば、ベルト２が平ベルトや歯付ベルトである場合、第１のテンションプーリ５はベルト２の外周面又は内周面に当接しており、第２のテンションプーリ３はベルト２の外周面及び内周面のうち第１のテンションプーリ５と異なる面に当接してもよい。あるいは、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３は、ベルト２の側面に当接してもよい。

固定部材１３は、ボルト等の固定具によって、エンジン本体等に固定されている。固定部材１３やアーム１１は公知の金属等で構成されており、金型等を用いて成形できる。

本実施形態のオートテンショナ１において、ベルト２から受ける力により第１のテンションプーリ５が旋回する方向と、ベルト２から受ける力により第２のテンションプーリ３が旋回する方向とは同じであってもよいが、異なっていてもよい。

また、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際に、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回してもよい。第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を下げる方向に旋回する際に、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を下げる方向に旋回してもよい。ただし、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３の一方がベルト２の張力を上げる際に他方がベルト２の張力を下げるように設計されていてもよい。

また、本実施形態のベルト伝動システムは、後で詳述するように、Ｔ／Ｓ比を考慮してベルト２に加わる余分な張力を低減できるように設計されている。ここで、Ｔ／Ｓ比とは、第１のテンションプーリ５に接続されたアーム（図１の例ではアーム１１のうち揺動中心１０から第１のテンションプーリ５の中心までの部分）と第２のテンションプーリ３に接続されたアーム（図１の例ではアーム１１のうち揺動中心１０から第２のテンションプーリ３の中心までの部分）のトルク分担比を意味する。Ｔ／Ｓ比を変えることで、トルクに対する張力の感度を変更し、トルク−スパン張力線図（後述する図８）の関係を変更することができる。

本実施形態のベルト伝動システムでは、クランクプーリ９が駆動プーリである時、及びジェネレータ／スタータプーリ７が駆動プーリである時のそれぞれにおいて、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３のうち、最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクが、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きくなっている。

Ｔ／Ｓ比は少なくとも１より大きく設定されていてもよい。また、Ｔ／Ｓ比は、後述する方法によって求められた最適値との比が所定の範囲内になるよう設定されていればより好ましい。この構成により、ベルト２のスリップが生じず、且つ適用される装置等に要求される範囲でベルトの張力を低減することができる。そのため、ベルト寿命の延長を図れる上、プーリの軸に加わる力を低減してプーリの寿命の延長も図ることができる。また、本実施形態のベルト伝動システムによれば、燃費の向上を図ることもできる。

なお、本実施形態のオートテンショナ１では、エンジン始動時及び駆動時（通常運転時）にはクランクプーリ９が駆動し、ベルト２が例えば右回りに回転する。すると、ベルト２のうち第１のテンションプーリ５が接する部分はベルト緩み側となり、第２のテンションプーリ３が接する部分はベルト張り側となる。この時、オートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は主に第２のテンションプーリ３を介してベルト張り側に印加される。一方、ベルト緩み側ではベルト２が受ける捩りコイルばね１５の付勢力はベルト張り側に比べて小さくなっている。

また、ジェネレータ／スタータモータが始動及び駆動する際には、ジェネレータ／スタータプーリ７が駆動し、ベルト２が右回りに回転する。この場合、ベルト２のうち第１のテンションプーリ５が接する部分はベルト張り側となり、第２のテンションプーリ３が接する部分はベルト緩み側となる。この時、オートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は主に第１のテンションプーリ５を介してベルト張り側に印加される。

以上のように、本実施形態のベルト伝動システムによれば、オートテンショナ１が有する捩りコイルばね１５の付勢力を、ベルトシステムの状態に応じてベルト張り側とベルト緩み側にバランスを取りつつ分散付与することができるので、従来のベルト伝動システムに比べてアーム１１の揺動を非常に小さくすることができ、ベルトスリップの発生を効果的に抑えることができる。

また、本実施形態のベルト伝動システムによれば、１つのオートテンショナ１に設けられた２つのテンションプーリがそれぞれベルト２に張力を付与するので、１つのテンションプーリを持つオートテンショナを用いる場合に比べて、低い張力で大きなトルクを設定することができる。そのため、瞬間的に各プーリが大きなトルクを必要とする場合であっても、比較的張力を保持しやすくなっている。

本実施形態のオートテンショナ１は、従来から用いられている部材を組み合わせて作製することができる上、ベルト２やクランクプーリ９、ジェネレータ／スタータプーリ７等の設計変更が不要である。従って、本実施形態のベルト伝動システムは、低コストで導入可能である。

また、オートテンショナ１には、一方向性のダンピング特性を付与するための部材が設けられていることが好ましい。ダンピング力は、摺動材とアーム１１又は固定部材１３との間の摩擦によって得ることができるが、例えば、図３に示す例では、捩りコイルばね１５の内側及び下側に樹脂等により構成され、アーム１１の一部に摺動する摺動部材２４が設けられている。

第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が接しているベルト２の張力が低下した場合、捩りコイルばね１５が拡径する方向の捩りトルクでもってアーム１１がベルト２を押す方向に回動する。一方、ベルト２の張力が上昇した場合、そのベルト反力により第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が押圧され、アーム１１がベルト押圧方向とは反対の方向に回動するので、ベルト張力の上昇が抑えられる。

ここで、捩りコイルばね１５の一部は、該捩りコイルばね１５の捩りトルクの反力でもって、半径方向内方に向かって常に押圧されているとする。捩りトルクの反力は、アーム部材３がベルト押圧方向に回動するとき、つまり、捩りコイルばね１５が拡径するときには、それに応じて低下するので、ダンピング力も低下する。よって、アーム部材３の回動が速やかに行われる。一方、アーム部材３がベルト押圧方向とは反対の方向に回動するとき、つまり、捩りコイルばね１５が縮径するときには、それに応じて捩りトルクの反力が上昇するので、ダンピング力も上昇する。

このように、オートテンショナ１に、一方向性のダンピング特性を付与する部材が設けられていることにより、アーム１１の揺動をより小さく抑えることができる。また、この構成により、ベルト２に付与する動的張力を上げることも可能となる。

本実施形態のオートテンショナ１では、１つのアーム１１に第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が設けられている。そのため、本実施形態のオートテンショナ１を用いれば、１つのみのテンションプーリを有するオートテンショナをジェネレータ／スタータプーリ７の張り側及び緩み側にそれぞれ設ける場合に比べて設計の自由度を大きくとることが可能となる。

−Ｔ／Ｓ比の最適化−
図６は、一般的なオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合に働く各種の力を説明する図であり、図７（ａ）、（ｂ）は、それぞれ本実施形態のオートテンショナ１をベルト伝動システムに用いた場合の、静止時及び運転時に働く各種の力を説明する図である。

本実施形態のオートテンショナ１は、２つのテンションプーリ３、５を備えており、上述のＴ／Ｓ比を適宜変更することが可能となっている。Ｔ／Ｓ比を変えることで、トルクに対する張力の感度を変更し、トルク−スパン張力線図（後述する図８）に示すプーリトルクとベルト２のスパン張力との関係を変更することができる。以下、Ｔ／Ｓ比が考慮されたベルト伝動システム及びその設計方法について詳述する。

図６に示すように、テンションプーリ２６が１つのみ設けられた一般的なオートテンショナ１０１を２つのプーリ３０、５０の間に設置する場合、
ハブロードＰ＝２ ×Ｔｂ × ｓｉｎ（θ／２）、
モーメントにおける腕の長さｍ＝Ｌ × ｓｉｎ（α）、
Ｔｒ＝Ｐ ×ｍ＝２ × Ｔｂ × Ｌ × ｓｉｎ（θ／２） × ｓｉｎ（α）
となる。上式において、Ｌはアームの揺動中心１００からテンションプーリ２６の中心位置までのアーム長さ（ｍｍ）であり、Ｔｂはプーリ３０とテンションプーリ２６との間、及びプーリ５０とテンションプーリ２６との間におけるベルト２の張力（Ｎ）である。また、θはテンションプーリ２６におけるベルト２の巻き付け角度であり、αはベルト２からテンションプーリ２６への入力角度線とアームの揺動中心１００とを結んだ線とが成す角度である。Ｔｒはアームの揺動中心１００に生じるトルクである。

これに対し、図７（ａ）に示すように、本実施形態のオートテンショナ１の第１のテンションプーリ５をプーリ５０とプーリ２０との間に配置し、第２のテンションプーリ３をプーリ５０とプーリ３０との間に配置する場合、ベルト伝動システムの静止時にアーム１１の揺動中心１０に生じるトルクＴｒは、下記式（１）で表される。
Ｔｒ＝２ ×Ｔｂ × [Ｌ_１ × ｓｉｎ（θ_１／２）× ｓｉｎ（α_１） ＋ Ｌ_２ × ｓｉｎ（θ_２／２） × ｓｉｎ（α_２）] ・・・（１）
また、図７（ｂ）に示すように、本実施形態のオートテンショナ１を設置したベルト伝動システムを運転させる場合、ベルト２が右回りに回転するとすると、プーリ５０が駆動する際にはこのプーリ５０に右回りのトルク（逆転トルク）Ｔｒ_Ａが生じる。また、プーリ５０が従動側である場合には左回りのトルク（正転トルク）Ｔｒ_Ｇが生じる。プーリ５０がジェネレータ／スタータプーリ７であるとすると、Ｔｒ_Ａ＞Ｔｒ_Ｇとなる。これは、通常の内燃機関のジェネレータ／スタータシステムでは、スタータ始動時にジェネレータ／スタータプーリ７に最も大きいトルクが発生するためである。

このとき、Ｔｒ_Ａが最大である場合の、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ_１の値（必要張力）Ｔｂ_１Ａと、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルト張力Ｔｂ_２の値Ｔｂ_２Ａとを算出する。また、Ｔｒ_Ｇが最大である場合の、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ_１の値Ｔｂ_１Ｇと、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルト張力Ｔｂ_２の値（必要張力）Ｔｂ_２Ｇを算出する。ここで、Ｔｒ_Ａ及びＴｒ_Ｇは、実際に設計されるレイアウトにおいて要求される値である。

それぞれの場合での必要張力の算出には、オイラーの式Ｔｔ／Ｔｓ≦ｅ^μ'θを用いることができる。ここで、Ｔｔはベルト２の張り側張力、Ｔｓはベルト２の緩み側張力であり、μ'はベルト２とプーリ５０間の見かけの摩擦係数であり、θはプーリ５０でのベルト巻き付け角度である。

具体的には、オイラーの式を用いて緩み側の張力Ｔｓを算出し、張り側張力Ｔｔは、Ｔｓに有効張力を加えた値として算出する。
Ｔｒ_Ａ： Ｔｂ_２Ａ／Ｔｂ_１Ａ＝ｅ^μ'θ ・・・（２）
Ｔｂ_２Ａ＝Ｔｂ_１Ａ＋Ｔｒ_Ａ／Ｒ ・・・（３）
ここで、Ｒはプーリ５０の半径である。

プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルトの必要張力Ｔｂ_１Ａは、
Ｔｂ_１Ａ＝Ｔｒ_Ａ／Ｒ（ｅ^μ'θ−１） ・・・（４）
となる。
Ｔｒ_Ｇ： Ｔｂ_１Ｇ／Ｔｂ_２Ｇ＝ｅ^μ'θ ・・・（５）
Ｔｂ_１Ｇ＝Ｔｂ_２Ｇ＋Ｔｒ_Ｇ／Ｒ ・・・（６）
プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルトの必要張力Ｔｂ_２Ｇは、
Ｔｂ_２Ｇ＝Ｔｒ_Ｇ／Ｒ（ｅ^μ'θ−１） ・・・（７）
となる。

なお、必要に応じて動的解析を行ってベルト２のスリップが起きない範囲を求めてもよい。

次いで、表１に示すように、Ｔｂ_１Ａ−Ｔｂ_１Ｇの絶対値（＝ΔＴｂ_１）と、Ｔｂ_２Ａ−Ｔｂ_２Ｇの絶対値（＝ΔＴｂ_２）との比、すなわちＴ／Ｓ比（＝ΔＴｂ_２／ΔＴｂ_１、図８等において単に「Ｔ／Ｓ」とも表記）を求める。以上の手順により、Ｔ／Ｓ比の最適な値を求めることができる。ここで、Ｔｂ_２Ａ−Ｔｂ_２Ｇの絶対値及びＴｂ_１Ａ−Ｔｂ_１Ｇの絶対値のうち大きい方を分子とし、小さい方を分母とした値を前記Ｔ／Ｓ比の最適値としてもよい。

なお、駆動プーリ及び従動プーリが複数ある場合、必要張力を算出する際には全てのプーリについて必要張力を算出し、その中で最も高い張力をＴ／Ｓ比を求めるための必要張力として使用すればよい。これにより、全てのプーリにおいてベルト２のスリップや異音の発生を効果的に抑えることができる。

例えば、図７（ａ）、（ｂ）に示す例では、まずプーリ５０と同様にプーリ２０、３０についてもそれぞれオイラーの式を用いてベルト２の張り側張力Ｔｔ及び緩み側張力Ｔｓを求める。次に、プーリ２０、３０のそれぞれに生じる正転トルク及び逆転トルクが最大値である場合の緩み側張力をそれぞれ必要張力として算出する。

次いで、正転トルクが最大である場合、逆転トルクが最大である場合のそれぞれで、各プーリについて算出された必要張力のうち、最も高い必要張力の値を用いて最適なＴ／Ｓ比を算出する。

Ｔｒ_Ａ＞Ｔｒ_Ｇのとき、上述のＴ／Ｓ比は、下記式（８）で求められる。
Ｔ／Ｓ比＝｛Ｌ_１ × ｓｉｎ（θ_１／２） × ｓｉｎ（α_１）｝／｛Ｌ_２× ｓｉｎ（θ_２／２） × ｓｉｎ（α_２）｝ ・・・（８）
式（８）において、Ｌ_１はアーム１１の揺動中心１０から第２のテンションプーリ３の中心位置までのアーム長さ（第１のアーム長さ）であり、θ_１は第２のテンションプーリ３におけるベルト巻き付け角度であり、α_１は第２のテンションプーリ３におけるハブロード角である。また、Ｌ_２はアーム１１の揺動中心１０から第１のテンションプーリ５の中心位置までのアーム長さ（第２のアーム長さ）であり、θ_２は第１のテンションプーリ５におけるベルト巻き付け角度であり、α_２は第１のテンションプーリ５におけるハブロード角である。

式（８）に示すように、Ｔ／Ｓ比はＬ_１、θ_１、α_１、Ｌ_２、θ_２及びα_２によって決まるので、Ｔ／Ｓ比が先に求められた最適な値に近づくようにオートテンショナ１を含むベルト伝動システムを設計することで、ベルト２に加わる無駄な張力を低減することが可能になる。

本願発明者は、プーリ（従動プーリ）５０と駆動プーリとの間にベルトが巻きかけられたベルト伝動システムについて、最適なＴ／Ｓ比を実際に算出した。

図８は、表２及び後述の図１１（ａ）、（ｂ）に示すレイアウトのベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合、及びＴ／Ｓ比が１．００である場合でのベルトリブ当たりのベルト張力（スパン張力）とプーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図であり、図９は、プーリ５０において、ベルトリブ当たりのベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値（すなわち、ジェネレータ及びスタータモータ軸力）とプーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。また、表２にベルト伝動システムのレイアウトと、必要張力及びＴ／Ｓ比等の算出結果を示す。図８及び図９には、表２に示す条件で算出した理論値（最適値）を示している。

また、図１０（ａ）は、Ｔ／Ｓ比が１．００と３．２７のそれぞれの場合でプーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ１及び、プーリ５０−第１のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ２のとプーリ５０に生じるトルクとの関係のシミュレーション結果を示す図であり、（ｂ）は、プーリ５０において、ベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。図８、９と図１０（ａ）、（ｂ）とは縦軸の単位が異なるが、同じシミュレーションの結果を示す。

表２に示すように、本試験においては、ベルトリブ数（すなわちベルト幅）を５（＝１７．８ｍｍ）とし、プーリ５０の直径を６０ｍｍとし、プーリ５０におけるベルト巻き付け角度を１８０度とした。駆動トルクＴｒ_Ａの最大値を２８（Ｎ・ｍ）、被駆動トルクＴｒ_Ｇの最大値を１１（Ｎ・ｍ）に設定すると、Ｔｒ_Ａが２８（Ｎ・ｍ）である時に、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２の必要張力Ｔｂ_１Ａは１０２．８（Ｎ・ｍ）となり、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２のＴｂ_２Ａは１０３６．１（Ｎ・ｍ）となった。

また、Ｔｒ_Ｇが１１（Ｎ・ｍ）である時に、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２の必要張力Ｔｂ_２Ｇは４０．４（Ｎ・ｍ）となり、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２のＴｂ_１Ｇは４０７．０（Ｎ・ｍ）となった。

この結果、表２に示すように、ΔＴｂ_１は３０４．２（Ｎ・ｍ）、ΔＴｂ_２は９９５．７（Ｎ・ｍ）となり、適切なＴ／Ｓ比は３．２７であると算定できた。

図８及び図１０（ａ）から、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２の張力Ｔｂ_１は、Ｔｒ_Ａが小さくなり、またＴｒ_Ｇが大きくなるにつれ直線的に増加するが、Ｔ／Ｓ比を最適化することで、Ｔ／Ｓが例えば１．００の場合と比べて必要な範囲で大幅に低減できることが分かる。また、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２の張力Ｔｂ_２は、Ｔｒ_Ａが小さくなり、またＴｒ_Ｇが大きくなるにつれ直線的に減少するが、Ｔ／Ｓ比を最適化することで、Ｔ／Ｓが１．００の場合と比べて大幅に低減できることが分かる。

また、図９及び図１０（ｂ）から、Ｔ／Ｓ比を１．００とした場合にはプーリ５０の軸に加わる力（Ｔｂ_１とＴｂ_２の和）は一定であるが、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合には、Ｔｒ_Ａが小さくなり、またＴｒ_Ｇが大きくなるにつれプーリ５０の軸に加わる力を小さくすることができることが分かる。

従って、Ｔ／Ｓ比を少なくとも１．００より大きく、より好ましくは最適値に近づけることで、ベルトの張力を必要十分な範囲まで低減してベルト寿命の延長を図れる上、プーリの軸に加わる力を低減してプーリの寿命の延長も図ることができる。

図１１（ａ）、（ｂ）は、本実施形態のオートテンショナ１を有するベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を１．００に設定した場合とＴ／Ｓ比を３．２７に設定した場合のレイアウトの例を示す図である。図１１（ａ）、（ｂ）に示すベルト伝動システムは、プーリ（従動プーリ）５０と駆動プーリ５２との間にベルト２を巻き掛け、オートテンショナ１を設けたものである。

図１１（ａ）に示すオートテンショナ１と図１１（ｂ）に示すオートテンショナ１とでは、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３におけるベルト巻き付け角度やハブロード角及びアーム長さがそれぞれ異なっている。

図１０（ａ）に示すように、Ｔ／Ｓ比を上記計算により求められた最適値である３．２７にすることによって、Ｔ／Ｓ比が１．００である場合に比べてプーリ５０にトルクが生じていない状態では約２４８（Ｎ）の張力低減効果５５が、プーリ５０に１１（Ｎ）の被駆動トルクＴｒ_Ｇが生じている場合にはプーリ５０−第２のテンションプーリ３間で約３４６（Ｎ）の張力低減効果５３が得られることが確認できた。また、Ｔ／Ｓ比を３．２７にすることで、駆動トルクＴｒ_Ａが最大値である場合、及び被駆動トルクＴｒ_Ｇトルクが最大値である場合のいずれにおいても、スリップ領域５７に入らない範囲で、ベルト２の張力が最低必要張力５１付近にできることが確認できた。

なお、本実施形態のベルト伝動システムを設計する際には、Ｔ／Ｓ比をできるだけ最適化することが好ましいが、レイアウト上の都合等によりＴ／Ｓ比を最適値にすることができない場合、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３のうち最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクが、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きくなるようにすればよい。これによりベルト２に加わる余分な張力を低減することができる。

また、Ｔ／Ｓ比を少なくとも１より大きくすることで、ベルト２に加わる余分な張力を低減し、プーリの軸力を低減することが可能となる。また、Ｔ／Ｓ比を１より大きく、且つＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比（＝（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値））を所定の範囲内することで、ベルトのスリップ等の発生をより効果的に抑えることができる。

図１２は、ベルト伝動システムにおけるＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比率と、ベルトの必要張力及び最大張力との関係を示す図である。同図は、図１０に示す条件でＴ／Ｓ比を変化させた際の結果を示している。

図１２に示す結果からは、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値を０．３以上２．７以下に設定することが好ましいことが分かる。

（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が０．３を下回ると、Ｔ／Ｓ比の最適値に対して必要張力が２倍以上となり、張力低減効果が急激に小さくなる。このため、上述の方法でＴ／Ｓ比の最適値を算出した後、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が０．３以上になるようにベルト伝動システムを設計することが好ましい。

また、一般的にベルト伝動システムに用いられるベルト２のリブ数は５又は６に設定されるところ、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が２．７を超えるとベルト２の張り側張力が大きくなり、ベルト２のリブ数を増やさなければならなくなる。このため、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値は２．７以下とすることが好ましい。

なお、上述した本実施形態のベルト伝動システムにおいて、スタータモータの始動時の条件が動作時の条件で最も厳しくなっている。従って、ベルト伝動システムのレイアウトは、スタータモータ始動時の条件を満たしていることが好ましい。

例えば、初期状態において、第１のテンションプーリ５にかかるトルクよりも第２のテンションプーリ３にかかるトルクの方が大きいことが好ましい。また、Ｔ／Ｓ比を最適化するために、アーム１１の揺動中心１０から近いプーリを第１のテンションプーリ５側に配置し、アーム１１の揺動中心１０から遠い方のプーリを第２のテンションプーリ３としてもよい。

第１のテンションプーリ５におけるベルト２の巻き付け角度よりも第２のテンションプーリ３におけるベルト２の巻き付け角度の方を大きくしてもよい。また、ベルト２からテンションプーリへの入力角度線とアーム１１の揺動中心１０とを結んだ線とが成す角度をハブロードアングル（ＨＬＡ；すなわち上述のハブロード角α）と呼ぶとき、第２のテンションプーリ３におけるＨＬＡよりも第１のテンションプーリ５におけるＨＬＡの方が９０度から遠くなっていてもよい。

なお、本実施形態のベルト伝動システムでは、Ｔ／Ｓ比を考慮して設計されていれば、レイアウトは特に限定されない。Ｔ／Ｓ比は例えば１より大きく且つ計算により求められた最適値以下となっていれば好ましい。例えば、１つのオートテンショナ１に設けられた２つのテンションプーリ３、５がベルト２の張り側及び緩み側に張力を与えるとともに、ベルト２から受ける力により第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とが同じ方向に旋回してもよい。さらに、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回してもよい。この構成によれば、オートテンショナ１におけるＴ／Ｓ比の最適化を容易にすることができるので、好ましい。

また、本実施形態のベルト伝動システムでは、、ジェネレータ／スタータプーリ７が駆動プーリでクランクプーリ９が従動プーリとなる場合、ジェネレータ／スタータプーリ７が従動プーリでクランクプーリ９が駆動プーリとなる場合のいずれにおいてもアーム１１の揺動が小さくなるようにＴ／Ｓ比を設定することが可能となる。そのため、例えば引用文献２、３に記載されたベルト伝動システムに比べて本実施形態のベルト伝動システムでは、アーム１１の揺動が小さく抑えられ、耐久性がより向上している。

また、図１に示す例では、第１のテンションプーリ５がベルト２の内周面側に巻き掛けられ、第２のテンションプーリがベルト２の背面側に巻き掛けられているが、ベルト２の掛け方はこれに限られない。例えばアイドラプーリを適宜追加することによって第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３をベルト２の同じ面側に巻き掛けてもよい。

また、本実施形態のベルト伝動システムでは、ベルト２の回転方向１８が右回りであってもよいし、左回りであってもよい。Ｔｒ_ＡとＴｒ_Ｇの大きさに基づいて適切なＴ／Ｓ比を求れば、ベルト回転方向がいずれの場合であっても同様の効果を得ることができる。また、本実施形態のオートテンショナ１をベルト２の回転方向１８が順方向と逆方向の両方に変更可能なベルト伝動システムにも用いてもよい。以下、本実施形態のベルト伝動システムの変形例を以下でまとめて示す。

−ベルト伝動システムの変形例−
図１３（ａ）〜（ｃ）及び図１４（ａ）〜（ｃ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。図１３及び図１４では、固定部材１３の筒状部（スピンドル）１６の中心がアームの揺動中心１０と一致している。ここでは、エンジン始動時及び駆動時にベルト２が右回りに回転する例を示す。

図１３（ａ）〜（ｃ）、図１４（ｂ）、（ｃ）に示すように、第１のテンションプーリ５又は第２のテンションプーリ３におけるベルト２の巻き付け角度やプーリの配置を図１の例から変更してもよい。また、図１４（ａ）に示すように、ベルト伝動システムに適宜アイドラプーリ２１等、別のプーリを追加してもよい。

図１５（ａ）〜（ｃ）、図１６（ａ）、（ｂ）及び図１７（ａ）、（ｂ）は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの他の変形例を示す図である。

図１５（ａ）、（ｃ）に示すオートテンショナ３１は、捩りコイルばね１５の代わりに、一端が固定され、他端がアーム１１に接続された圧縮ばね２３を備えている。また、図１５（ｂ）に示すオートテンショナ３１は、一端が固定され、他端がアーム１１に接続された伸長ばね２５を備えている。これらのオートテンショナ３１では、アーム１１がベルト２から力を受けた場合に、圧縮ばね２３又は伸長ばね２５がアーム１１に付勢力を与える。これらのベルト伝動システムにおいて、ベルト２の回転方向１８は図１５（ａ）〜（ｃ）における右回りであっても左回りであってもよいが、順方向又は逆方向に切換え可能であってもよい。これは、ベルト伝動システムの他の変形例でも同様である。ベルト２の回転方向を切換え可能なベルト伝動システムは、例えばプレートコンパクタ等に好ましく用いられる。

また、図１５（ｃ）に示すように、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とが共にベルトの外周面に接していてもよい。

また、図１６（ａ）に示すオートテンショナ４１のように、図１５（ａ）に示す圧縮ばね２３を油圧ダンパー２７に置き換えた油圧式テンショナにおいて第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３がアーム１１に設けられた構成をとってもよい。油圧ダンパー２７は、アーム１１の揺動に応じてアーム１１に適切な反力を付与する。油圧ダンパー２７はばねに比べて大きい力を付与することができるので、油圧式テンショナはベルト張力が比較的大きくなる用途に好ましく用いることができる。

図１６（ｂ）に示すように、図１に示す本実施形態のオートテンショナ１において、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とがアーム１１の揺動中心１０を挟んで互いに逆側に配置されていてもよい。このオートテンショナ１では、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３は、共にベルト２の外周面に接している。

また、図１７（ｂ）に示すように、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が、共にベルト２の内周面に接していても、ベルト２に必要な張力を付与することができる。

また、図１７（ｂ）に示すように、圧縮ばね２３を用いたオートテンショナ３１において、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が、共にベルト２の内周面に接するようにしてもよい。

なお、上述のいずれの変形例において、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３の旋回方向は同じであってもよいし、互いに異なっていてもよい。また、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回するようになっていてもよい。

以上では、ベルト伝動システムの一例を説明したが、各部材の形状、構成、配置、構成材料、サイズ等は本発明の趣旨を逸脱しない範囲において適宜変更可能である。例えば、ベルト伝動システムは、必ずしも内燃機関及びジェネレータ／スタータモータを有している必要はなく、車両以外の装置内での動力を伝動するシステムであってもよい。また、従動側と駆動側とが入れ替え可能な２つの駆動プーリ間にそれぞれ配置されたテンションプーリが共通のアームにより支持されていてもよいし、２つのテンションプーリが共通の揺動中心を有する別々のアームに接続されていてもよい。

また、図１３〜図１７に示すベルト伝動システムの変形例において、いずれもＴ／Ｓ比が考慮された設計がなされていることが好ましい。具体的には、クランクプーリ９が駆動プーリである時、及びジェネレータ／スタータプーリ７が駆動プーリである時のそれぞれにおいて、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３のうち、最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクは、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きくなっている。このため、いずれの変形例においてもベルト２の張力は必要張力を越える範囲内で低減され、プーリの軸に加わる力も低減されている。その結果、ベルト２やプーリの寿命の延長が図られており、燃費の向上も図られている。また、ベルト２に必要とされる張力は保持されているので、スリップや異音の発生も抑えられている。

また、これらの変形例に係るベルト伝動システムでは、Ｔ／Ｓ比を少なくとも１より大きくし、より好ましくは（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値を０．３以上２．７以下の範囲に設定することで、ベルト幅を変更することなくベルトの張力を大幅に下げることができる。また、クランクプーリ９が駆動する際及びジェネレータ／スタータプーリ７が駆動する際のいずれにおいてもアーム１１の揺動を小さく抑えることが可能となっている。

本発明の一例に係るオートテンショナは、例えば内燃機関を有する各種車両等に適用されうる。

１、３１、４１ オートテンショナ
２ ベルト
３ 第２のテンションプーリ
５ 第１のテンションプーリ
７ ジェネレータ／スタータプーリ
９ クランクプーリ
１１ アーム
１２ ブッシュ
１３ 固定部材
１６ 筒状部
１７ 軸部
１８ ベルトの回転方向
１９ 延伸部
２０、３０、５０ プーリ
２１ アイドラプーリ
２４ 摺動部材
２６ テンションプーリ
２７ 油圧ダンパー
５１ 最低必要張力
５２ 駆動プーリ
５３、５５ 張力低減効果
５７ スリップ領域

Claims (6)

1. 第１の動力を伝達する第１のプーリと、
   第２の動力を伝達する第２のプーリと、
   前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間に巻き掛けられた無端状のベルトと、
   前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの緩み側に位置する部分に張力を与える第１のテンションプーリと、固定部材と、前記固定部材上に、前記固定部材の軸回り方向に揺動可能に設けられたアームとを有するオートテンショナと、
   前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの張り側に位置する部分に張力を与える第２のテンションプーリとを備え、
   前記第１のプーリが駆動プーリである時、及び前記第２のプーリが駆動プーリである時のそれぞれにおいて、前記第１のテンションプーリ及び第２のテンションプーリのうち、最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクは、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きいベルト伝動システム。
2. 請求項１に記載のベルト伝動システムにおいて、
   前記第２のテンションプーリにおける第１のアーム長さをＬ_１、前記第２のテンションプーリにおけるベルト巻き付け角度をθ_１、前記第２のテンションプーリ側のハブロード角をα_１とし、前記第１のテンションプーリにおける第２のアーム長さをＬ_２、前記第１のテンションプーリにおけるベルト巻き付け角度をθ_２、前記第１のテンションプーリ側のハブロード角をα_２とし、
   最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリが前記第２のテンションプーリである場合、
   ｛Ｌ_１ × ｓｉｎ（θ_１／２） × ｓｉｎ（α_１）｝／｛Ｌ_２× ｓｉｎ（θ_２／２） × ｓｉｎ（α_２）｝で求められるＴ／Ｓ比は１より大きいベルト伝動システム。
3. 請求項２に記載のベルト伝動システムにおいて、
   前記Ｔ／Ｓ比と、前記Ｔ／Ｓの計算上の最適値との比が所定の範囲内にあり、
   前記Ｔ／Ｓ比の最適値は、前記第１のプーリ及び前記第２のプーリにおいて、正転トルクが最大である場合のベルト緩み側の必要張力が大きい方の必要張力の値と、逆転トルクが最大である場合のベルト緩み側の必要張力が大きい方の必要張力の値とを用いて算出されることを特徴とするベルト伝動システム。
4. 請求項２又は３に記載のベルト伝動システムにおいて、
   前記第１のプーリに生じる正転トルクをＴｒ_Ｇ、逆転トルクをＴｒ_Ａとするとき、Ｔｒ_Ａが最大である場合の前記第１のプーリ−前記第２のテンションプーリ間のベルト張力の必要張力Ｔｂ_１Ａと、前記第１のプーリ−前記第１のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ_２Ａ、及びＴｒ_Ｇが最大である場合の前記第１のプーリ−前記第２のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ_１Ｇと、前記第１のプーリ−前記第１のテンションプーリ間のベルト張力の必要張力Ｔｂ_２Ｇとを用い、Ｔｂ_２Ａ−Ｔｂ_２Ｇの絶対値及びＴｂ_１Ａ−Ｔｂ_１Ｇの絶対値のうち大きい方を分子とし、小さい方を分母とした値を前記Ｔ／Ｓ比の最適値とすることを特徴とするベルト伝動システム。
5. 請求項２〜４のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、
   前記Ｔ／Ｓ比と前記Ｔ／Ｓ比の最適値との比が０．３以上２．７以下であることを特徴とするベルト伝動システム。
6. 請求項１〜５のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、
   前記第２のテンションプーリは、前記アーム上に支持されていることを特徴とするベルト伝動システム。

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