KR100565914B1 - 벨트 구동 시스템 및 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법 - Google Patents

Abstract

본 발명은 벨트 구동 시스템을 조정하기 위한 텐셔너(10, 20)를 사용하는 방법을 포함하다. 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너(10)를 부속 장치의 벨트 이완측에 사용되며, 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너(20)를 부속 장치의 벨트 긴장측에 사용한다. 미리 정해진 엔진 속도 범위를 벗어난 상태에서는, 긴장측의 텐셔너 아암은 스팬에서의 동적 장력이 긴장측의 텐셔너의 마찰 감쇠력보다 더 작기 때문에 움직이지 않게 된다. 미리 정해진 엔진 속도 범위 내에서는, 긴장측의 텐셔너 아암은 벨트 구동 시스템의 진동을 감쇠시키기 위해 움직이게 된다.

Description

벨트 구동 시스템 및 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법{BELT DRIVE SYSTEM AND METHOD OF ADJUSTING A VIBRATION OF THE SAME}

본 발명은 벨트 구동 시스템의 조정 방법에 관한 것으로, 보다 구체적으로 말하면 시스템의 진동을 조정하기 위해, 부속 장치의 벨트 긴장측에 소정의 감쇠율(damping rate)을 갖는 텐셔너(tensioner)를 사용하고 부속 장치의 벨트 이완측에 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 사용함으로써 벨트 구동 시스템을 조정하는 방법에 관한 것이다.

기계식 텐셔너는 자동차 엔진에서 부속 장치용 벨트 구동 시스템의 벨트 장력을 제어하기 위해 널리 사용되고 있다. 마찰 감쇠력 혹은 토크는 통상 텐셔너에서 텐셔너 아암의 운동과 벨트 구동 시스템의 진동을 제어하는 데에 사용된다. 진동 레벨이 높은 벨트 구동 시스템은 벨트의 슬립(slip, 미끄러짐), 소음, 스팬(span)의 진동뿐만 아니라 다른 소음, 진동 및 귀에 거슬리는 문제를 방지하기 위해 텐셔너로부터의 높은 감쇠를 필요로 할 것이다. 그러나, 텐셔너의 마찰 감쇠는 시스템의 요건, 텐셔너의 장력, 벨트 수명 및 텐셔너의 크기에 의해 결정되는 소정의 한계점을 갖는다. 마찰 감쇠와 관련한 텐셔너의 한계점 때문에, 몇몇 내연(IC) 엔진에서는 기계식 텐셔너만으로 벨트 장력을 조절할 수 없고, 그 결과 벨트 구동 시스템에서 나오는 진동 및 소음 문제를 해소하기에 불가능하였다.

벨트와 동시에 맞물리는 2개의 풀리를 포함하는 다른 텐셔너를 이용할 수 있으나, 이 텐셔너는 시스템의 진동을 조정하지는 못하였다.

종래 기술의 예로는, 피구동 부속 장치의 양쪽에서의 벨트 긴장측 및 벨트 이완측과 동시에 맞물리는 풀리를 구비하는 벨트 텐셔너가 개시되어 있는 미국 특허 제4,416,647호(1997, White 명의)를 들 수 있다. 이 풀리는 아암에 연결되어 있다. 상기 아암은 단일의 피벗점에서 소정의 표면에 피벗 가능하게 연결되어 있다.

또 다른 종래 기술로는, 벨트가 엔진의 휠 둘레로 180도 이상으로 감기도록 해주는 장치가 개시되어 있는 미국 특허 제4,981,116호(1991, Trinquard 명의)가 있다. 이 장치는 극단적인 조건하에서 벨트 장력의 변동 크기를 감소시킨다. 풀리들 중 하나만 레버에 피벗 가능하게 장착되어 있다.

따라서, 시스템 진동을 조정하기 위한 2개의 텐셔너를 구비하는 벨트 구동 시스템이 요구되었다. 또한, 부속 장치의 벨트 긴장측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 사용함으로써 조정되는 벨트 구동 시스템이 요구되었다. 그리고, 부속 장치의 벨트 긴장측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 사용함으로써 조정되는 벨트 구동 시스템에 있어서, 상기 부속 장치가 상기 시스템 구성 요소에 비해 최고의 유효 관성을 갖고 있는 그러한 벨트 구동 시스템이 요구되었다. 또, 부속 장치의 벨트 긴장측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 사용함 으로써 조정되는 벨트 구동 시스템에 있어서, 각각의 텐셔너가 압박 부재에 의해 연결되어 있는 그러한 벨트 구동 시스템이 요구되었다. 본 발명은 이러한 필요성을 충족한다.

본 발명의 주목적은 시스템의 진동을 조정하기 위한 2개의 텐셔너를 구비하는 벨트 구동 시스템을 제공하는 데 있다.

본 발명의 또 다른 관점은 부속 장치의 벨트 긴장측 상의 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측 상의 텐셔너를 사용함으로써 조정되는 벨트 구동 시스템을 제공하는 데 있다.

본 발명의 또 다른 관점은 부속 장치의 벨트 긴장측 상의 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측 상의 텐셔너를 사용함으로써 조정되는 벨트 구동 시스템으로, 상기 부속 장치가 다른 시스템 구성 요소에 비해 최고의 유효 관성을 갖고 있는 그러한 벨트 구동 시스템을 제공하는 데 있다.

본 발명의 또 다른 관점은 부속 장치의 벨트 긴장측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너와, 부속 장치의 벨트 이완측에서 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 사용함으로써 조정되는 벨트 구동 시스템으로, 각각의 텐셔너가 압박 부재에 의해 연결되어 있는 그러한 벨트 구동 시스템을 제공하는 데 있다.

본 발명의 다른 관점은 이하의 본 발명의 설명 및 첨부 도면에 의해 더욱 명백해질 것이다.

본 발명은 벨트 구동 시스템을 조정하기 위한 텐셔너의 사용 방법을 포함한 다. 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 부속 장치의 벨트 이완측에 사용하고, 또 소정의 감쇠율을 갖는 텐셔너를 부속 장치의 벨트 긴장측에 사용한다. 미리 정해진 엔진 속도 범위를 벗어난 상태에서는, 긴장측 텐셔너의 아암은 스팬 내의 동적 장력(dynamic tension)이 긴장측의 텐셔너의 마찰 감쇠력보다 더 작기 때문에 움직이지 않게 된다. 미리 정해진 엔진 속도 범위 내에서는, 긴장측 텐셔너의 아암은 벨트 구동 시스템의 진동을 감쇠시키도록 움직이게 된다.

도 1은 본 발명의 텐셔너 시스템을 개략적으로 도시한 도면이며,

도 2는 이중 텐셔너 시스템의 진동 성능을 나타내는 그래프이고,

도 3은 이중 텐셔너 시스템의 동적 장력 성능을 나타내는 그래프이며,

도 4는 본 발명의 시스템에 의한 벨트 장력 제어를 나타내는 그래프이고,

도 5는 본 발명의 시스템에 의한 벨트 장력 제어를 나타내는 그래프이며,

도 6은 종래 기술의 텐셔너 시스템을 개략적으로 도시한 도면이고,

도 7은 종래 기술의 텐셔너 시스템의 진동 성능을 나타내는 그래프이며,

도 8은 종래 기술의 텐셔너 시스템의 동적 장력 성능을 나타내는 그래프이고,

도 9는 본 발명의 텐셔너 시스템을 개략적으로 도시한 도면이며,

도 10은 이중 풀리 텐셔너 시스템의 진동 성능을 나타내는 그래프이고,

도 11은 이중 풀리 텐셔너 시스템의 동적 장력 성능을 나타내는 그래프이며,

도 12는 이중 풀리 텐셔너의 사시도이고,

도 13은 이중 풀리 텐셔너를 일부 절단하여 도시한 사시도이며,

도 14는 레일식 이중 풀리 텐셔너의 사시도이고,

도 15는 레일식 이중 풀리 텐셔너의 사시도이다.

기계식 텐셔너는 자동차 엔진에서 전방 단부 부속 장치(front end accessory)용 벨트 구동 시스템의 벨트 장력을 제어하는 데에 널리 사용되고 있다. 이러한 시스템에서, 기계식 텐셔너는 마찰 감쇠에 대한 한계를 갖는다. 이는 동적 장력의 크기가 마찰 감쇠 크기 미만일 경우에 텐셔너 아암의 움직임이 일어나지 않는 것을 의미한다. 즉, 동적 장력의 크기가 불충분할 경우, 텐셔너 아암과 풀리는 움직이지 않게 되고, 그 대신 고정된 아이들러로서 작동하게 된다. 그 결과, 소정의 내연(IC) 엔진에서 단일의 기계식 텐셔너는 벨트의 장력을 적절하게 제어할 수 없게 되며, 특히 공전 범위의 운전 등과 같이 특히 낮은 RPM의 운전 중에 벨트 구동 시스템으로부터 진동 및 소음을 현저하게 제거할 수 없게 된다.

본 발명은 시스템의 동적 특성을 향상시키기 위해, 소정 감쇠율을 갖는 제1의 기계식 텐셔너와 협동 가능하게 작동하도록 소정의 감쇠율을 갖는 부가적인 텐셔너를 벨트 구동 시스템에 추가함으로써 진동과 소음 문제를 해결하였다. 제2 텐셔너는 또한 알터네이터 디커플러, C/S 아이솔레이터 등의 다른 장치를 대체할 수 있다.

제1 및 제2 텐셔너에 대한 텐셔너의 마찰 감쇠력은 텐셔너 기술 분야에 공지된 방법, 예컨대, 소정의 마찰 계수를 지닌 감쇠 표면과 맞물리는 감쇠 슈우 기구(damping shoe mechanism)를 사용하는 방법 등 임의의 다양한 방법에 의해 발생될 수 있다. 텐셔너의 다른 실시예는 도 12 내지 도 15에 도시되어 있다.

본 발명은 복잡한 진동 혹은 과도 동적 특성(transient dynamics)을 갖는 벨트 구동 시스템을 긴장시킬 수 있다. 본 발명의 시스템은 다음의 텐셔너를 포함해도 좋다.

1) 이중 분리형 텐셔너: 제1 감쇠 기구를 갖는 하나의 텐셔너(제1 텐셔너)는 벨트의 회전 방향으로 보았을 때 알터네이터 등의 높은 관성의 부속 장치 앞에서 이완측의 벨트 스팬 상에 설치되며, 제2 감쇠 기구를 갖는 다른 하나의 텐셔너(제2 텐셔너)는 긴장측의 벨트 스팬 상에 설치됨. 각각의 텐셔너는 스프링 레이트(spring rate)와 소정의 감쇠율을 지님.

2) 이중 풀리 텐셔너: 2개의 풀리가 레일에 이동 가능하게 장착(도 14 및 도 15 참조)되거나 또는 공통의 피벗 둘레에서 피벗 가능하게 장착됨(도 12 및 도 13 참조). 각각의 풀리는 압박 부재에 의해 연결되어 있고, 각각 소정의 감쇠율을 지님. 압박 부재는 토션 스프링일 수 있음. 하나의 풀리는 벨트의 회전 방향으로 보았을 때 알터네이터 부속 장치 앞의 이완측 벨트 스팬에 배치되고, 다른 하나의 풀리는 알터네이터 부속 장치 뒤의 기장측 벨트 스팬 상에 배치됨.

본 발명의 장점은 다음과 같다.

1) 조정 효과 : 본 발명은 미리 정해진 엔진의 RPM 범위 내에서는 구동 시스템의 공진(resonance)이 현저하게 존재하지 않도록 시스템의 진동 주파수를 조정한다.

2) 더 큰 감쇠 : 각각 소정의 감쇠율을 지니는 2개의 텐셔너는 단일의 텐셔너보다 벨트 구동 시스템으로부터 더 높은 진동 에너지를 발산한다.

3) 더 큰 장력 제어 : 종래의 단일 텐셔너 시스템에 비해 매우 빠른 엔진의 가속도 및 감속도 예컨대, 3,000 내지 9,000 RPM/초 범위에서 더 큰 장력 제어가 실현된다.

본 발명의 이중 텐셔너 벨트 구동 시스템이 도 1에 도시되어 있다. 비교를 위해, 도 6에는 알터네이터(ALT) 등의 부속 장치의 벨트 이완측 상의 T 지점에 배치된 텐셔너를 구비하는 종래 기술의 단일 텐셔너 구동 시스템이 도시되어 있다. 본 발명의 시스템에서, 텐셔너(10)는 알터네이터(70) 등의 부속 장치에 대해 벨트(B)의 긴장측에 배치되어 있다. 텐셔너(20)는 알터네이터(70)에 대해 벨트의 이완측(S)에 배치되어 있다. 벨트는 크랭크샤프트 풀리(50)에 의해 구동되어, 방향(R)으로 이동한다. 제1 텐셔너(10)와 제2 텐셔너(20)는 풀리의 운동을 감쇠시키는 제1 감쇠 기구와 제2 감쇠 기구 및 벨트의 장력을 발생시키는 토션 스프링을 각각 포함한다.

이로운 조정 효과를 얻기 위해, 최대의 유효 관성 모멘트를 지닌 부속 장치를 2개의 텐셔너 사이에 배치하는 것이 바람직하다. 예시적인 본 발명의 시스템에 있어서, 최대의 유효 관성 모멘트를 지닌 부속 장치는 알터네이터(70)이다.

아래에 유효 관성 모멘트의 대략적인 값이 일례로서 제공되었지만, 본 발명의 시스템을 한정하려는 의도는 아니다.

풀리 유효 관성[kg/m²]

크랭크샤프트(CRK) (구동 풀리)

에어 컨디셔닝 압축기(A_C) 0.0035

파워 스티어링 펌프(P_S) 0.0012

알터네이터(ALT) 0.0137

알터네이터(ALT, 70)의 유효 관성 모멘트는 파워 스티어링 펌프(P_S, 30)보다 대략 10배, 에어 컨디셔닝 압축기(A_C, 40)보다 약 4배 더 크다는 것을 알 수 있다. 또한, 유효 관성 모멘트의 값은 단지 예시의 목적을 위해 본 명세서에 설명되어 있는 것으로서, 엔진 시스템의 설계에 따라 변할 수 있다.

벨트(B)는 크랭크샤프트 풀리(50)에 의해 R 방향으로 구동된다. 전술한 바와 같이, 상기 시스템은 에어 컨디셔너 압축기(A_C)(40), 물 펌프(W_P)(60), 파워 스티어링 펌프(P_S)(30)를 비롯하여, 풀리(50)에 의해 구동되는 다른 부속 장치를를 포함해도 좋다.

도 2는 이중 텐셔너 시스템의 진동 성능을 나타내는 그래프이다. 비교를 위해, 도 7에는 종래 기술의 단일 텐셔너의 진동 성능의 그래프가 도시되어 있다.

본 명세서에 사용된 바와 같이 시스템을 "조정(tuning)" 한다는 것은 벨트의 경우 진동 시스템의 고유 주파수를 변경하는 것을 의미하기 때문에, 여기(excitation) 주파수에서 상기 시스템은 공진하지 않거나 조정되지 않은 시스템보다 덜 공진하게 될 것이다. 예컨대, 4기통 엔진의 경우, 각각의 실린더는 크랭크샤프트의 매 2회전마다 한 번씩 점화한다. 900 RPM에서, 4기통 엔진은 30Hz의 점화 주파수를 가질 것이다. 단일 텐셔너 시스템은 약 30Hz에서 제1의 공진 주파 수를 가질 것이고, 약 900 RPM에서 공진할 것이다. 본 발명의 이중 텐셔너 시스템의 경우, 제1의 구동 시스템 공진 주파수는 예컨대, 약 15 Hz에서 조정될 수 있다. 이 15㎐는 700 내지 800 RPM의 공회전 속도보다 훨씬 낮은 450 RPM에서 4기통 엔진의 점화 주파수이다. 결과적으로, 본 발명의 이중 텐셔너 시스템에서, 엔진 작동 속도 범위에서 시스템 공진이 존재하지 않기 때문에 시스템 진동은 조정되어 감소된다.

텐셔너(TEN 1)에 대한 감쇠율은 약 20-40%의 범위 내에 있다. 마찰 감쇠를 이용하는 텐셔너의 경우, 감쇠 기구에 의해 발생된 마찰력 혹은 토크는 (벨트 장력으로 인한) 허브에 가해지는 힘이나 스프링 부하(힘 혹은 토크) 중 어느 하나에 비례한다.

마찰 감쇠 = Mu * K * 부하

여기서, Mu - 감쇠 기구의 마찰 계수

K - 감쇠 효과를 조절하도록 설정된 감쇠 기구의 인자(factor)

마찰 감쇠는 벨트 장력을 제어하기도 하는 스프링의 부하로부터 발생된다. 스프링 부하가 증가함에 따라 마찰 감쇠도 증가한다. 감쇠율은 마찰 감쇠의 크기 및 비율을 정의하기 위해 사용된다. 감쇠율을 일반적으로 일정하다. 몇몇 텐셔너는 공지의 기술에 따라 마찰 표면과 맞물리는 감쇠 슈우에 부하를 가함으로써 감쇠 마찰을 발생시키도록 별도의 스프링을 사용한다. 이 경우, 마찰 효과는 일정하지만 스프링의 힘(토크)은 일정하지 않기 때문에, 상기 감쇠율을 일정하지 않다. 따라서, 텐셔너의 마찰 감쇠를 비율로 정의하는 것이 항시 가능해진다. 이 비율은 단지 몇몇 구조에 대해서 일정하며 다른 구조에서 가변적일 수 있다.

700 RPM 이내의 속도에서, 도 1에 도시된 텐셔너(10, TEN 1)는 텐셔너(TEN 1)측에서의 벨트 스팬의 동적 벨트 장력이 텐셔너(TEN 1)의 마찰 감쇠보다 작기 때문에 움직이지 않는다. 따라서, 텐셔너(TEN 1)는 제2 텐셔너(20)가 벨트 시스템의 진동을 감쇠시키도록 해 주는 고정 아이들러처럼 작동한다. 결과적으로, 벨트 구동 시스템은 단일의 텐셔너를 구비한 시스템과 유사하게 진동하게 된다. 미리 정해진 엔진의 속도 범위 내에서 벨트의 동적 장력이 제2 텐셔너의 마찰 감쇠보다 더 크게 되어 제2 텐셔너(20)가 움직일 수 있도록 제2 텐셔너(20)의 스프링 레이트는 더욱 조절된다.

700 RPM 이상의 속도에서, 텐셔너(TEN 1)측에서의 벨트 스팬의 동적 장력은 텐셔너(TEN 1)의 마찰 감쇠를 초과하게 된다. 텐셔너(TEN 2)에 대한 감쇠율은 약 20-70% 범위에 있다. 이러한 모드에서, 텐셔너(TEN 1)는 움직이거나 진동하게 되고, 구동 시스템의 동적 특성은 제2 텐셔너의 감쇠/조정 효과에 기인하여 더 향상된다. 다시 말해서, 제2 텐셔너(20)의 스프링 레이트는, 미리 정해진 엔진 속도 범위를 벗어난 상태에서 벨트의 동적 장력이 제2 텐셔너의 마찰 감쇠보다 더 작게 되어 제2 텐셔너(20)가 실질적으로 움직임이 없게 되도록 조절된다.

도 2와 도 7을 비교함으로써, 알터네이터(ALT)와 텐셔너(TEN 2)에 대한 수정된 크기 곡선(amplitude curve)으로 도시된 바와 같이 도 2의 본 발명의 시스템에 공진이 존재하지 않는 다는 것을 알 수 있다. 이러한 제2 텐셔너(20)의 운동은 실질적으로 벨트 구동 시스템의 공진을 감소시킨다. 도 2를 참조하면, 텐셔너(20)가 이동 가능한 미리 정해진 엔진 속도 범위는 약 600 내지 1400 RPM 이다.

도 3에는 이중 텐셔너 시스템의 동적 장력 성능을 나타내는 그래프가 도시되어 있다. 비교를 위해, 도 8은 종래 기술의 텐셔너 시스템의 동적 장력 성능을 나타내는 그래프이다. 벨트 구동 시스템의 동적 장력은 시스템 진동의 크기 및 위상(phase) 양자에 의해 결정된다. 동적 장력은 벨트 스팬을 신장시키고, 나아가 각각의 스팬 단부에서 풀리의 진동을 초래한다. 그러나, 진동의 크기만으로는 높은 동적 장력을 생성하지 못한다. 예컨대, 크랭크는 알터네이터를 3의 속도비로 구동한다. 만약 크랭크가 3도(deg)로 진동하고 알터네이터가 9도(위상 동일)로 진동할 경우, 동적 장력이 존재하지 않게 된다. 만약 풀리가 반대의 위상으로 진동할 경우, 그 벨트 스팬의 동적 장력은 최대가 된다.

본 발명의 시스템에 있어서, 텐셔너(TEN 1)는 종래 기술의 단일 텐셔너 시스템(도 6 참조)에서 아이들러(IDR)가 차지하는 위치에 배치되어 있다. 도 3에 도시된 본 발명의 시스템에 있어서, 크랭크샤프트(CRK, 도 1에서 도면 부호 50으로 표기)에서의 동적 장력 크기는, 도 8에 도시된 종래 기술의 시스템의 크랭크샤프트(CRK, 도 6)에 비해 현저하게 줄어든다. 더욱이, 종래 기술의 시스템에서 아이들러(IDR, 도 6 참조)의 동적 장력 크기는 텐셔너(TEN 2, 도 1에 도면 부호 20으로 표기)에서 현저하게 줄어든다. 본 발명의 시스템에 의해 실현된 동적 장력 크기의 현저한 감소는 벨트 구동 시스템으로부터 나오는 소음과 진동을 감소시킬 뿐만 아니라 시스템 벨트를 포함하는 본 발명의 시스템 구성 요소들의 작동 수명의 증가를 가져온다.

도 4는 본 발명의 시스템에 의한 벨트 장력 제어를 나타내는 그래프이다. 도 4의 그래프는 벨트의 긴장측 텐셔너(10)에 대한 것이다. Y축은 벨트의 부하를 뉴턴 단위로 나타낸 것이다. X축은 텐셔너 아암의 위치를 도로 나타낸 것이다. 위쪽의 빗금친 영역(A)은 벨트 성능의 임계를 나타낸 것으로 최대 벨트 부하 작동 조건과 관련이 있다. 아래쪽의 빗금친 영역(B)은 벨트 슬립이 일어나기 쉬운 최소 벨트 성능의 임계를 나타낸 것이다.

긴장측 텐셔너(10)는 경사가 급한 장력 제어 곡선(TC)을 갖는다는 것을 알 수 있다. 이는 최소의 아암 운동에 대해 큰 장력의 변화, 예컨대 5도의 아암 운동에 대해 200N 내지 400N 장력 변화를 포함하는 것을 의미한다.

도 5에는 본 발명의 시스템에 의한 벨트 장력 제어를 나타내는 그래프가 도시되어 있다. 도 5의 그래프는 벨트의 이완측 텐셔너(20)에 대한 것이다. Y축은 벨트의 부하를 뉴턴 단위로 나타낸 것이다. X축은 텐셔너 아암의 위치를 도로 나타낸 것이다. 위쪽의 빗금친 영역(A)은 벨트 성능의 임계를 나타낸 것으로 최대 벨트 부하 작동 조건과 관련이 있다. 아래쪽의 빗금친 영역(B)은 그 아래에서는 벨트 슬립이 일어나기 쉬운 최소 벨트 성능의 임계를 나타낸 것이다.

도 4와 비교하면 알 수 있듯이, 이완측의 텐셔너(20)는 상대적으로 평평한 장력 제어 곡선(TC)을 갖는다. 이는 텐셔너(20)가 상대적으로 큰 텐셔너 아암의 운동 범위에서 대략 평균값의 10% 미만, 예컨대 40°의 아암 운동에 대해 260N 내지 270N 범위 내의 작은 장력 변화를 나타낸다는 것을 의미한다. 이는 텐셔너의 스프링 특성 곡선을 종래의 공지된 바와 같이 소망하는 스프링 곡선에 맞춤으로써 달성된다.

작동시에, 벨트의 이완측의 텐셔너(20)는 전체의 벨트 구동 시스템에 대해 벨트의 전체 장력을 제어한다. 벨트의 긴장측 텐셔너(10)는 알터네이터 등의 높은 유효 관성을 갖는 부속 장치에 대한 토크 요구 조건을 충족시키도록 벨트의 장력을 조절하게 된다. 토크 요구 조건은 일반적으로 벨트의 슬립을 제어 혹은 방지하기 위한 필요성에 의해 제어된다. 비록 다른 구성 요소들이 2개의 텐셔너 사이에 배치될 수 있지만, 양호한 시스템에서는 높은 유효 관성을 지닌 부속 장치만이 2개의 텐셔너 사이에 배치된다.

전술한 장점을 얻기 위해, 두 텐셔너는 모두 특별히 요구되는 사용처에 적합한 감쇠 기능을 포함한다. 더욱이, 감쇠 값은 각각의 텐셔너 아암이 임계적인 조건에 처할 때 움직이기에 충분할 정도로 낮아야 한다. 상기 임계적인 조건은 통상 부속 장치 구성 요소의 대부분 혹은 전부에 부하가 가해질 때 일어난다. 보다 구체적으로 말하면, 텐셔너의 감쇠력이 텐셔너 벨트의 스팬의 동적 장력 변화의 크기[N] 보다 작을 때, 텐셔너 아암은 움직이게 될 것이다. 텐셔너의 감쇠력이 텐셔너 벨트의 스팬의 동적 장력 변화의 크기[N] 보다 클 때, 텐셔너 아암은 움직이지 않을 것이다. 작동 중에 하나 또는 양자의 텐셔너가 움직일 수 있거나, 또는 하나 또는 양자의 텐셔너가 고정될 수 있다는 것을 쉽게 이해할 수 있을 것이다.

도 9는 본 발명의 이중 풀리 텐셔너 시스템을 개략적으로 도시한 도면이다. 벨트 구동 시스템에 있어서, 텐셔너(280)는 알터네이터(700)와 같은 부속 장치에 대해, 벨트(B)의 긴장측 상에 풀리(281)가 있고, 벨트의 이완측 상에 풀리(281)가 있도록 배치되어 있다(도 14 및 도 15 참조). 압박 부재 혹은 스프링(283)은 풀리(281)들 사이에 연결되어 있으며, 이에 따라 벨트 상에 힘을 가하게 된다. 이 압박 부재(283)는 벨트(B)에 장력이 생기도록 풀리를 통해 스프링력을 벨트에 가한다.

벨트(B)는 크랭크샤프트 풀리(500)에 의해 구동된다. 상기 시스템은 에어 컨디셔너 압축기(400), 물 펌프(600) 및 파워 스티어링 펌프(300)를 비롯하여, 풀리(500)에 의해 구동되는 다른 부속 장치들을 포함할 수 있다. 벨트의 진행 방향을 R로 표시하였다.

도 9에 도시된 이중 풀리 텐셔너 시스템을 이용하는 장력 제어는 주로 기하학적 변화와 풀리 운동으로부터의 감쇠에 의해 달성된다. 예컨대, 벨트 구동 시스템이 운전되지 않을 때, 각각의 풀리에서의 긴장측 스팬(TS)과 이완측 스팬(SS)에 대한 벨트의 장력은 스프링(283)의 힘에 의해 결정되기 때문에 거의 동일하다. 스프링(283) 힘은 각각의 텐셔너 풀리 상에 작용하며, 이에 따라 벨트에 부하가 걸린다(도 14 및 도 15 참조).

벨트 구동 시스템이 작동 상태에 있고 알터네이터(700)에 부하가 가해질 때, 예컨대 60mm의 알터네이터 풀리(700)에 9N-m 토크가 가해질 때, 긴장측 벨트 스팬(TS)에서의 평균 장력은 이완측 벨트 스팬(SS)에서의 것보다 약 300N 더 높게 될 것이다.

텐셔너 풀리와 알터네이터를 비롯하여 벨트 구동 시스템에서의 모든 구성 요소들은 동적 평형을 만족해야 한다는 것으로 알려져 있다. 상기 시스템을 조정하 기 위해, 텐셔너 풀리 양자는 임계적인 작동 조건에 놓일 때 움직일 수 있다. 전술한 바와 같이, 임계적인 작동 조건은 통상 부속 장치 구성 요소의 대부분 혹은 전부에 부하가 가해질 때 일어난다. 보다 구체적으로 말하면, 텐셔너의 감쇠력이 텐셔너 벨트의 스팬의 동적 장력 변화의 크기[N] 보다 작을 때, 텐셔너 아암은 움직이게 될 것이다. 텐셔너의 감쇠력이 텐셔너 벨트의 스팬의 동적 장력 변화의 크기[N] 보다 클 때, 텐셔너 아암은 움직이지 않을 것이다. 작동 중에 하나 또는 양자의 텐셔너가 움직일 수 있거나, 또는 하나 또는 양자의 텐셔너가 고정될 수 있다는 것을 쉽게 이해할 수 있을 것이다.

각각의 풀리로부터의 감쇠력은 시스템의 요구 조건을 기준으로 결정된다. 감쇠력은 하나의 풀리가 점유한 상황을 만들 수 있을 만큼 충분하지 않지만, 더 높은 진동 에너지를 분산하기에 충분하다.

도 10은 이중 풀리 텐셔너 시스템의 성능을 나타내는 그래프이다. 도 7과 비교하면, 알터네이터에서의 크기는 작동 범위, 특히 600 내지 1000 RPM에 걸쳐 현저하게 감소되었다는 것을 알 수 있다.

도 11은 이중 풀리 텐셔너 시스템의 성능을 나타내는 그래프이다. 도 8과 비교해 보면, 크랭크샤프트(CRK)에서의 동적 장력의 크기는 도 8에 도시된 종래 기술의 시스템의 크랭크샤프트(CRK)에 비해 현저하게 줄어든다. 더욱이, 아이들러(IDR)에서의 동적 장력의 크기는 또한 텐셔너(TEN 1)의 위치에서 현저하게 줄어든다.

도 12는 이중 풀리 텐셔너의 사시도이다. 텐셔너(1)는 피벗(4)에 각각 연결 된 아암(2)과 아암(3)을 포함한다. 풀리(5)는 샤프트(7)에 의해 아암(2)에 회전 가능하게 연결되어 있다. 마찬가지로 풀리(6)도 샤프트(도시 생략)에 의해 아암(3)에 회전 가능하게 연결되어 있다. 본체(9) 내에 포함된 토션 스프링은 아암(2)과 아암(3)을 서로를 향해 압박한다. 예컨대, 한정하려는 의도는 아니지만, 본 명세서에 참조하고 미국 특허 제5,632,697호에 개시된 감쇠 기구가 텐셔너에 합체되어도 좋다.

도 13은 이중 풀리 텐셔너를 일부 절단하여 도시한 사시도이다. 피벗(4)은 마찰 방지 와셔(21)를 구비한 베어링(20)을 포함한다. 토션 스프링(23)은 아암(3)에 연결된 일단부와 감쇠 슈우(22)에 연결된 타단부를 구비한다. 감쇠 슈우(22)는 본체(9)의 내측 마찰면(91)에 지지된다. 아암(2) 혹은 아암(3)의 운동은 내측 마찰면(91)에 지지되는 슈우(22)에 의해 야기된 마찰력에 의해 감쇠된다. 또한, 스프링은 본 명세서에서 설명되어 있는 바와 같이 그 스프링력이 감쇠력에 기여하여 감쇠율을 초래한다. 도 12 및 도 13을 참조하여 설명한 이중 텐셔너 풀리는 전술한 용례에 사용될 수 있는 텐셔너의 일례이다. 전술한 용례에 사용될 수 있는 텐셔너의 형태에만 한정되는 것은 아니다.

도 14는 레일식 이중 풀리 텐셔너의 사시도이다. 텐셔너(280)는 장착 부재(284, 285) 사이에 배치된 레일(282)을 포함한다. 레일(282)은 일반적으로 "C"형상의 단면을 갖는다(도 15 참조). 스프링(283)은 풀리(281) 사이로 연장한다. 스프링(283)은 스프링 레이트(k5)를 갖는다. 스프링(283)은 풀리(281)들을 서로를 향해 강제하여 벨트(B)를 긴장시킨다. 풀리(281)는 샤프트(287) 상에서 회 전한다. 샤프트(287)는 가동 부재(288)에 장착되어 있다(도 15 참조). 구멍(286)은 텐셔너(280)가 예컨대 엔진 상의 장착 표면에 장착되게 해준다. 캡(295, 296)은 레일(282)을 장착 부재(284, 285)에 각각 연결시킨다.

도 15는 레일식 이중 풀리 텐셔너의 사시도이다. 구멍(293, 295)은 캡(296, 295)을 장착 부재(285, 284)에 각각 연결시키기 위해 파스너(도시 생략)를 수납한다.

레일(282)은 가동 부재(288)가 활주 가능하게 맞물리는 라이너(290)를 구비하는 슬롯(289)을 형성한다. 라이너(290)는 미리 정해진 마찰 계수를 갖는다. 연결 부재(291)는 스프링(283)을 가동 부재(288)에 고정시킨다. 가동 부재(288)는 슬롯(289)과 협동 가능하게 맞물리게 해주는 소정의 형상을 갖는다. 가동 부재(288)는 미리 정해진 마찰 계수를 갖는다.

슬롯(289) 내에서 가동 부재(288)가 움직이게 되면, 그 가동 부재(288)의 움직임을 감쇠시키는 감쇠력을 받게 되어 벨트(B)의 운동을 감쇠시킨다. 스프링(283)은 그 힘이 감쇠력에 기여한다. 스프링력과 마찰 감쇠력은 조합되어 본 명세서에 설명된 바와 같은 감쇠율의 원인이 된다. 감쇠 부재(292)는 레일(282)에서 닮은 형상으로 된 홈과 협동 가능하게 맞물리는 형상을 갖는 감쇠 부재를 포함한다. 이 감쇠 부재(292)는 미리 정해진 마찰 계수를 갖는다.

텐셔너의 전체 감쇠 계수는 라이너(290), 가동 부재(288), 감쇠 부재(292) 및 스프링(283)이 기여한 부분까지 포함한다.

정지부(299)는 슬롯(289)의 단부에 장착된다. 정지부(289)는 방향 M 으로 이완측의 풀리(281)의 움직임을 정지시키기 위해 미리 정해진 위치에 배치되어 있다. 정상적인 작동 중에, 풀리의 가동 부재(288)는 정지부(299)와 접촉하지 않는다. 그러나, 높은 감속 중에는, 벨트의 이완측은 일시적으로 벨트의 긴장측이 된다. 정지부(299)는, 벨트 스팬이 정상적인 조건에서 볼 수 있는 것보다 더 높은 장력하에 있을 때 풀리의 운동을 제한한다. 감속 모드 중의 비제한적인 풀리 운동은 벨트의 현저한 장력 손실을 초래할 수 있어 벨트 슬립의 원인을 제공하게 된다. 정지부(299)는 슬립이 발생할 수 있는 위치를 초과함이 없이 가동 부재(288)의 한정된 운동을 허용한다. 이 경우, 정상적으로 긴장된 풀리의 긴장측은 그 다음 벨트의 장력을 제어하기 위해 작동하며 슬립 소음이나 진동을 방지한다. 정지부(299)는 금속 등의 높은 탄성률을 지닌 탄성 재료뿐만 아니라 천연 고무와 합성 고무 등의 탄성 재료 및 이의 등가물을 포함하는 임의의 재료를 포함할 수 있다.

비록 본 명세서에서는 발명의 일 형태를 설명하였지만, 전술한 본 발명의 정신 및 범위 내에서 벗어나지 않고 구성 및 구성 요소의 상관 관계에 변형이 가능하다는 것이 해당 분야에 종사자들에게는 명백할 것이다.

Claims (12)

1. 구동 풀리와 피구동 풀리 사이에 감겨 이동하는 벨트와;

   피구동 풀리에 대해 벨트의 이완측과 맞물리고, 약 20% 내지 40%의 범위의 감쇠율을 갖는 제1 텐셔너와;

   피구동 풀리에 대해 벨트의 긴장측과 맞물리고, 약 20% 내지 70%의 범위의 감쇠율을 갖는 제2 텐셔너

   를 포함하는 것인 벨트 구동 시스템.
2. 벨트 구동 시스템의 진동을 조정하는 방법으로,

   제1 텐셔너를 피구동 부속 장치에 대한 벨트의 이완측과 맞물리게 하는 단계와;

   제2 텐셔너를 피구동 부속 장치에 대한 벨트의 긴장측과 맞물리게 하는 단계와;

   미리 정해진 엔진 속도 범위를 벗어난 상태에서 벨트의 동적 장력이 제2 텐셔너의 마찰 감쇠보다 더 작게 되어 제2 텐셔너가 실질적으로 움직임이 없게 되도록 제2 텐셔너를 조절하는 단계와;

   미리 정해진 엔진 속도 범위 내에서 벨트의 동적 장력이 제2 텐셔너의 마찰 감쇠보다 더 크게 되어 제2 텐셔너가 벨트 구동 시스템의 진동을 실질적으로 감소시키기 위해 움직이게 되도록 제2 텐셔너를 조절하는 단계

   를 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
3. 제2항에 있어서, 미리 정해진 엔진 속도보다 작게 벨트 구동 시스템의 제1 공진 주파수를 설정하는 단계를 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
4. 제2항에 있어서, 풀리를 각각 구비하는 복수의 피구동 부속 장치들을 사용하는 단계를 더 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
5. 제4항에 있어서, 다른 피구동 부속 장치에 비해 최대 관성을 갖는 피구동 부속 장치를 선택하는 단계를 더 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
6. 제5항에 있어서, 약 600 내지 1400 RPM 범위의 미리 정해진 엔진 속도 범위를 갖도록 하는 단계를 더 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
7. 제2항에 있어서, 상기 제1 텐셔너가 실질적으로 평평한 장력 제어 곡선을 갖게 하는 단계와;

   상기 제2 텐셔너가 실질적으로 심하게 경사진 장력 제어 곡선을 갖게 하는 단계를 더 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
8. 제7항에 있어서, 상기 제1 텐셔너에 대한 감쇠율을 약 20% 내지 40%의 범위로 제공하는 단계와;

   상기 제2 텐셔너에 대한 감쇠율을 약 20% 내지 70%의 범위로 제공하는 단계를 더 포함하는 것인 벨트 구동 시스템의 진동 조정 방법.
9. 구동 풀리와 피구동 풀리 사이에 감겨 이동하는 벨트와;

   풀리와 제1 감쇠 기구를 구비하며 벨트 이완측과 맞물리는 제1 텐셔너로, 이 제1 텐셔너의 풀리가 벨트의 동적 장력의 크기보다 작은 감쇠력에 대해 실질적으로 움직임이 없게 되도록 감쇠율을 갖는 제1 텐셔너와;

   풀리와 제2 감쇠 기구를 구비하며 벨트 긴장측과 맞물리는 제2 텐셔너로, 이 제2 텐셔너의 풀리가 벨트의 동적 장력의 크기보다 작은 감쇠력에 대해 실질적으로 움직임이 없게 되도록 감쇠율을 갖는 제2 텐셔너

   를 포함하는 것인 벨트 구동 시스템.
10. 제9항에 있어서, 상기 제1 감쇠 기구와 상기 제2 감쇠 기구는 마찰 표면과 맞물리는 감쇠 부재를 포함하는 것인 벨트 구동 시스템.
11. 제9항에 있어서, 상기 피구동 풀리는 높은 유효 관성을 갖는 부속 장치에 연결되는 것인 벨트 구동 시스템.
12. 제9항에 있어서, 상기 제1 텐셔너에 대한 감쇠율은 약 20% 내지 40%의 범위이며,

    상기 제2 텐셔너에 대한 감쇠율은 약 20% 내지 70%의 범위인 것인 벨트 구동 시스템.

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