KR100565917B1

KR100565917B1 - 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템

Info

Publication number: KR100565917B1
Application number: KR1020037015331A
Authority: KR
Inventors: 리우케밍; 서크알렉산더
Original assignee: 더 게이츠 코포레이션
Priority date: 2001-05-24
Filing date: 2002-05-23
Publication date: 2006-03-30
Also published as: WO2002095262A3; RU2003137003A; CN1554000A; BR0208779A; US6609988B1; BR0208779B1; AU2002312046B2; CN100561008C; WO2002095262A2; JP3926268B2; EP1390643B1; JP2004536259A; HUP0600107A2; KR20040011509A; CA2443451C; MXPA03012061A; ES2395554T3; RU2272947C2; PL368918A1; TR200302050T2

Abstract

본 발명은 엔진의 벨트 구동 장치를 위한 비대칭 감쇠 텐셔너 시스템을 제공한다. 벨트는 크랭크샤프트 상의 구동 풀리와 임의의 수의 종동 풀리 사이에서 연결되어 있다. 각 구동 풀리는 교류 발전기, 파워 스티어링 펌프, 컴프레서 등과 같은 액세서리 기구에 연결되어 있다. 텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 현저한 유효 회전 관성을 갖는 제1 구성 요소 전방 임의의 위치에 배치되어 있다. 텐셔너의 편향 부재가 벨트의 장력을 유지하도록 사용된다. 텐셔너는 엔진의 작동에 의해 야기된 벨트 진동을 감쇠시키는 감쇠 기구를 더 포함한다. 텐셔너 감쇠 마찰은 텐셔너 아암의 이동 방향에 따라서 균일하지 않거나 비대칭이다. 가속 중에, 제하 방향의 텐셔너의 감쇠 마찰은 반대 방향, 즉 부하 방향의 감쇠 마찰보다 현저하게 작으며, 감속 중에도 마찬가지이다. 가속 중의 낮은 감쇠 마찰로 인하여, 텐셔너 아암은 가속에 의해 야기된 벨트 길이의 증가에 대해 신속하게 적응될 수 있게 된다. 감속 중의 큰 감쇠 마찰은, 텐셔너 아암이 부하 방향으로 너무 멀리 이동하여 슬립 및 노이즈를 야기하는 것을 방지한다. 슬립 및 노이즈를 야기하는 것을 방지한다. 또한, 비대칭 감쇠는 모든 작동 상태에서 벨트 전체 진동을 현저하게 감소시킨다.

Description

비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템{ASYMMETRIC DAMPING TENSIONER BELT DRIVE SYSTEM}

본 발명은 전방 액세서리 기구 구동 장치에 관한 것으로, 보다 구체적으로 말하면 비대칭 감쇠 텐셔너를 갖춘 벨트 구동 시스템에 관한 것이다.

자동차 등에 사용된 대부분의 엔진은 차량의 적절한 작동을 위해 필요한 복수의 벨트 구동식 액세서리 기구(accessory system)를 포함한다. 액세서리 기구는 교류 발전기, 공기 조화기의 컴프레서 및 파워 스티어링 펌프를 포함할 수 있다.

액세서리 기구는 일반적으로 엔진의 전면에 장착된다. 각 액세서리 기구는 일부 형태의 벨트 구동 장치로부터 동력을 수용하도록 샤프트에 장착된 풀리를 포함한다. 초기의 시스템에서, 각 액세서리 기구는 액세서리 기구와 크랭크샤프트 사이에서 주행하는 별도의 벨트에 의해 구동되었다. 벨트 기술에 있어서의 개선으로 인하여, 이제 대부분의 용례에는 일반적으로 단일의 서펀타인 벨트(serpentine belt)가 사용되고 있다. 각종 액세서리 구성 요소 사이의 경로를 갖는 단일의 서펀타인 벨트가 액세서리 기구를 구동한다. 엔진의 크랭크샤프트가 서펀타인 벨트를 구동한다.

벨트 텐셔너가 작동됨에 따라, 주행중인 벨트는 텐셔너 스프링에 진동을 일으킬 수 있다. 이들 진동은 벨트와 텐셔너를 조기 마모시킬 수 있으므로 바람직하지 않다. 따라서, 조작 시의 진동을 감쇠시키기 위하여 텐셔너에 감쇠 기구(damping mechanism)가 부가 설치된다.

각종 감쇠 기구가 개발되어 왔다. 이들 감쇠 기구는 점성 유체 댐퍼, 서로에 대해 미끄러지거나 상호 작용하는 마찰면을 기초로 하는 기구, 일련의 상호 작용 스프링을 이용하는 댐퍼를 포함한다. 대부분의 경우에, 이들 감쇠 기구는 한쪽 방향으로 벨트의 이동을 억제함으로써 단일 방향으로 작동하게 된다. 그 결과, 텐셔너 아암이 부하 위치와 무부하 위치 사이에서 진동됨에 따라 작동 중에 벨트에는 일반적으로 무감쇠 진동이 존재한다.

종래 기술의 시스템은 텐셔너가 벨트의 운동을 따르도록 유연하게 설정되는 것을 기초로 하고 있다. 일반적으로, 텐셔너는 이러한 유연성(compliance)을 촉진하기 위하여 낮은 감쇠율로 설정된다. 그 결과, 종래 기술의 시스템은 부하 변경 중에 만족스럽지 않게 작동하였다. 액세서리 기구 구동 장치는 통상 엔진이 정상(steady) RPM에서 운전되는 때에 작동한다. 벨트를 지지하는 텐셔너는 전장(span)에 걸쳐 장력을 유지한다. 일반적으로, 텐셔너는 벨트의 이동 방향에 있어서 크랭크샤프트의 '하류(downstream)'에 있다. 텐셔너가 주행 중인 벨트의 대부분의 진동을 감쇠시키도록 감쇠가 설정되었다.

엔진 속도가 5000 내지 10000 RPM/sec의 범위에서 급속하게 변화하는 경우에 문제가 발생한다. 이 경우에, 교류 발전기와 같은 액세서리 기구는 회전 관성에 기인한 속도 감소 후에도 벨트를 계속해서 구동한다. 이로 인하여, 크랭크샤프트의 '하류'측에 있는 벨트가 긴장되어, 텐셔너에 부하를 가한다. 텐셔너에서의 감쇠율이 너무 낮은 경우에, 텐셔너는 벨트 장력의 증가를 억제할 수 없으며, 아암은 벨트로부터 멀어지는 방향으로 이동한다. 그 결과, 텐셔너는 벨트에 충분한 장력을 유지하지 못한다. 이로 인해 벨트가 크랭크샤프트 풀리 상에서 미끄러지게 되며, 이제 벨트가 크랭크샤프트를 향해 구동되므로, 삐걱거리는 노이즈(squeeking noise)가 초래된다. 종래 기술의 시스템은 벨트 장력의 저하를 방지하도록 부하 방향으로 텐셔너 아암을 로킹하는 수단에 의지하고 있다. 그러나, 텐셔너를 로킹하는 것은, 텐셔너가 벨트에서의 진동을 감쇠시키는 그것의 필수적 기능을 수행하는 것을 방해한다.

종래 기술의 대표적인 예로는 아암의 회전 운동을 제어하는 조속기(governor)를 구비한 텐셔너를 포함하는 액세서리 기구 구동 시스템을 개시하는 Meckstroth 등의 미국 특허 제5,439,420호가 있으며, 여기서 상기 아암은 벨트의 장력이 증가하는 방향으로 자유롭게 회전할 수 있고, 상기 조속기는 벨트의 장력이 감소되는 방향으로 아암의 이동을 억제한다.

종래 기술은, 회전 관성력의 크기가 벨트의 긴장측(tight-side)에서 보았을 때 크랭크샤프트 풀리에 가장 인접한 액세서리 기구에서 가장 크도록 엔진 액세서리 기구를 배열하는 방법을 또한 교시하고 있다. 이는 Tanaka의 미국 특허 제4,959,042호에 교시되어 있다. 이 방법은 텐셔너의 작동 특징에 의존하지 않으며, 그 대신에 회전 관성을 기초로 한 엇갈린 배열을 가진 액세서리 기구의 동특성(dynamics)에 의존한다.

종래 기술의 시스템은 엔진 속도가 고속으로 변화하는 문제를 해결하기 위해 로킹 텐셔너 또는 특정의 기계적 구조에 의존한다. 어떠한 시스템도 벨트 진동을 계속해서 감쇠시키면서 속도 변경 중의 삑삑거리는 소리(squeal)를 방지하는 2 가지의 문제(dual problem)를 동시에 해결하지 못한다. 또한, Meckstroth의 특허의 경우에 종래 기술의 시스템은 복잡하고 고가이며, 텐셔너 아암의 운동을 제어하기 위한 복잡한 기계적 장치를 필요로 한다. 종래 기술의 시스템은 엔진 표면에 비교적 넓은 공간을 필요로 한다. Tanaka의 특허에 개시된 방법은 높은 감속비의 문제를 전적으로 해소하지는 못하며, 대신에 감속 중에 벨트의 긴장을 전적으로 방해하지 않도록 구성 요소를 배치하는 것에 의존한다.

비대칭 감쇠 텐셔너를 갖춘 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템이 필요하다. 엔진 속도가 급속하게 변화하는 도중에 보다 큰 벨트 장력을 제공할 수 있는 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템이 필요하다. 또한, 제하(除荷) 방향보다 부하 방향의 감쇠 마찰이 더 큰 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템이 필요하다. 비대칭 계수가 1.5를 초과하는 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템이 또한 필요하다. 본 발명은 이러한 필요를 충족시킨다.

본 발명의 주요 양태는 비대칭 감쇠 텐셔너를 갖춘 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템을 제공하는 것이다.

본 발명의 다른 양태는 엔진 속도의 급속하게 변화하는 도중에 보다 큰 벨트 장력을 제공할 수 있는 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템을 제공하는 것이다.

본 발명의 다른 양태는 제하 방향보다 부하 방향의 감쇠 마찰이 더 큰 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템을 제공하는 것이다.

본 발명의 또 다른 양태는 비대칭 계수가 1.5를 초과하는 비대칭 감쇠 텐셔너 벨트 구동 시스템을 제공하는 것이다.

본 발명의 다른 양태는 첨부 도면과 본 발명의 이하의 설명에 의해 표현되거나 명백하게 될 것이다.

본 발명은 엔진 상의 벨트 구동을 위한 비대칭 감쇠 텐셔너 시스템을 포함한다. 크랭크샤프트 상의 구동 풀리와 임의의 수의 종동 풀리 사이에 벨트가 연결되어 있다. 각 종동 풀리는 교류 발전기, 파워 스티어링 펌프, 컴프레서 등과 같은 액세서리 기구에 연결되어 있다. 텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 상당한 유효 회전 관성을 갖는 제1 구성품 전방의 임의의 위치에 배치된다. 텐셔너의 편향 부재(biasing member)가 벨트의 장력을 유지하는 데 사용된다. 텐셔너는 엔진의 작동에 의해 야기된 벨트 진동을 감쇠시키기 위한 감쇠 기구를 더 구비한다. 텐셔너 감쇠 마찰(damping friction)은 텐셔너 아암의 이동 방향에 따라서 불균등하거나 비대칭이다. 가속 중의 제하 방향의 텐셔너 감쇠 마찰은 반대 방향의 텐셔너 감쇠 마찰, 즉 감속 중의 부하 방향의 텐셔너 감쇠 마찰보다 현저하게 작다. 가속 중의 작은 감쇠 마찰로 인해, 텐셔너 아암은 가속에 의해 야기된 벨트 길이의 증가에 대하여 신속하게 적응할 수 있게 된다. 감속 중의 큰 감쇠 마찰은 텐셔너 아암이 부하 방향으로 너무 멀리 이동하는 것을 방지하고, 이로써 슬립 및 노이즈의 발생을 방지한다. 또한, 비대칭 감쇠는 모든 작동 상태에서 벨트 전체 진동을 현저하게 감소시킨다.

본 명세서의 일부로서 채용되는 첨부 도면은 본 발명의 바람직한 실시예를 예시하며, 상세한 설명과 함께 본 발명의 원리를 설명하는 역할을 한다.

도 1은 본 발명의 감쇠 기구를 갖춘 벨트 텐셔너를 포함하는 전방 액세서리 기구 구동 시스템의 개략적인 정면도이고,

도 2는 대략 도 1의 선 2-2를 따라 취한 개략적인 부분 확대도로서, 텐셔너와 관련된 각종 성분의 힘을 보여주는 도면이고,

도 3은 도 2의 선 3-3을 따라 취한 단면도이고,

도 4는 본 발명의 감쇠 기구를 보여주는 확대도이고,

도 5는 반원 형상을 갖는 감쇠 기구의 변형예를 도시하고,

도 6은 반원 형상이며 편향 밴드를 구비한 외벽을 포함하는 감쇠 기구의 변형예를 도시하고,

도 7은 내부 마찰면을 갖는 감쇠 기구의 변형예를 도시하고,

도 8은 감쇠판에 작용하는 힘의 저면도를 도시하고,

도 9는 감쇠판의 평면도이고,

도 10은 텐셔너 베이스에서의 감쇠 기구의 자유 물체도이고,

도 11은 도 8의 선 11-11을 따라 취한 감쇠 기구의 측면도이고,

도 12는 감쇠 기구의 평면도이고,

도 13은 감쇠판의 상부 사시도이고,

도 14는 감쇠판의 하부 사시도이고,

도 15는 감쇠 기구의 제1 변형예의 저면도이고,

도 16은 도 15의 선 16-16을 따라 취한 감쇠 기구의 측입면도이고,

도 17은 제1 변형예의 감쇠 기구의 평면도이고,

도 18은 제1 변형예의 감쇠 기구의 상부 사시도이고,

도 19는 제1 변형예의 감쇠 기구의 하부 사시도이고,

도 20은 변형예의 감쇠 기구의 상부 사시도이고,

도 21은 제2 변형예의 저면도이고,

도 22는 도 21의 선 22-22를 따라 취한 감쇠 기구의 측입면도이고,

도 23은 제2 변형예의 평면도이고,

도 24는 제2 변형예의 하부 사시도이고,

도 25는 제2 변형예의 상부 사시도이고,

도 26은 단지 하나의 액세서리 구성 요소를 구비하는 간단한 2점 구동 장치를 도시하고,

도 27은 엔진용의 통상의 벨트 구동 장치의 개략도이고,

도 28의 (a)는 종래의 텐셔너와 비대칭 텐셔너 사이의 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 28의 (b)는 종래의 텐셔너와 비대칭 텐셔너 사이의 텐셔너 파라미터를 비 교하는 도면이고,

도 29의 (a)는 각도상 진동(angular vibration)을 보여주도록 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 29의 (b)는 텐셔너 아암의 진동을 보여주도록 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 29의 (c)는 동적 장력(dynamic tension)을 보여주도록 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 29의 (d)는 아이들러 풀리에서의 장력을 보여주도록 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 30의 (a)는 비대칭 텐셔너에 대한 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 30의 (b)는 종래의 텐셔너에 대한 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 30의 (c)는 비대칭 텐셔너에 대한 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 30의 (d)는 종래의 텐셔너에 대한 텐셔너 파라미터를 비교하는 도면이고,

도 31은 종래의 텐셔너 및 비대칭 텐셔너에 대한 상온 시동(cold start) 중의 텐셔너 아암의 이동을 비교하는 도면이고,

도 32는 종래의 텐셔너 및 비대칭 텐셔너에 대한 아암의 행정(travel)을 비교하는 도면이다.

본 명세서에서 비대칭 감쇠 특징을 갖는 텐셔너를 설명하기로 한다. 동일 텐셔너 힘을 갖는 것으로 가정할 때, 비대칭 텐셔너는 종래의 텐셔너보다 더 많은 에너지를 소산시킨다. 종래의 텐셔너에 비교할 때, 비대칭 텐셔너의 다른 중요한 이점은 소정의 벨트 구동 시스템에 훨씬 높은 감쇠율을 제공할 수 있다는 것이다.

종래의 텐셔너와 비교할 때, 비대칭 텐셔너의 작동에는 2가지 주요 차이점이 있다. 첫째로, 비대칭 텐셔너의 경우에, 텐셔너 부하 하프 사이클 동안의 마찰력과, 그로 인한 소산된 진동 에너지는 텐셔너의 제하(除荷) 하프 사이클 동안의 것보다 현저하게 높다. 이들 힘은 종래의 텐셔너에 있어서는 거의 동일하다. 둘째로, 벨트 구동 에너지는 텐셔너의 편향된 감쇠 기능 때문에 단지 부하 하프 사이클에 있어서만 텐셔너 감쇠를 통하여 소산된다. 제하 하프 사이클에서의 텐셔너 감쇠는 단지 텐셔너의 기계적 에너지만을 소산시키고, 벨트 또는 다른 구성 요소의 에너지는 소산시키지 않는다.

특히, 언제든지, 벨트에 가해진 힘은 너무 작을 수는 없는데, 만약 그 힘이 너무 작으면 교류 발전기 또는 크랭크샤프트와 같은 구성 요소 풀리에서 벨트의 슬립이 발생한다(도 1 참조). 일반적으로, 제하 방향의 감쇠 마찰은 텐셔너 스프링 힘의 70%보다 높아서는 안된다. 종래의 텐셔너의 경우에, 부하 및 제하 감쇠는 실질적으로 동일하므로, 부하 방향의 마찰도 스프링 힘의 70%가 된다. 예컨대, 종래의 텐셔너의 스프링 토크가 15 Nㆍm이고, 감쇠 인자(damping factor)가 70%인 경우에, 감쇠 토크는 양방향 모두 10.5 Nㆍm 가 된다. 더 큰 감쇠가 필요한 경우에, 스프링 힘은 적절한 하한 장력(low end tension)을 유지하기 위해 증가되어야 한다. 스프링 상수(spring rate)를 증가시키면, 벨트의 수명이 감소될 뿐 아니라 일부 구성 요소의 베어링 부하도 증가한다.

다른 한편으로, 동일한 벨트 장력을 갖는 비대칭 텐셔너에 있어서, 예컨대 비대칭 인자(K_AS)가 3인 경우에, 부하 방향의 마찰 감쇠(감쇠력)는 제하 방향의 마찰 감쇠(감쇠력)의 3배이다(여기서 비대칭 인자(K_AS)는 부하 방향의 감쇠력 대 상기 제하 방향의 감쇠력의 비율임). 그 결과, 종래의 텐셔너의 마찰 감쇠(감쇠력)에 대해서도 3배이며, 따라서 벨트 장력을 증가시키지 않고 시스템에 현저하게 큰 감쇠를 제공할 수 있다.

따라서, 종래의 텐셔너와 비교할 때, 비대칭 텐셔너는 2가지의 추가적인 장점을 갖는다. 첫째로, 동등한 스프링을 사용하여, 훨씬 큰 감쇠를 제공할 수 있다. 즉, 부하 방향으로 동일한 감쇠 효과를 내기 위하여, 벨트 구동 장치는 비대칭 텐셔너의 경우에서 보다 작은 장력을 받는다. 그 결과, 비대칭 감쇠는 벨트의 수명도 현저하게 증가시킴과 동시에 시스템 진동을 제어하는 데 더욱 효과적이다.

본 명세서에 설명하는 감쇠 기구와 텐셔너는 2000년 1월 12일자로 출원된 미국 특허 출원 제09/482,128호에 개시된 것과 실질적으로 동일하며, 상기 특허는 본 명세서에 참고로 인용된다.

도 1 및 도 2를 참조하면, 벨트(16) 및 여러 개의 풀리를 포함하는 벨트 구동 시스템의 구성 부품으로서 풀리(12)를 갖춘 텐셔너(10)가 도시되어 있다. 예로서, 벨트(16)는 크랭크 풀리(18), 팬/워터 펌프 풀리(20), 파워 스티어링 풀리(22), 교류 발전기 풀리(24), 아이들러 풀리(26) 및 텐셔너 풀리(12)의 둘레를 거쳐 이동한다. 텐셔너 풀리(12)는 벨트(16)와 맞물리며, 벨트의 장력을 조정하도록 풀리를 이동시키는 방법을 개략적으로 보여주기 위하여 여러 위치로 도시되어 있다. 텐셔너 풀리(12)는 벨트(16)와 맞물리며, 인접한 벨트 부분(28, 30)의 벨트 장력(T1, T2)의 형태로 벨트 부하를 수용한다. 벨트 장력(T1, T2)(즉, 부하)은 합 쳐져서, 벨트 부분(28, 30) 사이에 형성된 각도의 이등분선을 따른 벨트 힘 성분 BF를 발생시킨다. 텐셔너의 피벗(32)으로부터 축방향으로 오프셋된 벨트 힘 성분은, 화살표 HL로 상징적으로(즉, 구체적이지 않게) 표시된 힘과 모멘트를 포함하는 복잡한 허브 부하(hubload)를 발생시킨다. 본 발명의 감쇠 기구는 텐셔너(10)에서 도면 부호 34로 도시되어 있다.

도 3을 참조하면, 본 발명에 따른 감쇠 기구(34)를 포함하는 기계식의 텐셔너(10)는 샤프트(64) 상의 볼 베어링(62) 등을 매개로 하여 피벗 아암(52)에 회전 가능하게 장착된 풀리(12)와, 비틀림 스프링(44) 및 베이스(42)를 구비한다. 볼 베어링(62)은 플랜지 형성 패스너(66)에 의해 샤프트(64) 상에 유지되어 있다. 피벗 아암(52)은 원통형 부재(53)에 부착되며, 이 원통형 부재는 피벗 아암(52)을 지지하고 피벗 샤프트(55)와 함께 회전한다. 하나 이상의 슬리브 타입 부싱(56)이 피벗(32) 내에 배치되어 있다. 피벗 부싱(56)은 중합체로 이루어지는 것이 바람직하며, 피벗 샤프트(55)에 맞닿아 회전하도록 피벗 내에 배치되어 피벗 아암(52)을 지지한다. 하나의 피벗 부싱(56)이 도시되어 있지만, 하나 이상의 피벗 부싱을 구비할 수도 있다. 패스너(60)를 포함한 피벗 샤프트(55)는 원통형 부재(53)의 플랜지 형성 보어(57)와 피벗 부싱(56)을 통해 연장되어, 피벗 아암(52)을 베이스(42)에 부착시킨다.

도 2 내지 도 4를 참조하면, 감쇠 기구(34)는 제1 단부(72) 및 제2 단부(74)를 갖는 비틀림 스프링(70)을 구비한다. 이 실시예에서, 감쇠 기구(34)는 텐셔너(10)의 베이스(42)와 맞물리는 외측 마찰면(78)이 있는 감쇠판(76)을 더 구비한다. 피벗 아암(52)의 돌기(79)와 정합되는 경사면(77)이 마련되어 있다. 감쇠판(76)은 스프링(70)을 감쇠판(76)에 조작 가능하게 연결하기 위해 제1 접촉점(80) 및 제2 접촉점(82)을 갖는다. 도 4에 도시된 실시예에서, 감쇠판(76)은 축선 A-A를 중심으로 대칭이며, 이로써 스프링 코일의 권취 방향이 상이한 스프링(70)을 설치할 수 있게 된다.

감쇠판은 판 베이스(88), 내벽(90) 및 외벽(92)으로 이루어진 스프링(70) 수납용 채널(86)을 포함한다. 판 베이스(88)는 텐셔너의 원통형 부재(53)와 활주 가능하게 맞물리도록 바닥면(200)에 주기적 간격을 두고 있는 마찰 패드(93)를 포함한다.

감쇠판(76)은 마찰면(78)을 형성하는 부착 라이닝(84)을 포함하고, 이 부착 라이닝은 그것을 감쇠판(76)에 고정 부착하는 기계적 탭(85)을 이용하여 감쇠판(76)에 부착된다.

도 2 내지 도 4에 도시된 바와 같이, 감쇠 기구(34)는 원 형상이다. 감쇠판이 반원 형상인 감쇠 기구(34)의 다른 실시예가 도 5에 도시되어 있다. 감쇠판(76)은 피벗 조인트(100)를 포함하여, 스프링(70)으로부터 토크를 받는 상태의 감쇠판(76)은 화살표 B로 표시된 상대 운동을 할 수 있게 된다. 감쇠판(76)의 추가의 이동은 감쇠를 위한 마찰력을 증대시킨다.

도 6에 도시된 다른 실시예에서는, 외벽(92)에 편향 밴드(102)를 구비하는 반원 형상의 감쇠판(76)이 제공된다. 이 실시예에서, 스프링 단부(72)에 의해 가해진 힘은 C로 도시된 바와 같이 편향 밴드(102)에 작용하여, 피벗 아암(52)에 부 하를 가하는 것을 돕도록 텐셔너와 반경 방향으로 맞물린다. 이 실시예에서, 편향 밴드(102)는 텐셔너 아암(52)에 부착된 추가 지지부(104)와 접촉한다.

도 7은 내벽(90)을 갖는 감쇠 기구의 다른 실시예를 도시하며, 상기 내벽은 내측 마찰면(112)이 있는 라이닝(110)을 포함한다.

감쇠판에 작용하는 힘을 저면에서 보여주는 도 8을 참조한다. 감쇠 기구로도 지칭되는 본 발명의 감쇠판을 이용하는 텐셔너의 감쇠 특징은 비대칭적이다. 이것은 감쇠 기구, 즉 감쇠판에 작용하는 힘과 관련하여 가장 잘 설명된다. 즉, 제1 감쇠력(T_L)은 무단 부재로부터 멀어지는 제1 방향으로 피벗 아암의 운동에 작용하고, 제2 감쇠력(T_un)은 무단 부재를 향하는 제2 방향으로 피벗 아암의 운동에 작용하며, 상기 제1 감쇠력은 제2 감쇠력보다 크다.

정지 위치에서, 스프링 토크가 T_spr인 비틀림 스프링 또는 편향 부재는 제1 접촉점(80) 및 제2 접촉점(82)에 각각 반력 N을 발생시킨다. 스프링의 타단부는 회전이 구속되어 있는 베이스(42)와 맞물리고, 그에 따라 토크가 발생된다. 감쇠 기구는 경사면(77), 접촉점(79) 및 마찰면(78) 사이에서 피벗 아암에 대하여 실질적으로 예정된 위치에 유지되어 있다. 또한, 경사면(300)은 보다 작은 감쇠력을 위해서는 접촉점(10)에 맞물린다. 반대 방향으로 이동하는 경우에, 보다 작은 감쇠력을 위해서는 경사면(302)이 접촉점(11)과 맞물리고, 보다 큰 감쇠력을 위해서는 경사면(301)이 접촉점(12)과 맞물린다.

감쇠 밴드는 베이스의 내측 아치면과 또한 맞물린다. 피벗 아암(52)이 이동 함에 따라, 감쇠판의 마찰면은 베이스의 내측 아치면에 지지되어, 피벗 아암(52)의 운동을 방해하는 제1 및 제2 감쇠력을 발생시키고, 이로써 각 방향으로 피벗 아암의 요동 운동을 감쇠시킨다. 감쇠판의 감쇠력은 어느 방향으로든 피벗 아암의 운동을 방해한다.

분석 결과는 다음과 같다.

T_spr = N * F (1)

여기서, F는 접촉점(80, 82) 사이의 거리이다. 감쇠판의 경사면(77)은 정지점 또는 접촉점(79)에서 피벗 아암에 지지되고, 이는 돌기 또는 피벗점(79)을 중심으로 한 감쇠판(76)의 회전을 제어한다.

특히, 베이스(42)가 고정되어 있고 피벗 아암(52)이 감쇠 기구와 함께 시계 방향으로 회전할 때, 곡선형 마찰면(78)의 표면에 발생되는 마찰 토크 또는 감쇠력은 피벗점(79)에서의 반력(P)을 증가시킨다.

P = T_spr/A (2)

여기서, A는 회전 중심 O로부터 감쇠 기구 상의 위치 P에 이르는 반경 방향 거리이고, O는 피벗 아암(52)의 회전 중심이다.

감쇠판의 평면도인 도 9를 참조하면, 회전 중심 O에 대한 토크의 토크 방정식은 다음식과 같다.

T_spr - P_L*A + μT_L*R = 0 (3)

여기서, T_L과 P_L은 각각 벨트 장력 또는 벨트 힘에 의해 발생된 부하력이고, μ는 마찰면(79)의 표면의 마찰 계수이다. 본 명세서에서 설명되는 마찰면(78)의 각 부분은 인접 활주면의 상대 운동을 감쇠시키는 데 적용할 수 있는 당업계에 공지된 임의의 마찰 재료로 이루어질 수 있으며, 이들 마찰 재료로는 나일론 6, 나일론 66 및 테플론

등의 재료가 포함되지만, 이들로 한정되는 것은 아니다. R은 마찰면(78)의 반경이다.

계속해서, X 방향의 힘은 다음과 같다.

T_L*cosθ+ μT_Lsinθ- P_L = 0 (4)

따라서,

T_L = P_L[1/(cosθ+ μsinθ)] (5)

토크 방정식인 식 (3)에 T_L과 P_L을 대입하면 다음의 결과가 얻어진다.

T_spr - P_L*A + μ*P_L[1/(cosθ+ μsinθ)]*R = 0 (6)

이 식을 인수 분해하면 다음식이 얻어진다.

P_L = T_spr/A*[(cosθ+ μsinθ)/((cosθ+ μsinθ) - μ*R/A)] (7)

상기 식(7)은 부하 사이클 동안에 감쇠판의 경사면(77) 상의 접촉점(79)에 가해지는 부하력 P_L의 값을 제공한다(도 8 참조).

제하 방향의 감쇠 기구의 자유 물체도로서, 도 9에 설명된 것과 동일한 논리를 따르는 도 10을 참조하면, 텐셔너 아암이 반시계 방향 또는 "제하 방향"으로 이동되면, 마찰 토크가 반력(P_un)을 감소시킨다.

반력(P_L/P_un)으로 인해 마찰면에서 감쇠력(T_L/T_un)이 발생된다. P가 커질수록 법선 방향 반력 T가 증대되고, 이에 상응하게 마찰 토크도 증대되며, 그 역도 성립된다.

P_un = T_spr/A*[(cosθ- μsinθ)/((cosθ- μsinθ) + μ*R/A)] (8)

상기 식(8)은 제하 사이클 동안에 감쇠판(76) 상의 접촉점(79)에 가해지는 힘(P_un)의 값을 제공한다(도 8 참조).

감쇠의 비대칭성 및 관련 비대칭 인자는 제1 감쇠력 및 제2 감쇠력에 상응하는 부하 상태와 제하 상태 사이의 벨트 장력 또는 부하(P)의 차이에 의해 결정된다.

K_AS = ΔT_{벨트 부하상태}/ΔT_{벨트 제하상태} (9)

여기서, K_AS는 비대칭 인자이다.

ΔT_{벨트(부하상태)}는 피벗 아암이 벨트 또는 무단 부재로부터 멀어지게 이동할 때의 제1 감쇠력에 해당하는 벨트 장력의 변화이다.

ΔT_{벨트(부하상태)} = T_{벨트(최대)} - T_{벨트(정상)} (10)

ΔT_{벨트(제하상태)}는 피벗 아암이 벨트를 향해 이동할 때의 제2 감쇠력에 해당하는 벨트 장력의 변화이다.

ΔT_{벨트(제하상태)} = T_{벨트(정상)} - T_{벨트(최소)} (11)

텐셔너 설계에 있어서, 반력 P는 벨트 장력으로 전달된다. 따라서,

K_AS = (P_L - P)/(P - P_un) (12)

대입하면, 비대칭 인자의 식은 다음과 같이 된다.

K_AS = [(cosθ- μsinθ+ μ*R/A))/(cosθ+ μsinθ- μ*R/A)] (13)

여기서 θ= arctan(μ)이다.

예시

전술한 변수를 다음의 값으로 가정한다.

μ= 0.2, 마찰 계수

R = 33 ㎜

A = 16 ㎜

θ= 11.3°

이들 값을 상기 식에 적용하면 다음의 값이 얻어진다.

K_AS = 1.35/0.61 = 2.2

비대칭 인자는 마찰면(78)의 마찰 계수를 변경함으로써 조정될 수도 있고, 치수 변수 R과 A를 변경함으로써 조정될 수도 있다.

본 명세서에 설명된 원리를 기초로 하면, 이중 감쇠 밴드를 구비한 감쇠 기구의 경우에, 비대칭성은 단일 감쇠 밴드에 비하여 1.5 내지 2배 더 크다.

다이아그램 1 및 다이아그램 2는 단일 감쇠 기구에 대하여 정적으로, 그리고 동적으로 측정한 텐셔너 부하 및 감쇠를 나타낸다.

다이아그램 3 및 다이아그램 4는 이중 감쇠 기구에 대하여 정적으로, 그리고 동적으로 측정한 텐셔너 부하 및 감쇠를 나타낸다(도 15 참조).

상기 각각의 다이아그램에서, 비대칭 특성은 T_L 점과 T 점 사이의 간격 대 T_UN 점과 T 점 사이의 간격에 의해 도시되어 있다. K_AS의 값을 결정하는 것은 각 다이아그램 상의 값을 측정하는 간단한 문제이다. 각각의 K_AS의 값은 다음과 같다.

24 200 400(시험 시간)

다이아그램 1 :

T_L - T = 10 8 10

T - T_UN = 6 6 6

K_AS = 1.66 1.33 1.66

다이아그램 2 :

T_L - T = 12 9 10

T - T_UN = 7 6 6

K_AS = 1.71 1.5 1.66

다이아그램 3 :

T_L - T = 22

T - T_UN = 11

K_AS = 2.00

다이아그램 4 :

T_L - T = 24

T - T_UN = 11

K_AS = 2.18

도 11은 도 8의 선 11-11을 따라 취한 감쇠 기구의 측면도이다. 스프링을 감쇠판(76)에 대해 적절하게 위치 결정하도록 가이드(14)가 마련되어 있다. 스프링 지지부(13)가 감쇠판(76) 위로 돌출된다. 스프링은, 피벗 아암의 회전 축선에 평행하게 작용하여 스프링(13) 뿐만 아니라 가이드(14, 15)에 힘(F₁₃)을 가하는 축방향 부하에 의해 압축 상태로 설치된다. 이로 인해, 감쇠판(76)이 도시 생략된 피벗 아암에 대하여 압박된다(도 2 참조).

마찰면(78)이 탭(85)에 의해 감쇠판(76)에 부착되어 있다(도 12 참조). 마찰 패드(93)는 작은 마찰면을 제공하며, 이 작은 마찰면에 의해 감쇠판(76)이 도시 생략된 피벗 아암과 활주 가능하게 맞물린다(도 2 참조).

도 12는 감쇠 기구의 평면도이다. 탭(85)은 감쇠판(76)과 상호 맞물려서, 마찰면(78)을 감쇠판(76)에 고정한다. 스프링(70)의 단부(72)가 접촉점(80, 82)에서 감쇠판(76)과 접촉한다. 홈(9)이 마찰면(78)을 2개의 대칭 절반부로 가르며, 각 절반부는 텐셔너 베이스의 내측 아치면(도시 생략)과 맞물린다. 홈(9)은 본 명세서에 설명하는 이유로 인하여 접촉점(80, 82)과 실질적으로 정렬되어 있다.

반시계 방향의 운동으로, 그리고 벨트 부하 또는 허브 부하가 감소된 상태의 작동에서, 힘 P는 비교적 작다. 허브 부하는 풀리의 피벗점(32)에 가해지는 부하로서, 이 부하는 벨트에 의해 피벗 아암에 가해지는 힘으로부터 야기된다. 접촉점(79)은 비교적 작은 부하 상태의 감쇠판(76)의 이동을 구속하도록 작용한다. 허브 부하가 증대되는 경우에, 감쇠판(76)은 보다 큰 부하 상태에서 접촉점(10)과 접촉점(79)에 지지된다. 이는 부하가 증가된 상태에서 감쇠판과 마찰면이 약간 소성 변형되기 때문이다.

텐셔너 아암이 반시계 방향으로 이동하는 경우에, 접촉점(12)은 비교적 작은 부하 상태의 감쇠판(76)의 이동을 구속하도록 작용한다. 허브 부하가 보다 큰 경우에는, 접촉점(11)이 접촉점(12)과 함께 보다 큰 부하 상태에서 작용된다. 다시 말하면, 이는 부하 상태에서 감쇠판이 약간 소성 변형되기 때문이다.

어느 경우든, 감쇠판과 접촉점(79 또는 10)의 접촉으로 인해, 감쇠판은 가해진 스프링 토크의 크기에 따라 접촉점(79 또는 10)을 회전 중심으로 하여 회전하게 된다. 즉, 도 8을 참조하면, 접촉점(80, 82)에 힘이 작용함으로 인하여, 감쇠판(76)은 부하에 따라서 접촉점(79), 가능하게는 접촉점(10)과 맞물린다. 일단 이와 같이 맞물리면, 감쇠판(76)은 접촉점(79 또는 10)을 중심으로 약간 회전하 여, 마찰면(78)이 하우징의 내면과 상당히 접촉하게 되고, 이로써 마찰면에는 법선방향 힘이 가해진다. 이러한 원리는 감쇠판과 접촉점(11, 12)의 맞물림에도 적용된다.

당업자라면 이해할 수 있듯이, 감쇠판과, 피벗 아암의 접촉점(79, 10, 11, 12) 사이의 회전 방향 및 행정(travel)을 제어함으로써, 마찰면(78)과 하우징의 내면 사이의 맞물림이 개선된다. 감쇠판이 접촉점(79, 10, 11, 12) 사이에서 아암에 구속되어 있으므로, 피벗 아암은 하우징에 대한 운동의 전체 동작 각도 범위에 걸쳐 회전할 수 있다.

도 13은 감쇠판의 평면도이다. 감쇠판(76)과 피벗 아암(도시 생략) 사이의 마찰을 줄이기 위하여 감쇠판(76)에는 마찰 패드(93)가 부착되어 있다. 감쇠판은 점 O를 중심으로 하는 회전을 실질적으로 제어하도록 축선 방향으로 고정되어 있지 않다. 감쇠판(76)은 작동 중에 스프링 힘을 받는 상태로 접촉점(79, 10, 11, 12) 사이에서 부유(浮遊)한다. 이로 인하여, 각 마찰면은 작동 중에 베이스의 내측 아치면과 완전히 맞물리도록 부하 상태에서 적절히 배향될 수 있게 된다. 또한, 그로 인하여, 마찰면은 텐셔너의 수명 동안에 지속적으로 재배향됨으로써 마모에 적응될 수 있다. 가이드(14, 15)는 스프링 단부(72)를 감쇠판(76) 내에서 적절하게 위치 결정하고 지지한다. 이러한 관계는 스프링 단부(72)를 감쇠판의 점(7, 8)과 접촉하도록 적절히 배치하는 데 필요하다.

도 14는 감쇠판의 하부 사시도이다. 마찰 패드(93)의 베어링면은 마찰면(78)의 하면(51)과 실질적으로 동일한 평면에 있으며, 이로써 감쇠판을 피벗 아암 상에서 실질적으로 평탄하게 유지한다. 하면(51)은 마찰면(78)과 동일한 마찰 계수를 갖는다.

도 15는 감쇠 기구의 제1 변형예의 저면도이다. 제1 변형예는 감쇠판(76) 상에 2개의 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)을 갖는다. 반대 방향의 힘 P₁과 P₁'이 피벗점(100)에서 감쇠판에 작용한다. 스프링 단부(72)는 제1 접촉점(107) 및 제2 접촉점(108)에서 감쇠판(76)과 접촉한다. 작동 시에, 스프링(50)은 다음의 힘을 발생시킨다.

P₁' = T_spr/r

도 16을 참조하면, 피벗점(100)은 감쇠판을 약간 구부러지게 할 수 있으며, 이로써 감쇠판의 양 부품(180, 190)이 모두 서로에 대해 이동할 수 있게 된다. 피벗점(100)에서의 감쇠판의 굴곡에 기인한 프레임 부품(180, 190)의 상대 운동은 감쇠판(76)의 회전 중심 O에 관하여 반경 방향이다. 따라서, 각 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)은 방향 D1과 D2로 각각 이동할 수 있다.

감쇠판이 평형 상태인 경우, 힘 P₁'은 감쇠판(76)의 다른 부품(즉 180, 190)에 반대 방향으로 동일한 크기의 힘 P₁을 제공한다. 힘 P₁과 P은 합쳐져서 합력 R이 발생된다.

R = P₁ + P (14)

상기 합력은 텐셔너 베이스의 내측 아치면(도시 생략)에 작용한다(도 2 참조). 힘 R과 T는 텐셔너 베이스의 내측 아치면과 마찰면 사이의 계면에 작용한다. 이들 힘은 마찰 계수와 관련하여 각 마찰면에 마찰력을 발생시킨다.

평형 상태에서, 힘 P는 모멘트 아암에서의 벨트 부하를 억제하거나 평형을 이루게 하도록 작용하는 평형력이다.

B_L*M = P*A, (15)

또는

P = (B_L*M)/A (16)

여기서, B_L은 벨트 부하 또는 허브 부하이고, M은 회전 중심(O)으로부터 아암 상의 허브 부하 지점에 이르기까지 측정된 모멘트 아암이며, P와 A는 본 명세서에 설명한 것과 같다.

상기 마찰력, (R + T)μ는 추가의 힘 R = P + P₁에 기인하여 단일 감쇠 기구에 대한 마찰력보다 약 3배 더 크다. P는 아암을 단지 허브 부하에 대하여 평형을 이루게 하는 힘일 뿐이다.

도 16은 도 15의 선 16-16을 따라 취한 감쇠 기구의 측입면도이다. 도 16은 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)의 상대 위치를 보여준다. 피벗 조인트(100)는 마찰면 사이에 있는 것으로 도시되어 있다. 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)은 각각 아치형의 동일한 맞물림 길이(A_L)를 갖고(도 17 참조), 동일한 마찰 계수(μ)를 갖는다. 물론, 감쇠 기구의 감쇠 특성은 각 마찰면의 맞물림 길이(A_L)를 변경함으로써 부분적으로 변경될 수 있다.

도 17은 제1 변형예의 감쇠 기구의 평면도이다. 탭(46)이 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)을 감쇠판(76)에 연결한다. 스프링 단부(72)는 제1 접촉점(107) 및 제2 접촉점(108)에서 감쇠판(76)과 접촉한다. 피벗점(100)으로 인하여 감쇠판(76)이 구부러질 수 있으며, 이로써 본 명세서의 다른 부분에 설명한 바와 같이 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면)의 상대 운동이 가능하게 된다.

도 18은 제1 변형예의 감쇠 기구의 상부 사시도이다. 피벗점(100)은 마찰면(78; 제1 아치형 마찰면 및 제2 아치형 마찰면) 사이에 있는 것으로 도시되어 있다.

도 19는 제1 변형예의 감쇠 기구의 하부 사시도이다. 표면(202, 203)은 피벗 아암(도시 생략)과 맞물린다. 이들 표면(202, 203)은 사용자가 필요로 하는 경우에 마찰면과 동일한 마찰 계수를 가질 수 있다. 이 실시예에서는, 마찰면이 하나인 실시예(도 13 참조)에서 사용되었던 패드(93)는 필요 없다.

도 20은 변형예의 감쇠 기구의 상부 사시도이다. 스프링 지지부(20, 21)는 비틀림 스프링(도시 생략)의 나선형 코일을 적절하게 지지하도록 불균일한 높이를 가진다. 작동 시에, 상기 스프링은 축방향으로 약간 압축되고, 이로써 소정의 힘이 스프링 지지부(20, 21)를 매개로 감쇠면(202, 203)에 가해진다. 이들 스프링 지지부(20, 21)는 축방향 스프링 힘을 감쇠판 둘레에 균일하게 분배하는 역할을 한다.

도 21은 제2 변형예의 저면도이다. 이 감쇠 기구는, 단지 하나의 마찰면(78)이 사용되는 것을 제외하고는 도 15에 설명된 실시예와 실질적으로 동일하다. 또한, 마찰면(78)에 홈(91)이 존재하지 않는다. 대신에, 아치면(92)이 감쇠판(76)에 연속 접촉면을 제공한다. 마찰 계수가 비교적 작으므로, 법선 방향의 힘(T)은 감쇠판 상에 무시할 수 있는 정도의 마찰력을 발생시킨다. 평형의 경우 에, 두 힘(T + P)이 존재한다. 마찰의 경우에도 역시 두 힘(R = P₁ + P)이 존재한다. 이는 감쇠판이 정적 평형 상태(P₁' = -P₁)로 있기 때문이다.

도 22는 도 21의 선 22-22을 따라 취한 감쇠 기구의 측입면도이다.

도 23은 제2 변형예의 평면도이다. 마찰면(78)이 탭(85)에 의해 감쇠판(76)에 연결되어 있다. 다른 실시예에서는 접촉점(107)에 인접해서 홈이 있는 것으로 도시되었던 감쇠판의 부분은, 이 실시예에서는 피벗 아암과 맞물리는 연속적인 아치면(92)이다.

도 24는 제2 변형예의 하부 사시도이다. 연속적인 아치면(92)이 본 명세서에 설명된 힘(T)을 받는 베어링면으로 제공된다.

도 25는 제2 변형예의 상부 사시도이다. 스프링 지지부(20, 21)는 비틀림 스프링(50)(도 25에는 도시 생략)을 수용할 뿐만 아니라 본 명세서에 설명된 축방향 스프링 힘을 받는다.

시스템의 작동 :

텐셔너 감쇠는 차량용 엔진과 같은 내연(IC) 기관의 벨트 구동 장치에 사용된 텐셔너에 있어서 중요한 성질이다. 벨트 구동 장치는 일반적으로 공기 조화기의 컴프레서, 교류 발전기, 워터 펌프, 파워 스티어링 펌프 등과 같은 액세서리 구성 요소를 구동하기 위한 다중 리브의 벨트 구동 장치를 포함할 수도 있고, 캠-밸브-트레인을 구동하는 타이밍 벨트 구동 장치를 포함할 수도 있다.

대부분의 차량용 벨트 구동 장치는 마찰 감쇠(감쇠력)를 갖는 자동 텐셔너를 사용한다. 텐셔너에 인접한 각 벨트 부분의 평균 장력은 텐셔너 스프링에 의해 제어된다. 동적 부분, 즉 장력 변동은 주로 텐셔너 감쇠에 의해 제어된다. 텐셔너 감쇠는 텐셔너 아암의 진동을 제어하고 시스템 진동을 감쇠시키는 데 사용되는 주요 요소이다.

일반적으로, 텐셔너를 사용하는 벨트 구동 장치는 2가지 타입, 즉 액세서리 기구 벨트 구동 장치와 타이밍 벨트 구동 장치를 포함한다. 액세서리 기구 벨트 구동 장치의 경우에, 벨트는 상당한 유효 회전 관성(0.004 kg-㎡ 이상)을 갖는 하나 이상의 구성 요소를 구동하는데, 이 구성 요소는 대부분의 경우에 교류 발전기이다. 유효 회전 관성은 크랭크 샤프트에 대한 속도비와 구성 요소의 회전 부품의 관성을 곱한 것이다.

I_effect = I*(D_crk / D)

텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 상당한 유효 회전 관성을 갖는 제1 구성 요소 전방의 임의의 위치에 배치되어 있다. 타이밍 벨트 구동 장치의 경우에도, 텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 제1 캠샤프트의 전방에 배치되어 있다.

내연 기관의 액세서리 기구 벨트 구동 장치의 경우에, 회전 진동의 원인의 주요 소스는 크랭크샤프트이다. 타이밍 벨트 구동 장치의 경우에는, 캠 토크 및 크랭크샤프트의 회전 진동이 주요 원인이다. 특정의 경우에, 벨트에 의해 구동되는 펌프 또는 컴프레서에 의해 야기된 높은 토크 펄스도 주요 진동 소스일 수 있다.

통상적인 시스템의 진동 현상은 과도한 텐셔너 아암의 진동, 벨트 부분의 진동(플러터), 동적인 벨트 슬립 및 슬립 노이즈이다. 이들 모두는 벨트 수명 및 시 스템의 신뢰성을 감소시키는 경향이 있다.

도 27은 통상의 4기통 내연기관의 레이아웃을 도시하고 있다. 액세서리 기구와 트랜스미션이 모두 장착되어, 벨트 장력이 300 N 미만이고, 감쇠가 30% 미만인 때에는, 파워 스티어링(P_S)과 아이들러(IDR) 사이에는 벨트 부분의 플러터(span flutter)가 있고, 파워 스티어링(P_S)에서 동적 슬립 및 삑삑거리는 소음이 있으며, 그 공명 rpm에서 6 ㎜(피크에서 피크 사이의 거리) 이상의 아암 진동이 있다. 엔진 레이아웃의 다른 부품으로는 워터 펌프(W_S), 공기 조화기(A_C), 크랭크샤프트(CRK) 및 교류 발전기(ALT)가 있다.

도 28은 비대칭 텐셔너(28b)와 종래의 텐셔너(28a)를 비교하기 위하여 도 27의 엔진에 대한 장력/감쇠 파라미터와, 동적인 이력 곡선을 도시하고 있다. 비대칭 텐셔너의 비대칭 인자(K_AS), 즉 비대칭 계수는 이 경우에 2.7 이다. 스프링에 의해 발생된 장력은 종래의 텐셔너에 있어서는 362 N이고, 비대칭 텐셔너에 있어서는 241 N이다. 비대칭 텐셔너에서의 장력이 종래의 텐셔너에서의 장력보다 33% 작다. 장력은 설치 장력(installation tension)으로도 지칭되며, 이는 대부분의 엔진 동작 시간 동안의 평균 장력과 동일한 것이다.

액세서리 기구 벨트 구동 장치가 제1 공명 진동을 갖게 되는 낮은 rpm 범위에 걸쳐 동적인 힘과 진동을 비교한 것이 도 29에 도시되어 있다. 다이아그램으로부터 알 수 있듯이, 벨트 구동 시스템에 대한 원인, 즉 크랭크샤프트(CRK)의 회전 진동은 도 29의 (a)의 모든 텐셔너에서 동일하다. 도 29의 (a)는 비대칭 텐셔너의 경우에 교류 발전기(ALT) 부분의 진동이 작다는 것을 나타내고 있다. 도 29의 (b)는 비대칭 텐셔너를 종래의 텐셔너와 비교할 때 텐셔너 아암의 진동이 40% 이상 감소하는 것을 나타내고 있다. 도 29의 (c)는 아이들러(IDR)에서의 동적 장력을 나타내고 있다. 벨트 장력의 큰 변동은 비대칭 텐셔너의 경우에 약 20% 감소된다. 이 경우에, 아이들러(IDR) 부분에 대한 파워 스티어링(P_S)에서의 큰 장력 변동이 그 부분의 진동과, P_S에서의 동적인 슬립 및 슬립 노이즈에 대한 원인이다. 도 29의 (d)는 아이들러에서의 동적인 장력을 명확하게 보여주고 있다.

비대칭 텐셔너는 벨트 구동 장치로부터의 에너지를 종래의 텐셔너보다 많이 소산시키므로, 비대칭 텐셔너는 벨트 구동 장치의 진동과, 그 장치 동적 특성 및 노이즈를 개선시킨다. 또한, 비대칭 텐셔너에 있어서는, 비대칭 인자가 크거나 설치 장력이 종래의 텐셔너와 동일한 수준으로 상승되는 경우에, 비대칭 텐셔너의 유효 감쇠는 시스템의 진동을 개선시키도록 더욱 증가될 수 있고, 그 진동을 낮은 수준으로 줄인다.

임의의 전방 액세서리 기구 구동 장치에도 적용될 수 있지만, 4기통 및 3기통의 2.5L 미만의 개솔린 주유식, 특히 디젤 주유식과 같이 배기량이 작은 엔진은 통상적으로 큰 CRK 회전 진동을 가지므로, 비대칭 텐셔너는 진동 및 노이즈 문제를 현저하게 개선시키거나 완전히 제거한다.

비대칭 감쇠 텐셔너의 다른 이점은, 엔진의 일시적 동작, 가속 또는 감속 하에서, 비대칭 텐셔너가 종래의 텐셔너보다 장력을 양호하게 제어할 수 있다는 것이다. 구동 장치의 하나 이상의 구성 요소가 0.004 kg-m² 이상의 유효 회전 관성을 갖는 경우에, 6000 rpm/sec를 초과하는 가속율 또는 감속율은 소정 레벨로서 고려될 수 있는데, 그 레벨을 넘어서는 비대칭 텐셔너가 종래의 텐셔너에 비하여 현저하게 개선된 성능을 나타낸다.

엔진 가속 중에, 액세서리 기구 구동 장치의 구성 요소의 관성 토크는 벨트 전장(belt span)과 긴 벨트를 팽팽하게 한다. 임의의 액세서리 요소에 의해 발생된 관성 토크는 유효 회전 관성과 엔진의 최대 가속율을 곱한 것으로서 대략 표현될 수 있다. 예컨대, 0.01 kg-m²의 유효 회전 관성을 갖는 교류 발전기는 6000 rpm/sec의 엔진 감속율에서 6.3 N-m의 관성 토크를 발생시킨다. 교류 발전기가 발생 전기로부터 1.3 N-m의 부하를 받는다고 가정하면, 그 차이인 5.0 N-m의 토크가 벨트를 회전 방향으로 계속 "구동(drive)"한다. 엔진이 6000 rpm/sec의 가속 상태로 있으면, 관성 토크는 부하 토크에 합해져 7.6 N-m의 관성 토크를 제공한다.

대부분의 경우에, 엔진의 폭발 주파수가 벨트 구동 장치의 제1 고유 주파수를 커버하는 RPM 범위에서 엔진이 가속될 때 문제가 발생한다. 벨트의 신장된 부분은 텐셔너 아암의 이동에 의해 감기는데, 즉 텐셔너 아암은 텐셔너의 "제하(unloading)" 방향으로 벨트를 향해 이동한다. 제하 방향의 감쇠가 너무 큰 경우에, 텐셔너에 인접한 벨트 부분의 장력은 감소하고, 그에 따라 모든 다른 부분의 장력도 감소하여, 슬립 및 노이즈가 초래된다. 소정의 텐셔너 힘에 대하여, 제하 방향의 비대칭 텐셔너의 감쇠 마찰은 종래의 텐셔너의 감쇠 마찰보다 현저하게 작기 때문에, 보다 많은 부분의 장력이 엔진의 가속 중에 텐셔너에 의해 유지되고, 이로써 슬립 및 슬립 노이즈가 줄어든다.

엔진의 감속 중에, 일부 구성 요소, 예컨대 교류 발전기 또는 팬의 관성 토크는 벨트를 회전 방향으로 계속적으로 "구동"할 정도로 높을 수 있다. 텐셔너는 일반적으로 크랭크샤프트의 이완측(slack-side)의 부분에 위치되어 있으므로, 관성 토크가 벨트를 전방으로 구동할 때, 일부 부분(span)에서의 장력은 감소하고, 벨트의 길이는 보다 짧아지게 된다. 그 후, 텐셔너 부분은 긴장측(tight-side)으로 될 수 있고, 텐셔너 아암은 벨트에 의해 텐셔너 부하 방향, 즉 벨트로부터 멀어지는 방향으로 압박된다. 부하 방향의 텐셔너 감쇠가 충분히 크지 않은 경우에, 텐셔너 부분의 장력이 충분히 크지 않을 수 있으며, 이로 인해 벨트 슬립 및 슬립 노이즈가 초래될 수 있다.

엔진 감속 동안의 텐셔너 성능의 예가 도 30에 도시되어 있다. 도 26은 단지 하나의 액세서리 구성 요소, 즉 크랭크샤프트(CRK)에 의해 구동되는 교류 발전기(ALT)를 구비하는 간단한 2점 구동 장치를 보여주고 있다. 텐셔너가 TEN으로 표시되어 있고, 그 상대 운동이 도시되어 있다. 높은 엔진 감속시에, 교류 발전기(ALT)에서의 슬립과 관련 슬립 노이즈는, 텐셔너 부분이 긴장측으로 되어 텐셔너가 부하 상태로 있을 때 텐셔너가 충분한 장력을 제공할 수 없는 경우에 발생된다. 도 30c에는 비대칭 텐셔너에 대한 것이 도시되어 있고, 도 30d에는 종래의 텐셔너에 대한 것이 도시되어 있으며, 종래의 텐셔너의 설치 장력(264 N)은 비대칭 텐셔너의 설치 장력(248 N)보다 약간 크다. 비대칭 텐셔너는 큰 감속도 동안에 벨트에 의해 부하를 받을 때 큰 감쇠를 제공할 수 있으므로, 도달된 평균 장력은 440 N이며, 종래의 텐셔너의 경우에는 평균 장력이 단지 340 N이다. 동시에, 종래의 텐셔너 아암의 이동 거리는 비대칭 텐셔너 아암의 이동 거리의 2배이다. 도 30a에는 비대칭 텐셔너에 대한 것이 도시되어 있고, 도 30b에는 종래의 텐셔너에 대한 것이 도시되어 있으며, 교류 발전기에서의 벨트 슬립은 종래의 텐셔너의 에 있어서는 9.3% 이고, 비대칭 텐셔너에 있어서는 1.4%이므로, 현저한 개선이 얻어지는 것을 알 수 있었다. 도 30c에는 허브 부하의 변화가 도시된다. 허브 부하(라인 4)는 정적인 상태의 값(250 N)에서 최대치(약 430 N)에 도달하기까지 0.15초 이내(즉, 약 6.25초에서 6.4초 직전까지)가 소요된다.

엔진 시동 중에 텐셔너 아암의 운동을 비교한 것이 도 31에 도시되어 있다. 엔진 시동은 일반적으로 아이들 속도에서의 폭발 주파수보다 낮은 고유 주파수를 갖는 벨트 구동 장치의 공명 진동과 함께 일어난다. 그것은 시스템의 공명 RPM이 엔진의 RPM 범위 내에 있는 엔진 가속의 한 가지 경우이다. 벨트 구동 장치는 도 27에 도시된 것과 동일하고, 텐셔너는 도 28에 도시된 것과 동일하다. 비대칭 텐셔너에 있어서, 아암의 이동은 종래의 텐셔너 아암의 이동 크기의 약 절반으로 줄어든다. 아암의 이동이 작다는 것은 시스템의 동적 특징을 보다 양호하게 제어할 수 있다는 것 뿐 아니라 텐셔너 수명이 현저하게 증가함을 의미하는 것이다.

도 32는 종래의 텐셔너 및 비대칭 텐셔너에 대한 아암의 행정을 비교하고 있다. 비대칭 텐셔너의 아암의 행정은 라인 1로 지시되어 있고, 종래의 텐셔너의 아암의 행정은 라인 2로 도시되어 있다. CRK는 비대칭 텐셔너(Asym) 및 종래의 텐셔너(Reg) 각각에 대한 크랭크샤프트 속도를 나타낸다. 도시된 바와 같이, 상온 시동 중에 비대칭 텐셔너에 대한 아암의 행정은 종래의 텐셔너에 대한 아암의 행정보 다 현저하게 작다.

본 명세서에서는 본 발명의 단일 형태를 설명하였지만, 본 명세서에서 설명되는 본 발명의 사상 및 범위를 벗어나지 않으면서 구성 요소의 관계 및 구성에 있어서 변형이 있을 수 있다는 것은 당업자에게 명백하다.

Claims

구동 풀리;

하나 이상의 종동 풀리;

상기 구동 풀리를 상기 종동 풀리에 연결하는 구동 벨트; 및

상기 벨트의 장력을 유지하는 텐셔너로서, 벨트 부하를 수용하고 베이스에 피벗 가능하게 장착된 아암과, 상기 아암에 저널링되어 상기 구동 벨트에 맞물리는 풀리와, 상기 베이스에 맞물리는 편향 부재와, 베이스에 맞물리는 마찰면이 있는 감쇠 기구를 구비하는 텐셔너를 포함하는 액세서리 기구 구동 시스템으로서,

상기 감쇠 기구는 피벗점에서 상기 아암에 맞물리며,

상기 편향 부재는 상기 벨트 부하에 의해 상기 마찰면에 법선 방향 힘이 가해지도록 제1 접촉점 및 제2 접촉점에서 상기 감쇠 기구에 맞물리고,

상기 감쇠 기구는 부하 방향의 감쇠력이 제하 방향의 감쇠력보다 더 크게 되는 비대칭 감쇠력에 의해 아암의 이동을 감쇠시키며,

상기 부하 방향의 감쇠력 대 상기 제하 방향의 감쇠력의 비율은 1.5 내지 5의 범위 내에 있는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
삭제
제1항에 있어서, 상기 편향 부재는 비틀림 스프링을 포함하는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
제1항에 있어서, 상기 텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 유효 회전 관성이 가장 큰 회전 요소 전방의 위치에서 시스템에 배치되어 있는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
구동 풀리;

하나 이상의 종동 풀리;

상기 구동 풀리를 상기 종동 풀리에 연결하는 벨트; 및

허브 부하(hubload)를 갖는 텐셔너로서, 벨트의 장력을 유지하기 위해 벨트와 맞물리는 텐셔너 아암을 구비하고, 부하 방향의 감쇠력이 제하 방향의 감쇠력보다 크게 되는 비대칭 감쇠 비율을 갖는 것인 텐셔너를 포함하며, 종동 풀리의 슬립은 구동 풀리의 회전의 약 1.4%인 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
제5항에 있어서, 상기 종동 풀리는 0.004 kg-㎡ 이상의 유효 회전 관성을 갖고, 상기 구동 풀리는 회전 속도를 가져서, 상기 텐셔너 아암의 진동은 엔진 감속율이 6000 RPM/sec 이상인 경우에 최소로 되는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
제5항에 있어서, 상기 텐셔너는 벨트의 이동 방향으로 가장 큰 회전 관성을 갖는 풀리 바로 전방의 위치에서 시스템에 배치되어 있는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
제7항에 있어서, 상기 허브 부하는 구동 풀리의 감속 중에 정적인 상태의 값으로부터 0.15초 이내에 최대값으로 증가하는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
제8항에 있어서, 상기 구동 풀리의 감속은 텐셔너에 부하 방향의 힘을 부여하는 것인 액세서리 기구 구동 시스템.
삭제
벨트 부하를 수용하고 베이스에 피벗 가능하게 장착되는 아암;

상기 아암에 저널링되어 구동 벨트에 맞물리는 풀리;

상기 베이스에 맞물리는 편향 부재; 및

상기 베이스에 맞물리는 마찰면이 있는 감쇠 기구를 구비하는 텐셔너로서,

상기 감쇠 기구는 상기 아암의 회전 중심(O)으로부터 거리 A를 두고 반경 방향으로 배치되어 있는 피벗점에서 아암에 맞물리며,

상기 편향 부재는 상기 벨트 부하에 의해 상기 마찰면에 법선 방향 힘이 가해지도록 제1 접촉점 및 제2 접촉점에서 상기 감쇠 기구에 맞물리고,

상기 감쇠 기구는 부하 방향의 감쇠력이 제하 방향의 감쇠력보다 크게 되는 비대칭 감쇠력에 의해 아암의 이동을 감쇠시키며,

상기 부하 방향의 감쇠력 대 상기 제하 방향의 감쇠력의 비율은 약 1.5 내지 5의 범위 내에 있는 것인 텐셔너.
제11항에 있어서, 상기 편향 부재는 비틀림 스프링을 포함하는 것인 텐셔너.
비틀림 스프링의 단부를 수용하기 위한 채널을 포함하는 텐셔너용 감쇠 기구로서,

상기 채널은 텐셔너 베이스와 협력식으로 맞물릴 수 있는 제1 아치형 마찰면과, 상기 텐셔너 베이스와 맞물릴 수 있는 제2 아치형 마찰면을 구비하고,

상기 채널은 제1 접촉점 및 제2 접촉점을 가지며,

상기 제1 접촉점과 상기 제2 접촉점은 협력식으로 배치되어, 상기 채널에 스프링 토크가 작용할 때에 상기 아치형 마찰면에 법선 방향 힘이 가해지고,

상기 제2 아치형 마찰면은 상기 채널과 피벗식으로 맞물려서, 상기 채널에 스프링 토크가 작용할 때에 상기 채널에 대하여 반경 방향으로 피벗될 수 있는 것인 텐셔너용 감쇠 기구.
제13항에 있어서, 상기 제1 아치형 마찰면은 상기 회전 중심(O)에 대하여 상기 채널로부터 반경 방향 외측에 배치되어 있는 것인 텐셔너용 감쇠 기구.
제13항에 있어서, 텐셔너의 피벗 아암에 맞물리는 경사면을 더 포함하고, 이 경사면은 회전 중심(O)으로부터 반경 방향 외측에 배치되어 있는 것인 텐셔너용 감쇠 기구.
벨트;

상기 벨트와 맞물리며 각각 시스템 구성 요소에 연결되는 2개 이상의 풀리; 및

상기 벨트와 맞물리는 텐셔너 풀리를 구비하는 텐셔너를 포함하는 벨트 구동 시스템으로서,

상기 텐셔너는 벨트 부하를 수용하고 베이스에 피벗 가능하게 장착된 아암과, 상기 베이스에 맞물리는 편향 부재와, 상기 베이스에 맞물리는 마찰면이 있는 감쇠 기구를 구비하고,

상기 감쇠 기구는 아암의 회전 중심(O)으로부터 거리 A를 두고 반경 방향으로 배치되어 있는 피벗점에서 아암에 맞물리며,

상기 편향 부재는 상기 벨트 부하에 의해 상기 마찰면에 법선 방향 힘이 가해지도록 제1 접촉점 및 제2 접촉점에서 상기 감쇠 기구에 맞물리고,

상기 감쇠 가구는 부하 방향의 감쇠력이 제하 방향의 감쇠력보다 크게 되는 비대칭 감쇠력에 의해 아암의 이동을 감쇠시키며,

상기 부하 방향의 감쇠력 대 상기 제하 방향의 감쇠력의 비율은 1.5 내지 5의 범위 내에 있는 것인 벨트 구동 시스템.
제16항에 있어서, 약 0.004 kg-㎡ 이상의 유효 회전 관성을 갖는 하나의 구성 요소를 더 포함하고,

상기 텐셔너는 벨트 구동 방향으로 구성 요소의 전방에 배치되는 것인 벨트 구동 시스템.
제17항에 있어서, 상기 구성 요소는 교류 발전기인 것인 벨트 구동 시스템.
제17항에 있어서, 상기 구성 요소는 캠샤프트인 것인 벨트 구동 시스템.
제16항에 있어서, 상기 감쇠 기구와 피벗식으로 맞물리는 제2 감쇠 기구를 더 포함하고,

상기 제2 감쇠 기구는 상기 베이스에 맞물리는 마찰면을 갖는 것인 벨트 구동 시스템.
제16항에 있어서, 감속율이 6000 rpm/sec를 초과하는 것인 벨트 구동 시스템.
제18항에 있어서, 풀리 상에서의 벨트 슬립은 약 1.4%인 것인 벨트 구동 시스템.