JP2008215415A - Driving device and cam driving system having the driving device - Google Patents

Driving device and cam driving system having the driving device Download PDF

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Masakuni Yoshida
正邦 吉田
Shunsuke Giko
俊介 礒江
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Mitsuboshi Belting Ltd
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/02—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members with belts; with V-belts
    • F16H7/023—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members with belts; with V-belts with belts having a toothed contact surface or regularly spaced bosses or hollows for slipless or nearly slipless meshing with complementary profiled contact surface of a pulley

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve abrasion resistance and tooth chipping resistance of a belt. <P>SOLUTION: This driving device has a crank pulley 11 installed on a crankshaft of an engine, and the belt 12 having a tooth part meshing with its tooth part, and uses the belt 12 of periodically changing a tooth pitch of the crank pulley 11, and setting a spring constant to 45 N/mm<SP>2</SP>to 65 N/mm<SP>2</SP>. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、エンジンのクランク軸に装着されたクランクプーリと、そのクランクプーリの歯部と噛合する歯部を有するベルトとを備えた駆動装置およびこれを備えたカム駆動システムに関する。   The present invention relates to a drive device including a crank pulley mounted on a crankshaft of an engine and a belt having a tooth portion meshing with a tooth portion of the crank pulley, and a cam drive system including the drive device.

近年、エンジンの高出力化が進み、エンジンに使用されるクランク軸及びカム軸等を駆動するベルトには高い負荷が掛かるようになってきた。この高負荷の条件下において、特に問題となるのは、ベルトに形成された歯部とクランクプーリに形成された歯部とが完全に噛合わない部分（不完全噛合い部）に大きい荷重が作用することで、噛合い干渉を起こし、ベルトの歯底部が摩耗し、その歯底部の摩耗から歯欠けは発生することである。ここで、上記の噛合い干渉は、ベルトが伸びることで、クランクプーリの歯ピッチとベルトの歯ピッチとにピッチ差が生じることに起因することが知られている。   In recent years, higher output of engines has progressed, and high loads have been applied to belts for driving crankshafts and camshafts used in engines. Under this high load condition, a particular problem is that a large load is applied to a portion where the tooth portion formed on the belt and the tooth portion formed on the crank pulley do not completely mesh (incomplete meshing portion). By acting, meshing interference is caused, the tooth bottom portion of the belt is worn, and tooth chipping occurs due to wear of the tooth bottom portion. Here, it is known that the above-described meshing interference is caused by a difference in pitch between the tooth pitch of the crank pulley and the tooth pitch of the belt due to the extension of the belt.

そこで、本出願人は、上記の問題を解消するために、クランクプーリの歯ピッチを周期的に変化させることによって、ベルトとクランクプーリとの不完全噛合い部での歯荷重を完全噛合い部での歯荷重より低減し、ベルトの耐摩耗性及び耐歯欠け性を向上させる技術を提案した（特許文献１参照）。   Therefore, in order to solve the above-mentioned problem, the present applicant periodically changes the tooth pitch of the crank pulley, thereby changing the tooth load at the incomplete meshing portion between the belt and the crank pulley to the complete meshing portion. Proposed a technique for improving the wear resistance and chipping resistance of the belt (see Patent Document 1).

また、従来の駆動装置に用いられてきたベルトは、ガラス樹脂が心線として埋め込まれたものが主流であったが、近年は、ベルトに対する高負荷、エンジンルームのコンパクト化による雰囲気温度の上昇等に対応して耐久性をあげるために、繊維が心線として埋め込まれたものが用いられるようになっている。
特開平１０−６８４５１号公報 In addition, belts that have been used in conventional driving devices have been mainly made of glass resin embedded as a core wire. However, in recent years, the load on the belt has increased, the ambient temperature has increased due to the downsizing of the engine room, etc. In order to increase the durability corresponding to the above, a fiber in which fibers are embedded as a core wire is used.
Japanese Patent Laid-Open No. 10-68451

そこで、本出願人は、さらなる研究を行い、ベルトのバネ定数が所定範囲である場合には、ベルトの耐摩耗性及び耐歯欠け性がさらに向上することを見出した。   Therefore, the present applicant has conducted further research and found that the wear resistance and tooth chipping resistance of the belt are further improved when the spring constant of the belt is within a predetermined range.

課題を解決するための手段及び発明の効果Means for Solving the Problems and Effects of the Invention

つまり、本発明の駆動装置は、エンジンのクランク軸に装着され且つ複数の歯部が外周面に形成されたクランクプーリと、前記クランクプーリの複数の歯部と噛合する複数の歯部が内周面に形成されたベルトとを備えた駆動装置であって、前記クランクプーリの歯ピッチは周期的に変化すると共に、前記ベルトのバネ定数が４５Ｎ／ｍｍ２以上であることを特徴としている。 That is, the drive device of the present invention has a crank pulley that is mounted on the crankshaft of the engine and has a plurality of teeth formed on the outer peripheral surface, and a plurality of teeth that mesh with the plurality of teeth of the crank pulley. The belt pulley formed on the surface is characterized in that the tooth pitch of the crank pulley changes periodically and the spring constant of the belt is 45 N / mm 2 or more.

この構成によると、エンジンのクランク軸に装着されたクランクプーリと、その歯部と噛合する歯部を有するベルトとを備えた駆動装置において、ベルトのバネ定数を４５Ｎ／ｍｍ２以上にすることによって、ベルトの耐摩耗性及び耐歯欠け性をさらに向上させることができる。 According to this configuration, in the driving device including the crank pulley mounted on the crankshaft of the engine and the belt having the tooth portion meshing with the tooth portion, the spring constant of the belt is set to 45 N / mm 2 or more. Further, the wear resistance and tooth chipping resistance of the belt can be further improved.

本発明の駆動装置においては、前記ベルトのバネ定数が６５Ｎ／ｍｍ２以下であってもよい。 In the driving device of the present invention, the belt may have a spring constant of 65 N / mm 2 or less.

この構成によると、ベルトのバネ定数が大きくなるとベルトの強度が低下すると考えられるが、ベルトの強度を必要な範囲に維持することができる。   According to this configuration, it is considered that the belt strength decreases as the spring constant of the belt increases, but the belt strength can be maintained in a necessary range.

本発明の駆動装置においては、４サイクル４気筒または８気筒エンジンであり、前記クランクプーリの歯ピッチはその外周長さを２周期とする周期関数に基づいて変化してもよい。   In the driving apparatus of the present invention, a 4-cycle 4-cylinder or 8-cylinder engine may be used, and the tooth pitch of the crank pulley may change based on a periodic function whose outer peripheral length is two cycles.

本発明の駆動装置においては、４サイクル３気筒または６気筒エンジンであり、前記クランクプーリの歯ピッチはその外周長さを３周期とする周期関数に基づいて変化してもよい。   In the driving apparatus according to the present invention, the engine is a four-cycle three-cylinder or six-cylinder engine, and the tooth pitch of the crank pulley may change based on a periodic function whose outer peripheral length is three cycles.

本発明の駆動装置においては、前記クランクプーリの歯ピッチの平均値と各歯ピッチとの差の最大値が、平均値の０．２％〜２％の範囲の大きさであってもよい。   In the driving device of the present invention, the maximum value of the difference between the average value of the tooth pitch of the crank pulley and each tooth pitch may be in the range of 0.2% to 2% of the average value.

本発明の駆動装置においては、前記ベルトの歯ピッチが一定であってもよい。   In the drive device of the present invention, the tooth pitch of the belt may be constant.

本発明のカム駆動システムは、上述のいずれかの駆動装置と、カム軸に装着され且つ前記ベルトの複数の歯部と噛合する複数の歯部が外周面に形成されたカムプーリとを備えたことを特徴としている。   The cam drive system according to the present invention includes any one of the drive devices described above, and a cam pulley that is mounted on the camshaft and that has a plurality of teeth that mesh with a plurality of teeth of the belt. It is characterized by.

以下、本発明の好適な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の実施の形態に係るカム駆動システムの概略構成図である。なお、エンジンは４気筒ＳＯＨＣエンジンを用いている。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a cam drive system according to an embodiment of the present invention. The engine is a 4-cylinder SOHC engine.

図１のカム駆動システム１は、エンジンのクランク軸１７に装着されたクランクプーリ１１と、カム軸１８に装着されたカムプーリ１３と、クランクプーリ１１とカムプーリ１３とを同期伝動させるベルト１２とを有している。また、クランクプーリ１１とカムプーリ１３との間には、オートテンショナープーリ１４と、アイドラー１５と、ウォーターポンププーリ１６とが配置されている。   1 has a crank pulley 11 mounted on an engine crankshaft 17, a cam pulley 13 mounted on a camshaft 18, and a belt 12 that synchronously transmits the crank pulley 11 and the cam pulley 13. is doing. Further, an auto tensioner pulley 14, an idler 15, and a water pump pulley 16 are disposed between the crank pulley 11 and the cam pulley 13.

ここで、本実施形態のクランクプーリ１１及びベルト１２の構成を説明する。図２は、クランクプーリ１１とベルト１２との噛み合い状態を示す図である。Ｔ１は張り側張力を示し、Ｔ２は緩み側張力を示す。クランクプーリ１１は時計回りに回転する。ここで符号Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３はクランクプーリの歯１１ａとベルト１２の歯１２ａの噛み合い開始位置、噛み合い中央位置、噛み合い終了位置をそれぞれ示す。また、符号０’、〜、９’（’マーク付き番号）は噛み合いの位置を各歯毎に詳細に示したものである。なお、図２の符号０”、〜、９”（”マーク付き番号）はクランクプーリ１１の歯１１ａに個別に付けた固有の歯番号を示している。また、表１は、クランクプーリ１１及びベルト１２の実施例を示す。

Figure 2008215415
Here, the structure of the crank pulley 11 and the belt 12 of this embodiment is demonstrated. FIG. 2 is a diagram illustrating a state in which the crank pulley 11 and the belt 12 are engaged with each other. T1 indicates a tension side tension, and T2 indicates a loose side tension. The crank pulley 11 rotates clockwise. Here, reference signs P1, P2, and P3 respectively indicate a mesh start position, a mesh center position, and a mesh end position of the teeth 11a of the crank pulley and the teeth 12a of the belt 12. Reference numerals 0 'to 9' (numbers with a mark) indicate the positions of meshing in detail for each tooth. 2 indicate the unique tooth numbers individually assigned to the teeth 11a of the crank pulley 11. Table 1 shows the crank pulley 11 and An embodiment of the belt 12 is shown.
Figure 2008215415

図３（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、クランクプーリ１１及びベルト１２の実施例を示す図である。図３（ａ）はベルト１２の歯ピッチが一定であることを示している。ここで、ベルト１２の硬度は８５度以上であり、これにより、歯荷重に対する１歯の歪み、応力が小さくなり、カム駆動システムの耐久性能を向上させることができる。図３（ｂ）の横軸はクランクプーリ１１に付した固有の歯番号を示し、クランクプーリ１１の歯ピッチが周期的に変化している様子を示している。   FIGS. 3A, 3 </ b> B, and 3 </ b> C are diagrams illustrating examples of the crank pulley 11 and the belt 12. FIG. 3A shows that the tooth pitch of the belt 12 is constant. Here, the hardness of the belt 12 is 85 degrees or more, whereby the distortion and stress of one tooth with respect to the tooth load is reduced, and the durability performance of the cam drive system can be improved. The horizontal axis in FIG. 3 (b) indicates the unique tooth number assigned to the crank pulley 11, and shows how the tooth pitch of the crank pulley 11 changes periodically.

図３（ｃ）は負荷有効張力の変化を示したものであり、横軸は図３（ｂ）の固有歯番号０”の位置を基準としたクランププーリ１１、即ち、クランク軸の回転角度（クランク回転角度）を示している。また、図３（ｂ）は、クランクプーリ１１の歯ピッチが、クランク軸１回転、即ち、クランクプーリの外周長さを２周期とする周期関数に基づいて変化することを示し、図３（ｃ）は、クランクプーリ１１に作用する負荷有効張力が、クランク軸、即ち、クランクプーリ１１の外周長さを２周期とする周期関数に基づいて変化することを示している。   FIG. 3C shows a change in the effective load tension, and the horizontal axis indicates the rotation angle of the clamp pulley 11, that is, the crankshaft (with reference to the position of the unique tooth number 0 ″ in FIG. 3B). 3 (b) shows that the tooth pitch of the crank pulley 11 changes based on a periodic function in which the crankshaft rotates once, that is, the outer peripheral length of the crank pulley is two cycles. FIG. 3 (c) shows that the effective load tension acting on the crank pulley 11 changes based on a periodic function having the crankshaft, that is, the outer peripheral length of the crank pulley 11 as two cycles. ing.

ところで、本実施例では、４サイクル４気筒ＳＯＨＣエンジンが用いられていることにより、上記周期はクランク軸１回転に２周期の周期関数となったが、エンジンが４サイクル３気筒または６気筒エンジンであれば、この周期はクランク軸１回転に３周期の周期関数となる。   By the way, in the present embodiment, since a 4-cycle 4-cylinder SOHC engine is used, the above period becomes a periodic function of 2 periods for one rotation of the crankshaft. If there is, this period becomes a periodic function of three periods for one rotation of the crankshaft.

なお、上述の周期関数とは、ある決まった時間、あるいは位置を隔てて同じ関数波形が繰り返すことを言い、一般にはフーリエ級数で表した関数である。即ち、関数ｆ（ｘ）がある定数ａに対して、常にｆ（ｘ＋ａ）＝ｆ（ｘ）となる時、ａを周期、関数ｆ（ｘ）を周期関数という。最も簡単な関数としては、正弦関数または余弦関数が挙げられる。   Note that the above-mentioned periodic function means that the same function waveform repeats at a predetermined time or position, and is generally a function represented by a Fourier series. That is, when the function f (x) is always a constant a, f (x + a) = f (x), a is a period, and the function f (x) is a periodic function. The simplest function includes a sine function or a cosine function.

この周期性はカム軸に特有のバルブリフト負荷抵抗に起因するものであり、この負荷抵抗の周期はクランク回転角度と同期している。本実施例はクランクプーリ１１とベルト１２が噛み合いを開始する位置Ｐ１において、クランクプーリ１１の歯ピッチが最大となる歯の位置が通過する瞬間に上記負荷有効張力が、ほぼ最大の正値となるようにクランクプーリ１１をカム軸と同期をとって配置したものである。   This periodicity is caused by the valve lift load resistance peculiar to the camshaft, and the period of this load resistance is synchronized with the crank rotation angle. In the present embodiment, at the position P1 at which the crank pulley 11 and the belt 12 start to mesh, the effective load tension becomes almost the maximum positive value at the moment when the tooth position where the tooth pitch of the crank pulley 11 is maximum passes. Thus, the crank pulley 11 is arranged in synchronization with the camshaft.

次に歯ピッチを周期的に変化させたクランクプーリ１１を使用した場合の歯荷重分担の様子を図３及び図４を参照して説明する。図４は、各噛み合い位置での歯荷重の変化を示す図である。図４の横軸は噛み合いの位置を示し、縦軸は各噛み合い位置での歯荷重を示している。また、図４は、クランク軸が１５度刻みで回転した時の各噛み合い位置での歯荷重を時間を追って示したものである。従って、歯荷重分担は図示の通り、矢印の方向に時々刻々変化し、クランク回転角度１８０度を１周期として、以降これを繰り返す。なお、図４は、表２で示した計算式により、歯荷重分担を計算し、プロットしたものである。

Figure 2008215415
Next, the state of tooth load sharing when using the crank pulley 11 whose tooth pitch is periodically changed will be described with reference to FIGS. 3 and 4. FIG. FIG. 4 is a diagram showing a change in tooth load at each meshing position. The horizontal axis in FIG. 4 indicates the meshing position, and the vertical axis indicates the tooth load at each meshing position. FIG. 4 shows the tooth load at each meshing position over time when the crankshaft rotates in 15 degree increments. Therefore, as shown in the figure, the tooth load sharing changes from moment to moment in the direction of the arrow, and this is repeated thereafter with a crank rotation angle of 180 degrees as one cycle. In addition, FIG. 4 calculates and plots the tooth load sharing by the calculation formula shown in Table 2.
Figure 2008215415

図４から分かるように、高負荷時、即ちクランク回転角度（０°）の時には最大歯荷重は中央位置の完全噛み合い位置となり、噛み合い開始位置Ｐ１、噛み合い終了位置Ｐ３ではそれより小さくなっている。これにより不完全噛み合い位置の歯荷重が低減されることが分かる。ところで、この負荷有効張力の絶対値がゼロ付近となる時、即ちクランク回転角度（４５°〜６０°）付近となる時は大小関係は入れ代わっているが、このときには負荷有効張力そのものが小さいため、この位置では歯荷重は相対的に大きくならない。   As can be seen from FIG. 4, when the load is high, that is, at the crank rotation angle (0 °), the maximum tooth load is the complete meshing position at the center position, and is smaller at the meshing start position P1 and meshing end position P3. This shows that the tooth load at the incomplete meshing position is reduced. By the way, when the absolute value of the effective load tension is close to zero, that is, when the crank rotation angle (45 ° to 60 °) is close, the magnitude relationship is changed, but at this time, the effective load tension itself is small. In this position, the tooth load does not become relatively large.

なお、本実施例では、負荷有効張力が最大の正値となる瞬間と、クランクプーリ１１の歯ピッチが最大ピッチとなる位置を一致させず、クランクプーリ１１の歯１ピッチ分、即ち、１５度の位相差を設けたが、この遅延角度を歯数、噛み合い角度、歯形等によって適宜に設定できることは勿論のことである。   In the present embodiment, the moment when the effective load tension becomes the maximum positive value and the position where the tooth pitch of the crank pulley 11 becomes the maximum pitch do not coincide with each other, and one tooth pitch of the crank pulley 11, that is, 15 degrees. Of course, the delay angle can be appropriately set according to the number of teeth, the meshing angle, the tooth profile, and the like.

また、クランクプーリ１１としては、その歯ピッチが正弦関数または余弦関数以外の周期関数に基づいて変化するものを用いることができる。図５は、他のクランクプーリの歯ピッチを説明する図である。図６は、他のクランクプーリの歯ピッチの変化を示す図である。   Further, as the crank pulley 11, a crank pulley whose tooth pitch changes based on a periodic function other than a sine function or a cosine function can be used. FIG. 5 is a diagram illustrating the tooth pitch of another crank pulley. FIG. 6 is a diagram showing a change in the tooth pitch of another crank pulley.

表３は、クランクプーリ１１及びベルト１２の他の実施例を示す。

Figure 2008215415
Table 3 shows another embodiment of the crank pulley 11 and the belt 12.
Figure 2008215415

なお、表３において、クランクプーリ１１の歯ピッチ長さは、次式から導出される。ベルトに作用する歯荷重の大きさ、ベルト弾性率から最大歯ピッチ、最小歯ピッチを決定する。最大歯ピッチ、最小歯ピッチから計算される基準歯ピッチ（表３では９．５２５ｍｍ）との変化率Δｍａｘ、Δｍｉｎを計算する。その変化率Δｍａｘ、Δｍｉｎから各歯ピッチ長さｔｐが導出される。以下、計算例を示す。

Figure 2008215415
In Table 3, the tooth pitch length of the crank pulley 11 is derived from the following equation. The maximum tooth pitch and the minimum tooth pitch are determined from the magnitude of the tooth load acting on the belt and the belt elastic modulus. The change rates Δmax and Δmin from the reference tooth pitch (9.525 mm in Table 3) calculated from the maximum tooth pitch and the minimum tooth pitch are calculated. Each tooth pitch length tp is derived from the change rates Δmax and Δmin. A calculation example is shown below.
Figure 2008215415

表４は、ＮＯ１〜ＮＯ１８のベルトに関して、各ベルトに埋め込まれた心線の種類とバネ定数とを示す。

Figure 2008215415
Table 4 shows the types of the core wires embedded in the belts and the spring constants for the NO1 to NO18 belts.
Figure 2008215415

ここで、バネ定数は、次式により得られる。
Ｋ＝Ｔ／（Ｌ×Ｗ）
Ｋ：バネ定数（Ｎ／ｍｍ２）
Ｔ：ベルト張力（Ｎ）
Ｌ：ベルト伸び量（ｍｍ）
Ｗ：ベルト幅（ｍｍ）
上記のベルト伸び量は、ベルトの材質、太さ、巻きピッチなどによって変化する値である。また、ベルト伸び量は、ベルトの検尺荷重時の張力のときの長さを０として、その長さからの伸び量にて計算される。 Here, the spring constant is obtained by the following equation.
K = T / (L × W)
K: Spring constant (N / mm 2 )
T: Belt tension (N)
L: Belt elongation (mm)
W: Belt width (mm)
The belt elongation amount is a value that varies depending on the belt material, thickness, winding pitch, and the like. Further, the belt elongation amount is calculated by the elongation amount from the length of the belt when the tension at the time of measuring load is 0.

ＮＯ．１〜ＮＯ．９のベルトには、互いに異なる種類の炭素繊維を撚糸した心線が埋め込まれており、ＮＯ．１０〜ＮＯ．１８のベルトには、互いに異なる種類のガラスを撚糸した心線が埋め込まれている。ここでは、炭素繊維の心線はガラスの心線より高弾性を有している。また、高弾性の心線としては、炭素繊維の他に、ＰＢＯ繊維を撚糸した心線などがある。   NO. 1-NO. In the belt No. 9, cords made by twisting different types of carbon fibers are embedded. 10-NO. In 18 belts, cords made by twisting different types of glass are embedded. Here, the core of carbon fiber has higher elasticity than the core of glass. Further, examples of the highly elastic core wire include a core wire obtained by twisting PBO fiber in addition to the carbon fiber.

表４から分かるように、ＮＯ１〜ＮＯ９のベルトでは、バネ定数が４６．１Ｎ／ｍｍ２〜６１．７Ｎ／ｍｍ２の範囲であり、ＮＯ１０〜ＮＯ１８のベルトでは、バネ定数が２８．１Ｎ／ｍｍ２〜４３．７Ｎ／ｍｍ２の範囲である。このように、心線の種類を変更することで、ベルトのバネ定数を変更できることが分かる。 As can be seen from Table 4, the spring constant of NO1 to NO9 is 46.1 N / mm 2 to 61.7 N / mm 2 , and the belt of NO10 to NO18 has a spring constant of 28.1 N / mm. in the range of 2 ~43.7N / mm 2. Thus, it can be seen that the spring constant of the belt can be changed by changing the type of the core wire.

そして、ＮＯ．１〜ＮＯ．１８のベルトとクランクプーリ１１とをそれぞれ用いて、各噛み合い部での歯荷重の測定などの実験を繰り返した結果、ＮＯ１〜ＮＯ９のベルトを用いた場合には、ＮＯ．１０〜ＮＯ．１８のベルトを用いた場合と比較し、ベルトの耐摩耗性及び耐歯欠け性が向上することが分かった。つまり、ベルトのバネ定数が４５Ｎ／ｍｍ２以上である場合に、ベルトのバネ定数が４５Ｎ／ｍｍ２未満である場合と比較し、ベルトの耐摩耗性及び耐歯欠け性が向上することが分かった。 And NO. 1-NO. As a result of repeating experiments such as measurement of the tooth load at each meshing portion using the belt No. 18 and the crank pulley 11, NO. 10-NO. It was found that the wear resistance and tooth chipping resistance of the belt were improved as compared with the case of using 18 belts. That is, it is understood that when the belt spring constant is 45 N / mm 2 or more, the belt wear resistance and tooth chip resistance are improved as compared with the case where the belt spring constant is less than 45 N / mm 2. It was.

また、ベルトのバネ定数とベルトの強度との関係を調べた結果、ベルトのバネ定数が６５Ｎ／ｍｍ２より大きい場合には、ベルトのバネ定数が６５Ｎ／ｍｍ２以下である場合と比較し、ベルトの強度が低下することが分かった。従って、カム駆動システム１に用いられるベルトとしては、バネ定数が６５Ｎ／ｍｍ２以下であることが好ましい。 Further, as a result of examining the relationship between the belt spring constant and the belt strength, when the belt spring constant is greater than 65 N / mm 2 , the belt spring constant is less than 65 N / mm 2 , It has been found that the strength of the belt decreases. Therefore, it is preferable that the belt used in the cam drive system 1 has a spring constant of 65 N / mm 2 or less.

以上説明したように、本実施の形態のカム駆動システム１では、クランクプーリ１１の歯ピッチを周期的に変化させることで、クランク軸が１回転する間に、最大歯荷重となる位置がクランクプーリ１１の完全噛み合い部になり、不完全噛み合い部での歯荷重を低減させ、完全噛み合い部において、その低減した荷重を分担し、ベルトの耐久性能を向上させることができる。また、バネ定数が４５Ｎ／ｍｍ２以上であり且つ６５Ｎ／ｍｍ２以下であるベルト１２を用いることで、ベルト１２の強度を必要な範囲に維持しつつ、ベル１２の耐摩耗性及び耐歯欠け性を向上させることができる。 As described above, in the cam drive system 1 of the present embodiment, the position where the maximum tooth load is reached during one revolution of the crankshaft is determined by periodically changing the tooth pitch of the crank pulley 11. Thus, it is possible to reduce the tooth load at the incomplete meshing portion, share the reduced load at the complete meshing portion, and improve the durability of the belt. Further, by using the belt 12 spring constant is and and 65N / mm 2 or less 45N / mm 2 or more, while maintaining the strength of the belt 12 to the extent necessary, wear resistance and耐歯chipping of the bell 12 Can be improved.

以上、本発明の好適な実施の形態について説明したが、本発明は上述の実施の形態に限られるものではなく、特許請求の範囲に記載した限りにおいて様々な設計変更が可能なものである。   The preferred embodiments of the present invention have been described above. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various design changes can be made as long as they are described in the claims.

本発明の実施の形態に係るカム駆動システムの概略構成図である。1 is a schematic configuration diagram of a cam drive system according to an embodiment of the present invention. クランクプーリとベルトとの噛み合い状態を示す図である。It is a figure which shows the meshing state of a crank pulley and a belt. クランクプーリ及びベルトの実施例を示す図である。It is a figure which shows the Example of a crank pulley and a belt. 各噛み合い位置での歯荷重の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the tooth load in each meshing position. 他のクランクプーリの歯ピッチを説明する図である。It is a figure explaining the tooth pitch of another crank pulley. 他のクランクプーリの歯ピッチの変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the tooth pitch of another crank pulley.

符号の説明Explanation of symbols

１ カム駆動システム
１１ クランクプーリ
１２ ベルト
１３ カムプーリ
１７ クランク軸
１８ カム軸 1 Cam Drive System 11 Crank Pulley 12 Belt 13 Cam Pulley 17 Crank Shaft 18 Cam Shaft

Claims (7)

エンジンのクランク軸に装着され且つ複数の歯部が外周面に形成されたクランクプーリと、前記クランクプーリの複数の歯部と噛合する複数の歯部が内周面に形成されたベルトとを備えた駆動装置であって、
前記クランクプーリの歯ピッチは周期的に変化すると共に、前記ベルトのバネ定数が４５Ｎ／ｍｍ２以上であることを特徴とする駆動装置。 A crank pulley mounted on the crankshaft of the engine and having a plurality of teeth formed on the outer peripheral surface, and a belt having a plurality of teeth engaging with the plurality of teeth of the crank pulley on the inner peripheral surface. A drive device,
The drive device characterized in that the tooth pitch of the crank pulley changes periodically and the spring constant of the belt is 45 N / mm 2 or more. 前記ベルトのバネ定数が６５Ｎ／ｍｍ２以下であることを特徴とする請求項１に記載の駆動装置。 The drive device according to claim 1, wherein a spring constant of the belt is 65 N / mm 2 or less. 前記エンジンは、４サイクル４気筒または８気筒エンジンであり、前記クランクプーリの歯ピッチはその外周長さを２周期とする周期関数に基づいて変化することを特徴とする請求項１または２に記載の駆動装置。   3. The engine according to claim 1, wherein the engine is a 4-cycle 4-cylinder or 8-cylinder engine, and a tooth pitch of the crank pulley is changed based on a periodic function having an outer peripheral length of 2 cycles. Drive device. 前記エンジンは、４サイクル３気筒または６気筒エンジンであり、前記クランクプーリの歯ピッチはその外周長さを３周期とする周期関数に基づいて変化することを特徴とする請求項１または２に記載の駆動装置。   3. The engine according to claim 1, wherein the engine is a four-cycle three-cylinder or six-cylinder engine, and a tooth pitch of the crank pulley changes based on a periodic function having an outer peripheral length of three cycles. Drive device. 前記クランクプーリの歯ピッチの平均値と各歯ピッチとの差の最大値が、前記平均値の０．２％〜２％の範囲の大きさであることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載の駆動装置。   The maximum value of the difference between the average value of the tooth pitch of the crank pulley and each tooth pitch is in the range of 0.2% to 2% of the average value. The drive device of any one of Claims. 前記ベルトの歯ピッチが一定であることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載の駆動装置。   The drive device according to any one of claims 1 to 5, wherein a tooth pitch of the belt is constant. 請求項１〜６のいずれか１項に記載の駆動装置と、
カム軸に装着され且つ前記ベルトの複数の歯部と噛合する複数の歯部が外周面に形成されたカムプーリとを備えたことを特徴とする請求項１〜６のいずれか１項に記載のカム駆動システム。



The drive device according to any one of claims 1 to 6,
7. The cam pulley according to claim 1, further comprising: a cam pulley having a plurality of teeth that are mounted on a camshaft and meshed with a plurality of teeth of the belt. Cam drive system.



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