JP2615296B2 - 動力伝動機構 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、Ｖリブドベルトを使用
した動力伝動機構に関するものであり、特に一本のＶリ
ブドベルトを用いて多数の負荷に動力を伝動する多軸伝
動機構として優れた性能を有する動力伝動機構に関する
ものである。

【０００２】

【従来の技術】Ｖリブドベルトを使用する動力伝動機構
は、簡単な構成で相当の高馬力を伝動することができ、
且つ伝動効率が高いため、自動車の補機駆動を始めとし
て各種の機械に広く利用されている。

【０００３】 ところで、近年自動車用補機駆動の伝動
技術分野において、従来、多数の補機のそれぞれにエン
ジンのクランク軸との間で一本づつベルトが使用される
構成にかわって、ただ一本のベルトで全ての補機を駆動
する伝動機構が注目をあびている（米国特許４，０２
８，９５５、特開昭５０年４９５６３号公報）。この伝
動機構によるとエンジンおよび補機がコンパクトなレイ
アウトにおさまる利点がある。即ち、従来クランク軸に
ベルトの本数と同数のプーリを係止する必要があり、エ
ンジン全体が縦長になることが避けられなかったが、た
だ一本のＶリブドベルトを使用することによりプーリが
一つで事足り、エンジンの補機を含めた全長を短くする
ことが可能となる。

【０００４】Ｖリブドベルトによる多軸伝動機構は、開
発当初は全てのプーリを固定プーリとして使用してい
た。しかし、多軸伝動機構はベルトの全長が長いため、
経時的なベルトの伸びが大きく、応力緩和によりベルト
張力低下、スリップ発生、甚だしい場合はＶリブドベル
トがプーリからはずれるという問題があった。そこで、
このベルトの伸びを吸収してベルトの脱落を防止すべ
く、スプリング等の力によって常時アイドラープーリを
ベルトに押し当てるオートテンショナーが用いられる。
ところで、このＶリブドベルトは、通常のベルトと異な
り、多軸伝動のため、非常に長く、且つ負荷のかかり方
に変動が多い。そのため、オートテンショナーは本来の
一定張力を付与する機能に加えて、振動を減衰する機能
を有するものが用いられる。例えば、この振動減衰手段
は、円板状の摩擦部材と摺動部材を有し、これらをねじ
りスプリングとは別個のスプリングにより押圧し、一定
の摩擦力を発生させるものがある（特願昭６３−２５８
８７０号参照）。そして、アイドラープーリのアップス
トローク時の力をＡとし、ダウンストローク時の力をＢ
とした場合、２×〔（Ａ−Ｂ）／（Ａ＋Ｂ）〕×１００
で定義されるダンパー率が３０％以上のオートテンショ
ナーが好ましいとされている。

【０００５】このようなオートテンショナーを併用した
Ｖリブドベルトによる多軸の動力伝動機構はベルトがプ
ーリからはずれることもなく、良好な動力伝動を行うこ
とができる。しかし、この伝動機構を自動車用補機に使
用して走行する時、加減速時、特に始動時に激しい音を
発生する欠点があった。

【０００６】当業者の常識として、通常ベルトからの発
音はベルトの張力が低下する時に発生する。従って、従
来の固定プーリのみを使用しオートテンショナーを使用
しない伝動機構においては、Ｖリブドベルトをより強く
張りベルトの張力を上昇させることによって発音を防止
することが可能とされていた。しかしながら、オートテ
ンショナーを使用した動力伝動機構においては、オート
テンショナーが所定のベルト張力を付与する機能を有し
ているため、オートテンショナーのスプリング力等を調
整してベルト張力を上昇させる。ところが、始動時等の
ようにエンジンの角速度変動が大きい場合には、オート
テンショナーによってＶリブドベルトの張力を上げても
発音を抑えることができなかった。

【０００７】そこで、本発明者らは上述したオートテン
ショナーを使用した動力伝動機構の発音のメカニズムに
ついて研究したところ、次のようなことが判明した。オ
ートテンショナーを使用した時は、エンジンが吸入、排
気工程にある減速時に発音している。この理由は、エン
ジンが爆発工程にあってクランク軸の加速度が上昇した
時、動力伝動機構はＶリブドベルトの張り側が強く引っ
張られ、一方緩み側張力は減少するが、オートテンショ
ナーがベルトを押さえ込み、張力を一定に保とうとする
のでスリップは防止され，発音は生じない。これを具体
的に表すものとして図４（ハ）に示すようにゆるみ側の
ベルト張力が大きくなり０（ゼロ）となっていないこと
からも明らかである。

【０００８】逆に吸入圧縮工程に入ると、図４（イ）の
Ａ部のように、クランク軸の角加速度が負になって瞬間
的にベルトの速度がクランクプーリ速度を上回り、ベル
トがクランクプーリを引っ張らねばならない状態を生ず
るが、この時クランクプーリの加速時に伸ばされていた
ベルトの張り側部分が急速に縮みクランクプーリの張り
側部分にスリップを生じて瞬間的に発音する。これを具
体的に表すものとして図４（ロ）のＢ部に示すように張
り側のベルト張力が瞬間的に０（ゼロ）になっている
（発音時）。上記発音メカニズムについての研究より発
明者は「伸びの小さい伸びにくいＶリブドベルトとオー
トテンショナーとを併用使用する」ことが摩擦音のまた
はスリップ音の解消に有効であるとの知見を得た。そし
て、ベルトを１％伸ばすのに、ベルト幅１ｍｍにつき１
７ｋｇｆ以上を要するＶリブドベルトを用いることを要
件とする動力伝動機構を提案した（特願平２−３１２５
１３号参照）。本発明はこの動力伝動機構の特性を更に
追求する中で得られたものである。

【０００９】

【発明が解決しようとする課題】以上述べた動力伝動機
構におけるＶリブドベルトとオートテンショナーの併用
使用では、振動減衰機能を有するためにダンパー率を特
に高めたオートテンショ ナーを用いることが好ましいと
されている。しかしながら、ダンパー率を高めたオート
テンショナーとするためには、摩擦部材や摺動部材を用
いることになり、オートテンショナーの機構が複雑とな
り耐久性も劣るという問題点がある。 本発明は、上述し
たような問題点に鑑みてなされたものであり、その目的
とするところは、伸びの小さい伸びにくいＶリブドベル
トとオートテンショナーの組合せによる多軸の動力伝動
機構でのエンジン始動時の発音を押さえて静寂性を有す
ると共に、オートテンショナーのダンパー率をそれほど
高くする必要がない動力伝動機構を提供することを目的
とするものである。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上記した目的を達成する
ための本発明の特徴は、爆発工程の加速と圧縮工程の減
速とによる瞬間的な角速度変動が生じるエンジンに連結
されたＶリブドプーリを含む２個以上のＶリブドプーリ
にＶリブドベルトを懸架し、ベルトゆるみ側に張力を付
与するとともに減衰機能を有するオートテンショナーの
アイドラープーリをベルトのゆるみ側に当接した動力伝
動機構において、該Ｖリブドベルトは１％伸ばすのにベ
ルト幅１ｍｍにつき１７ｋｇｆ以上であって、前記減速
時にベルト張り側の張力を正に保つことができるもので
あり、前記オートテンショナーの減衰機能の程度は、下
記で定義されるダンパー率が２０％以下と低いものであ
ることを特徴とする動力伝動機構にある。

【００１１】本発明の動力伝動機構は、例えばリブピッ
チが３．５６ｍｍのＫ型で６リブのＶリブドベルトの場
合、ベルトを１％伸ばすのに必要な応力は通常のベルト
が１２０ｋｇｆ（２０ｋｇｆ／リブ）に対し本発明のベ
ルトは３６０ｋｇｆ（１７×３．５６≒６０ｋｇｆ／リ
ブ）以上と約３倍大きく、本発明のベルトはエンジンの
クランクシャフトの角速度変動等によるベルト自体の伸
び縮みが小さく抑えられる。又そのため、エンジン吸入
圧縮工程の角加速度減少時にもベルト張り側部分の縮み
量は小さくなり、クランクプーリとのスリップによる発
音が抑制される。

【００１２】尚、試みに本発明に使用したＫ型のＶリブ
ドベルトを１％伸ばすのに６０ｋｇｆ／リブ以上を要す
るＶリブドベルトをオートテンショナーを有しない動力
伝動機構に使用したところ、通常のＶリブドベルトを使
用した場合よりも更に頻繁に発音するものとなった。こ
の理由は、張力と歪の比がこのように高いベルトは、確
かに角加速度の変化によってベルトの伸び縮みは小さい
が、その半面微小な伸びでもベルトの張力が急激に減少
するため、角速度変化による緩み側の張力減少は従来の
通常のＶリブドベルトの場合に比べて大きくなり頻繁に
発音するものと考えられる。すなわち、本発明に使用す
るオートテンショナーは、負荷動力を伝達するに適正な
テンションを安定して付与する事が可能な適切な構造を
持つものであれば良くまた、ベルトの伸縮挙動に追従し
所要のテンションをベルトに付与する機能を発揮するも
のであればよい。特に、ダンパー率が２０％以下である
ので、特別の振動減衰機能を必要としないか又は簡単な
振動減衰機能で足り、可動部分等で不可避的に発生する
摩擦による程度のダンパー率でよいことになる。すなわ
ち、通常より伸びが１／３以上小さいＶリブドベルトで
あるため、多軸伝動による負荷変動が引き起こすベルト
振動自体が小さくなり、オートテンショナーは本来の張
力付与機能を有するものでも足りるという点が重要であ
る。

【００１３】

【実施例】以下更に、本発明の動力伝動機構の具体的実
施例について説明する。図１は、本発明の具体的実施例
における動力伝動機構のレイアウト図であり図２は図１
の動力伝動機構において使用されるＶリブドベルトの断
面図である。

【００１４】図１において、１はエンジンのクランクシ
ャフト、３はクーラー、４はパワーステアリング、５は
発電機の各プーリである。また６はオートテンショナー
であり２０はＶリブドベルトである。オートテンショナ
ー６はアイドラープーリ７とテンションアーム８および
スプリング９を有し、揺動中心１０を中心として揺動
し、スプリング９の力によってアイドラープーリ７をＶ
リブドベルト２０に当接し、一定の力で押圧するもので
ある。Ｖリブドベルト２０は外観上は通常のＶリブドベ
ルトと何ら異なるものではなく、クッションゴム層２１
内に心線２２が埋設され該クッションゴム層の上面には
カバー布２３が積層され、クッションゴム層２１の下面
に６つのＶ形リブ２４が形成されたものである。

【００１５】 そして、ここで特記すべきは前記Ｖリブ
ドベルト２０は１％伸ばすのに、ベルト幅１ｍｍにつき
１７ｋｇｆ以上を要するものであることである。図２に
示されるように、この種のＶリブドベルト２０はクッシ
ョンゴム層２１内の心線２２で伸びが決まるようになっ
ており、Ｖ形リブ２４の大きさ（Ｊ型、Ｋ型、Ｌ型）に
関係なく、Ｖリブドベルト２０の幅方向長さで伸びが決
まる。すなわち、心線２２に伸びの少ないものを用い、
密に配列することにより、Ｖリブドベルト２０の伸びを
小さくできる。これをベルトの型ごとに具体的に述べる
と、リブピッチが２．３４ｍｍのＪ型Ｖリブドベルトで
はベルトを１％伸ばすのに２．３４×１７≒４０ｋｇｆ
／リブ（２４０ｋｇｆ／６リブ）以上の応力を有し、ま
たリブピッチが３．５６ｍｍのＫ型Ｖリブドベルトでは
ベルトを１％伸ばすのに３．５６×１７≒６０ｋｇｆ／
リブ（３６０ｋｇｆ／６リブ）以上の応力を有し、さら
にリブピッチが４．７０ｍｍのＬ型Ｖリブドベルトでは
ベルトを１％伸ばすのに４．７０×１７≒８０ｋｇｆ／
リブ（４８０ｋｇｆ／６リブ）以上の応力を有している
ことが必要である。ここでベルトの幅１ｍｍを１％伸ば
す時の応力が１７ｋｇｆ未満ではベルトの伸縮が大きく
なりすぎて発音し易くなる。

【００１６】このようなベルトを達成するためには、伸
びの少ない心線をＶリブドベルト内に埋設することが必
要である。具体的には、伸びの少ないアラミド繊維心線
やガラス繊維心線が推奨され、特に自動車用として使用
する場合はガラス繊維は耐水性に難点があるためむしろ
アラミド繊維心線を使用することが好ましい。前記した
伸びの少ない心線の使用と共に心線のスピニングピッチ
が心線直径の１．０５〜１．２５倍の範囲になるように
巻き込むことが必要である。

【００１７】一方、エンジン始動時にオートテンショナ
ー６のアイドラープーリ７をＶリブドベルト２０に当接
させる際のベルトへの付与張力はベルト幅１ｍｍ当たり
換算で０．８５〜２．０ｋｇｆであり、具体的にはＪ型
で２．０〜４．６ｋｇｆ／リブ、Ｋ型で３．０〜７．０
ｋｇｆ／リブ、またＬ型で４．０〜９．２ｋｇｆ／リブ
であり、通常の付与張力の範囲である。また、その際の
オートテンショナーのダンパー率は２０％以下好ましく
は１０〜２０％の範囲にあることが必要である。ここで
オートテンショナーのベルトへの付与張力がベルト幅１
ｍｍにつき０．８５ｋｇｆ未満ではベルトがスリップし
て発音、摩耗に結びつく。またベルト幅１ｍｍにつき
２．０ｋｇｆ以上ではベルトの張力が強すぎてシャフト
やベアリングの損傷とともにＶリブにも必要以上の負担
がかかり不具合が出る。また、ダンパー率１０〜２０％
のオートテンショナー６はテンションアーム８の揺動中
心１０での不可避的摩擦で達成できる範囲であり、オー
トテンショナーの構造が簡単になり、耐久性も向上す
る。

【００１８】尚、オートテンショナーのダンパー率はテ
ンションアームの所定作動角時のアップストロークの力
をＡ，ダウンストロークの力をＢとしたとき下記（１）
式で表したものである。 ダンパー率＝２｛（Ａ−Ｂ）／（Ａ＋Ｂ）｝×１００ （１）つぎに、上述した所定作動角、アップストローク時の力
Ａ、ダウンストローク時の力Ｂの相互の関係と、これら
で定義されるダンパー率の意義を説明する。 図１におけ
るオートテンショナー６の単体を適宜の試験装置にセッ
トし、アーム８をスプリング９が押し込まれる方向に揺
動させると（アップストローク時）、アーム８の揺動角
の増加に応じてプーリー７の反発力が増加する。アーム
８をスプリング９が押し込まれた状態から逆方向に揺動
させると（ダウンストローク時）、アーム８の揺動角の
減少に応じてプーリー７の反発力が減少する。揺動角を
横軸とし、反発力を縦軸とすると、アップストローク時
の右上がり線とその下方に位置するダウンストローク時
の左下がり線とからなるヒステリシス性能線図が得られ
る。 そして、オートテンショナーを図１の如く動力伝動
機構に組み込むと、アームの揺動角が所定作動角になる
ため、ヒステリシス性能線図における所定作動角に相当
する揺動角とアップストローク時の右上がり線が交わる
点からアップストローク時の力Ａが得られ、所定作動角
に相当する揺動角とダウンストローク時の左下がり線が
交わる点からダウンストローク時の力Ｂが得られる。所
定作動角はベルトに対する付与張力で決まるため、ベル
トへの付与張力が決まると、所定作動角も決まり、アッ
プストローク時の力Ａ、ダウンストローク時の力Ｂも上
述したヒステリシス性能線図から決まり、ダンパー率が
算出できる。 ところで、アップストローク時の力Ａとダ
ウンストローク時の力Ｂの差である（Ａ−Ｂ）はオート
テンショナーの減衰抵抗の大きさを示す。そのため、上
述したダンパー率は、この減衰抵抗を力Ａ，Ｂの平均１
／２×（Ａ＋Ｂ）で除した指数（百分率）であり、全体
としてダンパー性能を表現している。

【００１９】

【実験】次に本発明の効果を確認するために行なった実
験について説明する。本発明の実験例として図１のレイ
アウトで、エンジンは４気筒２，０００ｃｃのガソリン
エンジンを使用し、Ｖリブドベルトはリブピッチ３．５
６ｍｍのＫ型で６リブとし心線はアラミド繊維（商品名
ケブラー）を素材とし、１，０００デニールの小なわを
３本撚り合わせ３，０００デニールとし、０．８１ｍｍ
径の心線をスピニングピッチ０．９０ｍｍにてスピニン
グした。このＶリブドベルトの１％伸びに対する応力は
７３ｋｇｆ／リブ（４３８ｋｇｆ／６リブ）（ベルト幅
１ｍｍ当たり７３／３．５６＝２０．５ｋｇｆ）であっ
た。（実験例１） 同様にして１，０００デニールの小な
わを６本撚り合わせ６，０００デニールとし、１．０２
ｍｍ径の心線をスピニングピッチ１．１３ｍｍにてスピ
ニングした。なお、このＶリブドベルトの１％伸びに対
する応力は１２２ｋｇｆ／リブ（７３２ｋｇｆ／６リ
ブ）（ベルト幅１ｍｍ当たり１２２／３．５６＝３４．
３ｋｇｆ）であった。（実験例２）一方比較例１，２は
レイアウト、ベルトの形状とも実験例と同一であり、心
線のみポリエステル繊維を素材とし１，１００デニール
の小なわを５本撚り合わせ５，５００デニールとし、
０．９０ｍｍ径の心線をスピニングピッチ１．０３ｍｍ
にてスピニングした。このＶリブドベルトの１％伸びに
対する応力は約２０ｋｇｆ／リブ（１２０ｋｇｆ／６リ
ブ）（ベルト幅１ｍｍ当たり２０／３．５６＝５．６ｋ
ｇｆ）であった。尚、オートテンショナーの各ベルトへ
の付与張力およびダンパー率は実験例１、２とも３〜５
ｋｇｆ／リブ，１５〜１８％、比較例１，２では３〜７
ｋｇｆ／リブ，１６〜９２％であった。 両者を各エンジ
ンの回転速度で走行させた結果を表１に示す。この表１
から明らかなように、伸びの小さいＶリブドベルトを用
いると、オートテンショナーのダンパ率が小さく大きな
振動減衰機能を有するものでなくても、音が発生してい
ない。一方比較例１はオートテンショナーのダンパ率を
高め、付与張力を調整しても音が無くならず、比較例２
はダンバ率を低くすると音が一層大きくなっている。

【００２０】

【表１】

【００２１】更に、実験例１については図３に示す如く
経時に対する回転数、張り側張力、 緩み側張力、緩み側
のテンション変位、および発音を確認したがいずれの回
転数でも発音はなかった。一方比較例１の場合について
は実験例１と同様の確認したが図４に示すごとく８００
ＲＰＭの回転数の時に激しく発音した。

【００２２】

【発明の効果】以上説明したように、本発明は、特に始
動時に爆発工程の加速と圧縮工程の減速とによる瞬間的
な負荷変動が生じるエンジンに連結されたＶリブドプー
リを含む２個以上のＶリブドプーリにＶリブドベルトを
懸架し、ベルトゆるみ側に張力を付与するとともに減衰
機能を有するオートテンショナーのアイドラープーリを
ベルトのゆるみ側に当接した動力伝動機構に特有の騒音
を無くすことが出来るという効果を奏する。 すなわち、
オートテンショナーでベルト張力を調整することにくわ
えて、オートテンショナーが無い場合のように、１％伸
ばすのにベルト幅１ｍｍにつき１７ｋｇｆ以上と伸びに
くいベルトにすることにより、特にエンジン始動時のベ
ルト張り側とＶリブドプーリの滑りがなくなり、瞬間的
な角速度変動に起因する特有の騒音を解消することがで
きる。 また、ベルトを伸びにくくするとともに、オート
テンショナーで張力を付与するが、通常の張力付与機能
を有するオートテンショナーをベルトに当接することで
もよく、これにより、オートテンショナーの構造が簡単
になる。すなわち、オートテンショナーに特殊な振動減
衰機能を付加する必要がなく、軸部での不可避的摩擦で
達成できる程度の減衰でよくなるので、オートテンショ
ナーの機構が簡単になり、耐久性も向上する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の具体的実施例における動力伝動装置の
レイアウト図である。

【図２】動力伝動機構において使用されるＶリブドベル
トの断面図である。

【図３】本発明の実験データを示すグラフである。

【図４】従来の実験データを示すグラフである。

【符号の説明】

１ クランクシャフトのプーリ ３ クーラのプーリ ６ オートテンショナー ７ アイドラープーリ ２０ Ｖリブドベルト ２２ 心線 ２４ Ｖリブ

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 爆発工程の加速と圧縮工程の減速とによ
   る瞬間的な角速度変動が生じるエンジンに連結されたＶ
   リブドプーリを含む２個以上のＶリブドプーリにＶリブ
   ドベルトを懸架し、ベルトゆるみ側に張力を付与するとともに減衰機能を有
   する オートテンショナーのアイドラープーリをベルトの
   ゆるみ側に当接した動力伝動機構において、 該Ｖリブドベルトは１％伸ばすのにベルト幅１ｍｍにつ
   き１７ｋｇｆ以上であって、前記減速時にベルト張り側
   の張力を正に保つことができるものであり、 前記オートテンショナーの減衰機能の程度は、下記で定
   義されるダンパー率が２０％以下と低いものであること
   を特徴とする動力伝動機構。ここで、ダンパー率＝２
   〔（Ａ−Ｂ）／（Ａ＋Ｂ）〕×１００、Ａはアイドラー
   プーリのアップストローク時の力、Ｂはダウンストロー
   ク時の力である。