JPH0552407U - エンジンの補機駆動構造 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 駆動負荷の大きい第１の補機を先ずエンジン
の出力軸より第１の駆動ベルトを介して駆動するととも
に該第１の補機の回転軸より相対的に負荷が小さい第２
の補機を第２の駆動ベルトを介して駆動するようにして
なるエンジンの補機駆動構造において、上記第１、第２
の駆動ベルトの各々のベルト寿命を十分に確保しなが
ら、第１の駆動ベルトを介して第１の補機に伝達される
エンジンの角速度変動を低減する。 【構成】 上記補機駆動構造において、第２の駆動ベル
トに第１の駆動ベルトよりもベルト張力の高いベルトを
採用することによつて、上記第１の補機に伝達されるエ
ンジンからの角速度変動を吸収分散させるようにした。

Description

【考案の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】

本願考案は、エンジンの補機駆動構造に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】

例えば実開昭６１−１３８８３６号公報に記載されているように、一般にオル タネータや過給機などのエンジン補機は、エンジンの出力軸より各々ベルトを介 して駆動されるようになっている。そして、このような補機駆動に関し、最近で は、ベルト自体の屈曲寿命が向上したこともあり、駆動部の省スペース化を狙っ たサーペンタインドライブ構造を採用するものも多くなっている。

【０００３】 ところが、上記過給機が例えばコムレックス・プレッシャーチャージャーに代 表されるような圧力波過給機である場合、過給効率に関してエンジンと過給機側 ロータ相互の回転比率が微妙な関係を持っており、例えば同過給機をディーゼル エンジンに適用した場合で言うと、良好な過給効率を得るためには上記ロータの 回転数はエンジンの回転数の4.2〜4.3倍の回転数で同期回転させなければならな い。

【０００４】 したがって、該場合には一般に上述のようなサーペンタインタイプのドライブ 構造を採用することが難しく、又かと言って直接エンジンのクランクシャフトか ら単一本のベルトで駆動しようとすると、上記増速比の関係からクランクシャフ ト側駆動プーリの径が著しく大きくなり省スペース化の要求に応じられない問題 がある。

【０００５】 ところで、上述した他方のエンジン補機であるオルタネータは、一般に適正な 発電容量を確保するために、通常Ｖベルトを介しクランク軸によって、その２倍 の回転数(以下、これを２倍速という)で回転駆動されるようになっている。そこ で、この点に着目し、例えば図６に示すように、上記エンジンＡのクランク軸Ｄ より第１のベルトＶ₁を介して駆動されるプーリＥを備えた当該オルタネータＢ の回転軸他端に上記過給機Ｃのロータ駆動用プーリＦを設ける一方、上記過給機 Ｃのロータ軸にそれに対応する被駆動プーリＧを設け、この被駆動プーリＧの径 を上記オルタネータ回転軸のロータ駆動用プーリＦの径の１／２に設定するとと もに、該両プーリＦ,Ｇ間に第２のＶベルトＶ₂を巻きかけ、上記過給機Ｃのロー タを上記オルタネータＢの２倍の回転速度で回転駆動するようにし、それによっ て過給機Ｃのロータを最終的にエンジンクランク軸Ｄの４倍の回転数(以下、こ れを４倍速という)で回転させるようにすると、比較的小スペースで、しかも適 正な増速比(１:４)を確保することができる。

【０００６】

【考案が解決しようとする課題】

しかし、エンジンには一般に回転時において或る程度の角速度変動(瞬時回転 速度の変動)を伴う特性があり、該角速度変動は特に圧縮比が高く、吸気を絞ら ないディーゼルエンジンにおいて著しい(トルク変動に起因)。従って、上記のよ うに本来駆動負荷の大きいオルタネータをエンジンクランク軸によって直接駆動 するようにした場合、どうしても上記第１のＶベルト側の耐久性、信頼性が問題 となり、上記角速度変動に伴う駆動荷重の変動により発熱、硬化を生じて特にア イドル時にベルト鳴き音を感じさせるようになる。

【０００７】 一方、圧力波過給機はスーパーチャージャー等の過給機と異なってロータが圧 縮・加圧作用をする訳ではないので、上記オルタネータに比べると、遥かに駆動 負荷が小さい。したがって、該過給機を駆動するのには、むしろ伝動能力が高い ことよりは高回転時のベルト遠心張力を低減する見地から、比較的幅の狭いＦＭ タイプのＶベルトを使用することが考えられるが、通常のＦＭベルトでは、張力 寿命が短く、しかもベルト張力をアップする毎に張力寿命の低下が促進される欠 点がある(図７参照)。

【０００８】

【課題を解決するための手段】

本願の請求項１〜３各項記載の考案は、それぞれ上記の問題を解決することを 目的としてなされたものであって、該目的を達成するために各々次のように構成 されている。

【０００９】 (１) 請求項１記載の考案の構成 請求項１記載の考案のエンジンの補機駆動構造は、駆動負荷の異なる第１、第 ２の２つの補機をエンジンの出力軸より駆動ベルトを介して駆動するようにして なるエンジンの補機駆動構造において、上記第１、第２の２つの補機の内の一方 側負荷の大きい方の第１の補機を第１の駆動ベルトを介してエンジン出力軸によ り駆動するとともに他方側負荷の小さい方の第２の補機を上記第１の補機の回転 軸より上記第１の駆動ベルトよりも安定張力の高い第２の駆動ベルトを介して駆 動するように構成したことを特徴とするものである。

【００１０】 (２) 請求項２記載の考案の構成 請求項２記載の考案のエンジンの補機駆動構造は、上記請求項１記載の構成を 基本構成とし、同構成における第１の補機の回転軸は、その一端側に上記第１の 駆動ベルトの一端が巻回される第１のプーリを、また同他端側に上記第２の駆動 ベルトの一端が巻回される第２のプーリを各々備えていることを特徴とするもの である。

【００１１】 (３) 請求項３記載の考案の構成 請求項３記載の考案のエンジンの補機駆動構造は、上記請求項１又は２記載の 考案の構成を基本構成とし、同構成における上記第１の駆動ベルトはＶベルトよ りなり、第２の駆動ベルトがＶリブドベルトよりなることを特徴とするものであ る。

【００１２】

【作用】

本願の請求項１〜３各項記載の考案のエンジンの補機駆動構造は、それぞれ上 述のように構成されている結果、当該各構成に対応して各々次のような作用を奏 する。

【００１３】 (１) 請求項１記載の考案の作用 請求項１記載の考案のエンジンの補機駆動構造では、上述の如く、駆動負荷の 異なる第１、第２の２つの補機をエンジンの出力軸より駆動ベルトを介して駆動 するようにしてなるエンジンの補機駆動構造において、上記第１、第２の２つの 補機の内の一方側負荷の大きい方の第１の補機を第１の駆動ベルトを介してエン ジン出力軸により駆動するとともに他方側負荷の小さい方の第２の補機を上記第 １の補機の回転軸より上記第１の駆動ベルトよりも安定張力の高い第２の駆動ベ ルトを介して駆動するようにになっている。

【００１４】 従って、エンジン出力軸からの角速度変動は上記第１の駆動ベルトを介して第 １の補機に伝えられるが、該第１の補機を経て第２の補機を駆動する上記第２の 駆動ベルトの安定時のベルト張力が上記第１の駆動ベルトの安定張力よりも高く なっているために、当該第１の補機に伝達される上記エンジン出力軸からの角速 度変動が第２の補機側にも適度に分散され吸収されて、上記第１の駆動ベルトの エンジン角速度変動に伴う荷重負担度を軽減せしめるようになる。その結果、上 記角速度変動に伴う第１の駆動ベルトの発熱・硬化等劣化度が低下して耐久性、 信頼性が向上せしめられる。

【００１５】 (２) 請求項２記載の考案の作用 請求項２記載の考案のエンジンの補機駆動構造では、上記請求項１記載の考案 の構成を基本構成とし、同構成における第１の補機の回転軸が、その一端側に上 記第１の駆動ベルトの一端が巻回される第１のプーリを、また同他端側に上記第 ２の駆動ベルトの一端が巻回される第２のプーリを各々備えて構成されており、 上記第２のプーリにより第２の駆動ベルトを介して第２の補機が駆動される。

【００１６】 したがつて、上記請求項１記載の考案の場合と同様エンジン出力軸からの角速 度変動は先ず第１の駆動ベルトを介して第１の補機の回転軸に伝達されるが、該 第１の補機の回転軸の角速度変動は安定張力の高い第２の駆動ベルトを介して第 ２の補機側にも適度に分散されて吸収される。

【００１７】 その結果、上記エンジン出力軸の角速度変動に伴う第１の駆動ベルトの荷重負 担度が低減され、発熱・硬化による劣化度が低くなって耐久性、信頼性が向上す る。その結果、アイドル時のベルト鳴き現象も生じにくくなる。

【００１８】 (３) 請求項３記載の考案の作用 請求項３記載の考案のエンジンの補機駆動構造は、上記請求項１又は２記載の 考案の構成を基本構成とし、同構成における上記第１の駆動ベルトはＶベルトよ りなり、他方第２の駆動ベルトがＶリブドベルトよりなっている。

【００１９】 Ｖベルトは本質的に駆動力の伝動能力が大きく、従って駆動負荷の大きい第１ の補機を駆動する第１の駆動ベルトとして適している。

【００２０】 また、一方Ｖリブドベルトは複数のリブの作用によって摩擦面積を十分に取る ことができる一方、幅が広くて張力寿命が長い。又全体の厚さを薄くできるので 屈曲性能も高く、高回転時の遠心張力も低くすることができる。従って、比較的 駆動負荷が小で、しかし駆動回転数が高い第２の補機を駆動する第２の駆動ベル トとして適している。

【００２１】 そのため、該Ｖリブドベルトを使用した第２の駆動ベルトは上述のように高張 力状態にセッティングして高回転駆動を継続しても張力低下が少なく、長期に亘 って上述した２つのベルトの張力関係を適切に維持することができ、上記請求項 １又は２記載の考案の角速度変動低減作用を確保することができるようになる。

【００２２】

【考案の効果】

以上の結果、本願考案のエンジンの補機駆動構造によると、駆動負荷の異なる 各補機の適切な駆動状態を確保しながら、当該各補機を駆動する駆動ベルトの寿 命を共に長くして、しかも同時にエンジン出力軸からの角速度変動の影響を可及 的に低減することができる。

【００２３】

【実施例】

図１〜図３は本願考案の実施例に係る例えば自動車のエンジンの補機駆動構造 を示している。

【００２４】 先ず図１において、符号１は、例えば過給機付ディーゼルエンジンのエンジン 本体部を示し、図では説明を簡単にするために左側の過給機部およびオルタネー タ部等エンジンの補機駆動部だけを中心として表している。

【００２５】 エンジン本体１は、大別して下部側のシリンダブロック部１Ａと上部側シリン ダヘッド部１Ｂとから構成されている。そして、シリンダブロック部１Ａの下部 中央にはエンジン出力軸であるクランクシャフト２が設けられており、同クラン クシャフト２の軸端部に位置して過給機およびオルタネータ駆動用の所定径のク ランク軸プーリ３が固着されている。

【００２６】 一方、符号５は上記エンジン本体部１のシリンダヘッド部１０Ｂの吸気通路部 と排気通路部とに亘って設けられた圧力波過給型の過給機であり、該過給機５に は、そのロータ駆動用の過給機駆動プーリ５aが設けられている。

【００２７】 また、符号４はバッテリ充電用のオルタネータであり、該オルタネータ４の回 転軸一端(表側)にはオルタネータ駆動プーリ４aが、また他端(裏側)には上記過 給機駆動回転数増速用の所定径の増速用プーリ６が各々同軸に設けられている。 そして、上記クランク軸プーリ３とオルタネータ駆動プーリ４aとの間には、第 １のアイドルプーリ７を介して第１の駆動ベルト８(Ｖ₁)が架けわたされている 。そして、該第１の駆動ベルト８によって上記オルタネータ４の駆動プーリ４a が所定の増速比(２倍速)で回転駆動されるようになっている。

【００２８】 また、上記過給機駆動プーリ５aとオルタネータ駆動プーリ４aと同軸の他端側 増速用プーリ６との間にはベルトテンショナー１０用の第２のアイドルプーリ１ １を介して第２の駆動ベルト１２(Ｖ₂)が架けわたされている。そして、該第２ の駆動ベルト１２にょって上記過給機駆動プーリ５aが例えば上記増速用プーリ ６の回転数の２倍、従ってクランク軸プーリ３の回転数の４倍の増速比で回転駆 動されるようになっている。その結果、上記過給機５は十分な過給効率を実現す る。

【００２９】 ところで、上記オルタネータ駆動用の第１の駆動ベルト８、過給機駆動用の第 ２の駆動ベルト１２は、それぞれ例えば図２、図３に示すようにラップドＶベル ト中のＡ型ベルト、Ｖリブドベルトにより構成されている。上記ラップドＶベル ト中のＡ型ベルト(図２)は、摩擦係数も高く、特に駆動力の伝動能力に優れてい る。従って、オルタネータ４のような駆動負荷の大きなものを駆動するのに適し ている。また、上記Ｖリブドベルト(図３)は、複数のＶ型リブ(Ｌ₁〜Ｌ₅)の形成 によって十分な摩擦面積を取ることが可能でありながら、全体としての厚さを薄 くすることができるので屈曲性能も高く張力寿命も長いメリットがある。しかも 、重量も小さくできる。従って、比較的駆動負荷の小さい上記過給機５を高回転 かつ低遠心張力状態で駆動するのに適している。

【００３０】 そして、第１、第２の駆動ベルト８,１２に上記のような組合わせを採用する と、第２の駆動ベルト１２(Ｖ₂)の安定張力Ｐ₂を第１の駆動ベルト８(Ｖ₁)の安 定張力Ｐ₁よりも高い状態(Ｐ₂＞Ｐ₁)にセットし、かつ同セット状態を長期間に 亘って維持することが可能となる。なお、ここで言う「安定張力」とは、各ベルト を一定時間駆動した後の張力変化幅が小さくなった時のベルト張力値を指称して いる。

【００３１】 ところで、上記図１の構成のオルタネータ４および過給機５のベルト駆動構造 では、当然エンジン本体１側のクランクシャフト２の角速度変動(瞬時回転速度 変動)も上記Ａ型Ｖベルトよりなる第１の駆動ベルト８を介してオルタネータ駆 動プーリ４aおよび増速用プーリ６に伝達される。

【００３２】 ところが、実験の結果になると、例えば図４の特性に見られるように、該場合 において上記過給機５側第２の駆動ベルト１２(Ｖ₂)のベルト張力を高くして行 くと、逆にオルタネータ４の回転軸の角速度変動は設定張力が高く、かつ張力寿 命の長い第２の駆動ベルト１２(Ｖ₂)側に、分散、吸収されて相対的に負荷の大 きいオルタネータ４回転軸の角速度変動を相当に低減することが可能となる。こ の結果、例えば図５に示すように、その特性上、本来的に張力寿命が短い第１の 駆動ベルト８(Ｖ₁)の発熱量が低くなり、硬度上昇量も低減されるようになるの で、耐久性の低下も小さく、アイドル時においてベルト鳴きが生じるようになる までの運転時間を可及的に延ばすことができる。そして、同時にスリップ限界ま でに到る運転時間が大きく拡大される。この点は、上記第２の駆動ベルト１２( Ｖ₂)についても同様であり、図３に示すＶリブドベルトを使用したことにより、 張力寿命が大きく拡大されるので、当然スリップ限界までの運転時間も拡大され る。

【００３３】 なお、図１中の符号１５は上記エンジン本体１側に取付けられた箱型の支持筺 体であり、該支持筺体１５の内部には張力調整操作用のアジャストボルト１６が ベルト張力調整方向に延びて平行に支持されている。そして、該アジャストボル ト１６には、所定長さの雄ネジ部が形成されており、該雄ネジ部にはスリーブ状 のガイド部材を介して当該ガイド部材の中央より略直交方向外方に延びるアイド ルプーリ支持軸１８が支持されている。上記支持筺体１５には、上記アイドルプ ーリの外側に位置して該アイドルプーリ支持軸１８の固定面が形成されており、 該固定面１８にはローラベアリングを有するベアリング部材を介して上記アイド ルプーリ１１が回転自在に支持されている。

【図面の簡単な説明】

【図１】図１は、本願考案の実施例に係るエンジンの補
機駆動構造を示すエンジン本体の側面図である。

【図２】図２は、同構造において使用される第１の駆動
ベルトの斜視図である。

【図３】図３は、同構造において使用される第２の駆動
ベルトの斜視図である。

【図４】図４は、同構造の角速度変動低減作用を示す特
性図である。

【図５】図５は、同構造における第１、第２の駆動ベル
トの張力変化を示す特性図である。

【図６】図６は、従来のエンジンの補機駆動構造の概略
図である。

【図７】図７は、同図６の構造における第１、第２の駆
動ベルトの張力変化を示す特性図である。

【符号の説明】

１はエンジン本体、３はクランク軸プーリ、４はオルタ
ネータ、４aはオルタネータ駆動プーリ、５は過給機、
５aは過給機駆動プーリ、８は第１の駆動ベルト、１２
は第２の駆動ベルトである。

Claims (3)

【実用新案登録請求の範囲】
1. 【請求項１】 駆動負荷の異なる第１、第２の２つの補
   機をエンジンの出力軸より駆動ベルトを介して駆動する
   ようにしてなるエンジンの補機駆動構造において、上記
   第１、第２の２つの補機の内の一方側負荷の大きい方の
   第１の補機を第１の駆動ベルトを介してエンジン出力軸
   により駆動するとともに他方側負荷の小さい方の第２の
   補機を上記第１の補機の回転軸より上記第１の駆動ベル
   トよりも安定張力の高い第２の駆動ベルトを介して駆動
   するように構成したことを特徴とするエンジンの補機駆
   動構造。
2. 【請求項２】 上記第１の補機の回転軸は、その一端側
   に上記第１の駆動ベルトの一端が巻回される第１のプー
   リを、また同他端側に上記第２の駆動ベルトの一端が巻
   回される第２のプーリを各々備えていることを特徴とす
   る請求項１記載のエンジンの補機駆動構造。
3. 【請求項３】 上記第１の駆動ベルトはＶベルトよりな
   り、第２の駆動ベルトがＶリブドベルトよりなることを
   特徴とする請求項１または２記載のエンジンの補機駆動
   構造。