JPS63106453A - タイミングベルト機構 - Google Patents
タイミングベルト機構Info
- Publication number
- JPS63106453A JPS63106453A JP24841186A JP24841186A JPS63106453A JP S63106453 A JPS63106453 A JP S63106453A JP 24841186 A JP24841186 A JP 24841186A JP 24841186 A JP24841186 A JP 24841186A JP S63106453 A JPS63106453 A JP S63106453A
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- JP
- Japan
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- pulley
- belt
- tension
- toothed
- timing belt
- Prior art date
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- Pending
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- 230000007246 mechanism Effects 0.000 title claims description 20
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 4
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 3
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 description 1
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 1
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
- F16H2035/003—Gearings comprising pulleys or toothed members of non-circular shape, e.g. elliptical gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
- F16H35/02—Gearings or mechanisms with other special functional features for conveying rotary motion with cyclically varying velocity ratio
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- 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
- F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes, or chains
- F16H7/0829—Means for varying tension of belts, ropes, or chains with vibration damping means
Landscapes
- Devices For Conveying Motion By Means Of Endless Flexible Members (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明はタイミングベルト機構、特にタイミングベルト
機構におけるタイミングベルトの共振抑制装置に関する
ものである。
機構におけるタイミングベルトの共振抑制装置に関する
ものである。
自動車等において駆動側から被駆動側に動力を正確に伝
達するためタイミングベルト機構が用いられている。こ
のタイミングベルト機構はローラチェーン、歯車等と同
様に、歯付きプーリとこれに噛み合う歯付きベルトから
なるものである（実開昭５７−１７２９５６号公報参照
）。
達するためタイミングベルト機構が用いられている。こ
のタイミングベルト機構はローラチェーン、歯車等と同
様に、歯付きプーリとこれに噛み合う歯付きベルトから
なるものである（実開昭５７−１７２９５６号公報参照
）。
上記のタイミングベルト機構を例えば自動車の動弁機構
においてクランクシャフトとカムシャフトとの間に用い
た場合は、被駆動側のカムシャフトの負荷の変動に伴い
、タイミングベルトの張力が変動しこの変動が大きい共
振点において同ベルトは激しく振動し、そのためベルト
とプーリとの噛み合いが悪くなる。この影響でクランク
シャフトの回転とバルブ作動のタイミングにずれが生じ
、回転変動をひき起す原因となる。またベルトとプーリ
との噛み合いが不十分となりベルトの歯にかかる荷重が
増加しベルトの歯の寿命に悪影響を及ぼすことになる。
においてクランクシャフトとカムシャフトとの間に用い
た場合は、被駆動側のカムシャフトの負荷の変動に伴い
、タイミングベルトの張力が変動しこの変動が大きい共
振点において同ベルトは激しく振動し、そのためベルト
とプーリとの噛み合いが悪くなる。この影響でクランク
シャフトの回転とバルブ作動のタイミングにずれが生じ
、回転変動をひき起す原因となる。またベルトとプーリ
との噛み合いが不十分となりベルトの歯にかかる荷重が
増加しベルトの歯の寿命に悪影響を及ぼすことになる。
したがって、このようなタイミングベルト機構は共振を
抑制する手段を講じる必要がある。
抑制する手段を講じる必要がある。
本発明によれば上記の問題点は、歯付き駆動プーリと歯
付き被駆動プーリとの間に歯付きベルトを掛け渡したタ
イミングベルト機構において、前記駆動プーリと被駆動
プーリとの間にさらに前記歯付きベルトと噛み合う中間
歯付きプーリを介在させ、該中間歯付きプーリの歯先円
を非円形となして該プーリの中心から最小距離の歯先部
と最大距離の歯先部とを形成し、前記最小距離の歯先部
を前記歯付きベルトが最大張力となる時該ベルトとの噛
み合い部の中心位置に、前記最大距離の歯先部を前記歯
付きベルトが最小張力となる時該ベルトとの噛み合い部
の中心位置に、それぞれ位置させるよう配置したことを
特徴とするタイミングベルト機構によって解決される。
付き被駆動プーリとの間に歯付きベルトを掛け渡したタ
イミングベルト機構において、前記駆動プーリと被駆動
プーリとの間にさらに前記歯付きベルトと噛み合う中間
歯付きプーリを介在させ、該中間歯付きプーリの歯先円
を非円形となして該プーリの中心から最小距離の歯先部
と最大距離の歯先部とを形成し、前記最小距離の歯先部
を前記歯付きベルトが最大張力となる時該ベルトとの噛
み合い部の中心位置に、前記最大距離の歯先部を前記歯
付きベルトが最小張力となる時該ベルトとの噛み合い部
の中心位置に、それぞれ位置させるよう配置したことを
特徴とするタイミングベルト機構によって解決される。
上記の構成からなる本発明によれば、ベルトの張力が最
大となる位置で中間歯付きプーリの最小距離の歯先部が
前記ベルトとの噛み合い部の中心位置にくるので、ベル
ト全体の長さが収縮し、そのため張力の増加は抑制され
張力変動の最大値は小さくなる。一方、ベルトの張力が
最小となる位置では中間歯付きプーリの最大距離の歯先
部がベルトとの噛み合い部の中心位置にくるので、ベル
ド全体の長さは伸長しそのためベルトの張力は増太し張
力変動の最小値は大きくなる。
大となる位置で中間歯付きプーリの最小距離の歯先部が
前記ベルトとの噛み合い部の中心位置にくるので、ベル
ト全体の長さが収縮し、そのため張力の増加は抑制され
張力変動の最大値は小さくなる。一方、ベルトの張力が
最小となる位置では中間歯付きプーリの最大距離の歯先
部がベルトとの噛み合い部の中心位置にくるので、ベル
ド全体の長さは伸長しそのためベルトの張力は増太し張
力変動の最小値は大きくなる。
したがってベルト全体の張力変動の振幅が小さくなり、
この張力変動の減少により共振の度合が抑制されるもの
となる。
この張力変動の減少により共振の度合が抑制されるもの
となる。
本発明の実施例を図面を参照して以下に説明する。第１
図は本発明の第１の実施例を示し、本実施例は、本発明
のタイミングベルト機構を４気筒エンジンの動弁系−１
すなわちクランクシャフトとバルブ駆動用のカムシャフ
トとの間に適用したものである。
図は本発明の第１の実施例を示し、本実施例は、本発明
のタイミングベルト機構を４気筒エンジンの動弁系−１
すなわちクランクシャフトとバルブ駆動用のカムシャフ
トとの間に適用したものである。
図中、１は歯の設けられたカムシャフトプーリ、２は歯
の設けられたクランクシャフトプーリ、３は歯の設けら
れたタイミングベルトであって、プーリ１，２の歯がタ
イミングベルト３の歯に噛み合い、クランクシャフトプ
ーリ２からタイミングベルト３を介してカムシャフトプ
ーリｌに回転力が伝達されるようになっている。
の設けられたクランクシャフトプーリ、３は歯の設けら
れたタイミングベルトであって、プーリ１，２の歯がタ
イミングベルト３の歯に噛み合い、クランクシャフトプ
ーリ２からタイミングベルト３を介してカムシャフトプ
ーリｌに回転力が伝達されるようになっている。
両プーリ１，２の中間にさらに歯の設けられたオイルポ
ンププーリ４が設けられ、このプーリ４の歯がタイミン
グベルト３と噛み合いクランクシャフト（図示せず）か
らの回転力が伝達される。
ンププーリ４が設けられ、このプーリ４の歯がタイミン
グベルト３と噛み合いクランクシャフト（図示せず）か
らの回転力が伝達される。
このプーリ４はオイルポンプ（図示しない）を駆動する
ためのプーリである。オイルポンププーリ４は従来のプ
ーリと異なり、その外周が非円形であり、その中心０か
らの距離が最大となる長径部Ｃ−Ｄと最小となる短径部
Ｆ−Ｅとが形成されている。５はアイドラプーリで、テ
ンシシンプーリ６によりタイミングベルト３の張力を調
節する。
ためのプーリである。オイルポンププーリ４は従来のプ
ーリと異なり、その外周が非円形であり、その中心０か
らの距離が最大となる長径部Ｃ−Ｄと最小となる短径部
Ｆ−Ｅとが形成されている。５はアイドラプーリで、テ
ンシシンプーリ６によりタイミングベルト３の張力を調
節する。
同図において矢印Ｇはクランクシャフトプーリ２の回転
方向を示す。またカムシャフトプーリ１上の点Ａが点Ｂ
の位置にある時バルブの負荷が最大（クランク角度で上
死点から約７０°のところ）となりベルト３の張力が最
大となるものとする。
方向を示す。またカムシャフトプーリ１上の点Ａが点Ｂ
の位置にある時バルブの負荷が最大（クランク角度で上
死点から約７０°のところ）となりベルト３の張力が最
大となるものとする。
本実施例では、第１図に示すように、ベルト３の張力が
最大となる位置において、オイルポンププーリ４は、そ
の短径部Ｆ−Ｅの一方の端部Ｅ又はＦがベルト３との噛
み合い部の中心位置に（るように配置する。またバルブ
の負荷が最小となりベルト３の張力が最小となる位置（
カムシャフトプーリｌが第１図の位置から９０°回転し
た位置）では、オイルポンプブー＋７４はその長径部Ｃ
−Ｄの一方の端部Ｃ又はＤがベルト３との噛み合い部の
中心位置にくるように配置する。
最大となる位置において、オイルポンププーリ４は、そ
の短径部Ｆ−Ｅの一方の端部Ｅ又はＦがベルト３との噛
み合い部の中心位置に（るように配置する。またバルブ
の負荷が最小となりベルト３の張力が最小となる位置（
カムシャフトプーリｌが第１図の位置から９０°回転し
た位置）では、オイルポンプブー＋７４はその長径部Ｃ
−Ｄの一方の端部Ｃ又はＤがベルト３との噛み合い部の
中心位置にくるように配置する。
このようにオイルポンププーリ４を配置することにより
、ベルト３の張力の最大の時はオイルポンププーリ４の
短径部Ｆ−Ｅがベルト３と噛み合うのでベルト３全体の
長さは収縮し、そのためベルトの張力の増加は抑制され
張力変動の最大値は小さくなる。一方、ベルト３の張力
の最小の時はオイルポンププーリ４はその長径部Ｃ−Ｄ
がベルト３と噛み合うのでベルト３全体の長さは伸長し
、そのためベルトの張力は増大し張力の最小値を増加さ
せるものとなる。この結果ベルト３の張力の最大値と最
小値との差が少なくなり、張力変動の振幅は減少し共振
の度合は抑制されることとなる。
、ベルト３の張力の最大の時はオイルポンププーリ４の
短径部Ｆ−Ｅがベルト３と噛み合うのでベルト３全体の
長さは収縮し、そのためベルトの張力の増加は抑制され
張力変動の最大値は小さくなる。一方、ベルト３の張力
の最小の時はオイルポンププーリ４はその長径部Ｃ−Ｄ
がベルト３と噛み合うのでベルト３全体の長さは伸長し
、そのためベルトの張力は増大し張力の最小値を増加さ
せるものとなる。この結果ベルト３の張力の最大値と最
小値との差が少なくなり、張力変動の振幅は減少し共振
の度合は抑制されることとなる。
さらに本実施例におけるオイルポンププーリ４のような
非円形プーリを用いた場合の、同プーリ４の形状及び歯
数について説明する。
非円形プーリを用いた場合の、同プーリ４の形状及び歯
数について説明する。
−ｉに、非円形プーリ４の歯数Ｚａ及び同プーリ４の中
心０から歯までの距離が最大となる箇所の数ｎはＮ気筒
およびクランクシャフトプーリの歯数が２であるエンジ
ンに適用した場合、Ｚａ＝ｋ・Ｚ （ｋ＝１，２．３−
） ｎ＝（ｋ−Ｎ）／２ となる。ただしＮおよびｋが奇数の場合ｎは整数でな（
なるので、気筒数が奇数個の時はｋは偶数でなければな
らない。
心０から歯までの距離が最大となる箇所の数ｎはＮ気筒
およびクランクシャフトプーリの歯数が２であるエンジ
ンに適用した場合、Ｚａ＝ｋ・Ｚ （ｋ＝１，２．３−
） ｎ＝（ｋ−Ｎ）／２ となる。ただしＮおよびｋが奇数の場合ｎは整数でな（
なるので、気筒数が奇数個の時はｋは偶数でなければな
らない。
なお、歯を有しないアイドラプーリを用いた場合はアイ
ドラプーリの回転数とクランクシャフトプーリの回転数
とが完全には一致しないためベルトの張力変動にタイミ
ングを合せることが不可能であるので効果はない。
ドラプーリの回転数とクランクシャフトプーリの回転数
とが完全には一致しないためベルトの張力変動にタイミ
ングを合せることが不可能であるので効果はない。
本実施例のように４気筒エンジンではカムシャフトプー
リ１を回転させ吸排気パルプを開閉するためのベルト張
力変動のピークはカムシャフトプーリ１の１回転、ある
いはクランクシャフトプーリ２の２回転につき４回現れ
ることになる。そこで図に示すようにクランクシャフト
プーリ２と同歯数の非円形プーリ４を用いた場合、プー
リ４の中心Ｏから歯までの距離は、互いに対称となる２
箇所Ｃ及びＤで最大となり、Ｅ及びＦで最小となる。
リ１を回転させ吸排気パルプを開閉するためのベルト張
力変動のピークはカムシャフトプーリ１の１回転、ある
いはクランクシャフトプーリ２の２回転につき４回現れ
ることになる。そこで図に示すようにクランクシャフト
プーリ２と同歯数の非円形プーリ４を用いた場合、プー
リ４の中心Ｏから歯までの距離は、互いに対称となる２
箇所Ｃ及びＤで最大となり、Ｅ及びＦで最小となる。
第２図、第３図に、４気筒エンジンにおけるベルト３の
張力の測定結果を示す。第２図は円形オイルポンププー
リを用い（従来例）、第３図は本実施例の非円形オイル
ポンププーリ４を用いた結果をそれぞれ示すものである
。円形オイルポンププーリを用いた時に見られた共振に
よる張力増加Ｇが非円形オイルポンププーリ４を用いた
本実施例では見られず共振が抑制されているのがわかる
。
張力の測定結果を示す。第２図は円形オイルポンププー
リを用い（従来例）、第３図は本実施例の非円形オイル
ポンププーリ４を用いた結果をそれぞれ示すものである
。円形オイルポンププーリを用いた時に見られた共振に
よる張力増加Ｇが非円形オイルポンププーリ４を用いた
本実施例では見られず共振が抑制されているのがわかる
。
第４図は本発明の第２実施例における非円形プーリの形
状を示すものである。
状を示すものである。
第２実施例は本発明のタイミングベルト機構を６気筒エ
ンジンの動弁機構に適用したものである。
ンジンの動弁機構に適用したものである。
６気筒エンジンは前記の張力変動のピークが６回あるた
め、クランクシャフトプーリ２と同歯数のプーリ４を用
いた場合、プーリ４の中心Ｏから歯までの距ＭＯ−ａ
ｐ Ｏ−ｂ 、 Ｏ−ｃの３箇所で最大となり、Ｏ−ｄ
、Ｏ−ｅ、Ｏ−ｆの３箇所で最小となる。また中心を通
る線分２−ｅ、ｂ−ｆ。
め、クランクシャフトプーリ２と同歯数のプーリ４を用
いた場合、プーリ４の中心Ｏから歯までの距ＭＯ−ａ
ｐ Ｏ−ｂ 、 Ｏ−ｃの３箇所で最大となり、Ｏ−ｄ
、Ｏ−ｅ、Ｏ−ｆの３箇所で最小となる。また中心を通
る線分２−ｅ、ｂ−ｆ。
ｃ−ｄはそれぞれ６０°で交わる。
また６気筒エンジンの場合、タイミングベルト３の張力
の最大となる位置、すなわちバルブの負荷が最大となる
クランク角度は上死点から約８０゜ずれたところにある
ため、その点で非円形オイルポンププーリの点ｄ、ｅ、
ｆのいずれかがベルト３との噛み合いの中心位置にくる
よう配設する。
の最大となる位置、すなわちバルブの負荷が最大となる
クランク角度は上死点から約８０゜ずれたところにある
ため、その点で非円形オイルポンププーリの点ｄ、ｅ、
ｆのいずれかがベルト３との噛み合いの中心位置にくる
よう配設する。
またタイミングベルト３の張力が最小となる点は前述の
最大張力の点からクランク角で６０°のところにあり、
非円形オイルポンププーリ４上の、ａ、ｂ、ｃ点のいず
れかがベルト３との噛み合いの中心位置にくるようにす
る。
最大張力の点からクランク角で６０°のところにあり、
非円形オイルポンププーリ４上の、ａ、ｂ、ｃ点のいず
れかがベルト３との噛み合いの中心位置にくるようにす
る。
このようなオイルポンプブーＩ７４の配置により、第１
実施例の場合と同様に、ベルト３の最大張力時にベルト
の全長は収縮し、そのため張力の最大値は減少し、ベル
ト３の最小張力時には逆にベルトの全長は伸長し、張力
の最小値は増大し、その結果ベルト張力の変動の振幅が
減少するものとなる。
実施例の場合と同様に、ベルト３の最大張力時にベルト
の全長は収縮し、そのため張力の最大値は減少し、ベル
ト３の最小張力時には逆にベルトの全長は伸長し、張力
の最小値は増大し、その結果ベルト張力の変動の振幅が
減少するものとなる。
第５図、第６図は本発明の第３実施例における非円形プ
ーリの形状を示すものである。
ーリの形状を示すものである。
同図に示す実施例はプーリ４のピッチ径を増減するので
はなく、特定の歯の高さを増加させることによりタイミ
ングベルト３の共振を抑制するものである。４気筒エン
ジンの場合ＲとＳの２ケ所、６気筒エンジンの場合はＲ
，Ｔ、Ｕの３ケ所の歯の高さを増加させる。ここで図中
αは１２０゛である。この高さを増加させた歯を張力変
動が最小となる点、すなわち上死点からの角度が４気筒
エンジンでは約１６０°、６気筒エンジンでは約１７０
゜の点でかみ合いの中心にくるよう配設すると前述と同
様の作用によりタイミングベルト３の振幅は減少し、共
振が抑制されるものとなる。
はなく、特定の歯の高さを増加させることによりタイミ
ングベルト３の共振を抑制するものである。４気筒エン
ジンの場合ＲとＳの２ケ所、６気筒エンジンの場合はＲ
，Ｔ、Ｕの３ケ所の歯の高さを増加させる。ここで図中
αは１２０゛である。この高さを増加させた歯を張力変
動が最小となる点、すなわち上死点からの角度が４気筒
エンジンでは約１６０°、６気筒エンジンでは約１７０
゜の点でかみ合いの中心にくるよう配設すると前述と同
様の作用によりタイミングベルト３の振幅は減少し、共
振が抑制されるものとなる。
本発明は以上のように、タイミングベルト機構において
、ベルトの張力が最大となる時はベルトの全長を減少さ
せてその張力を減少させ、ベルトの張力が最小となる時
には逆にベルトの全長を伸長してその張力を増大するよ
うにしているので、ベルトの最大張力と最小張力との差
を少なくする、すなわちベルトの加振要因の１つである
張力変動の振幅を減少することができ、共振の度合を抑
制することができる。
、ベルトの張力が最大となる時はベルトの全長を減少さ
せてその張力を減少させ、ベルトの張力が最小となる時
には逆にベルトの全長を伸長してその張力を増大するよ
うにしているので、ベルトの最大張力と最小張力との差
を少なくする、すなわちベルトの加振要因の１つである
張力変動の振幅を減少することができ、共振の度合を抑
制することができる。
またそのため、プーリとベルトとの噛み合いは確実とな
りベルトの歯にかかる荷重の増加は回避されベルトの寿
命を延長することができる。
りベルトの歯にかかる荷重の増加は回避されベルトの寿
命を延長することができる。
第１図は本発明の第１実施例の概略図、第２図は従来の
タイミングベルト機構におけるベルト張力の変動を示す
グラフ、第３図は本発明のタイミングベルトａ構におけ
るベルト張力の変動を示すグラフ、第４図は本発明の第
２実施例における非円形プーリの拡大正面図、第５図は
本発明の第３実施例における非円形プーリの拡大正面図
、第６図は第５図のＨ部の拡大図である。 １…カムシャフトプーリ、 ２…クランクシャフトプーリ、 ３…タイミングベルト、 ４…オイルポンププーリ。
タイミングベルト機構におけるベルト張力の変動を示す
グラフ、第３図は本発明のタイミングベルトａ構におけ
るベルト張力の変動を示すグラフ、第４図は本発明の第
２実施例における非円形プーリの拡大正面図、第５図は
本発明の第３実施例における非円形プーリの拡大正面図
、第６図は第５図のＨ部の拡大図である。 １…カムシャフトプーリ、 ２…クランクシャフトプーリ、 ３…タイミングベルト、 ４…オイルポンププーリ。
Claims (2)
- １．歯付き駆動プーリと歯付き被駆動プーリとの間に歯
付きベルトを掛け渡したタイミングベルト機構において
、前記駆動プーリと被駆動プーリとの間にさらに前記歯
付きベルトと噛み合う中間歯付きプーリを介在させ、該
中間歯付きプーリの歯先円を非円形となして該プーリの
中心から最小距離の歯先部と最大距離の歯先部とを形成
し、前記最小距離の歯先部を前記歯付きベルトが最大張
力となる時該ベルトとの噛み合い部の中心位置に、前記
最大距離の歯先部を前記歯付きベルトが最小張力となる
時該ベルトとの噛み合い部の中心位置に、それぞれ位置
させるよう配置したことを特徴とするタイミングベルト
機構。 - ２．前記駆動プーリ１回転当りの負荷変動数をＮ、前記
駆動プーリの歯数をＺとした場合、前記中間歯付きプー
リが、Ｚａ＝ｋ・Ｚ（ｋ＝１，２，３…）なる歯数Ｚａ
を有し、かつｎ＝ｋ・Ｎを満足する個数ｎの前記最大距
離及び最小距離の歯先部を有している特許請求の範囲第
１項記載のタイミングベルト機構。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24841186A JPS63106453A (ja) | 1986-10-21 | 1986-10-21 | タイミングベルト機構 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24841186A JPS63106453A (ja) | 1986-10-21 | 1986-10-21 | タイミングベルト機構 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63106453A true JPS63106453A (ja) | 1988-05-11 |
Family
ID=17177714
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24841186A Pending JPS63106453A (ja) | 1986-10-21 | 1986-10-21 | タイミングベルト機構 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS63106453A (ja) |
Cited By (15)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2003046413A1 (en) * | 2001-11-27 | 2003-06-05 | Litens Automotive | Synchronous drive apparatus with non-circular drive elements |
| WO2005119088A1 (en) * | 2004-06-03 | 2005-12-15 | Schaeffler Kg | Traction mechanism for an internal combustion engine |
| WO2005121603A1 (de) * | 2004-06-09 | 2005-12-22 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb mit unrunden zahnrädern |
| DE102004030287A1 (de) * | 2004-06-23 | 2006-01-12 | Ina-Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb für Brennkraftmaschine mit Triebberuhigung |
| WO2006018095A1 (de) * | 2004-08-12 | 2006-02-23 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| EP1664596A1 (en) * | 2003-09-18 | 2006-06-07 | Litens Automotive Partnership | Non-circular rotary component |
| DE102005008676A1 (de) * | 2005-02-25 | 2006-06-22 | Audi Ag | Zahnrad für einen Zahnkettentrieb |
| DE102005008677A1 (de) * | 2005-02-25 | 2006-09-07 | Audi Ag | Zahnrad für einen Hülsen- oder Rollenkettentrieb |
| US7125356B2 (en) | 2001-11-06 | 2006-10-24 | Borgwarner Inc. | Tension-reducing random sprocket |
| WO2007003329A1 (de) * | 2005-07-06 | 2007-01-11 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| DE102005031596A1 (de) * | 2005-07-06 | 2007-01-25 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| EP1756448A1 (en) * | 2004-06-03 | 2007-02-28 | Schaeffler KG | Cost-optimized traction mechanism |
| JP2008039132A (ja) * | 2006-08-09 | 2008-02-21 | Tsubakimoto Chain Co | タイミングチェーンドライブシステム |
| US8430775B2 (en) | 2007-09-28 | 2013-04-30 | Borgwarner Inc. | Multiple tension reducing sprockets in a chain and sprocket system |
| US10907721B2 (en) | 2015-12-09 | 2021-02-02 | Borgwarner Inc. | Non-prevalent order random sprocket |
-
1986
- 1986-10-21 JP JP24841186A patent/JPS63106453A/ja active Pending
Cited By (28)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7125356B2 (en) | 2001-11-06 | 2006-10-24 | Borgwarner Inc. | Tension-reducing random sprocket |
| US8066602B2 (en) | 2001-11-06 | 2011-11-29 | Borgwarner Inc. | Tension-reducing random sprocket |
| US7654925B2 (en) | 2001-11-06 | 2010-02-02 | Borgwarner Inc. | Tension-reducing random sprocket |
| US7720650B2 (en) | 2001-11-27 | 2010-05-18 | Litens Automotive | Synchronous drive apparatus and methods |
| KR100933581B1 (ko) * | 2001-11-27 | 2009-12-23 | 리텐스 오토모티브 파트너쉽 | 비원형 구동 요소가 있는 동시 구동 장치 |
| US8303444B2 (en) | 2001-11-27 | 2012-11-06 | Litens Automotive Partnership | Synchronous drive apparatus and methods |
| US7044875B2 (en) | 2001-11-27 | 2006-05-16 | Litens Automotive | Synchronous drive apparatus and methods |
| CN100396967C (zh) * | 2001-11-27 | 2008-06-25 | 利滕斯汽车公司 | 具有非圆形驱动部件的同步传动装置及其运转和构造方法 |
| JP2005510677A (ja) * | 2001-11-27 | 2005-04-21 | リテンズ オートモーティヴ | 非真円駆動要素を有する同期駆動装置 |
| US7232391B2 (en) | 2001-11-27 | 2007-06-19 | Litens Automotive | Synchronous drive apparatus and methods |
| WO2003046413A1 (en) * | 2001-11-27 | 2003-06-05 | Litens Automotive | Synchronous drive apparatus with non-circular drive elements |
| EP1664596A1 (en) * | 2003-09-18 | 2006-06-07 | Litens Automotive Partnership | Non-circular rotary component |
| US8042507B2 (en) | 2003-09-18 | 2011-10-25 | Litens Automotive Partnership | Non-circular rotary component |
| EP1664596A4 (en) * | 2003-09-18 | 2009-07-15 | Litens Automotive Inc | NON-CIRCULAR TURNING COMPONENT |
| US7493880B2 (en) * | 2003-09-18 | 2009-02-24 | Litens Automotive Partnership | Non-circular rotary component |
| WO2005119088A1 (en) * | 2004-06-03 | 2005-12-15 | Schaeffler Kg | Traction mechanism for an internal combustion engine |
| EP1756448A1 (en) * | 2004-06-03 | 2007-02-28 | Schaeffler KG | Cost-optimized traction mechanism |
| WO2005121603A1 (de) * | 2004-06-09 | 2005-12-22 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb mit unrunden zahnrädern |
| DE102004030287A1 (de) * | 2004-06-23 | 2006-01-12 | Ina-Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb für Brennkraftmaschine mit Triebberuhigung |
| WO2006018095A1 (de) * | 2004-08-12 | 2006-02-23 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| DE102005008677B4 (de) * | 2005-02-25 | 2010-07-08 | Audi Ag | Zahnrad für einen Hülsen- oder Rollenkettentrieb |
| DE102005008677A1 (de) * | 2005-02-25 | 2006-09-07 | Audi Ag | Zahnrad für einen Hülsen- oder Rollenkettentrieb |
| DE102005008676A1 (de) * | 2005-02-25 | 2006-06-22 | Audi Ag | Zahnrad für einen Zahnkettentrieb |
| DE102005031596A1 (de) * | 2005-07-06 | 2007-01-25 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| WO2007003329A1 (de) * | 2005-07-06 | 2007-01-11 | Schaeffler Kg | Umschlingungstrieb |
| JP2008039132A (ja) * | 2006-08-09 | 2008-02-21 | Tsubakimoto Chain Co | タイミングチェーンドライブシステム |
| US8430775B2 (en) | 2007-09-28 | 2013-04-30 | Borgwarner Inc. | Multiple tension reducing sprockets in a chain and sprocket system |
| US10907721B2 (en) | 2015-12-09 | 2021-02-02 | Borgwarner Inc. | Non-prevalent order random sprocket |
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