JP2020530085A - 同期ベルト駆動システム - Google Patents

Abstract

同期ベルト駆動システムは、ガラス、炭素、ＰＢＯまたはアラミドのような高弾性繊維の張力心線と、少なくとも１つが長円スプロケットである、駆動スプロケットおよび少なくとも１の従動スプロケットと、テンショナとを有する。テンショナは、径方向外周面と受容部を有し、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースと、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、受容部内に配置され、付勢力を偏心アームに付与する捻りバネと、偏心アームに軸支されるプーリとを備える。好ましくは、偏心アームとプーリと捻りバネとはいずれも、他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しない。長円スプロケットは、歯付き面と、固定半径を有する２つの円弧部の間に配置された少なくとも１つの直線部とを有し、直線部は所定長さを有する。

Description

本発明は概略的に、同期ベルト、オートテンショナ、駆動プーリ、および１以上の従動プーリを含み、内燃機関において用いられるような同期ベルト駆動システムに関し、これらのうちの少なくとも１つのプーリは長円形であり、より詳しくは、油中で走行するのに適し、かつ公知のシステムよりもかなり狭いパッケージ幅を有するベルト駆動システムに関する。

ほとんどのエンジン用の同期ベルト駆動システムは、エンジンブロックの外側であって、エンジンの前部に取付けられている。同期ベルトは、いわゆる「ドライ」なベルトアプリケーションにおいて潤滑なしに走行するかもしれない。この提案の結果は、駆動ベルトとカムシャフトがオイルシールを通ってブロックを出なければならないことであり、これは時間とともにオイル漏れを生じやすい。利点は、機関室内のベルト駆動機構の幅を容易に収容できること、すなわち駆動システムの幅の制約が相対的にないことである。それにも関わらず、いくつかの機関室はスペースを制限され、かつ車両重量の減少が望まれ、これにより、減少したシステムの重量および幅において同じ駆動負荷、張力、およびタイミングの要求を達成できるような、より狭いドライベルト駆動システムが望まれる。この明細書において「幅」は、駆動機構のレイアウト図において見たとき、駆動システムあるいは駆動要素の軸方向すなわち駆動の平面に垂直な方向の寸法を指す。

内燃機関のタイミングチェーンは一般に、エンジンの内部に取付けられ、これにより容易に潤滑される。他のエンジン・タイミングの提案は、タイミングチェーン駆動機構の設計に類似して、エンジンブロック内に同期ベルト駆動システムを設けることである。この提案はシャフトにおけるシールの数を減少させる。この提案は、特大エンジンブロックと、このエンジン用のタイミングチェーン駆動機構の幅に対応させるときの費用を避けるために、システムの幅に対して多くの制約を要求する。さらに、このいわゆる「ウェット」ベルトアプリケーションは、ベルト材料がオイルと他のエンジン流体に対して優れた耐性を有することを要求する。したがって、オイルに接触して走行する環境において、タイミングチェーンシステムを直接置き換え、減少したシステム重量で同じ駆動負荷と張力とタイミング要件に対処する、より狭いウェットベルト駆動システムが望ましい。

一例として、ひとつの公知の商用の油中ベルト同期駆動システムは、約１８ｍｍ幅のベルトと、約１９〜２３ｍｍ幅の円形プーリと、約３５〜３８ｍｍの幅を占める従来のテンショナとを有する。最大タイミング誤差は、典型的にはピーク・ピーク値で約２°と思われる。システムの質量は、ＶＶＴ要素を含むと全体で約２５００ｇであり、ＶＶＴを含まないと約１７００ｇであると言われる。

米国特許第９９２７００１号明細書（Ｄａｙｃｏ Ｅｕｒｏｐｅ ＳＲＬ）はこの技術の代表である。ここには、オイルに接触させて走行する１９ｍｍ幅のベルトを用いた、ベルト寿命のテストが記載されている。

１８ｍｍよりも小さい、すなわち典型的な現在のシステム幅の半分よりも小さい、全システム幅を減少させることが望まれる。これを行うことは、いくらか狭いベルトおよびプーリと、かなり狭いテンショナとを必要とする。これは簡単な課題ではない。ベルト幅を縮小することは、ベルトの引張り歪、接触圧力、および歯の変形を増大させ、延いてはタイミング誤差を増加させるとともにベルト劣化を促進し、同期システムの性能と寿命予想値を低下させるからである。望まれることは、ベルト寿命を失うことなくタイミング誤差を約５０％減少させつつ、システム幅を２０ｍｍ以下まで減少させ、それに応じて重量を減少させることである。

本発明は、減少したシステム重量および幅でもって、一般的な駆動負荷と張力とタイミング要件に対処することができる、より狭い、ウェットまたはドライのベルトの同期システムを提供するシステムおよび方法に向けられる。

本発明は、高弾性の同期ベルトと長円スプロケットと狭い外形のオートテンショナとを有するシステムに関する。高弾性同期ベルトは好ましくは、高弾性ガラス繊維、炭素繊維、ＰＢＯまたはアラミド、およびこれらの混合物を含むような、高弾性繊維の張力心線を有する。長円スプロケットは、タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５°、好ましくはピーク・ピーク値で１．０°以下まで減少させるように選択されたフェーズと大きさを有する。長円スプロケットは、歯付き面と、固定半径を有する２つの円弧部の間に配置された少なくとも１つの直線部とを有し、直線部は所定長さを有する。テンショナは、好ましくは１００Ｎから６００Ｎの範囲内にあり、好ましくは捻りバネと非対称減衰を有する、緩み側ベルト張力を維持するように選択された減衰機能と張力付与機能を有する。テンショナは好ましくは、径方向外周面と受容部を有し、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースと、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、受容部内に配置される捻りバネとを備え、捩りバネは付勢力を偏心アームに付与し、偏心アームに軸支されるプーリとを備える。好ましくは、偏心アームとプーリと捻りバネとはいずれも、他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しない。

上述したことは、下記の本発明の詳細な説明がよりよく理解されるために、本発明の特徴と技術的利点をむしろ広く概説したものである。本発明のさらなる特徴と利点は以下に記載され、これは本発明の特許請求の範囲の主題を形成する。本発明と同じ目的を実行するために他の構成を修正し、あるいは設計することを基礎として、開示された概念と特別な実施形態が容易に利用されることが当業者によって理解されるべきである。また、そのような均等な構成が添付された特許請求の範囲に記載された本発明の範囲から逸脱しないことが当業者によって理解させるべきである。その構成と作用の方法について、さらなる目的と利点とともに、本発明の特徴であると思われる新規な特徴は、添付された図面に関連して検討されるとき、後述する説明から、よりよく理解される。しかし、各特徴は説明および記載のみの目的のためであり、本発明の限界の定義として意図されないことが、明確に理解されるべきである。

この明細書に組み込まれその一部を構成し、同様の数字が同様の部分を示す添付図面は、本発明の好ましい実施形態を示し、説明とともに本発明の原理を説明するために用いられる。

長円スプロケットの側面図である。

他の実施形態の長円スプロケットの側面図である。

ツインカム、直列４気筒、４ストロークガソリンエンジンの斜視図である。

燃料ポンプがカムシャフト後方に組み込まれた、シングルカム、直列４気筒、４ストロークディーゼル駆動エンジンの斜視図である。

燃料ポンプが同期ベルト駆動システムに組み込まれたシングルカム、４気筒、４ストロークディーゼル駆動エンジンの斜視図である。

ツインカム、４気筒、４ストロークガソリン駆動エンジンの模式図である。

４気筒、４ストロークディーゼルエンジンの従動スプロケットに対する一般的な全負荷特性を表し、抽出された１．５次振動および２次振動の曲線を含む。

４気筒、４ストロークエンジンの駆動スプロケットに対する２次振動負荷特性を表す。

３ピストン型燃料ポンプ（あるいは１．５次振動を誘発する他の装置）を備えた４気筒、４ストローク・コモンレール・ディーゼルエンジンの駆動スプロケットに対する１．５次オーダーの負荷特性を表す。

同期ベルトにおける応力／歪みの関係を表す曲線群である。

図６のシステムでのエンジンの振動における長円スプロケットのフェージング／ミスフェージングの効果を示す一連の曲線群である。

長円スプロケットを適用する前と後での図６に示されるエンジンのカムシャフトにおける角振動特性を示すグラフである。

長円スプロケットを適用する前と後での図６に示されるエンジンの張り側張力特性を示すグラフである。

クランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。

吸気カムにおけるクランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。

排気カムにおけるクランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。

吸気カムにおけるクランクシャフトの回転速度に対する角度変位のグラフである。

排気カムにおけるクランクシャフトの回転速度に対する角度変位のグラフである。

各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。

標準および高弾性ベルトを有する各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。

ベルト幅によるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。

偏心の大きさによるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。

テンショナの分解図である。

テンショナの上方から見た分解図である。

テンショナのベースの斜視図である。

テンショナの偏心アームの斜視図である。

テンショナの捻りバネの斜視図である。

テンショナの断面図である。

他のテンショナの分解図である。

図２９の他のテンショナの上方から見た図である。

図２９の他のテンショナの断面図である。

他のテンショナの側面図である。

図３２の他のテンショナの斜視図である。

同期ベルトの部分断面図である。

本発明の特徴をテストするために用いられた同期ベルト駆動システムの図である。

本発明は、狭く設計された、高弾性の同期ベルトと１以上の長円スプロケットとオートテンショナとを含む同期ベルト駆動システムに関する。高弾性同期ベルトは好ましくは、従来のガラス繊維の張力部材を有するが、同様な幅の同期ベルトの弾性の約２倍の引張り弾性を有する。高弾性同期ベルトは好ましくは、耐熱性かつ耐油性の材料により構成される。長円スプロケットは好ましくは、スプロケットと長円スプロケットの間の角変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５°よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する。オートテンショナは、径方向外周面と径方向外周面の径方向内側である受容部とを有し、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースと、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、径方向内側の受容部内に配置され、付勢力を偏心アームに付与する捻りバネと、偏心アームに軸支されるプーリとを備えてもよい。好ましくは、偏心アームとプーリと捻りバネとは、偏心アーム、プーリまたは捻りバネのいずれも偏心アーム、プーリまたは捻りバネから軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置され、最小幅となる。

高弾性同期ベルト

同期ベルトの構成は図３４に示される。ベルト２００は、一方の側においてランド部２１２と交互になっている歯２１４と、平坦な背面２２０とを有する。本体ゴムすなわちエラストマは、歯ゴム２１２と背ゴム２２２を含む。歯側は歯布２１６により覆われ、背側２２０は背布２２４により覆われる。歯の繰返し長さはピッチＰである。張力部材２１８はベルト本体ゴム内に埋設され、ベルトに高弾性を付与する。

歯布２１６は帆布と、タイミング誤差および耐久性等のシステム性能と同様に、例えば接着、耐油性、耐摩耗性等の１以上のベルト性能を高めるための１以上の処理剤とを含む。帆布の処理剤は従来公知の適当な処理剤であってもよい。同様に、背布２２４は帆布と、歯布と同じか異なる１以上の処理剤とを含む。このように「布」の語句は、ベルト内に組み込まれるために用意されている形態であるものを含む、１以上の処理剤を伴う帆布を説明するために用いられる。「帆布」は通常に、処理を施す前における、織布、不織布、あるいは編布の材料を指す。

歯布は、アプリケーションに必要なように、適当な伸び、強度、耐摩耗性、耐熱性、耐環境性を有する適当な織布、編布、不織布であればよい。フロースルー式ベルト製造工程（後に定義される）において使用するために、長さ方向の伸びが８０％か１００％よりも大きいことが好ましい。予成形工程のため、もっと小さい伸びが適切であるかもしれず、あるいは有意な伸びがないことが適切であるかもしれない。帆布は、ナイロン、アラミド、ＰＰＳ、ＰＥＥＫ、ポリエステル、およびこれらの組み合わせ等の、高弾性、耐油性、耐摩耗性、耐熱性繊維を含んでもよい。十分な伸びのヤーンは、織り込み、弾性コアへの巻き付け、バイアス付与、およびこれらの組み合わせを含む公知の適当な方法により得られる。

背布は、アプリケーションのために、適当な伸び、強度、耐摩耗性、耐熱性（高温または低温）、耐環境性を有する適当な織布、編布、不織布であればよい。一般的に、ベルトの背面に平らに置かれるので、背布の伸び量に対して特別な要求はない。ベルトの可撓性を維持するために、ある程度の伸びが好ましい。背布は、低温耐性を改善し、繰り返される冷間始動において背面クラック発生を減少させることがわかっている。

好ましい帆布処理剤は、山田等による米国特許出願公開２０１４／００８０６４７号公報に記載されているように、エポキシまたはエポキシゴム処理剤を含み、この公報は参照することによりこの明細書に組み込まれる。このような処理剤は、歯布の耐摩耗性と耐油性と耐水性を改善し、高温かつ高負荷状態あるいは油中または水環境内で使用されたときであっても十分な耐久性を有する歯付きベルトを提供することを意図している。

適当なゴム合成物が歯ゴム２１２または背ゴム２２２のために使用可能である。さらに、張力心線２１８に接触する接着ゴム層や他の層のように、必要に応じて他のゴム層があってもよい。必要に応じて、ベルト内の背側および他の場所において、歯の中、張力心線層の中に、同じまたは異なる合成物が用いられてもよい。ウィットフィールドに付与された米国特許第６３５８１７１号明細書は、参照することによってこの明細書に組み込まれ、歯ゴムあるいはベルト本体ゴムのための代表的なゴム合成物を述べている。そこに記載されているように、ベルト本体ゴムの合成物は、ＨＮＢＲのような共重合体ゴムを含むニトリルグループを含んでもよく、ゴムはゴムのガラス転移を低下させる第３のモノマーを含んでもよい。ゴム合成物は、ゴムに対して約０．５から約５０重量部（ＰＨＲ）の繊維強化材を含んでもよい。米国特許第９１４０３２９号明細書は、参照することによってこの明細書に組み込まれ、歯ゴムあるいはベルト本体ゴムのための他の代表的なゴム合成物を述べている。そこに記載されているように、ベルト本体ゴムの合成物は、ＨＮＢＲまたはＨＸＮＢＲゴム、レゾルシノール、およびメラミン合成物を含んでもよい。

ベルト本体のゴム合成物は、充填物、可塑剤、劣化防止剤、加工助剤、加硫剤、助剤、相溶剤等の、公知の添加剤をさらに含んでもよい。

ベルトの張力心線２１８は公知のものであってもよいが、好ましくは繊維ガラス、ＰＢＯ、アラミド、炭素繊維、または２以上のこれらの組み合わせである。張力心線は好ましくは、油接触環境での使用のために、油に対して高い耐性を有する接着処理剤を含む。例えば、接着処理剤はニトリル含有ラテックスまたはゴム、あるいは他の耐油性材料に基づくものでもよい。好ましい張力心線は、ナットソンに付与された米国特許第６９４５８９１号明細書に開示されたような炭素繊維、あるいは秋山等に付与された米国特許第７６８２２７４号明細書に記載されたようなガラス／カーボン混合心線である。張力心線のための好ましい繊維ガラスは、Ｋガラス、Ｕガラス、Ｍガラス、あるいはＳガラスのような高強度繊維ガラスである。

本発明の歯付きベルトは、公知のベルト製造方法により製造されてもよい。最も一般的な提案は溝付きマンドレルに種々の材料を巻き、最初に歯カバージャケットを、次に張力心線と本体ゴムを、最後に背面ジャケットを取付ける。そしてベルトスラブとともにマンドレルは、材料と一緒に絞り込むために加熱加圧する加圧シェル内に搬入され、ゴムが歯溝内に流入して歯カバージャケットを溝の形の中に押し込む（「フロースルー式」として知られる）。代替的に、歯カバージャケットは近似的な溝形に予成形されてもよく、歯カバージャケットをマンドレルに設置する前あるいはその間、選択的にゴムが歯を埋める（予成形方法）。これらの方法における他の変形例も可能である。背面帆布ベルトを製造する主要な付加的特徴は、背面にゴムが設けられたベルトができたときにベルトの背部を寸法合わせのために切削することができないので、望ましい最終ベルト厚さを得るためには、ゴム層が十分に注意して計測されなければならないことである。

ゴム組成物は一般的に、歯と同期ベルトの歯剛性と耐荷重に対して十分に寄与する弾性レベルを有する。同様に、歯カバージャケットは歯に対する補強に役立ち、これはまた、歯の剛性とベルトの耐荷重にも役立つ。張力心線は一般的に、弾性（あるいはスパン剛性）および強度のような、同期ベルトの張力性能に支配的である。これらの材料の選択によってベルトスパン剛性と歯の剛性の組み合わせを最適化することは、システムの負荷を減少させるとともに、ベルトに必要な強度を最小化しつつ、より幅狭のベルトが同じシステムタイミング誤差を有することがわかった。ガラス繊維の心線を有する従来のベルトに対して特にスパン剛性を増加させることは望ましい効果を有する。コンピュータ・シミュレーションによれば、２倍までのスパン剛性を有し、同じ歯剛性を有する一連のベルトは同じシステムタイミング誤差を有するが、システムの最大ベルト張力と最大ベルト有効張力と最大テンショナスパン張力とを低減させる。

長円スプロケット

本発明は同期ベルト駆動システムであり、同期ベルト駆動システムは、歯付き面と、２つの円弧部（１４、１５）の間に配置される少なくとも１つの直線部（１６）とを有する第１長円スプロケット（１０）を備え、円弧部は固定半径（Ｒ１、Ｒ２）を有し、直線部は所定長さを有し、歯付き面を有するスプロケット（３００）を備え、スプロケットは無端歯付き部材（２００）により第１長円スプロケットに係合され、第１長円スプロケット（１０）は、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する。

図１は長円スプロケットの側面図である。本発明のスプロケット１０は歯付き面１１を備える。歯付き面１１は歯付きベルトに係合する。歯付き面１１はランド部１２と、隣接する溝部１３とを備える。溝部１３は、対応する歯付きベルトの歯形状に適合した形状を有する。歯付きベルトはまた、駆動および従動スプロケットの回転を同期させるために用いられるので、同期ベルトとも呼ばれる。

スプロケット１０は部分１４と部分１５を備える。部分１４は、固定半径Ｒ２を備える円弧状歯付き面１１ａを有する。部分１５は、固定半径Ｒ１を備える円弧状歯付き面１１ｂを有する。半径Ｒ１、Ｒ２は等しく一定であるので、部分１４、１５は１つの円の円弧である。このようにして円弧を使用することにより、本発明のスプロケットの、設計と製造工程の複雑さが低減する。

部分１４と部分１５の間には直線部分１６が配置される。部分１６は、相互に各部分１４、１５を変位させて、スプロケットを長円形にする効果を有する、長方形部を備える。スプロケット面１１は点１６０と１６１の間、および点１６２と１６３の間において、真っすぐ、すなわち直線的あるいは平面である。

平坦部分１６は、システムのトルク変動の振幅に関係する長さを有する。この実施形態において、部分１６は、点１６０と１６１の間、および点１６２と１６３の間において、約２ｍｍの寸法（Ｗ）を有する。したがって部分１４の曲率中心１７は、スプロケットの回転中心２０から、距離Ｗ／２、約１ｍｍだけずれており、これは長円スプロケットの偏心の「大きさ」と呼ばれる。また部分１５の曲率中心１８は、スプロケットの回転中心２０から、距離Ｗ／２、約１ｍｍだけずれている。ここに示された寸法は説明の目的のために過ぎず、限定することを意図していない。したがってスプロケットの長軸長さは以下の寸法を有することとなる。
Ｌｍａｊｏｒ＝Ｒ１＋Ｒ２＋Ｗ
各部分１４、１５の主要長さ（ＭＧ）は以下の寸法を有する。
ＭＧ＝（Ｒ１＋Ｗ／２）または（Ｒ２＋Ｗ／２）
スプロケットの短軸長さは以下の寸法を有する。
Ｌｍｉｎｏｒ＝Ｒ１＋Ｒ２
２以上のローブを有するスプロケットに有用であるかもしれない、より一般的な大きさは、最大主要長さと最小短軸長さの差（すなわちこの２ローブの場合、ＭＧ−Ｒ１またはＭＧ−Ｒ２）である。対称的な２ローブの場合、大きさはちょうどＷ／２である。非対称設計すなわち２よりも大きいローブを有する場合、Ｗ／２から小さい変位がある。

部分１６の長さ（Ｗ）は部分１４、１５の半径によって決定され、動的角振動特性に依存し、これは、この明細書の他の箇所において説明されるように、相殺される。スプロケット１０は、固定面ピッチ、固定角度ピッチ、またはこれら２つの組み合わせを用いて設計されることができる。「面ピッチ」は、ＯＤ線に沿って測定される、スプロケットのＯＤ上における任意の２つの連続した対応する「ピッチ点」の間の距離として定義される。
固定面ピッチは次のように計算される。
ＳＰ＝（（（（（Ｎｇ×Ｎｏｍ Ｐｉｔｃｈ）／Ｐｉ）−ＰＬＤ）×Ｐｉ）／Ｎｇ）
ここで
ＳＰ＝面ピッチ
Ｎｇ＝スプロケットの溝の数
Ｎｏｍ Ｐｉｔｃｈ＝名目システムピッチ
Ｐｉ＝約３．１４１
ＰＬＤ＝システムの直径ＰＬＤ
「角度ピッチ」は、スプロケット上の「ピッチ点」に対応する任意の連続する２つの角度差によって定義され、度またはラジアンで測定される。固定角度ピッチは以下のように定義される。
ＡＰ＝３６０／Ｎｇ（度）
ここで、
ＡＰ＝角度ピッチ
Ｎｇ＝スプロケットの溝の数

スプロケットの溝の輪郭は、エンジンの特定の挙動に適合するように個々に設計されてもよい。

歯の弾性率とスプロケットのオフセット（Ｗ／２）との組合せにおいて、ベルトスパンの弾性率は、特定のエンジン速度で張力の変動を相殺するように最適化される。したがって、このアプリケーションでは、ベルトは、要求される張力負荷を伝達するよう設計されるとともに、システムのスプリング部材として解析および設計される。システムの動的応答は、全ての張力変動が、ベルトとベルト駆動システムを通して実質的に伝達されないように相殺する、ベルト弾性率と長円スプロケット半径（Ｒ１およびＲ２）の組合せを達成する相互作用のプロセスによって選択される。

図２は、スプロケットの他の実施形態の側面図である。この実施形態は、図１に示されたのとは異なり、円弧部１４、１５、１６の間に配置される３つの直線部を備える。３つの直線部（１６１〜１６２）、（１６３〜１６４）、（１６５〜１６６）は、各円弧部１４、１５、１６の間に配置される。各円弧部１４、１５、１６はそれぞれ、一定で等しい半径Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３を備える。３つの直線部は、スプロケットの周縁部に約１２０°の間隔で、均等に配置される。図９は、図２に示されるスプロケットを用いたシステムにおける１．５次振動の負荷特性の代表例である。

図３、４、５は、カムシャフトと補機を駆動するために歯付ベルトシステムを用いた４気筒、４ストローク内燃機関のいくつかの典型的な駆動装置のレイアウトである。これらのエンジンは、一般的に高２次振動を示す。燃料ポンプの仕様によっては、ある種のディーゼルエンジンは、１．５次振動を含み、これが支配的である。このような振動を示すグラフは、図７、８、９である。

２次振動を相殺するため、本発明のスプロケット１０はエンジンのクランクシャフトＣＲＫに取り付けられる。他の支配的な次数の存在によっては、他の実施形態のスプロケットを適用することが必要であるかもしれない。これらは、クランクシャフトに取り付けられてもよいが、例えばウォータポンプ、燃料ポンプ、あるいはカムシャフトスプロケットなど、システムの他の場所に同様に適用されてもよい。エンジンクのランクシャフトは、ベルト駆動システムの全体における駆動部である。ベルトの駆動される方向はＤｏＲである。スプロケット比のため、エンジンのクランクシャフトＣＲＫは、カムシャフトＣＡＭ１の１回転につき２回転する。

図３において、スプロケット３００はカムシャフトＣＡＭ１に連結され、スプロケット３０４は第２カムシャフトＣＡＭ２に連結される。従来公知のアイドラＩＤＲ１、ＩＤＲ２が、適正なベルト経路と張力制御を維持するために用いられる。スプロケット１００は、ウォータポンプＷＰに連結される。ベルト２００は、いくつかのスプロケット間に掛け回される。ベルト２００の回動方向はＤｏＲとして示される。ベルト２００がクランクシャフトスプロケットＣＲＫに係合する位置は２０１である。カムシャフトの慣性とトルク負荷は３０１で表される。

歯付ベルト２００は、スプロケット１０とカムスプロケット３００の間に掛け回される。ベルトのエントリポイント２０１は、ベルト２００がスプロケットと係合する位置である。クランクシャフトＣＲＫとカムスプロケット３０４の間のベルトスパン長さはＳＬである。

同様に図４、５において、カムシャフトスプロケット３００は、エンジンカムシャフトＣＡＭに取り付けられる。図４において、負荷特性３０１は、カムシャフトの後ろ側に取り付けられる燃料ポンプのトルク特性を含むが、図５では、燃料ポンプのトルクは、負荷特性３０２によって表される。ウォータポンプやバキュームポンプなどの他のコンポーネントによって引き起こされる慣性とトルク負荷（３０１、３０２、１０１）も同様に存在するかもしれない。すなわち、図４、図５においてＷＰ（１０１）である。図４において、ＩＤＲ１とＩＤＲ２は、ベルト２００を適正にガイドするための公知のアイドラである。図４において、クランクシャフトスプロケット１０とカムスプロケット３００の間のベルトスパン長さはＳＬである。

ガソリンエンジンにおいて、支配的な周期的な変動トルク負荷は、通常カムシャフトの特性である。ディーゼルエンジンにおいては、支配的な次数は、駆動システムに含まれるであろうカムシャフトおよび／または燃料噴射ポンプによって生じ得る。ウォータポンプとバキュームポンプによって発生するトルクは変動するが、それらは周期的ではなく、本来的に、カムシャフトと同じ周期あるいは周波数であり、通常、駆動装置の振動の支配的な特性ではない。

図５は、ディーゼルエンジンの駆動装置に燃料噴射ポンプを含んだ他のシングルカムエンジンの実施形態の斜視図である。この実施形態では、図４に示されるシステムに加え、システムは、燃料ポンプＩＰに連結されたスプロケット３０５をさらに備える。また、種々のエンジン補機（図示せず）を駆動するために用いられる他のマルチリブベルトに係合可能であるスプロケットＰ１が示される。図５において、カムの負荷は、３０１で示され、燃料ポンプの負荷は３０２で示される。スプロケット１００は、ウォータポンプＷＰに連結される。図５において、燃料噴射ポンプによって生じるトルク負荷は３０２で示される。

４気筒、４ストロークエンジンの一般的な全負荷特性は、図７において曲線Ｅにより示される。曲線ＤとＣは、一般的な２次および１．５次振動の特性であり、全負荷特性から抽出されたものである。直列４気筒、４ストローク、ガソリン駆動エンジンの負荷特性は、１．５次の振動を通常含まない。

本発明のスプロケット１０が回転するときのベルト係合点２０１におけるスプロケット１０の平均半径の変化は、図８、９において曲線Ｃで示される。図４におけるベルトの有効長さ変化である曲線Ｃの積分は図８、９において曲線Ｄである。平均スプロケット半径の変化の微分は、スプロケット形状の変化により、歯付き面１１上で与えられる点の加速度である。

２次振動を相殺するために、長円スプロケット１０の平坦部１６がカムシャフトスプロケット３００とのタイミングの関係で配置される。すなわち、例えば図４におけるスプロケット３００とスプロケット１０の間のベルト２００の有効長さが、周期的なカムシャフトのトルク変動によって生ずる交互に変動するベルト張力を実質的に相殺するように変化するように設定される。２次振動を相殺する設計の一例としては、カムシャフトトルク、すなわちベルト張力が最大となるときに、スプロケット１０の最大長さ（Ｒ１+Ｒ２＋Ｗ）を、ベルトのエントリポイント２０１と一致させることによって達成することができる。

長円スプロケットを含む駆動装置の完全な寸法上の特質は、変動トルク、ベルトスパン弾性率、システム内の各従動補機の慣性、ベルト取付け張力、そしてベルトとスプロケットの間の相互作用などのパラメータに依存する。ベルトとスプロケットの間の相互作用は、スプロケットにおいて噛み合っている歯の数、ベルト歯の弾性率、ベルト寸法、ベルトとスプロケット面の間の摩擦係数などのパラメータに依存する。

図６は、ツインカム、４気筒、４ストロークガソリンエンジンの模式図である。例示されたシステムは、カムＣＭ１、ＣＭ２とそれらの間に掛け回されるベルトＢを備える。それはさらに、テンショナＴＥＮ、ウォータポンプＷＰ、およびクランクシャフトスプロケットＣＲＫを備える。ベルトＢの回動方向はＤｏＲで示される。重要なスパン長さは、スプロケットＣＲＫとスプロケットＩＤＲ、スプロケットＩＤＲとスプロケットＷＰ、およびスプロケットＣＲＫとスプロケットＷＰの間である。図６において、クランクシャフトスプロケットＣＲＫとカムスプロケットＣＭ１の間のベルトスパン長さはＳＬである。ＤｏＲ方向においてＣＭ１とＣＲＫの間には大きな負荷衝撃は存在しないことから、これらは計算の上では１つのスパンＳＬとして扱い得る。図６に示されるシステムの変数の一般的な近似値は以下の通りである。
一般的なカムトルク変動：＋４０Ｎ／ −３０Ｎ
ベルトスパン弾性率：２４０Ｍｐａ

一般的なコンポーネントの慣性の値は
ＣＲＫ＝０．４ｇｍ²
ＣＭ１＝ＣＭ２＝１．０２ｇｍ²
ＷＰ＝０．１５ｇｍ²

ベルト取付け張力：４００Ｎ（取付け張力は、テンショナＴＥＮによって公知の方法により維持される）

３つのスプロケットでの噛み合い歯：ＣＲＫ⇒９歯；ＣＭ１、ＣＭ２⇒１５歯

ベルト寸法：幅＝２５．４ｍｍ；長さ＝１２５７．３ｍｍ

スプロケット面１１の摩擦係数の一般的な値は０．１５〜０．５の範囲にあり、典型的には０．２である。

一般的なベルト取付け張力は、システムの要求にしたがって７５Ｎから９００Ｎまでの範囲にあり得る。

ベルトスパン弾性率は、張力部材の構造、ベルト内の張力部材のストランド数、およびベルト幅に依存する。２０本の張力部材を有するベルト幅２５．４ｍｍに対するベルトスパン弾性率の一例は、約２４０Ｍｐａの辺りにある。

図７は、４気筒、４ストロークディーゼルエンジンの従動スプロケットに対する典型的な全負荷特性を表わし、抽出された１．５次振動（曲線Ｃ）と２次振動（曲線Ｄ）の曲線を含む。直列４気筒、４ストロークガソリン駆動エンジンの負荷特性は、通常１．５次振動を含まない。オフセットはＷ／２に対応する。全負荷は図７の曲線Ｅに対応する。

図７において、線Ａは０トルクである。線Ｂはベルト駆動システムにおける平均トルクを示す。曲線Ｃは、全負荷曲線Ｅから抽出された１．５次振動のトルク特性を示す。曲線Ｄは、全負荷曲線Ｅから抽出された２次振動のトルク特性である。曲線Ｅは、クランクシャフトＣＲＫにおいて測定されたエンジンの全トルク特性である。曲線Ｅの下の領域は、特定の速度でエンジンを回転するのに使用された仕事を示す。

図８は、長円スプロケットとそれによるベルトスパン長さの変化（曲線Ｄ）による半径の変化（曲線Ｃ）を含む４気筒、４ストロークエンジンの駆動スプロケットの２次振動負荷特性（曲線Ｂ）を示す。

図８において、直線Ａはトルク０である。曲線Ｂは、全負荷から抽出された２次振動のトルク特性である。曲線Ｃは、クランクシャフトプーリが３６０°回転するときに図１におけるセグメント１６により生じるクランクシャフトプーリの有効半径の変化である。曲線Ｄは曲線Ｃの積分であり、図１に示されるスプロケットにより発生するベルト駆動スパン長さの有効変化である。

図９は、３ピストン型燃料ポンプ（あるいは１．５次振動を誘発する他の装置）を備えた４気筒、４ストロークディーゼルエンジンの駆動スプロケットに対する１．５次振動のトルク特性Ｂを表しており、代替的な３つのローブを有する実施形態である長円スプロケット（図２）のスプロケット半径長さの変化（曲線Ｃ）、およびその結果としてのベルトスパン長さの変化（曲線Ｄ）を含んでいる。ベルトスパン長さは、例えば図６におけるカムスプロケットＣＡＭとクランクシャフトスプロケットＣＲＫの間の距離である。

図９において、直線Ａはトルク０である。曲線Ｂは、全負荷から抽出された１．５次振動のトルク特性である。曲線Ｃは、クランクシャフトプーリが３６０°回転するときのクランクシャフトプーリの有効半径の変化である。曲線Ｄは、曲線Ｃの積分であり、図３に示される代替的な実施形態によって発生する駆動長さの有効変化である。

本発明のシステムにおいて使用される種々のベルトの張力部材の弾性率が図１０に示される。曲線ＳＳ１〜ＳＳ６は、種々のベルト２００に対する応力−歪み曲線として知られている。各曲線は、ベルトにおける張力心線に対して異なる材料を用いたときの弾性率を示す。エラストマのＨＮＢＲベルト本体は、例示的なもので限定的なものではない。ＨＮＢＲに加え、他のベルト本体の材料には、ＥＰＤＭ、ＣＲ（クロロプレン）やポリウレタン、あるいは前述したものの２以上の組合せを含んでもよい。その材料は次のものを含む。
ＳＳ１（繊維ガラス ＃１ 張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ２（繊維ガラス ＃２ 張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ３（繊維ガラス ＃３ 張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ４（炭素繊維張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ５（アラミド張力心線、ＨＮＢＲ本体）
ＳＳ６（炭素繊維抗張力心線、ＨＮＢＲ本体）

公知のように、各張力部材の弾性率は、各曲線ＳＳ１〜ＳＳ６の傾きである。一般的に、これの測定と計算は、曲線の実質的に直線の部分において行われる。繊維ガラス、炭素繊維、アラミドに加えて、別の張力部材として、微細なステンレス鋼フィラメントワイヤあるいはＰＢＯも含まれ得る。

Ｍ＝Δ応力／Δ歪み （曲線の実質的に直線の部分において測定される）

ベルトスパンの弾性率は、張力部材の構造、すなわちベルト内の張力部材のストランドの数およびベルト幅に依存する。曲線ＳＳ１に対するベルトスパン弾性率の一例は、繊維ガラス張力部材のストランド数２０を有する幅２５．４ｍｍのベルトに対して、約２４２ＭＰａである。

図１１は、図６に示されるシステムでのエンジンの振動における長円スプロケットの長軸長さのフェージング／ミスフェージングの効果を示す一連の曲線群である。曲線Ｄは、ベルトのエントリポイント２０１に対するスプロケット長軸長さの位置とトルクパルスとの間の最適なタイミングの配置である。曲線Ａ、Ｂ、Ｃは、曲線Ｄの位置から時計回りにタイミングがそれぞれ＋６、＋４、＋２歯分ずらされたものである。曲線Ｅは、反時計回りに２歯分タイミングがずらされたものである。最大トルクと慣性負荷に対する最大ベルトスパン長さのフェージングは、駆動装置での支配的な振動の次数に依存して変化し、それらはシステムによって低減されるべきものである。ベルトのエントリポイント２０１は、ベルトがスプロケットに係合する点である。図３において、スパン長さはＳＬである。

角度間隔すなわちフェージングに関し、許容される角度公差は、以下の式を用いて計算される。
±（３６０／２×スプロケット溝の数）

ベルト駆動スパン長さは、トルクが最大のときに最大になる。

図１２は、図６に示されるツインカム、４気筒、４ストロークエンジンに設けられた正確にフェージングが合わされた長円スプロケットの効果を示すグラフである。曲線Ａ、Ｂは、円形スプロケットを用いた従来技術の設計における吸気および排気カムシャフトスプロケットそれぞれにおける角振動の計測値を示す。

比較として、曲線Ｃ、Ｄは、本発明のスプロケットがクランクシャフトに用いられたときの吸気および排気カムシャフトスプロケットそれぞれにおける角振動の計測値を示す。角振動における全体の減衰は約５０％である。

同様に図１３は、図６に示されるツインカム、４気筒、４ストロークエンジンにおいて、図１に示されるような正確にフェージングされた長円スプロケットの効果を示すグラフである。曲線Ａ、Ｂ、Ｃはそれぞれ、従来技術においてエンジン速度の範囲にわたって、最大、平均、最小の張り側張力の計測値を示す。この例では、張力は図６のＩＤＲ位置で計測された。ベルト寿命を延ばすには、ベルト張り側張力は最小にされなければならない。曲線Ｄ、Ｅ、Ｆは、本発明のスプロケットが用いられたときの最大、平均、最小のベルト張り側張力の測定値を示す。エンジンの共振速度範囲（約４０００ｒｐｍ〜約４８００ｒｐｍ）において、張り側取付け張力での全体の減衰は５０〜６０％の範囲にある。ベルト張り側張力での減衰は、ベルトが使用されるライフスパンにおける顕著な改善を示す。

本発明のシステムはＩＣエンジンにおいてタイミング誤差を低減させるのに有用である。タイミング誤差は、振動、要素の不正確さ、および弾性歪のようなランダム要素によって引き起こされる駆動および従動軸の間の位置の不一致である。この場合、それはエンジンのクランクシャフト（駆動）と比較して、ＩＣエンジンのカムシャフト（従動）の回転の不正確さである。それは通常、角度のピーク・ピーク値で報告される。例えば、図３を参照すると、スプロケット３００とスプロケット３０４はそれぞれ長円である。長円スプロケットの使用は、タイミング誤差を著しく減少させ、これは延いては燃費、低エミッションにおける改良をもたらし、一般的にエンジン性能と効率を改善する。要素レベルでは、タイミング誤差を減少させ、システム負荷を低減させることは、よりよい耐久性とＮＶＨ問題の低下を導く。張力の低下は、駆動において、ＮＶＨレベル、特に噛み合い振動を低減させる。タイミング誤差を低減させるために長円スプロケットを適用することは、エンジンのカムシャフトだけに制限されない。その利益は、長円スプロケットをクランクまたは燃料ポンプに配置することにより同様に得られる。

図１４はクランクシャフトの回転速度に対する角振動のグラフである。典型的な角振動数は、エンジン速度が増加するに従って減少する。図１４は電動エンジンと燃焼エンジンのデータを示す。電動エンジンでは、クランクシャフトは電気モータによって駆動され、各シリンダでは燃料の燃焼はない。燃焼エンジンでは、クランクシャフトは内燃機関における通常の方法で、すなわち各シリンダにおいて燃料が燃焼して駆動される。電動エンジン（ＭＥＲ）は、所定のエンジン回転速度に対する燃焼エンジン（ＦＥＲ）よりも小さい角振動を生じる。

図１５はクランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角振動のグラフである。長円スプロケットは吸気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので（曲線Ｂ）、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｃ）。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から１０．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は９０２，０００Ｎである。弾性率はニュートン（Ｎ）で示され、単位長さを１００％だけ拡張するために必要な力として定義される。

第３の状態の角振動（曲線Ｃ）は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したときに、ピーク・ピーク値で０．５度よりも小さくなるよう著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された。

図１６はクランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角振動のグラフである。長円スプロケットは排気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｂ）。第３の状態の振動角は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度まで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された（曲線Ｃ）。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度から０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から２３．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は９０２，０００Ｎである。

図１７はクランクシャフトの回転速度に対する吸気カムの角度変位のグラフである。角度変位はタイミング誤差とも呼ばれ、クランクシャフトの位置に対して測定される。長円スプロケットは吸気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので、第３は長円スプロケット（曲線Ｂ）と高弾性ベルト（曲線Ｃ）を有するものである。第３の状態の角度変位は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度より小さくなるまで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された（曲線Ｃ）。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度より下から約０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から１０．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図１８はクランクシャフトの回転速度に対する排気カムの角度変位のグラフである。長円スプロケットは排気バルブトレイン・カムシャフトに取付けられる。３つの状態が示されている。第１は長円スプロケットがない標準駆動システムである（曲線Ａ）。第２は長円スプロケットを有するもので（曲線Ｂ）、第３は長円スプロケットと高弾性ベルトを有するものである（曲線Ｃ）。第３の状態の角度変位は、ピーク・ピーク値で約１．５度における標準駆動システムに対する値と比較したとき、ピーク・ピーク値で約０．５度まで著しく低減され、両者とも４０００ＲＰＭで測定された。しかし、エンジンによって、改良はピーク・ピーク値で１．５度より下から約０．５度までの範囲であり、低減は６０％を越えたに過ぎない。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から２３．５ピッチで、１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図１９は各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。Ｙ軸は、クランクシャフトに関する各カムシャフトの角度変位すなわちタイミング誤差である。それはピーク・ピーク値すなわち最小と最大の数値差として示される。グラフの列１、２は全て円形スプロケットを用いて構成した標準駆動装置を示す。列３は、吸気および排気カムシャフトに取付けられた３次振動長円スプロケットの使用を示す。各スプロケットは、最大のずれがカムシャフトの突出部に合致するように位置決めされている。列４〜１３は長円スプロケットのずれを異ならせて使用した種々の実験結果を示す。３時の位置は全てのずれに対する基準である。与えられた数値は単に、スプロケットの基準点がその位置から回転した、ピッチあるいは溝ｇの数である。基準点は角度測定のために基準として使用された点である。これは１２時の位置に定められる。ＣＷは時計方向を指す。例えば、「ＥＸ２３．５ｇ ｃｗ」は３時の位置と、エンジンにおいて３時から時計方向に２３．５溝のずれを有する排気カム長円スプロケットとを参照する。

図２０は標準および高弾性ベルトを有する各カムシャフトのタイミング誤差に対する長円スプロケットのフェージングの効果を示すグラフである。Ｙ軸は、クランクシャフトに関する各カムスプロケットの、ピーク・ピーク値の度における角度変位すなわちタイミング誤差である。それはピーク・ピーク値すなわち最小と最大の数値差として示される。グラフの列１、３は全て円形スプロケットを用いて構成した標準駆動装置を示す。各列は、吸気および排気カムシャフトに取付けられた３次振動長円スプロケットの使用を示す。各スプロケットは、最大のずれがカムシャフトの突出部に合致するように位置決めされている。列２、４〜８は長円スプロケットのずれを異ならせて使用した種々の実験結果を示す。３時の位置は全てのずれに対する基準である。与えられた数値は単に、スプロケットの基準点がその位置から回転した、ピッチあるいは溝の数である。基準点は角度測定のために基準として使用された点である。これは３時の位置に定められる。長円スプロケットのフェーズと大きさは、３時の位置から、排気に対しては２３．５ピッチ、吸気に対しては１０．５ピッチであり、それぞれ１．５ｍｍである。標準ベルトの弾性率は約６３０，０００Ｎであり、高弾性ベルトの弾性率は約９０２，０００Ｎである。

図２１はベルト幅によるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。列１は円形スプロケットを用いたシステムにおける１４ｍｍ幅ベルトを示す。列２は長円スプロケットを用いたシステムにおける１４ｍｍ幅ベルトを示す。列３は標準スプロケットを用いたシステムにおいて高弾性ベルトを用いた１４ｍｍ幅ベルトを示す。列４は長円スプロケットを用いたシステムにおいて高弾性ベルトを用いた１４ｍｍ幅ベルトを示す。列５は標準スプロケットを用いたシステムにおいて標準弾性ベルトを用いた１８ｍｍ幅ベルトを示す。

図２２は偏心の大きさによるタイミング誤差に対する長円スプロケットの効果を示すグラフである。各列は吸気および排気カムシャフトに用いられた長円スプロケットを示す。各システムの偏心の大きさは１．０ｍｍから１．５ｍｍの範囲にある。

ベルト駆動システムの振動を低減するための長円スプロケットの有効性を評価するテストは、電動および燃焼エンジンの両方において実行することができる。図面に含まれる、タイミング誤差の改善の結果は、電動エンジンにおいて得られた。ほとんどの場合において、これらの結果は燃焼エンジンに移るが、いくつかのケースでは、長円スプロケットはあるエンジンに対して振動を低減させない。テストは、要求される改善が達成され、かつ信頼性があることを確認するために、燃焼エンジンに対して実施されるべきである。テストを実行するために必要なステップはエンジン振動の分野において公知である。これらは、振動センサが油環境において作動することを必要とし、１６０℃まで耐えることができ、油と添加物による化学攻撃に耐えることができることも含む。一貫性のチェックが一連のテストランの開始時と終了時に実行される。測定は、６０秒間にわたるアイドル運転から最高エンジン速度までの助走の間、行われる。データ収集と解析のために、標準的なローテク（Ｒｏｔｅｃ）システムが用いられる。

テンショナ

本発明は、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースを備え、円筒状部分が径方向外周面と径方向外周面の径方向内側である受容部とを有し、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、径方向内側の受容部内に配置される捻りバネとを備え、捩りバネが付勢力を偏心アームに付与し、偏心アームに軸支されたプーリとを備えるテンショナである。

図２３は好ましいテンショナの分解図である。テンショナ４００はベース４１０を備える。ベース４１０は外周面４１４を有する、軸方向に延びる円筒状部分４１２を備える。円筒状部分４１２はさらに、開口４１１と受容部４１８とを備える。

偏心アーム４２０は円筒状部分４１２の周りに揺動する。ブッシュ４６０は内周面４２２と外周面４１４の間に配置される。ブッシュ４６０は、円筒状部分４１２の開口４１１に、実質的に整列するスロット４６１を備える。プーリ４４０はニードルベアリング４５０の面４２１に軸支される。ニードルベアリングは油中環境において使用される。従来公知の他のベアリングも適用可能である。

捻りバネ４３０はベルト負荷を付与するために、偏心アーム４２０に係合し、ベルト（図示せず）に向かって付勢する。端部４３１はスロット４６１と開口４１１から突出し、偏心アーム４２０の受容部４２４に係合する。端部４３２はベース４１０の受容部４１５に係合する。捻りバネ４３０は全体的に受容部４１８内に配置される。受容部４１８は円筒状部分４１２の中央の窪み部である。捻りバネ４３０はベアリング４５０、プーリ４４０および偏心アーム４２０と同一平面上にある。捻りバネ４３０は、プーリ４４０、ベアリング４５０、ブッシュ４６０および円筒状部分４１２の径方向の内側に配置される。すなわち、捻りバネ４３０、ベアリング４５０、プーリ４４０および偏心アーム４２０は、これらの要素の何れもが、他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、全て同軸的に配置される。

保持リング４０６はベース４１０の円周方向スロット４１６に係合する。保持リング４０５は偏心アーム４２０の円周方向スロット４２３に係合する。保持リング４０５はベアリング４５０を偏心アーム４２０に保持する。保持リング６は偏心アーム４２０をベース４１０に保持する。オイル保持リング４０５、４０６の存在は、軸方向力を伝達するスラストワッシャとして作用する。

プーリ４４０はベアリング４５０に圧入される。固定具４０４は捻りバネ４３０とベース４１０の孔４１７から突出して、テンショナ４００をエンジン（図示せず）のような取付け面へ固定する。

ブッシュ４６０は、約０．０５から約０．２０の範囲内の動摩擦係数（ＣＯＦ）を有する。静的なＣＯＦは、好ましくは動的なＣＯＦよりも小さい。

図２４は上方から見た分解図である。偏心アーム４２０は軸Ａ−Ａの周りに揺動し、この軸は円筒状部分４１２に対して同軸的であり、固定具４０４を通って延びる。偏心アーム４２０は軸Ａ−Ａの周りに揺動する。プーリ４４０は偏心アーム４２０の幾何学的中心であるＢの周りに回転する。Ｂは軸Ａ−Ａから偏心的にずれており、これにより偏心アーム４２０の偏心的な揺動運動が可能になり、これにより、テンショナ４００は可変的な負荷をベルト（図示せず）に付与する。

図２５はベースの斜視図である。端部受容部４１５はベース４１０の受容部４１８の一端に配置される。端部４３２は受容部４１５に係合し、これにより端部４３２を固定し、捻りバネの反作用点として作用する。

図２６は偏心アームの斜視図である。Ｂはプーリ４２０の幾何学的中心であり、その点の周りにプーリ４２０が回転する。偏心アーム４２０は軸Ａ−ＡにおいてＡの周りに揺動する。受容部４２４はスプリング４３０の端部４３１に係合する。

図２７は捻りバネの斜視図である。端部４３１は偏心アーム４２０受容部４２４内に突出する。端部４３２は受容部４１５に係合する。

図２８はテンショナの断面図である。捻りバネ４３０、ブッシュ４６０、円筒状部分４１２、偏心アーム４２０、ベアリング４５０およびプーリ４４０は、これらの要素の何れもが、他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される。この完全な入れ子状の配列は、テンショナの高さ（あるいは幅）を最小化し、非常に狭いアプリケーションに使用されることを可能にする。

図２９は代替的な実施形態の分解図である。要素は、ベアリング４５１が滑り軸受であり、ブッシュ４６０が省略されていることを除いて、この明細書に記載されたものと同じである。この代替的な実施形態は油中で走行するために構成され、および／またはオイルはねかけ式潤滑するにおいて使用される。偏心アーム４２０は軸Ａ−Ａの周りに揺動する。プーリ４４０は軸Ｂ−Ｂの周りに揺動する。図２６参照。軸Ａ−Ａは軸Ｂ−Ｂから離れて配置され、したがって軸Ａ−Ａに対して同軸的ではなく、偏心アーム４２０の偏心的な揺動運動が可能になる。

図３０は図２９の代替的な実施形態の上面図である。

図３１は図２９の代替的な実施形態の断面図である。捻りバネ４３０、偏心アーム４２０およびベアリング４５１は、これらの要素の何れもが、他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される。ベース４１０の流体導管４７１は、流体導管４７３を介して、オイルのような流体がエンジンオイルシステム（図示せず）からベアリング４５１へ流れる経路を提供し、ベアリングを潤滑する。Ｏリング４７２はエンジンオイルシステムへの接続をシールする手段を提供する。

図３２は代替的な実施形態の側面図である。偏心アーム４２０とプーリ４４０の代わりに、この代替的な実施形態はカム４４５を備える。カム４４５は偏心アーム４２０と同じ原理により作動し、この装置において同じ位置を占める。プーリ４４５はない。カム４４５は細長部材４８０に係合する。細長部材４８０は、いかなる従来公知の適当な低摩擦材料でもよい。細長部材４８０はまた、滑りガイドとも呼ばれる。チェーンＣは摺動ガイド４８０の表面に摺動自在に係合する。ピボット４８１は摺動ガイドの一端部に配置される。摺動ガイド４８０はカム４４５の回転に応じてピボット４８１の周りに揺動する。表面４４６の偏心形状により、カム４４５の回転は摺動ガイド４８０を４８１の周りに揺動させ、これによりチェーンＣの負荷を維持する。この実施形態は、一例として、内燃機関の同期システムにおいて有用である。この実施形態はチェーンの代わりに同期ベルトに対して用いることもできる。

図３３は図３２の代替的な実施形態の斜視図である。カム４４５の表面４４６は摺動ガイド４８０に係合する。

同期ベルト駆動システム

本発明の駆動システムは、ベルトと、少なくとも１つの上述した長円スプロケットと、上述したテンショナとを含む。駆動システムは、少なくとも２つのスプロケットと、駆動スプロケットと従動スプロケットとを含む。駆動および従動スプロケットの少なくとも１つは、ここに記載されたような長円である。テンショナは好ましくは、ここに記載されたように設計され、ベルトスパンに接触するために背面アイドラプーリまたはスライダを用いてもよい。

１つの実施形態において、同期ベルト駆動システムは例えば、自動車あるいは他の陸上車両のための、内燃機関のオーバーヘッドカム駆動機構である。例示が上記に紹介され、図３〜６に示される。図３と図６は典型的なデュアル・オーバーヘッドカム・駆動システムを示し、図４と図５はシングル・オーバーヘッドカム・駆動システムを示す。これらの例は駆動部としてクランクスプロケットを有し、従動スプロケットとして１以上のカムスプロケットを有する。各駆動機構はまた、種々の背面アイドラ機構とウォータポンプとここに記載されたテンショナとを含んでもよい。図５の駆動機構は噴射ポンプを含む。駆動機構はディーゼルまたはガソリンエンジンのためであってもよい。他の実施形態では、駆動機構は、ポンプまたは例えばクランクスプロケットを含むバランスシャフトのような単一の従動要素、従動要素用の従動スプロケット、およびテンショナであってもよい。各ケースおよび無数の他の種々の駆動システムでは、ここに記載された本発明の原理は、空気中、あるいはオイルまたは他のエンジン流体に接触しつつ走行することができ、従来の駆動機構よりも実質的に狭いパッケージを有する、同期駆動システムを提供するために利用できる。

同期ベルト駆動システム用の上述したテンショナ構造の主な利点はコンパクトさである。従来のベルト駆動機構では、テンショナはしばしば幅広の要素であり、パッケージ全体の幅を著しく制限している。ここに記載されたテンショナ構造によれば、ベルトは希望するように小さくでき、テンショナと他のスプロケットは実質的に同じ幅で、かつ小さいクリアランスにすることができ、存在するか、潜在的なミスアライメントを調整するために望むのであれば、僅かに広くすることができる。

長円スプロケットを高弾性同期ベルトとともに使用することにより、細い幅のベルトを有しつつ非常に良好に作用する駆動機構を得ることができる。ベルト幅を縮小することは一般に、この技術分野では、ベルトにおいて増加した張力と負荷（単位幅あたり）に関連し、スパン長さと歯の変形をもたらし、延いてはタイミング精度と耐久性を悪化させる。しかし本システムは、ベルトの減少した張力および負荷と、十分な耐久性とともに、非常に改善されたタイミングを示すことができる。

例

下記の各例において、テスト装置レイアウトは、図３５に示されるようにクランクシャフトに連結された電動モータによって駆動される、３気筒エンジンのデュアル・オーバーヘッドカム駆動機構である。３気筒エンジンはフォード・モーター・カンパニーによって製造される１リッターＦＯＸエンジンとして知られている。標準のオイルウェット同期駆動システムは後述する種々のテスト駆動機構を収容するように改造される。全てが、油温１４０℃でＣａｓｔｒｏｌ Ｍａｇｎｅｔ ５Ｗ−２０のオイルを用いて、オイルに接触する状態で走行する。テスト装置レイアウト２４０は、ＲＰＰ歯形状を有するベルト２００に適合するために、１９溝の駆動部すなわちクランクプーリ２４３と、ＲＰＸ溝形状と９．５２５ｍｍピッチを有する２つの３８溝の従動カムプーリ２４２、２４５とを含む。速度プロファイルと、ベルト幅、プーリおよびテンショナ２４４の詳細は後述するように変えられた。

表１に示される３つの代表的なベルトは種々のシステムのテストに使用された。ベルト１はデイコ（Ｄａｙｃｏ）によって供給される、１リッターＦＯＸエンジンのための標準のベルトである。ベルト２はゲイツ・ユニッタ・アジアによって供給される油中ベルトである。ベルト３は、張力心線がＵガラス繊維（高強度ガラス）で被覆された炭素繊維のハイブリッド心線によって置き換えられた、ベルト２の改良品である。

ベルト１はデイコによるＷＯ２００５０８０８２０に記載されているように構成されていると思われる。

ベルト２は山田らの米国特許出願公開２０１４/００８０６４７号公報に記載されたベルト材料により構成されており、この公開内容は参照することにより、この明細書に組み入れられる。歯布は、緯糸にパラ・アラミド／ナイロンの弾性ストレッチヤーン、経糸にナイロンを用いた、２×２の綾織りである。歯布は、山田らの米国特許出願公開２０１４/００８０６４７号公報に記載されているように、エポキシとＮＢＲラテックスと硬化剤の処理剤により処理された。処理は浸漬し、従来のオーブン内で乾燥することにより行われた。背面帆布は、ＮＢＲラテックス系のＲＦＬで処理された、２×２の綾織り、ナイロン、ストレッチ繊維であった。ベルト本体（歯の背部の両方）ゴム材料は、短繊維強化材、レゾルシノール、およびメラミン化合物を含むＨＮＢＲである、共重合体ゴムを含むニトリルグループに基づいた。ベルト本体のゴム合成物はさらに、カーボンブラック、いくつかの可塑剤、劣化防止剤、加硫剤、および加硫助剤を含む、従来公知の添加剤を含んでいた。システムＡのベルトの張力心線１８は、オイル環境において使用されるオイルに対して対抗するためにＮＢＲ・ＲＦＬ処理剤により処理された、捻られた高強度ガラス繊維のヤーンであった。

ベルト３は、異なる張力心線を用いたことを除いて、ベルト２と同様に構成されている。ベルト３は、米国特許第７６８２２７４号明細書に記載されているようにカーボンとガラスのハイブリッドの心線、すなわち複数の高強度硝子繊維ヤーンによって被覆された炭素繊維コアヤーンによって置き換えられたガラス心線を有していた。

比較例のシステムの第１のテストシリーズ

第１テストシリーズのテスト装置レイアウトは、標準のプーリに慣性が合致した標準のテンショナとプーリを含んでいた。カムプーリは円形であり、１．５ｍｍの直径のピッチラインデファレンシャル（ＤＰＬＤ）で切削加工され、クランクプーリは１．４５ｍｍＤＰＬＤを有していた。両カムスプロケットは標準のＶＶＴ装置を含む標準のプーリに合致する慣性であった。テンショナ２４４は、単一の偏心した中心と対称減衰を有し、約５００Ｎの取付け張力を与え、かつ滑らかな６２ｍｍ直径のプーリを有する、標準のコンパクトテンショナであった。テンショナプーリの面の幅は２４．５ｍｍであり、テンショナの全体の幅は約３６ｍｍであった。これは最も幅広の要素であり、したがって比較例の駆動機構パッケージの全幅は約３６ｍｍであった。クランク速度は５０００と６０００ｒｐｍの間で変化し、１０秒間の増速と１０秒間の減速が繰り返された。

表２に示されるように５つの駆動システムがテストされ、第６のシステムの結果が他の５つに基づいて推定された。このシリーズではベルトのみが変えられた。ベルト１は３つの異なる幅、１８ｍｍ、１２ｍｍ、および１０ｍｍで用いられた。ベルト２は２つの異なる幅、１８ｍｍおよび１０ｍｍで用いられ、結果が１２ｍｍの幅に対して推定された。２つの類似したテスト装置が用いられた。システムは比較例（「比較」）システム１、２に対して、他のシステムのベルトが損傷するまで、固定時間に対して実行された。システム３、６の結果は、装置１が装置２よりも多少長い走行時間を与えることを示す。システムのテストにおけるこのような変化は異常ではない。これらのテストは本発明システムのテストの基準値として用いられた。さらなるテストが、システムのパッケージの大きさを最小化するゴールと、また過度に長い走行時間を避けるために、１０ｍｍ幅のベルトを用いて実施された。

比較例と本発明システムの第２のテストシリーズ

この第２のテストシリーズのテストレイアウトは第１のシリーズと同様であり、図３５に示されるようなものであるが、テスト装置は第３の装置、すなわち装置３であった。装置３は第１装置および第２装置とは異なり、標準のフライホイールは第３の装置には含まれていたが、装置１および２には含まれていなかった。表３に示されるように、２つの駆動システムは装置３においてテストされた。比較システム７は、標準のプーリに慣性が合致した、標準のテンショナとプーリを含んでいた。カムプーリは円形であり、１．５ｍｍの直径ピッチラインデファレンシャル（ＤＰＬＤ）で切削加工され、クランクプーリは１．４５ｍｍのＤＰＬＤを有していた。両カムスプロケットは標準のＶＶＴ装置を含む標準のプーリに合致する慣性であった。テンショナ２４４は、単一の偏心した中心と対称減衰を有し、約５００Ｎの取付け張力を与え、かつ滑らかな６２ｍｍ直径のプーリを有する、標準のコンパクトテンショナであった。テンショナプーリの面の幅は２４．５ｍｍであり、テンショナの全体の幅は約３６ｍｍであった。これは最も幅広の要素であり、したがって比較例の駆動機構パッケージの全幅は約３６ｍｍであった。このテストシリーズにおいて、クランク速度は各テストの間４７５０ｒｐｍの一定値に保持された（これはほぼ最大共振速度である）。１０ｍｍ幅、ＲＰＰ１１６歯形状、９．５２５ｍｍピッチのベルト２が比較システム７に用いられた。

本発明システム８は同じテストレイアウトを有するが、カムスプロケットは長円形であり、１．５ｍｍの直径ピッチラインデファレンシャル（ＤＰＬＤ）で切削加工された。長円の吸気カムスプロケット２４２は、０．７５ｍｍの偏心量で、１３ｇｃｗの位置に位相決めされた、すなわちエンジンの基準値から時計方向に１３溝だけ角変位した、図２に示されるような３ローブ型である。長円の排気カムスプロケット２４５は、１．０ｍｍの偏心量で、２３．５ｇｃｗの位置に位相決めされた、すなわち基準値から時計方向に２３．５溝だけ角変位した、図２に示されるような３ローブ型である。両カムスプロケットは標準のプーリに慣性が合致している。

システム８のテンショナ２４４は、取付け張力が約５００Ｎで、６０ｍｍ直径のプーリを有する単一偏心中心の、ここに記載された設計によるコンパクトテンショナであった。したがってテンショナは１４ｍｍのプーリ面幅と約１６ｍｍの全体幅を有していた。テンショナはまた、例えばリウ等に付与された米国特許第６６０９９８８号明細書に記載され、約３００Ｎの非対称減衰を有していた。

クランクプーリは同様に、狭いベルトおよびパッケージ幅に合致するように、減縮した面幅を有していた。

ベルト３は、１０ｍｍ幅、ＲＰＰ１１６歯形状、９．５２５ｍｍピッチで、システム８のために使用された。

２つのシステムはベルトの損傷が生じるまで走行された。その結果は表３に示されている。６９０時間における比較例システム７の走行時間は、７７７時間における比較例システム６の結果に一致している。本発明システム８の結果は１２６６時間の走行時間のほとんど２倍である。これは、狭い高弾性ベルトと円形スプロケットおよび特別な狭いテンショナとの組み合わせがベルト寿命を著しく延長させることを示す。

表３は、テストの前後を含む、いくつかのタイミング誤差の結果を含んでいる。改善されたタイミング誤差の結果は、より高いベルト弾性の効果と、テンショナ設計の効果と、長円スプロケットの効果とを含む、効果の組合せであると考えられる。表３は、他のタイミングからの個々の効果のいくつかを示し、そのうちのいくつかは表３に示されるような１２ｍｍ幅のベルトに対して実施された。最終的な結果は、ベルトの寿命の間にわたって、ピーク・ピーク値で１°よりも小さい最大タイミング誤差を有する非常に狭い（１０ｍｍベルト）である。

加えて、表３は、システムのベルトの有効張力が５００Ｎから２５０Ｎまで、実質的に低減されることを示し、この効果はほとんど長円スプロケットによるものである。この長円プーリの有利な効果は非常に重要である。それは取付け張力が歯飛びを生じさせることなく低下することを可能にし、これは延いてはランド部の摩耗率を減少させる。

このようにシステム７、８の結果は、高弾性ベルトが長円スプロケットおよび同心的テンショナと組み合わせられたときの、非常に優れたシステム全体の性能とベルト寿命を示している。その結果は、取付け張力を最適化することによりさらに改善されると考えられる。長円スプロケットは、歯の剪断損傷モードのベルト寿命を順当に延長させる、クランクにおける有効張力を著しく減少させる。しかし、観察される損傷モードはランド部の摩耗（これはシステムにおけるＰＶに深く関係する（接触面圧×滑り速度））であったので、ベルト寿命における長円スプロケットの積極的な効果は減少する。換言すれば、長円スプロケットを使用して、有効張力を低減させるが、取付け張力も低減させれば（すなわちベルトとプーリの間のより低いＰＶ）、ベルト寿命はさらに延びた。

１０ｍｍのベルト幅がテストを速めるために選択された。これらの結果、および加速されたテストとより現実的なアプリケーションとの相関関係を伴う他の経験から、１４ｍｍまでベルト幅を増加させることは、約３５００時間のテスト装置におけるシステム８の耐久性をもたらすと考えられ、これは約２４０，０００ｋｍの車両の寿命に関係すると期待される。１４ｍｍのベルト幅は上述したテンショナおよびプーリに適用可能であり、駆動パッケージの全幅を１８ｍｍ以下の大きさにすることができ、これは標準の要素を有する従来の駆動機構のパッケージ幅の約半分である。この駆動システムは、標準の要素を有する従来の駆動システムよりも、容易にほぼ３０％軽くなることも推定される。

特に長円スプロケットに関連した、本発明のいくつかの付加的な特徴が次に示される。

特徴１。本発明は同期ベルト駆動システムに関し、同期ベルト駆動システムは、歯付き面と、２つの円弧部（１４、１５）の間に配置される少なくとも１つの直線部（１６）とを有する第１長円スプロケット（１０）を備え、円弧部は固定半径（Ｒ１、Ｒ２）を有し、直線部は所定長さを有し、歯付き面を有するスプロケット（３００）を備え、スプロケットは無端歯付き部材（２００）により第１長円スプロケットに係合され、第１長円スプロケット（１０）は、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する。

特徴２。特徴１における同期ベルト駆動システムは、第２回転負荷に接続された第２長円スプロケットをさらに備え、第２長円スプロケットは無端歯付き部材に係合し、第２長円スプロケットは、スプロケットと第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する。

特徴３。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差はピーク・ピーク値で０．５度よりも小さい。

特徴４。特徴３における同期ベルト駆動システムにおいて、スプロケットと第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差はピーク・ピーク値で０．５度よりも小さい。

特徴５。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、無端歯付き部材の幅は１２ｍｍ以上である。

特徴６。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、無端歯付き部材は約６３０，０００Ｎから約９０２，０００Ｎの範囲内の弾性を有する。

特徴７。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、大きさは約１．０ｍｍから１．５ｍｍの範囲内にある。

特徴８。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、第１長円スプロケットのフェーズは、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内である。

特徴９。特徴８における同期ベルト駆動システムにおいて、基準点は３時の位置を基準とする。

特徴１０。特徴２における同期ベルト駆動システムにおいて、第２長円スプロケットのフェーズは、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内である。

特徴１１。特徴１０における同期ベルト駆動システムにおいて、基準点は３時の位置を基準とする。

特徴１２。特徴１０における同期ベルト駆動システムにおいて、第１長円スプロケットのフェーズは、基準点に対して回転したとき、９溝から２５溝の範囲内である。

特徴１３。特徴１２における同期ベルト駆動システムにおいて、基準点は３時の位置を基準とする。

特徴１４。特徴１における同期ベルト駆動システムにおいて、スプロケットは駆動装置に接続され、第１長円スプロケットは回転負荷に接続される。

特徴１５。特徴１４における同期ベルト駆動システムにおいて、駆動装置はエンジンのクランクシャフトである。

特徴１６。特徴２における同期ベルト駆動システムにおいて、第１長円スプロケットは排気カムシャフトに接続される。

特徴１７。特徴２における同期ベルト駆動システムにおいて、第２長円スプロケットは吸気カムシャフトに接続される。

特徴１８。本発明はまた同期ベルト駆動システムに関し、同期ベルト駆動システムは、歯付き面と、２つの円弧部の間に配置される少なくとも１つの直線部とを有する第１長円スプロケットを備え、円弧部は固定半径を有し、直線部は所定長さを有し、歯付き面を有するスプロケットを備え、スプロケットは無端歯付き部材により第１長円スプロケットに係合され、第１長円スプロケットは、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有し、第２回転負荷に接続された第２長円スプロケットを備え、第２長円スプロケットは無端歯付き部材に係合し、第２長円スプロケットは、スプロケットと第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で１．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する。

特徴１９。特徴１８における同期ベルト駆動システムにおいて、第１長円スプロケットは排気カムシャフトに接続され、第２長円スプロケットは吸気カムシャフトに接続され、スプロケットはエンジンのクランクシャフトに接続される。

特徴２０。特徴１９における同期ベルト駆動システムにおいて、スプロケットと第１長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差はピーク・ピーク値で０．５度よりも小さく、スプロケットと第２長円スプロケットの間の角度変位タイミング誤差はピーク・ピーク値で０．５度よりも小さい。

テンショナに関連した本発明の付加的な特徴のいくつかが次に示される。

特徴１。本発明はテンショナに関し、テンショナは、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースを備え、円筒状部分は径方向外周面と径方向外周面の径方向内側である受容部とを有し、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、径方向内側の受容部内に配置される捻りバネとを備え、捩りバネは付勢力を偏心アームに付与し、偏心アームに軸支されるプーリとを備える。

特徴２。特徴１におけるテンショナにおいて、プーリはニードルベアリングに軸支される。

特徴３。特徴１におけるテンショナにおいて、偏心アームとプーリと捻りバネとは、偏心アーム、プーリ、捻りバネのいずれも他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される。

特徴４。特徴１におけるテンショナにおいて、偏心アームはブッシュにおいてベースに軸支される。

特徴５。本発明はまたテンショナに関し、テンショナは、径方向外周面と径方向内側の受容部を有するベース円筒状部分と、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、径方向内側の受容部内に配置される捻りバネとを備え、捻りバネは付勢力を偏心アームに付与し、偏心アームに係合するとともに偏心アームの回転に応じて揺動するように配置された細長部材を備える。

特徴６。特徴５におけるテンショナにおいて、偏心アームと捻りバネとは、偏心アームまたは捻りバネのいずれも他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される。

特徴７。特徴５におけるテンショナにおいて、偏心アームはブッシュにおいてベースに軸支される。

特徴８。特徴５におけるテンショナにおいて、プーリはニードルベアリングにおいて偏心アームに軸支される。

特徴９。本発明はまたテンショナに関し、テンショナは、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースを備え、円筒状部分は径方向外周面と径方向内側の受容部を有し、径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームを備え、径方向内側の受容部内に配置される捻りバネを備え、捻りバネは付勢力を偏心アームに付与し、偏心アームに軸支されるプーリを備え、偏心アームとプーリと捻りバネとは、偏心アーム、プーリ、捻りバネのいずれも偏心アーム、プーリ、または捻りバネから軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される。

特徴１０。特徴９におけるテンショナにおいて、ベースはさらに流体導管を有し、これにより流体がベアリングに入る。

特徴１１。特徴９におけるテンショナにおいて、プーリはベアリングに軸支される。

特徴１２。特徴１１におけるテンショナにおいて、ベアリングはニードルベアリングである。

本発明とその利点が説明されたが、添付された特許請求の範囲によって定義される本発明の精神と範囲から逸脱することなく、種々の変更、置換および変形が可能であることが理解されるべきである。さらに、本発明の範囲が、この明細書に記載されたプロセス、機械、製造物、組成物、手段、方法、およびステップの特定の実施形態に限定されることは意図されない。当業者が本発明の開示内容から容易に理解するので、ここに記載された対応する実施形態と実質的に同じ機能を実行し、あるいは実質的に同じ結果を達成する、現存し、または後に開発される、プロセス、機械、製造物、組成物、手段、方法、またはステップが本発明に従って使用可能である。したがって、添付された特許請求の範囲は、そのようなプロセス、機械、製造物、組成物、手段、方法、またはステップの範囲を含むことを意図される。ここに開示された本発明は、ここに特に開示されていない要素なしに、適切に実施され得る。

Claims (12)

1. 高弾性ファイバを備える張力心線を有する同期ベルト（２００）と、
   少なくとも一方が長円スプロケット（１０）である、駆動スプロケットおよび少なくとも１つの従動スプロケットと、
   テンショナとを備え、前記テンショナが、径方向外周面と前記径方向外周面の径方向内側である受容部とを有し、軸方向に延びる円筒状部分を有するベースと、前記径方向外周面に揺動自在に係合する偏心アームと、前記径方向内側の受容部内に配置され、付勢力を前記偏心アームに付与する捻りバネと、前記偏心アームに軸支されるプーリとを備える
   同期ベルト駆動システム。
2. 前記偏心アームと前記プーリと前記捻りバネとが、前記偏心アーム、プーリ、捻りバネのいずれも他から軸Ａ−Ａに沿って軸方向に変位しないようにして、同軸的に配置される請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
3. 前記長円スプロケット（１０）が歯付き面と、２つの円弧部（１４、１５）の間に配置される少なくとも１つの直線部（１６）とを備え、前記円弧部が固定半径（Ｒ１、Ｒ２）を有し、前記直線部が所定長さを有する請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
4. 前記長円スプロケット（１０）が、前記駆動スプロケットと前記従動スプロケットの間の角度変位タイミング誤差がピーク・ピーク値で０．５度よりも小さくなるような大きさとフェーズを有する請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
5. 前記高弾性ファイバが繊維ガラス、ＰＢＯ、アラミド、および炭素繊維からなるグループから選択される１以上である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
6. 前記高弾性ファイバが高強度ガラス繊維である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
7. 前記高弾性ファイバが炭素繊維である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
8. 前記張力心線が炭素繊維とガラス繊維を備えるハイブリッド心線である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
9. システム全体の幅が２０ｍｍよりも短い請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
10. システム全体の幅が１８ｍｍ以下である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
11. システム全体の幅が１６ｍｍ以下である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。
12. システム全体の幅が１４ｍｍ以下である請求項１に記載の同期ベルト駆動システム。

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