(57)【要約】【課題】回転荷重アセンブリの変動する荷重トルクを低減するか又は実質的に相殺すること。【解決手段】細長い駆動構造体（１０）と、第１及び第２のロータ（１１、１２）と備え、第２のロータ（１２）の角度位置に対する非真円プロフィール（１９）の突出及び後退部分の角度位置、及び該非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、非真円プロフィールが、回転荷重アセンブリ（２６）の変動荷重トルク（１０３）を低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルク（１０４）を第２のロータに付与するような角度位置及び大きさであることを特徴とする装置。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の係合部分（１５）を有する連続ループの細長い駆動構造体（１０）と、
少なくとも第１及び第２のロータ（１１、１２）を含む複数のロータであって、前記第１のロータ（１１）が、前記細長い駆動構造体（１０）の前記係合部分（１５）と係合するための複数の歯（１６）を有し、前記第２のロータ（１２）も、該細長い駆動構造体（１０）の該係合部分（１５）と係合するための複数の歯（１６）を有する複数のロータと、
前記第２のロータ（１２）に連結された回転荷重アセンブリ（２６）とを、備え、
前記細長い駆動構造体は、前記第１及び第２のロータの周りに係合され、
前記第１のロータ（１１）は、前記細長い駆動構造体（１０）を駆動するように配置され、前記第２のロータ（１２）は、該細長い駆動構造体（１０）によって駆動されるように配置され、
前記ロータの一方は、後退部分（２４、２５）と交互する少なくとも２つの突出部分（２２、２３）を有する非真円プロフィール（１９）を有し、
前記回転荷重アセンブリ（２６）は、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルクを与えるようになっている同期駆動装置であって、
第２のロータ（１２）の角度位置に対する非真円プロフィール（１９）の突出及び後退部分の角度位置、及び該非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、該非真円プロフィールが、回転荷重アセンブリ（２６）の変動荷重トルク（１０３）を低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与するような角度位置及び大きさである、
ことを特徴とする装置。
【請求項２】
複数の係合部分（１５）を有する連続ループの細長い駆動構造体（１０）と、少なくとも第１及び第２のロータ（１１、１２）を含む複数のロータとを含み、該第１のロータは、該細長い駆動構造体（１０）の該係合部分と係合するための複数の歯（１６）を有し、該第２のロータ（１２）も、該細長い駆動構造体（１０）の該係合部分と係合するための複数の歯（１６）を有し、前記第２のロータ（１２）に連結された回転荷重アセンブリを更に含む構成要素を組み立てる段階と、
前記細長い駆動構造体（１０）を駆動するように配置された第１のロータ（１１）、及び該細長い駆動構造体（１０）によって駆動されるように配置された第２のロータ（１２）の周りに該細長い駆動構造体を係合させる段階と、を含み、
前記ロータの一方は、後退部分（２４、２５）と交互する少なくとも２つの突出部分（２２、２３）を有する非真円プロフィール（１９）を有し、
前記回転荷重アセンブリ（２６）は、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルク（１０３）を与えるようになっており、
前記第２のロータ（１２）の角度位置に対する前記非真円プロフィール（１９）の突出及び後退部分の角度位置、及び該非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさを、該非真円プロフィールが、前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）を低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルク（１０４）を前記第２のロータ（１２）に付与するような角度位置及び大きさに決める段階とを含む、
ことを特徴とする同期駆動装置を構成する方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、同期駆動装置、同期駆動装置を作動させる方法、及び同期駆動装置を構成する方法に関する。本発明は、限定する意味ではないが、特に内燃機関における機械的振動の除去又は低減に関する。
【背景技術】
【０００２】
タイミングベルトに基づくシステムのような同期駆動システムは、自動車及び工業的用途に広く使用されている。例えば、自動車においては、エンジンの吸気及び排気弁を開閉するカムシャフトを駆動するために、タイミングベルト又はチェーンが使用される。ウオーターポンプ、燃料ポンプ等のような他の装置も、同じベルト又はチェーンにより駆動することができる。
【０００３】
内燃機関は、その作動中に多くの種類の機械的振動を発生し、これらの振動は、通常は同期駆動システムのタイミングベルト又はチェーンを通じて伝達される。機械的振動の特に強い発生源は、吸気及び排気弁、及び、これらの吸気及び排気弁を開閉するカムシャフトによりもたらされる。吸気及び排気弁を開閉することにより、捩れ振動として公知の種類の振動が発生する。これらの振動の周波数が駆動装置の固有振動数に近づくと、システム共振が発生する。共振時には、捩れ振動及びスパン張力変動が最大となる。
【０００４】
タイミングベルト及びチェーンは、可撓性の機械的構造体であるから、機械的振動の悪影響を特に受け易い。タイミングベルト又はチェーンを通じて伝達される機械的振動は、ベルト又はチェーン内の張力を変動させ、それによってベルト又はチェーンの磨耗を増大してそれらの寿命を縮める可能性がある。振動はまた、タイミングエラーを引き起こし、望ましくない量のノイズを発生させる場合がある。
【０００５】
振動を減衰させるための従来の技術としては、ベルト又はチェーンの張力を増大させること、及びカムシャフトダンパを取り付ける技術がある。カムシャフトダンパは、振動吸収ゴム又はシリコーンにより、慣性源をカムシャフトスプロケットに接続する。しかし、ベルト又はチェーンの張力を増大させることは、ノイズレベルを増大し、ベルト又はチェーンの有効寿命を縮める。カムシャフトダンパを取り付けることも、それらのコスト及び／又は空間が不足しているという理由で望ましい解決策ではない。
【０００６】
ＤＥ−Ａ−１９５  ２０  ５０８（アウディＡＧ）には、内燃機関のためのラップド・ベルト駆動装置が開示されており、タイミングベルトは、エンジンのカムシャフトに連結された２つの従動プーリ、及びエンジンのクランクシャフトに連結された１つの駆動プーリの周りに巻き付けられる。この発明の目的は、そのようなベルト駆動装置で見られる捩れ振動に対処することである。付加的な捩れ振動を提供することが提案されており、これを通じて臨界共振を許容可能か又は共振が起らぬ範囲に移動させることができる。この引用特許においては、カムシャフトプーリのうちの１つを構成するように示された「非真円」プーリによって捩れ振動を発生させることが提案されている。示された非真円プーリは、その周りに規則的に配置された４つの突出部分と４つの後退部分とを有する。プーリのプロフィールの変化は、従動プーリの到来スパン又は送出スパンにおいてタイミングベルトに捩れ振動を導入し、これが内燃機関の運動と重なり合い、従って臨界共振領域を移動又は排除するといわれている。クランクシャフトの毎分回転数に対するカムシャフトの角度で示されたイミング駆動装置の捩れ振動のグラフを示すといわれる図が示されている。図には全振幅が示されており、また、２次の主要振動及び関連性の低い４次の振動も示されている。非真円プーリの偏心の大きさの一例が挙げてあるが、エンジンの種類、駆動ベルトの種類、及び荷重の種類という任意の与えられた条件における偏心の大きさと、他のロータに対する非真円ロータの角度的配置とを選択する方法に関する教示はない。上述の通り、この引用特許における発明の目的は、ベルト駆動装置内の捩れ振動に対処することであって、振動発生源に対処することではない。
【０００７】
特許文献１である１９８７年の日本国実願昭６２−１９２０７７のマイクロフィルム（実開平１−９５５３８公報、ハタノ他／三菱）においては、内燃機関のタイミングベルトのようなベルト駆動装置によって駆動プーリの回転を従動プーリに伝達する張力均等化駆動装置が開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００８】
【特許文献１】実願昭６２−１９２０７７（実開平１−９５５３８公報）のマイクロフィルム
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
そこには、カムシャフトの駆動シャフトの歯付きプーリが、内燃機関の駆動シャフトに接続された楕円形タイミングベルト駆動スプロケットによって駆動されるタイミングベルト構成が示されている。この特許の教示は、内燃機関の回転によって生じるベルト内の張力変動の位相と逆の位相を有する張力変動を駆動ベルトに与えるように、駆動プーリが楕円形状に作られるということである。駆動プーリは、それが既に存在しているベルトの張力変動と逆の位相を有する張力変動を駆動ベルトに与えるような方法で取り付けられるといわれている。楕円形駆動スプロケットは、張力均等化装置と呼ばれ、駆動ベルトの張力を均等化するために設けられる。そこには、弁機構トルクによって生じる張力と、張力均等化装置（楕円駆動スプロケット）によって生じる張力とを示すグラフの図が示されており、これら２つの張力は、大きさが同じで位相が逆の張力として示されている。楕円駆動プーリの偏心の大きさを決定する方法も、ベルトによって駆動されるカムシャフトプーリに対して駆動プーリの角度位置を関連付ける方法も特に教示されていない。
【００１０】
更に、１９９７年の特願平９−７３５８１（特許公報番号平１０−２６６８６８、クボ／三菱）において説明されているように、その後、ＪＰ  ６２−１９２０７７（平１−９５５３８）の出願人により、クランクスプロケットとしての楕円スプロケットの使用はいくつかの困難と問題を有しているので望ましくないと決定された。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明の第１の態様によると、複数の係合部分を有する連続ループの細長い駆動構造体を含む同期駆動装置が提供される。複数のロータは、少なくとも第１及び第２のロータを備えて、第１のロータは、細長い駆動構造体の係合部分と係合するための複数の歯を有し、第２のロータも、細長い駆動構造体の係合部分と係合するための複数の歯を有する。第２のロータには、回転荷重アセンブリが連結される。細長い駆動構造体は、第１及び第２のロータの周りに係合する。第１のロータは、細長い駆動構造体を駆動するように配置され、第２のロータは、細長い駆動構造体によって駆動されるように配置される。これらのロータの一方は、後退部分と交互する少なくとも２つの突出部分を備えた非真円プロフィールを有する。回転荷重アセンブリは、回転駆動された時に周期的に変動する荷重トルクを与えるようになっており、第２のロータの角度位置に対する非真円プロフィールの突出及び後退部分の角度位置と非真円プロフィールの偏心の大きさとは、非真円プロフィールが回転荷重アセンブリの変動する荷重トルクを低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルクを第２のロータに付加するような角度位置及び大きさである。
【００１２】
本装置の好ましい形態においては、非真円プロフィールは、非真円プロフィールが形成されたロータに隣接する細長い駆動構造体のスパンの周期的な伸長及び収縮により、逆に変動する補正トルクを生成するようになっている。細長い駆動構造体は、非真円プロフィールが形成されたロータの緊張側に駆動スパンを有し、非真円プロフィールの角度位置は、駆動スパンの最大伸長が回転荷重アセンブリの変動荷重トルクのピーク値と一致する角度位置の＋／−１５度以内（好ましくは、＋／−５度以内）である。最も好ましくは、非真円プロフィールの角度位置は、駆動スパンの最大伸長が回転荷重アセンブリの変動荷重トルクのピーク値と実質的に一致する角度位置である。
【００１３】
また、本装置の好ましい形態においては、非真円プロフィールの偏心の大きさは、変動補正トルクが同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における変動荷重トルクの振幅の７０％から１１０％の範囲（好ましくは、９０％から１００％の範囲）内の振幅を有するようになっている。最も好ましくは、変動補正トルクの振幅は、変動荷重トルクの振幅と実質的に等しい。
本明細書においては、特に断らない限り、周期的に変動する量の振幅という用語は、ピークからピークまでの振幅を意味する。
【００１４】
すなわち、非真円プロフィールの偏心の大きさは、回転荷重アセンブリの変動荷重トルクの振幅に関連して決定される。いくつかの構成においては、変動荷重トルクの振幅は実質的に一定であり、他の構成においては、変動荷重トルクの振幅は変動するであろう。変動荷重トルクの振幅が一定である場合は、偏心の大きさは、変動荷重トルクの実質的に一定の振幅に関連して決定される。変動荷重トルクの振幅が変動する場合は、偏心の大きさを決定するのに使用されるその値は、望ましくない振動を排除又は低減させることが必要な作動条件に応じて選択されることになる。例えば、回転荷重アセンブリの変動荷重トルクが変化する場合は、偏心は、振幅が最大であるような条件又は例えば装置の固有共振周波数において決定された変動荷重トルクの振幅に関連して決めることができる。例えば、ディーゼル内燃機関においては、振動に関して最も問題となる領域は、燃料ポンプによる燃料供給が最大となる時であろう。これらの条件においては、偏心は、これらの条件で決定された時の変動荷重トルクの振幅に関連して決められる。同様に、ガソリン内燃機関においては、最も問題になる領域は、タイミング駆動装置の固有共振の領域とすることができ、そのような場合、偏心は、そのような条件に関連して決定される。
【００１５】
本発明は、内燃機関以外にも多くの形態の同期駆動装置に応用することができることがわかる。また、非真円プロフィールは、駆動装置内の多くの異なる位置に設けることができる。例えば、非真円プロフィールは、第１のロータ（これは、細長い駆動構造体を駆動する）、及び／又は、第２のロータ（これは、細長い駆動構造体により駆動される）、及び／又は、例えば連続ループの細長い駆動構造体に強く作用して接触させられたアイドラロータのような第３のロータ上に設けることができる。
【００１６】
しかし、本発明は、内燃機関内に取り付けられて第１のロータがクランクシャフトスプロケットを含む場合に特定の用途がある。いくつかの構成においては、この内燃機関は、ディーゼルエンジンであり、回転荷重アセンブリは、回転燃料ポンプを含む。上述の通り、そのような構成においては、非真円プロフィールの偏心の大きさは、燃料ポンプによる供給量が最大となる条件において決定された変動荷重トルクの振幅と実質的に等しい振幅を変動補正トルクが有するように調節することができる。他の構成においては、内燃機関は、ガソリンエンジンであり、回転荷重アセンブリは、カムシャフトアセンブリとすることができる。
【００１７】
非真円プロフィールの角度位置を決定する場合は、非真円プロフィール及びこれが形成されたロータの様々な基準パラメータを考慮することができる。いくつかの構成においては、非真円プロフィールは、少なくとも２つの基準半径を有し、各基準半径は、非真円プロフィールが形成されたロータの中心から非真円プロフィールの突出部分の中心を通って延び、非真円プロフィールの角度位置は、非真円プロフィールが形成されたロータの基準方向と関連付けられ、この基準方向は、細長い駆動構造体がロータと係合することによって生じるハブ荷重力の方向である。非真円プロフィールの角度位置は、回転荷重アセンブリの変動荷重トルクが最大である時に、基準半径の環状位置が、非真円プロフィールが形成されたロータの回転方向に取られた基準方向から好ましくは９０°から１８０°の範囲内にあるような角度位置である。この範囲は、好ましくは、１３０°から１４０°の範囲を含む。最も好ましくは、基準半径の角度位置は、非真円プロフィールが形成されたロータの回転方向に取られた基準方向から実質的に１３５°である。
【００１８】
例えば、ほぼ楕円形状、又はロータの周りに規則的に配置された３つ又は４つの突出部分を有する形状のような多くの異なる形状の非真円プロフィールを設けることができることがわかる。形状の選択は、同期駆動装置の他の構成要素に依存することになる。設けることが可能な例としては次のようなものがある。すなわち、内燃機関が直列４気筒エンジンであってクランクシャフトスプロケットが楕円輪郭プロフィールを有するもの、内燃機関が直列４気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットがほぼ矩形輪郭プロフィールを有するもの、直列４気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットがほぼ矩形輪郭プロフィールを有し、クランクシャフトスプロケットが楕円輪郭プロフィールを有するもの、内燃機関が直列３気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットがほぼ三角形輪郭プロフィールを有するもの、内燃機関が直列６気筒エンジンであってクランクシャフトスプロケットがほぼ三角形輪郭プロフィールを有するもの、内燃機関がＶ型６気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットがほぼ三角形輪郭プロフィールを有するもの、内燃機関がＶ型８気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットがほぼ矩形輪郭プロフィールを有するもの、又は、内燃機関が２気筒エンジンであってカムシャフトスプロケットが楕円形輪郭プロフィールを有するものである。
【００１９】
上述の本発明のほとんどの実施形態においては、突出部分及び後退部分は、ほぼ同じ大きさであって、規則的な非真円プロフィールを与えることになる。しかし、取り除くべき捩れ振動の状況に依存して、非規則的プロフィールを設けることができる。更に、上述の突出部分が主要な突出部分を構成し、後退部分が主要な後退部分を構成して、非真円プロフィールは、主要突出部分よりも小さな程度の付加的な小突出部分を含むことができる。これらの小突出部分は、回転荷重アセンブリによって与えられる副次的次数の変動荷重トルクを低減又は実質的に相殺する目的で、特に、例えば回転荷重アセンブリによって与えられる４次の変動荷重トルクを低減又は実質的に相殺するために、第２のロータに付与されたトルクに付加的で小さな変動する補正トルクパターンを生成するようになっていてもよい。
本発明の特徴は、本発明による装置に関連して本明細書に示されるが、このような特徴はまた、本発明による方法（すなわち、同期駆動装置を作動させる方法、又は、同期駆動装置を構成する方法）に関しても提供することができ、その逆も言えるということがわかる。
【００２０】
特に、本発明の別の態様によれば、複数の係合部分を有する連続ループの細長い駆動構造体を含む同期駆動装置を作動させる方法が提供される。複数のロータは、少なくとも第１のロータ及び第２のロータを含む。第１のロータは、細長い駆動構造体の係合部分と係合する複数の歯を有し、第２のロータも、細長い駆動構造体の係合部分と係合する複数の歯を有する。第２のロータには、回転荷重アセンブリが連結される。ロータのうちの一方は、後退部分と交互する少なくとも２つの突出部分を有する非真円プロフィールを有する。回転荷重アセンブリは、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルクを与える。
【００２１】
本方法は、細長い駆動構造体を第１及び第２のロータの周りに係合させる段階、第１のロータによって細長い駆動構造体を駆動する段階、第２のロータを細長い駆動構造体によって駆動する段階、及び回転荷重アセンブリの変動荷重トルクを低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルクを非真円プロフィールによって第２のロータに付与する段階を含む。
本発明の更に別の態様によれば、
（ｉ）複数の係合部分を有する連続ループの細長い駆動構造体と、細長い駆動構造体の係合部分と係合するための複数の歯を有する第１のロータと細長い駆動構造体の係合部分と係合するための複数の歯を有する第２のロータとを少なくとも含む複数のロータと、第２のロータに連結された回転荷重アセンブリとを含む構成要素を組み立てる段階と、
（ｉｉ）細長い駆動構造体を駆動するように構成された第１のロータと、細長い駆動構造体によって駆動されるように構成された第２のロータとの周りに細長い駆動構造体を係合させる段階と、
を含み、
ロータのうちの一方は、後退部分と交互する少なくとも２つの突出部分を有する非真円プロフィールを有し、
回転荷重アセンブリは、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルクを与えるようになっており、
（ｉｉｉ）非真円プロフィールが回転荷重アセンブリの変動荷重トルクを低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルクを第２のロータに付与するように、第２のロータの角度位置に対する非真円プロフィールの突出及び後退部分の角度位置と非真円プロフィールの偏心の大きさとを決定する段階、
を更に含む、同期駆動装置を構成する方法を提供することができる。
【００２２】
同期駆動装置を構成する方法の好ましい形態においては、本方法は、
（ｉ）非真円プロフィールが形成されたロータに隣接する細長い駆動構造体のスパンの周期的な伸長及び収縮によって逆に変動する補正トルクを生成するように非真円プロフィールを構成する段階、
を含み、
細長い駆動構造体は、非真円プロフィールが形成されたロータと第２のロータとの間に駆動スパンを有し、
駆動スパンは、非真円プロフィールが形成されたロータの緊張側に配置され、
（ｉｉ）駆動スパンの最大伸長が回転荷重アセンブリの変動荷重トルクのピーク値と一致する角度位置の＋／−１５度以内であるように非真円プロフィールの角度位置を調節することにより、非真円プロフィールの突出及び後退部分の角度位置を決定する段階、
を更に含む。
【００２３】
また、本発明の好ましい形態において、同期駆動装置を構成する方法は、非真円プロフィールの偏心の大きさを決定する段階を含み、これは、
（ｉ）同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における回転荷重アセンブリの変動荷重トルクの振幅を測定する段階と、
（ｉｉ）駆動スパンの周期的伸長及び収縮に必要な振幅を以下の式：
Ｌ＝Ｔ／ｒｋ、
Ｌ＝上述の駆動スパンの周期的伸長及び収縮の振幅、
Ｔ＝同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における回転荷重アセンブリの変動荷重トルクの振幅、
ｒ＝第２のロータの半径、及び
ｋ＝ｄＦを構造体の長さにおける長さの増加ｄＬを生成するために要する力とする時にｋ＝ｄＦ／ｄＬで定義される細長い駆動構造体の剛性係数、
によって計算する段階と、
（ｉｉｉ）（ａ）非真円プロフィールの突出及び後退部分の円からの発散、及び（ｂ）得られる駆動スパンの周期的伸長及び収縮の振幅の一連の値を実験的に関連付けるためのデータを生成して記録する段階と、
（ｉｖ）駆動スパンの周期的伸長及び収縮に必要な振幅を与える対応する偏心をデータから選択する段階と、
によって決定される。
【００２４】
本発明は、同期駆動システムの捩れ振動を排除又は低減する最良の方法は、従来技術で試みられたように連続ループの駆動構造体の変動する張力を相殺又は低減させることを試みるのではなく、荷重アセンブリの変動荷重トルクを相殺又は低減させるようにロータのうちの１つに非真円プロフィールを配置することであるとの理解から発したものである。実際に、荷重アセンブリの変動荷重トルクを相殺又は低減させるためには、変動する張力を細長い駆動構造体にもたらすことが不可欠であると判明している。本発明は、細長い駆動構造体の張力の変動を相殺することによって捩れ振動の影響に対処しようと努力するのではなく、捩れ励振の発生源の相殺又は低減を可能にするものである。
【００２５】
すなわち、同期駆動装置内のロータのうちの１つに非真円プロフィールを設けることは既に公知であるが、偏心の大きさ及び非真円プロフィールの突出及び後退部分のタイミングを決定するために選択された方法は、要求される結果を生み出すようなものではなかった。一例として典型的な内燃機関においては、偏心が駆動ベルトの張力を均等化するように選択された場合、その偏心は、通常、荷重アセンブリ内の捩れ振動を相殺するにはかなり大き過ぎることになる。典型的な内燃機関においては、例えば、２０００から２５００ｒｐｍで共振周波数が現れることになる。非真円プロフィールの偏心が、共振領域における駆動ベルトのあらゆる張力変動の相殺を試みるように選択された場合、偏心は、通常は振動を相殺するのに必要とされるよりもずっと大きな張力において設定されることになる。その結果、駆動ベルト及び様々なスプロケットの過度な磨耗をもたらすことになり、システムはまた、振動の低減に成功しないことになる。
【００２６】
従来技術の構成が劣っていた別の方式を考慮すると、非真円プロフィールのタイミング（角度位置へと変えられる）を、荷重アセンブリの荷重トルクの変動のタイミング（角度位置へと変えられる）と正確に関連付けるように構成することが重要である。好都合なことには、非真円プロフィールと回転荷重アセンブリの変動荷重トルクとの相対的タイミングは、第１及び第２ロータ間の第１ロータの緊張側での細長い駆動構造体の駆動スパンの周期的伸長及び収縮と関連して決定される。本発明による最も好ましい構成において、非真円プロフィールの角度位置は、細長い駆動構造体の駆動スパンの最大伸長が回転荷重アセンブリの変動荷重トルクのピーク値と実質的に一致する角度位置である。しかし、本発明は、タイミングが好ましい角度位置の＋／−１５度の範囲内に設定されていれば、振動を実質的に低減させることができる。特に好ましい範囲は、好ましい角度位置の＋／−５度である。
【００２７】
これとは対照的に、従来技術においては、非真円プロフィールの偏心を細長い駆動構造体の張力に関連して設定することが試みられてきた。しかし、典型的な内燃機関においては、駆動ベルトのピーク張力は、検査されるｒｐｍ範囲の領域によってそのタイミングが変化する。駆動ベルトのピーク張力は、一般的にエンジンの共振周波数に関して１つのタイミング段階で起り、共振よりも低い回転範囲に対してはサイクルのより早いタイミングで起り、共振条件よりも高い回転範囲の領域に対してはタイミングサイクルのより後の部分で起こる。すなわち、従来技術において駆動ベルトの張力の均等化を試みるためにいずれの条件が選択されるかに依存して、非真円プロフィールの偏心のタイミングは、荷重アセンブリの変動荷重トルクを相殺するために好ましい位置よりも前方にされるか、又は後方に遅らせることができる。
すなわち、要約すると、本発明は、荷重アセンブリの変動荷重トルクを最も有利に相殺するか又は低減するような非真円プロフィールの偏心及びタイミングの正しい選択を提供する。
ここで、添付図面を参照しながら、本発明の実施形態を例示的に以下に説明する。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】本発明を具体化した自動車用内燃機関のための同期駆動装置の概略図である。
【図２】図１に示すクランクシャフトスプロケットの拡大図である。
【図３】ＤＯＨＣエンジン構成の内燃機関の同期駆動装置の概略図である。
【図４ａ】ＳＯＨＣ内燃機関のカムシャフトにおける変動荷重トルク、及び図１及び２に示す楕円形クランクシャフトスプロケットによって発生される変動補正トルクの、全てクランクシャフトの１回転に亘って取られたグラフを示す図である。
【図４ｂ】ＤＯＨＣ内燃機関の吸気カムシャフトから生じる変動荷重トルク、排気カムから生じる変動荷重トルク、及び図３に示すエンジン内の楕円形クランクシャフトスプロケットによって発生される変動補正トルクの、全てクランクシャフトの１回転に亘って取られたグラフを示す図である。
【図５ａ】４気筒エンジン及び３気筒エンジンにおける本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図５ｂ】４気筒エンジン及び３気筒エンジンにおける本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図５ｃ】４気筒エンジン及び３気筒エンジンにおける本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図５ｄ】４気筒エンジン及び３気筒エンジンにおいて本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図６ａ】６気筒エンジン、８気筒エンジン、及び２気筒エンジンにおいて本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図６ｂ】６気筒エンジン、８気筒エンジン、及び２気筒エンジンにおいて本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図６ｃ】６気筒エンジン、８気筒エンジン、及び２気筒エンジンにおいて本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図６ｄ】６気筒エンジン、８気筒エンジン、及び２気筒エンジンにおいて本発明を具体化したクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す図である。
【図７ａ】垂直軸がカムシャフトの移動角度による捩れ振動の振幅、水平軸がエンジン速度をｒｐｍで表し、丸いクランクシャフトスプロケットを有する公知エンジンの状況を示す、異なるエンジン速度における内燃機関内の捩れ振動の大きさを示すグラフである。
【図７ｂ】垂直軸がカムシャフトの移動角度による捩れ振動の振幅、水平軸がエンジン速度をｒｐｍで表し、楕円形クランクシャフトスプロケットを利用して本発明を具体化した同期駆動装置の状況を示す、異なるエンジン速度における内燃機関内の捩れ振動の大きさを示すグラフである。
【図８ａ】垂直軸がベルト張力の振幅、水平軸がエンジン速度をｒｐｍで表し、丸いクランクシャフトスプロケットを有する公知エンジンの状況を示す、異なるエンジン速度における内燃機関内の張力の大きさを示すグラフである。
【図８ｂ】垂直軸がベルト張力の振幅、水平軸がエンジン速度をｒｐｍで表し、楕円形クランクシャフトスプロケットを利用して本発明を具体化した同期駆動装置の状況を示す、異なるエンジン速度における内燃機関内の張力の大きさを示すグラフである。
【図９ａ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して１５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの緊張側のベルト張力変動で示す図である。
【図９ｂ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して１５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの弛緩側のベルト張力変動で示す図である。
【図１０ａ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して２５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの緊張側のベルト張力変動で示す図である。
【図１０ｂ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して２５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの弛緩側のベルト張力変動で示す図である。
【図１１ａ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して３５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの緊張側のベルト張力変動で示す図である。
【図１１ｂ】丸いクランクシャフトスプロケットを有する従来技術によるエンジンに関して３５００ＲＰＭでのクランクシャフトの１回転に亘る駆動ベルトの張力の変動をクランクシャフトスプロケットの弛緩側のベルト張力変動で示す図である。
【図１２】Ｘ軸が様々な振動の調和次数、Ｙ軸がＲＰＭによるエンジン速度、Ｚ軸がカムシャフトの捩れ振動の振幅を表す、丸いクランクシャフトスプロケットを有する公知の内燃機関におけるカムシャフトの捩れ振動の分布を示す三次元グラフである。
【図１３】Ｘ軸が様々な振動の調和次数、Ｙ軸がＲＰＭによるエンジン速度、Ｚ軸がカムシャフトの捩れ振動の振幅を表す、本発明を具体化した楕円形クランクシャフトスプロケットを有するエンジンにおけるカムシャフトの捩れ振動の分布を示す三次元グラフである。
【図１４ａ】カムシャフトのような回転荷重アセンブリ上の変動荷重トルクのグラフを示す図である。
【図１４ｂ】本発明の一実施形態において図１４ａのトルク変動を相殺するために非真円プロフィール１９を得ることができる方法を示す図である。
【図１５】本発明を具体化した楕円形クランクシャフトプロフィールのコンピュータ生成仮想表現を示す図である。
【図１６】プロフィールが図１５よりも１歯分だけ角度を進めることによって段階的に作成された、本発明を具体化した楕円形クランクシャフトプロフィールのコンピュータ生成仮想表現を示す図である。
【図１７】プロフィールが図１６よりも１歯分だけ角度を進めることによって段階的に作成された、本発明を具体化した楕円形クランクシャフトプロフィールのコンピュータ生成仮想表現を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００２９】
図１は、本発明を具体化した自動車用内燃機関のための同期駆動装置の概略図である。この装置は、連続ループの細長い駆動構造体１０と、第１及び第２のロータ１１及び１２と、更に別のロータ１３、１４、及び１７とを含む。連続ループの細長い駆動構造体１０は、連続ループの細長い駆動構造体の複数の係合部分を構成する歯１５及びこれらの歯と歯の間に介在する谷部を有する従来のタイミングベルトである。ロータ１１及び１２の各々は、タイミングベルト１０の歯１５の間の谷部と係合するための複数の歯１６を有するスプロケットである。スプロケット１１は、内燃機関のクランクシャフト（図示せず）に連結され、スプロケット１２は、内燃機関のカムシャフト２６によって構成された回転荷重アセンブリ（図示せず）に連結される。タイミングベルト１０は、第１及び第２のロータ１１及び１２の周りに係合する。第１のロータ１１は、ベルト１０を駆動するように配設され、第２のロータ１２は、ベルト１０によって駆動されるように配設される。ロータ１４も歯１６を有し、ウオーターポンプのような内燃機関の他の構成要素を駆動するためのスプロケットを構成する。ロータ１３は、好ましくは、公知の仕方でベルトに張力付与するためにタイミングベルト１０の歯のない側を担持するベルト緊張用のロータである。ロータ１７は、好ましくは、タイミングベルト１０の歯のない側を担持する固定アイドラプーリ用のロータである。
【００３０】
同期駆動装置の公知の形態においては、クランクシャフトスプロケットは、円形プロフィールを有する。そのような場合、同期駆動装置は、オーバーヘッドカムシャフトによる内燃機関の吸気弁及び排気弁の開閉によって生じる捩れ振動として公知の振動を起こし易い。図４ａ及び４ｂには、励振の発生源を示す。図４ａは、ＳＯＨＣエンジンのカムシャフトに付与される変動荷重トルクを示し、図４ｂは、ＤＯＨＣエンジンに対する変動荷重トルクを示す。図４ｂは、エンジンの１サイクルにおけるカムシャフトトルクの変動を示しており、エンジンの回転角度に対して曲線１０１によって示された吸気トルクがどのように変動するか、及び、同じくエンジンの回転角度に対して排気トルク曲線１０２がどのように変動するかを表している。
【００３１】
ＳＯＨＣエンジンに対する図１に示す本発明の実施形態によれば、クランクシャフトスプロケット１１は、参照符号１９によって全体的に示す非真円プロフィール（図２に誇張した形状で示すような）を有する。非真円プロフィール１９は、本明細書で説明する特定実施形態においては、長軸２０と短軸２１を有する楕円形である。プロフィール１９は、２つの突出部分２２及び２３と、２つの後退部分２４及び２５とを有する。
【００３２】
図２に示すように、スプロケット１１に楕円形プロフィール１９を与えることにより、変動補正トルクが発生され、これがベルト１０により第２のロータ１２に付与される。図４ａには、この変動補正トルクが曲線１０４で示してある。好ましい条件においては、変動する全荷重トルク１０３は、総補正トルク１０４と逆である。好ましくは、補正トルク１０４は、変動する全荷重トルク１０３に対して１８０°位相がずれており、変動補正トルク１０４のピークからピークまでの振幅は、変動する全荷重トルク１０３のピークからピークまでの振幅と等しくされる。
【００３３】
図２に示す楕円形プロフィール１９を使用した本発明の実施形態によれば、第２のロータ１２の角度位置に対する非真円プロフィール１９の突出部分２２及び後退部分２４の角度位置、及び非真円プロフィール１９の偏心の大きさは、非真円プロフィール１９が第２のロータ１２に対して回転荷重アセンブリ２６の変動荷重トルク１０３を実質的に相殺する逆に変動する補正トルク１０４を付与するような角度位置及び大きさである。
【００３４】
次に、タイミングと非真円プロフィール１９の偏心の大きさとの決定について詳しく説明する。図１において、様々なロータ間のスパンは、ロータ１２と１４との間が１０Ａ、ロータ１４と１１との間が１０Ｂ、ロータ１２と１３との間が１０Ｃ、ロータ１３と１７との間が１０Ｄ、及びロータ１７と１１との間が１０Ｅで示されている。１０Ａ及び１０Ｂで指示された第１のロータ１１と第２のロータ１２との間のスパンは、これら２つのロータ間の駆動スパンと呼ばれ、非真円プロフィール１９が形成された第１のロータ１１の緊張側に置かれる。１０Ｃ、１０Ｄ、及び１０Ｅで指示された第１のロータ１１と第２のロータ１２との間のスパンは、弛緩側と呼ばれる。ただし、緊張側及び弛緩側のいずれにおいても、ベルトが張力付与された状態にあることは勿論である。排除される捩れ振動は、回転荷重アセンブリ（カムシャフト２６）上の変動荷重トルクによって形成され、この捩れ振動は、本発明によれば、タイミングベルト１０によりカムシャフト２６に逆に変動する補正トルクを付与することによって低減又は実質的に相殺される。逆に変動する補正トルクは、非真円プロフィールが形成されたロータ１１に隣接するスパン１０Ａ及び１０Ｂと１０Ｃ、１０Ｄ、及び１０Ｅとを周期的に伸長及び収縮させることにより非真円プロフィール１９によって生成される。本発明の好ましい形態においては、非真円プロフィール１９の角度位置は、駆動スパン１０Ａ及び１０Ｂの最大伸長がカムシャフト２６の変動荷重トルクのピーク値と実質的に一致した状態における角度位置にできるだけ近くなるように設定される。このように正確に設定することは常に可能というわけではないが、非真円プロフィールの角度位置が好ましい角度位置の＋／−１５度以内、より好ましくは、＋／−５度以内であれば本発明による利点が得られる。
【００３５】
図１及び２を参照して示された特定の場合に関しては、楕円形プロフィール１９は、２つの基準半径２０ａ及び２０ｂを有し、これらは一緒に楕円の長軸２０を形成する。基準半径２０ａ及び２０ｂの各々は、ロータ１１の中心からそれぞれの突出部分２２及び２３の中心を通って延びる。非真円プロフィール１９の角度位置は、ロータ１１の周りの連続ループ駆動構造体１０のラップの角度又は扇形を二分割するベクトル又は想像線２７の方向である、ロータ１１の基準方向に対する角度である。ラップ角度を二分割するこのベクトルは、ベルト駆動システムが静止している時にロータ１１に対するベルト１０の係合によって生じるハブ荷重力と同一方向である。しかし、ベルト駆動システム作動中は、ハブ荷重力の方向は動的に変化するということがわかる。非真円プロフィール１９のタイミングは、第２のロータ１２上の変動荷重トルクが最大である時に、基準半径２０ａの角度位置がラップ角度二分割線２７である基準方向からロータ１１の回転方向へ９０°から１８０°の範囲内、好ましくは、１３０°から１４０°の範囲内であるように設定される。図１が第２のロータ１２上の変動荷重トルクが最大である瞬間におけるアセンブリを示していると仮定すると、非真円プロフィール１９の好ましいタイミングは図１に示すようになり、すなわち、基準半径２０ａと二分割線２７との間の角度は、角度θで示すように１３５°である。
【００３６】
本明細書においては、非真円プロフィール１９に対して「基準半径」という用語を使用しているが、このプロフィール全体は本質的に非真円であるから、測定されるこの基準パラメータは、関連する突出部分を通る概念的な円の半径であってプロフィール全体の半径ではないということがわかる。基準半径という用語は、プロフィールが形成されたロータの軸線の中心から関連する突出部分におけるプロフィールの最大延長部までの距離を表すために使用されるに過ぎない。
【００３７】
次に、図示の特定実施形態における非真円プロフィール１９の偏心の大きさの決定について考察する。要するに、プロフィール１９の偏心の大きさは、図４ａに示す変動補正トルク１０４が、図４ａに示す変動荷重トルク１０３の振幅と実質的に等しい振幅及びそれと実質的に逆の位相を有するように設定されるのが好ましい。しかし、変動補正トルク１０４の振幅が変動荷重トルク１０３の振幅の７５％から１１０％の範囲内、より好ましくは、９０％から１００％の範囲内にある実施形態においても依然として利点がある。変動荷重トルク１０３がエンジンの回転範囲に亘って実質的に一定の振幅を有する場合、補正トルク１０４の振幅は、単に変動荷重トルクの一定の振幅と実質的に等しくされる。
【００３８】
偏心の大きさを決定する実際的な段階は次の通りである。最初に、カムシャフト２６の変動荷重トルク１０３の振幅は、選択された一組の作動条件において、すなわち、この場合は変動荷重トルクの最大振幅において測定される。次に、駆動スパン１０ａ及び１０ｂの周期的な伸長及び収縮に必要な振幅は、以下の式により計算される。
Ｌ＝Ｔ／ｒｋ
ここで、
Ｌ＝必要な駆動スパンの周期的伸長及び収縮の振幅、
Ｔ＝最大振幅時に測定されたカムシャフト２６の変動荷重トルクの振幅、
ｒ＝第２のロータ１２の半径、及び
ｋ＝ベルト１０の剛性係数。
剛性係数ｋは、式：ｋ＝ｄＦ／ｄＬから求められ、ｄＦは、構造体において長さの増加ｄＬを生み出すために要する力である。
【００３９】
上述の計算の一例として、変動荷重トルクＴの振幅は１０Ｎｍ（ゼロからピーク値まで）、ロータ１２の半径は５０ｍｍであろう。これは、必要な変動補正トルクをもたらすために要する最大力ＦをＦ＝２００Ｎで与える。ここで論じている例においては、必要なスパン長の変動は、張力２００Ｎを剛性係数ｋで割算することにより求められ、例えば、典型的なベルトでは４００Ｎ／ｍｍであろう。その結果、タイミングベルトに必要な伸長及び収縮の振幅０．５ｍｍ（ゼロからピークまで）が求められる。
【００４０】
次の段階は、図１に示すように楕円の長軸２０がθ＝１３５°に設定されたタイミング段階において、この伸長及び収縮の長さをもたらすために要する偏心を計算することである。この値を理論的に計算することは難しいので、偏心の計算は、「ルックアップ」テーブルの同等物よって達成される。これは、（ｉ）非真円プロフィールの突出及び後退部分の円からの発散と、（ｉｉ）その結果生じる駆動スパンの周期的伸長及び収縮の振幅との一連の値を実験的に関連付けるデータを発生させて記録することによって行われる。次に、駆動スパンの周期的伸長及び収縮に必要な振幅を与えるデータから必要な偏心が選択される。
【００４１】
「ルックアップ」テーブルをもたらすために作成されるデータバンクは、長軸に沿った楕円形プロフィール１９の偏心の様々な値に対する駆動スパン１０Ａ及び１０Ｂの伸長及び収縮の振幅の値の表から成る。そのようなデータの例が下表１に示されている。比較のために使用された基準円は、長軸２０の長さと短軸２１の長さとの平均に等しい直径を有する円である。楕円形プロフィール１９の偏心は、図示の例においては、長軸２０における外形の基準円からの発散を考察することによって決定することができる。
【００４２】
2010164198.tif 000003
【００４３】
この表は、例えば楕円形プロフィール１９のコンピュータシミュレーションを作成し、例えば図１５、１６、及び１７に示すように、これを一度に１歯ずつという具合に一連の角度前進を通して段階的に処理することによって得ることができる。これらの段階の各々に対して、このコンピュータシミュレーションは、半径２０Ａをもたらす長軸の特定の長さに対して同等な駆動スパン１０Ａ及び１０Ｂの伸長又は収縮の表示をもたらすように準備される。コンピュータシミュレーションにおいて、次に基準半径２０Ａが変えられ、新しい半径２０Ａに対して更に一連のデータが生成される。図１５、１６、及び１７に示す位置へとプロフィールを段階的に進めてゆく目的は、対応する駆動スパン１０Ａ及び１０Ｂの伸長が最大となる位置を実験的に決定するためである。これを決定し終えたら、スパン１０Ａ及び１０Ｂの最大長に対する適正なデータが抽出され、これが基準半径２０Ａの対応する偏心に対して設定される。図１５、１６、及び１７は、仮想プロトタイピングを使用することによって伸長の振幅を決定することができる方法を示している。
【００４４】
図５ａから５ｄは、４気筒エンジン及び３気筒エンジンに対するクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す。図６ａから６ｄは、６気筒エンジン、８気筒エンジン、及び２気筒エンジンに対するクランクシャフトスプロケット及びカムシャフトスプロケットの異なる組合せを示す。
図７ａは、丸いクランクシャフトスプロケットについてｒｐｍによるエンジン速度に対する回転振動の角度によるカムシャフト捩れ振動の振幅を示す。図７ｂは、楕円形クランクシャフトスプロケットについてｒｐｍによるエンジン速度に対する回転振動の角度によるカムシャフト捩れ振動の振幅を示す。図７ｂは、捩れ振動が大きく低減されることを示している。クランクシャフトに由来する捩れ振動のみが残存しており、共振は相殺されている。
【００４５】
図８ａは、丸いクランクシャフトスプロケットについてｒｐｍによるエンジン速度に対する緊張側の張力変動を示し、図８ｂは、楕円形クランクシャフトスプロケットについてｒｐｍによるエンジン速度に対する緊張側の張力変動を示す。図８ｂも、共振が相殺されたことを示している。全ｒｐｍ範囲に亘って張力変動は依然として存在しているが、それらは、相殺トルクをもたらすために残存する必要がある。
【００４６】
図９ａ及び９ｂは、丸いクランクシャフトスプロケットが１５００ｒｐｍで１回転する間の緊張側及び弛緩側の張力変動を示す。図１０ａ及び１０ｂは、丸いクランクシャフトスプロケットがシステム共振（２５００ｒｐｍ）で１回転する間の緊張側及び弛緩側の張力変動を示す。図１１ａ及び１１ｂは、丸いクランクシャフトスプロケットが３５００ｒｐｍで１回転する間の緊張側及び弛緩側の張力変動を示す。
【００４７】
図１２は、丸いクランクシャフトスプロケットに対するカムシャフト捩れ振動をスペクトル解析で示しており、ｘ軸＝調和次数、ｙ軸＝エンジンｒｐｍ、及びｚ軸＝カムシャフト捩れ振動の振幅である。
図１３は、楕円形クランクシャフトスプロケットに対するカムシャフト捩れ振動をスペクトル解析で示しており、ｘ軸＝調和次数、ｙ軸＝エンジンｒｐｍ、及びｚ軸＝カムシャフト捩れ振動の振幅である。楕円形プロフィールにより２次の捩れ振動のみが除去される。図１４に示すような一層複雑なプロフィールを使用することにより、２次及び４次の捩れ振動が同時に相殺されることになる。
【００４８】
図１４ａ及び１４ｂは、本発明を具体化した同期駆動装置内の１つのロータの非真円プロフィール１９を、回転荷重アセンブリのトルクの異なる２つの次数の捩れ変動に適応するように成形する方法を大きく誇張した形で示している。図１４は、２つの図１４ａ及び１４ｂから成る。図１４ａは、図１２に示す２次ピークと同等の２次変動荷重トルクを曲線１１０ａで示す。曲線１１１は、図１２に示す４次ピークと同等の４次変動荷重トルクを示す。曲線１１２は、回転荷重アセンブリ上の組み合わされた変動荷重トルクを示す。
【００４９】
図１４ｂには、図１のクランクシャフトロータ１１上で使用するための突出部分２２及び２３を有するほぼ楕円形のプロフィール１９Ａが大きく誇張された形で示されている。
突出部分は、図１４ａに示す２次変動荷重トルク１１０を相殺するために付与することができる変動補正荷重トルクを生成する。第２のプロフィール１９Ｂは、クランクシャフトスプロケット１１のプロフィールとして使用されたとしたら図１４ａに示す４次変動荷重トルク１１１と同等の補正トルクを生成するであろう４つの小突出部分を有する形状に作られる。図１４ｂにおいて、本発明を具体化した非真円プロフィールは、参照符号１９Ｃで指示されている。この非真円プロフィールは、２つのプロフィール１９Ａ及び１９Ｂを結合したものである。結合されたプロフィール１９Ｃは、２つの主要突出部分と２つの小突出部分とを有する。結合されたプロフィール１９Ｃは、図１４ａに示す結合された変動トルク１１２を相殺させることができる変動補正トルクを生成する。
【００５０】
すなわち、図１４には、プロフィールの付加的な小突出部分が設けられた楕円形ロータの修正が示されている。付加的な小突出部分を備えた理由は、図１２及び１３に示す４次調和捩れ振動に対処するためである。図１２には、２次、４次、及び６次調和によって丸いクランクシャフトスプロケットを有する同期駆動装置に生じる捩れ振動が示されている。図１３は、本発明による楕円形クランクシャフト駆動スプロケットを使用した後に残る捩れ振動を示す。そこに４次調和捩れ振動が残存していることが分るであろう。これらの振動は、クランクシャフトスプロケットの非真円プロフィール上に付加的な突出部分を設けることによって低減又は排除することができる。小突出部分は、主要突出部分よりも突出が小さく、第２のロータに付与されるトルク内により小さく変動する補正トルクパターンを発生させて、回転荷重アセンブリによって与えられる４次変動荷重トルクを低減又は実質的に相殺するように構成される。
【００５１】
次に、本発明の実施形態の作動に関する一般的な考察に立ち返ると、内燃機関のための同期駆動装置内に楕円形プロフィールのクランクシャフトスプロケットを設けることは公知である。本発明は、従来技術の構成において行われてきたような駆動ベルトの張力を均等化することに努力を注ぐのではなく、荷重アセンブリ内の変動荷重トルクを有利に相殺するか又は低減させるような非真円プロフィールの偏心及びタイミングの正しい選択を提供する。
【００５２】
本発明は、均衡しない力の存在が物体を加速することになるというニュートンの第２法則を考察することによって理解することができる。線形例においては、これは、
加速度＝力／質量
をもたらし、回転運動においては、
加速度＝トルク／慣性力
をもたらす。普通の内燃機関においては、弁機構又はディーゼル燃料ポンプからのトルクが変動し、速度を変動させて角変位を変動させる（捩れ振動としても公知）。ベルトを引っ張る（適切な時に）楕円体クランクシャフトスプロケットを使用することにより、カムシャフトに作用する結合トルクがゼロであるような振幅及び位相を有する付加的なトルクを生成することができる。トルクが存在しないということは、ニュートンの第１法則により加速が存在しないことを意味する。加速が存在しないということは、速度の変動が存在しないことを意味し、これは、捩れ振動が存在しないことを意味する。
【００５３】
吸気弁及び排気弁の開閉は、トルク変動の発生源である。これらのトルク変動は、カムシャフトに速度変動を起こさせ、これによって捩れ振動としても公知の角度位置変動を引き起こす。そのような挙動を直す最善の方法は、カムシャフトに作用する別のトルクを導入して原因の発生源そのものに対処すること、すなわち、カムシャフトにおけるトルク変動を除去することである。それを行う１つの方法は、クランクシャフトに楕円形スプロケットを使用することである。楕円形スプロケットは、これが回転する時にスパン長の変動を導入することになり、つまり、クランクシャフトが１回転する間に２度の引っ張り及び解放を行うことになる。緊張側が引っ張られる時に、弛緩側は解放され、逆も同じである。ベルトの引っ張り及び解放は、カムシャフトに新たな付加的トルクが生じることを意味する。この新たなトルクが適正な振幅と位相を有する場合、それは、弁機構からの第１のトルクと均衡することができる。トルクに変動が無いということは、速度に変動が無いということ、従って、捩れ振動が無いということを意味する。
【００５４】
本発明の実施形態においては、カムシャフトにおける捩れ振動が排除された時、依然としてベルト張力は変動する。勿論、それは、カムシャフトの捩れ振動を停止させるベルトの張力の変化である。従来技術においては、その目的は、ベルト内の張力変動を除去することであるといわれているが、これはカムシャフトの捩れ振動を除去するのに必要なことではない。目的は、従動スプロケット内のトルク荷重の変動によって引き起こされる従動スプロケットの速度変化を除去することである。これは、従動スプロケットのサイクル中にベルトの張力を変えることによって行われる。従動スプロケットに加わるトルク荷重が増大する時、ベルトの張力も増大されるべきである。張力の増大が必要な時、スパンの有効長は増大されるべきである。これは、楕円の長軸がハブ荷重に対して垂直な位置からハブ荷重方向に沿った位置まで移動するように配置された楕円を有することによって達成される。張力の低減が必要な時、スパンの有効長は低減されるべきである。これは、長軸が垂直から水平へと移動する間に行われる。
【００５５】
次に、本発明の好ましい態様を示す。
１．非真円プロフィール（１９）は、該非真円プロフィール（１９）が形成されたロータに隣接する前記細長い駆動構造体（１０）のスパンの周期的な伸長及び収縮によって前記逆に変動する補正トルクを生成するようになっており、
前記細長い駆動構造体は、前記非真円プロフィール（１９）が形成されたロータの緊張側に駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）を有し、
前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置は、前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と一致する角度位置の＋／−１５度以内である。
【００５６】
２．前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置は、前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と一致する前記角度位置の＋／−５度以内である上記１に記載の同期駆動装置。
【００５７】
３．前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置は、前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と実質的に一致する角度位置である上記１に記載の同期駆動装置。
【００５８】
４．前記非真円プロフィールの偏心の大きさは、前記変動補正トルク（１０４）が、同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有するような大きさである、
上記２または３に記載の同期駆動装置。
【００５９】
５．前記範囲は、前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の９０％から１００％の範囲から成る上記４に記載の同期駆動装置。
６．前記変動補正トルク（１０４）の振幅は、前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい上記４に記載の同期駆動装置。
【００６０】
７．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は、実質的に一定であり、
前記非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、前記変動補正トルク（１０４）が前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有するような大きさである、
上記２ないし６のいずれかに記載の同期駆動アセンブリ。
【００６１】
８．前記範囲は、前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の９０％から１００％の範囲から成ることを特徴とする上記７に記載の同期駆動装置。
９．前記変動補正トルク（１０４）の振幅は、前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい上記７に記載の同期駆動装置。
【００６２】
１０．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、
前記非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、前記変動補正トルク（１０４）が、前記変動荷重トルクが最大となるような条件において決定された時の該変動荷重トルクの振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有するような大きさである、
上記１から上記３のいずれかに記載の同期駆動アセンブリ。
【００６３】
１１．前記範囲は、前記変動荷重トルク（１０３）が最大となるような条件において決定された時の該変動荷重トルクの振幅の９０％から１００％の範囲から成る、
上記１０に記載の同期駆動装置。
【００６４】
１２．前記変動補正トルク（１０４）の振幅は、前記変動荷重トルク（１０３）が最大となるような条件において決定された時の該変動荷重トルクの振幅と実質的に等しい、
上記１０に記載の同期駆動装置。
【００６５】
１３．前記回転荷重アセンブリの前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、
前記非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、前記変動補正トルク（１０４）が、同期駆動装置の固有共振周波数において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有するような大きさである、
上記１から上記３のいずれかに記載の同期駆動アセンブリ。
【００６６】
１４．前記範囲は、同期駆動装置の固有周波数において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の９０％から１００％の範囲から成る、
上記１３に記載の同期駆動装置。
【００６７】
１５．前記変動補正トルク（１０４）の振幅は、同期駆動装置の固有周波数において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい、
上記１３に記載の同期駆動装置。
【００６８】
１６．前記非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、次式、
Ｌ＝Ｔ／ｒｋ、
Ｌ＝前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の周期的伸長及び収縮の振幅、
Ｔ＝同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における回転荷重アセンブリの変動荷重トルク（１０３）の振幅、
ｒ＝第２のロータの半径、及び
ｋ＝ｄＦを構造体の長さにおける長さの増加ｄＬを生成するために要する力としてｋ＝ｄＦ／ｄＬとして定義される細長い駆動構造体（１０）の剛性係数、
で与えられる前記駆動スパンの周期的伸長及び収縮を生成するような大きさである、
上記１から上記３のいずれかに記載の同期駆動装置。
【００６９】
１７．前記作動条件は、前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅が実質的に一定であるような条件である、
上記１６に記載の同期駆動装置。
【００７０】
１８．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、
Ｔ＝前記変動荷重トルクが最大となる条件において決定された前記回転荷重アセンブリ（２６）の該変動荷重トルクの振幅である、
上記１７に記載の同期駆動装置。
【００７１】
１９．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルクの振幅は変動し、
Ｔ＝同期駆動装置の固有共振周波数において決定された前記回転荷重アセンブリの前記変動荷重トルク（１０３）の振幅である、
上記１６に記載の同期駆動装置。
【００７２】
２０．前記非真円プロフィール（１９）は、前記第１のロータ（１１）上に設けられる、
上記１から上記１９のいずれかに記載の同期駆動装置。
【００７３】
２１．前記非真円プロフィール（１９）は、前記第２のロータ（１２）上に設けられる、
上記１から上記２０のいずれかに記載の同期駆動装置。
２２．前記非真円プロフィール（１９）は、第３のロータ（１４）上に設けられる、
上記１から上記２０のいずれかに記載の同期駆動装置。
【００７４】
２３．前記第３のロータ（１４）は、前記連続ループの細長い駆動構造体（１０）と接触するように強く押されたアイドラロータを含み、該細長い駆動構造体の係合部分（１５）と係合するための複数の歯（１６）を有する、
上記２２に記載の同期駆動装置。
【００７５】
２４．前記第１のロータ（１１）は、内燃機関に取り付けられた時は、クランクシャフトスプロケットを含む、
上記１から上記３のいずれか記載の同期駆動装置。
【００７６】
２５．前記内燃機関は、ディーゼルエンジンであり、
前記回転荷重アセンブリ（２６）は、回転燃料ポンプを含む、
上記２４に記載の同期駆動装置。
【００７７】
２６．前記非真円プロフィールの偏心の大きさは、前記変動補正トルク（１０４）が、前記燃料ポンプの最大供給条件において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい振幅を有するような大きさである、
上記２５に記載の同期駆動装置。
【００７８】
２７．前記内燃機関は、ガソリンエンジンであり、
前記回転荷重アセンブリ（２６）は、カムシャフトアセンブリを含む、
上記２４に記載の同期駆動装置。
【００７９】
２８．前記カムシャフトアセンブリの前記変動荷重トルク（１０３）は、前記エンジンの回転範囲を通して実質的に一定であり、
前記変動補正トルク（１０４）の振幅は、前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい、
上記２７に記載の同期駆動装置。
【００８０】
２９．前記非真円プロフィールは、該非真円プロフィール（１９）が形成されたロータの中心から該非真円プロフィール（１９）の突出部分（２２、２３）の中心をそれぞれ通過する少なくとも２つの基準半径（２０Ａ、２０Ｂ）を有し、
前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置は、該非真円プロフィール（１９）を有するロータの周りに前記細長い駆動構造体（１０）が巻き付けられた角度を二分割するベクトル（２７）の方向である、該非真円プロフィール（１９）が形成されたロータの基準方向（２７）と関連付けられ、
前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置はまた、前記回転荷重アセンブリの前記変動荷重トルクが最大の時に、基準半径（２０Ａ）の角度位置が、該非真円プロフィール（１９）が形成されたロータの回転方向に取られた前記基準方向（２７）から９０°から１８０°の範囲内にあるような角度位置である、
上記１から上記２８のいずれかに記載の装置。
【００８１】
３０．前記基準半径（２０Ａ）の前記角度位置は、前記非真円プロフィールが形成されたロータの回転方向に取られた前記基準方向（２７）から１３０°から１４０°の範囲内にある、
上記２９に記載の装置。
【００８２】
３１．前記基準半径（２０Ａ）の前記角度位置は、前記非真円プロフィールが形成されたロータの回転方向に取られた前記基準方向（２７）から実質的に１３５°である、
上記２９に記載の装置。
【００８３】
３２．前記非真円プロフィール（１９）は、ほぼ楕円形プロフィールである、
上記１から上記３１のいずれかに記載の装置。
【００８４】
３３．前記非真円プロフィール（１９）は、前記ロータの周りに規則的に配置された３つの突出部分を有する、
上記１から上記３１のいずれかに記載の装置。
【００８５】
３４．前記非真円プロフィール（１９）は、前記ロータの周りに規則的に配置された４つの突出部分を有する、
上記１から上記３１のいずれかに記載の装置。
【００８６】
３５．前記突出部分は、主要突出部分（２２、２３）を構成し、
前記後退部分は、主要後退部分（２４、２５）を構成し、
前記非真円プロフィール（１９）は、前記回転荷重アセンブリ（２６）によって与えられる副次的次数の変動荷重トルクを低減するか又は実質的に相殺するために前記第２のロータ（１２）に付与されたトルクに付加的な小さい変動補正トルクパターンを生成するようになった、前記主要突出部分（２２、２３）よりも小さな程度の付加的な小突出部分を含む、
上記１から上記３４のいずれかに記載の装置。
【００８７】
３６．前記連続ループの細長い駆動構造体（１０）は、歯付きベルトである、
上記１から上記３５のいずれかに記載の装置。
【００８８】
３７．前記連続ループの細長い駆動構造体（１０）は、駆動チェーンである、
上記１から上記３５のいずれかに記載の装置。
【００８９】
３８．複数の係合部分（１５）を有する連続ループの細長い駆動構造体（１０）と、少なくとも第１及び第２のロータ（１１、１２）を含む複数のロータとを含み、
前記第１のロータ（１１）は、前記細長い駆動構造体の前記係合部分と係合する複数の歯（１６）を有し、前記第２のロータ（１２）も、前記細長い駆動構造体の前記係合部分と係合する複数の歯（１６）を有し、前記第２のロータに連結された回転荷重アセンブリ（２６）を更に含み、前記ロータのうちの一方は、前記後退部分（２４、２５）と交互する少なくとも２つの突出部分（２２、２３）を有する非真円プロフィール（１９）を有し、前記回転荷重アセンブリ（２６）は、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルク（１０３）を与える同期駆動装置を作動させる方法であって、
細長い駆動構造体を第１及び第２のロータの周りに係合させる段階と、
前記第１のロータ（１１）によって前記細長い駆動構造体（１０）を駆動する段階と、  前記第２のロータ（１２）を前記細長い駆動構造体（１０）によって駆動する段階と、  を含み、
回転荷重アセンブリ（２６）の変動荷重トルク（１０３）を低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルク（１０４）を、非真円プロフィール（１９）によって前記第２のロータ（１２）に付与する段階、を含む、
ことを特徴とする方法。
【００９０】
３９．前記非真円プロフィール（１９）の緊張側に駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）を含む前記細長い駆動構造体のスパンの周期的な伸長及び収縮によって、前記非真円プロフィール（１９）による前記逆に変動する補正トルク（１０４）を生成する段階と、
前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と一致する角度位置の＋／−１５度以内である前記非真円プロフィール（１９）の角度位置において該駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長を発生させる段階と、を含む、
上記３８に記載の方法。
【００９１】
４０．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と実質的に一致する時に前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長を発生させる段階を含む、
上記３８に記載の方法。
【００９２】
４１．前記変動荷重トルク（１０３）の低減又は実質的な相殺が必要な選択された所定の条件での該変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有する変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータ（１２）に付与する段階を含む、
上記３８、上記３９、又は上記４０のいずれかに記載の方法。
【００９３】
４２．変動荷重トルクの低減又は実質的な相殺が必要な選択された所定の条件での該変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータ（１２）に付与する段階を含む、
上記４１に記載の方法。
【００９４】
４３．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は、実質的に一定であり、
前記変動荷重トルクの振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有する変動補正トルクを前記第２のロータに付与する段階、を含む、
上記３８、上記３９、又は請求項４０のいずれかに記載の方法。
【００９５】
４４．前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与する段階を含む、
上記４３に記載の方法。
【００９６】
４５．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、
前記変動荷重トルク（１０３）が最大となるような条件で決定された時の該変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有する変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与する段階、を含む、
上記３８から上記４０のいずれかに記載の方法。
【００９７】
４６．前記変動荷重トルク（１０３）が最大となるような条件で決定された時の該変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与する段階を含む、
上記４５に記載の方法。
【００９８】
４７．前記装置の固有共振周波数において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅の７０％から１１０％の範囲の振幅を有する変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与する段階を含む、
上記３８から上記４０のいずれかに記載の方法。
【００９９】
４８．前記装置の固有共振周波数において決定された時の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅と実質的に等しい変動補正トルク（１０４）を前記第２のロータに付与する段階を含む、
上記４５に記載の方法。
【０１００】
４９．複数の係合部分（１５）を有する連続ループの細長い駆動構造体（１０）と、少なくとも第１及び第２のロータ（１１、１２）を含む複数のロータとを含み、該第１のロータは、該細長い駆動構造体（１０）の該係合部分と係合するための複数の歯（１６）を有し、該第２のロータ（１２）も、該細長い駆動構造体（１０）の該係合部分と係合するための複数の歯（１６）を有し、前記第２のロータ（１２）に連結された回転荷重アセンブリを更に含む構成要素を組み立てる段階と、
前記細長い駆動構造体（１０）を駆動するように配置された第１のロータ（１１）、及び該細長い駆動構造体（１０）によって駆動されるように配置された第２のロータ（１２）の周りに該細長い駆動構造体を係合させる段階と、を含み、
前記ロータの一方は、後退部分（２４、２５）と交互する少なくとも２つの突出部分（２２、２３）を有する非真円プロフィール（１９）を有し、
前記回転荷重アセンブリ（２６）は、回転駆動される時に周期的に変動する荷重トルク（１０３）を与えるようになっており、
前記第２のロータ（１２）の角度位置に対する前記非真円プロフィール（１９）の突出及び後退部分の角度位置、及び該非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさを、該非真円プロフィールが、前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）を低減するか又は実質的に相殺する逆に変動する補正トルク（１０４）を前記第２のロータ（１２）に付与するような角度位置及び大きさに決める段階とを含む、  
ことを特徴とする同期駆動装置を構成する方法。
【０１０１】
５０．前記非真円プロフィール（１９）が形成されたロータに隣接する前記細長い駆動構造体（１０）のスパンの周期的な伸長及び収縮によって前記逆に変動する補正トルク（１０４）を生成するように該非真円プロフィール（１９）を配置する段階を含み、
前記細長い駆動構造体（１０）は、前記非真円プロフィールが形成されたロータと前記第２のロータとの間の駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）を有し、
前記駆動スパンは、前記非真円プロフィールが形成されたロータの緊張側に配置され、
前記非真円プロフィールの角度位置を前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と一致する角度位置の＋／−１５度以内であるように調節することにより、前記非真円プロフィール（１９）の前記突出及び後退部分の前記角度位置を決定する段階を更に含む、
上記４９に記載の方法。
【０１０２】
５１．前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置を、前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と一致する角度位置の＋／−５度以内であるように調節する段階を含む、
上記５０に記載の方法。
【０１０３】
５２．前記非真円プロフィール（１９）の前記角度位置を、前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の最大伸長が前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）のピーク値と実質的に一致する角度位置になるように調節する段階を含む、
上記５１に記載の方法。
【０１０４】
５３．前記非真円プロフィール（１９）の偏心の大きさは、
（ｉ）前記同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件で前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅を測定する段階と、
（ｉｉ）前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の周期的伸長及び収縮の必要な振幅を以下の式、
Ｌ＝Ｔ／ｒｋ、
Ｌ＝前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の周期的伸長及び収縮の振幅、
Ｔ＝同期駆動装置の所定の一組の選択された作動条件における回転荷重アセンブリ（２６）の変動荷重トルク（１０３）の振幅、
ｒ＝第２のロータ（１２）の半径、及び
ｋ＝ｄＦを構造体の長さにおける長さの増加ｄＬを生成するのに要する力としてｋ＝ｄＦ／ｄＬで定義される細長い駆動構造体（１０）の剛性係数、
によって計算する段階と、
（ｉｉｉ）（ａ）前記非真円プロフィール（１９）の前記突出及び後退部分の円からの発散と、（ｂ）その結果生じる前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の前記周期的伸長及び収縮の振幅との一連の値を実験的に関連付けるデータを生成して記録する段階と、
（ｉｖ）前記駆動スパン（１０Ａ、１０Ｂ）の前記周期的伸長及び収縮の前記必要な振幅を与える対応する偏心を前記データから選択する段階とによって決定される、
上記４９から上記５１のいずれかに記載の方法。
【０１０５】
５４．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は、実質的に一定である、
上記５３に記載の方法。
【０１０６】
５５．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、それが最大になるような条件で決定される、
上記５３に記載の方法。
【０１０７】
５６．前記回転荷重アセンブリ（２６）の前記変動荷重トルク（１０３）の振幅は変動し、前記装置の固有共振周波数において決定される、
上記５３に記載の方法。
【符号の説明】
【０１０８】
１０  連続ループの細長い駆動構造体
１１  第１のロータ
１２  第２のロータ
１３、１４、１７  別のロータ
１５、１６  歯
２０ａ  基準半径
２６  内燃機関のカムシャフト
【図１】
2010164198.tif 000004
【図２】
2010164198.tif 000005
【図３】
2010164198.tif 000006
【図４ａ】
2010164198.tif 000007
【図４ｂ】
2010164198.tif 000008
【図５ａ】
2010164198.tif 000009
【図５ｂ】
2010164198.tif 000010
【図５ｃ】
2010164198.tif 000011
【図５ｄ】
2010164198.tif 000012
【図６ａ】
2010164198.tif 000013
【図６ｂ】
2010164198.tif 000014
【図６ｃ】
2010164198.tif 000015
【図６ｄ】
2010164198.tif 000016
【図７ａ】
2010164198.tif 000017
【図７ｂ】
2010164198.tif 000018
【図８ａ】
2010164198.tif 000019
【図８ｂ】
2010164198.tif 000020
【図９ａ】
2010164198.tif 000021
【図９ｂ】
2010164198.tif 000022
【図１０ａ】
2010164198.tif 000023
【図１０ｂ】
2010164198.tif 000024
【図１１ａ】
2010164198.tif 000025
【図１１ｂ】
2010164198.tif 000026
【図１２】
2010164198.tif 000027
【図１３】
2010164198.tif 000028
【図１４ａ】
2010164198.tif 000029
【図１４ｂ】
2010164198.tif 000030
【図１５】
2010164198.tif 000031
【図１６】
2010164198.tif 000032
【図１７】
2010164198.tif 000033