(57)【要約】  ベルト伝動システムは、第１のプーリ（９）と、第２のプーリ（７）と、ベルト（２）と、ベルト（２）の張り側及び緩み側に位置する部分にそれぞれ張力を与える第１のテンションプーリ（５）及び第２のテンションプーリ（３）、及びアーム（１１）を有するオートテンショナ（１）とを備える。ベルト（２）から受ける力により第１のテンションプーリ（５）が旋回する方向と、ベルト（２）から受ける力により第２のテンションプーリ（３）が旋回する方向とは同じであり、第１のテンションプーリ（５）がベルト（２）の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ（３）もベルト（２）の張力を上げる方向に旋回する。
2015177997.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の動力を伝達する第１のプーリと、  第２の動力を伝達する第２のプーリと、  前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間に巻き掛けられた無端状のベルトと、  前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの緩み側に位置する部分に張力を与える第１のテンションプーリと、前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの張り側に位置する部分に張力を与える第２のテンションプーリと、固定部材と、前記固定部材上に、前記固定部材の軸回り方向に揺動可能に設けられたアームとを有するオートテンショナとを備え、  前記第１のテンションプーリ及び前記第２のテンションプーリは共に前記アームにより支持されており、  前記ベルトから受ける力により前記第１のテンションプーリが旋回する方向と、前記ベルトから受ける力により前記第２のテンションプーリが旋回する方向とは同じであり、  前記第１のテンションプーリが前記ベルトの張力を上げる方向に旋回する際には、前記第２のテンションプーリも前記ベルトの張力を上げる方向に旋回するベルト伝動システム。  
【請求項２】
請求項１に記載のベルト伝動システムにおいて、  前記アームの揺動中心から前記第２のテンションプーリの中心位置までの第１のアーム長さをＬ１、前記第２のテンションプーリにおけるベルト巻き付け角度をθ１、前記第２のテンションプーリ側のハブロード角をα１とし、前記アームの揺動中心から前記第１のテンションプーリの中心位置までの第２のアーム長さをＬ２、前記第１のテンションプーリにおけるベルト巻き付け角度をθ２、前記第１のテンションプーリ側のハブロード角をα２とするとき、  ｛Ｌ１ × ｓｉｎ（θ１／２） × ｓｉｎ（α１）｝／｛Ｌ２× ｓｉｎ（θ２／２） × ｓｉｎ（α２）｝で求められるＴ／Ｓ比は１より大きいことを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項３】
請求項１又は２に記載のベルト伝動システムにおいて、  前記アームには、前記第１のテンションプーリ及び前記第２のテンションプーリを介して前記ベルトに張力を与える１つのばねが接続されていることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項４】
請求項３に記載のベルト伝動システムにおいて、  前記ばねは、一端が前記アームに接続され、他端が前記固定部材に接続され、前記アームをその揺動方向に付勢する捩りコイルばねであることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項５】
請求項１又は２に記載のベルト伝動システムにおいて、  前記ばねは、一端が固定され、他端が前記アームに接続された圧縮ばね又は伸長ばねであることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項６】
請求項１〜５のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、  前記第１のテンションプーリは前記ベルトの外周面又は内周面に接しており、  前記第２のテンションプーリは、前記ベルトの外周面及び内周面のうち前記第１のテンションプーリと異なる面に接していることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項７】
請求項１〜５のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、  前記第１のテンションプーリは前記ベルトの外周面又は内周面に接しており、  前記第２のテンションプーリは、前記ベルトの外周面及び内周面のうち前記第１のテンションプーリと同じ面に接していることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項８】
請求項１〜７のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、  前記第１のテンションプーリの方が前記第２のテンションプーリに比べて前記アームの揺動中心からの距離が短いことを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項９】
請求項１〜８のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、  前記第１のプーリは、内燃機関で生じる動力を伝達するクランクプーリであり、  前記第２のプーリは、ジェネレータ／スタータモータで生じる動力を伝達するジェネレータ／スタータプーリであることを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項１０】
請求項９に記載のベルト伝動システム伝動システムにおいて、  初期状態において、前記第１のテンションプーリにかかるトルクよりも前記第２のテンションプーリにかかるトルクの方が大きいことを特徴とするベルト伝動システム。
【請求項１１】
請求項１〜１０のうちいずれか１つに記載のベルト伝動システムにおいて、  前記ベルトの回転方向は、順方向と逆方向とに変更可能であることを特徴とするベルト伝動システム。 
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本明細書に開示された技術はベルト伝動システムに関する。
【背景技術】
【０００２】  内燃機関、ジェネレータ及びスタータモータを有するベルト伝動システムにおいて、オートテンショナ(以下、ＡＴと略記)を２個搭載する場合がある。２個のＡＴのうち、特にクランクプーリとジェネレータとの間に配置されたＡＴには、ジェネレータ及びスタータモータの始動時に高いダンピング特性が要求される。このため、油圧式のＡＴが用いられる事例が増えつつある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００１−１９３８０７号公報
【特許文献２】米国特許出願公開第２００３／０１５３４２０号
【特許文献３】特開２００４−０６８９７３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】  しかしながら、油圧式ＡＴはそれ以外の方式のＡＴに比べて比較的高コストである。２個のＡＴを用いるベルト伝動システムでは更にもう一つＡＴが必要となり、製造コストが大きくなってしまう。【０００５】  一方、ジェネレータ及びスタータモータの始動時や通常使用時にベルトがスリップすることによって始動がうまくいかなかったり、異音が発生したりする場合がある。【０００６】  これに対し、特許文献１には、内燃機関とジェネレータ／スタータモータを有するベルト伝動システムが開示されている。同文献では、ジェネレータ／スタータのプーリの緩み側と張り側に第１及び第２のテンションローラ（プーリ）Ｒ１、Ｒ２をそれぞれ配置する構成が開示されている。ここで、テンションローラＲ１、Ｒ２がそれぞれ受ける旋回力の方向は逆方向になっている。また、一方のテンションローラが必要とする張力を与えるためにばねが設けられている。【０００７】  この構成によれば、ばねに求められる発生トルクを低減することができる。しかしながら、発生できる張力（ばね力及びダンピング力）が小さいためアームの揺動が大きくなり、スリップや異音が発生しやすくなる。また、アームの揺動が大きくなると耐久性にも問題を生じる。【０００８】  また、特許文献２では、１つのピボットを挟むように２本のアームが設けられ、各アームにテンションプーリが接続されたオートテンショナが開示されている。しかしながら、一方のテンションプーリをＡＧＳプーリのベルト張り側に配置し、もう一方のテンションプーリをＡＧＳプーリのベルト緩み側に配置する場合、一方のテンションプーリがベルトの張力を上げる方向に旋回すると他方のテンションプーリはベルトの張力を下げる方向に旋回する。このため、特許文献２に記載された技術では、大きなダンピング力を得にくく、アームの揺動を効果的に抑えることが難しいと考えられる。【０００９】  また、特許文献３には、ピボット位置に配置される丸棒状のスピンドルを備え、このスピンドルに第１及び第２のアームが揺動可能に支持されたオートテンショナが開示されている。このオートテンショナではハブロード角を常に１７０°以下に保つレイアウトとすることで、ベルトの張力が０を下回らないようにし、ベルトのスリップや異音の発生を抑えている。しかし、このオートテンショナは、アームの揺動を抑えること、及びシステムの寿命の向上を目的とするものではない。【００１０】  なお、大きなダンピング力を得ることやアームの揺動を抑えることは、クランクプーリ、ジェネレータ／スタータプーリを含むベルト伝動システムに限らず、何らかの動力を伝動するためのシステムに用いられるオートテンショナにとって重要である。【００１１】  本発明の目的は、クランクプーリ、ジェネレータ／スタータプーリ等、駆動プーリと従動プーリとが入れ替わるベルト伝動システムにおいて、スリップや異音の発生を効果的に低減すること、及びアームの揺動を低減して耐久性を向上させることにある。
【課題を解決するための手段】
【００１２】  本発明の一実施形態に係るベルト伝動システムは、第１の動力を伝達する第１のプーリと、第２の動力を伝達する第２のプーリと、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間に巻き掛けられた無端状のベルトと、前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの緩み側に位置する部分に張力を与える第１のテンションプーリと、前記ベルトのうち、前記第１のプーリと前記第２のプーリとの間であって通常運転時における前記第１のプーリの張り側に位置する部分に張力を与える第２のテンションプーリと、固定部材と、前記固定部材上に、固定部材前記固定部材の軸回り方向に揺動可能に設けられたアームとを有するオートテンショナとを備えている。さらに、前記第１のテンションプーリ及び前記第２のテンションプーリは共に前記アームにより支持されており、前記ベルトから受ける力により前記第１のテンションプーリが旋回する方向と、前記ベルトから受ける力により前記第２のテンションプーリが旋回する方向とは同じである。また、前記第１のテンションプーリが前記ベルトの張力を上げる方向に旋回する際には、前記第２のテンションプーリも前記ベルトの張力を上げる方向に旋回してもよい。
【発明の効果】
【００１３】  本発明の一実施形態に係るベルト伝動システムによれば、スリップやアームの揺動及び異音の発生を低減することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】図１は、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの概略構成を示す図である。
【図２】図２は、本発明のオートテンショナを示す斜視図である。
【図３】図３は、本発明のオートテンショナのIII-III線（図４参照）における断面図である。
【図４】図４は、本発明のオートテンショナを上（テンションプーリ側から見た場合）側面図である。
【図５】図５は、本発明のオートテンショナを示す側面図である。
【図６】図６は、一般的なオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合に働く各種の力を説明する図である。
【図７Ａ】図７Ａ、は、実施形態に係るオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合の、静止時に働く各種の力を説明する図である。
【図７Ｂ】図７Ｂは、実施形態に係るオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合の、運転時に働く各種の力を説明する図である。
【図８】図８は、図７Ｂに示すレイアウトのベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合、及びＴ／Ｓ比が１．００である場合でのベルトリブあたりのベルト張力（スパン張力）とプーリに生じるトルクとの関係を示す図である。
【図９】図９は、プーリ５０において、ベルトリブ当たりのベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。
【図１０Ａ】図１０Ａは、Ｔ／Ｓ比が１．００と３．２７のそれぞれの場合でプーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ１及び、プーリ５０−第１のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ２のとプーリ５０に生じるトルクとの関係のシミュレーション結果を示す図である。
【図１０Ｂ】図１０Ｂは、プーリ５０において、ベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。
【図１１Ａ】図１１Ａは、実施形態に係るオートテンショナを有するベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を１．０に設定した場合のレイアウトを示す図である。
【図１１Ｂ】図１１Ｂは、実施形態に係るオートテンショナを有するベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を３．２７に設定した場合のレイアウトを示す図である。
【図１２】図１２は、ベルト伝動システムにおけるＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比率と、ベルトの必要張力及び最大張力との関係を示す図である。
【図１３Ａ】図１３Ａは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１３Ｂ】図１３Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１３Ｃ】図１３Ｃは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１４Ａ】図１４Ａは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１４Ｂ】図１４Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１４Ｃ】図１４Ｃは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１５Ａ】図１５Ａは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１５Ｂ】図１５Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１５Ｃ】図１５Ｃは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１６Ａ】図１６Ａは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１６Ｂ】図１６Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１７Ａ】図１７Ａは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【図１７Ｂ】図１７Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】    （実施形態）  −オートテンショナの構成−  図１は、本発明の一実施形態に係るオートテンショナ１を備えたベルト伝動システムを示す図である。図２は、本実施形態に係るベルト伝動システムにおけるオートテンショナ１を示す斜視図であり、図３は、図４に示すIII-III線におけるオートテンショナ１の断面図である。図４は、本実施形態に係るオートテンショナ１をテンションプーリ側から見た平面図である。図５は、本実施形態に係るオートテンショナ１の側面図である。
【００１６】  図１に示すように、本実施形態のベルト伝動システムは、一例として、エンジン等の内燃機関と、ジェネレータ／スタータモータとで生じた動力を伝達する。ここで、「ジェネレータ／スタータモータ」とは、ジェネレータとスタータモータとが一体化された装置を意味する。ベルト伝動システムは、内燃機関で生じる動力を伝達するクランクプーリ（第１のプーリ）９と、ジェネレータ／スタータモータで生じる動力を伝達するジェネレータ／スタータプーリ（第２のプーリ）７と、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間に巻き掛けられた無端状のベルト２と、ベルト２に所定の張力を与えるオートテンショナ１とを備えている。
【００１７】  ベルト２に張力を与えるための構成や、オートテンショナ１にダンピング特性を付与するための構成は特に限定されないが、一例として、オートテンショナ１が捩りコイルばねを備えている例を説明する。
【００１８】  図２〜図５に示すように、オートテンショナ１は、車両のエンジン等に固定され、筒状部を有する固定部材１３と、固定部材１３上に、固定部材１３の軸回り方向に揺動可能に設けられたアーム１１と、共にアーム１１上に支持及び固定された第１のテンションプーリ５と及び第２のテンションプーリ３とを有している。ここでは、第１のテンションプーリ５の方が第２のテンションプーリ３に比べてアーム１１の揺動中心（ピボット）１０からの距離が短くなっているが、後述するように、この構成に限られない。
【００１９】  第２のテンションプーリ３は、ベルト２のうち、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間であって通常運転時におけるクランクプーリ９の張り側に位置する部分に張力を与え、第１のテンションプーリ５は、ベルト２のうち、クランクプーリ９とジェネレータ／スタータプーリ７との間であって通常運転時におけるクランクプーリ９の緩み側に位置する部分に張力を与える。この構成により、ベルト２の張力が適切な範囲になるように調整されている。
【００２０】  アーム１１の固定部材１３への支持方法は特に限定されないが、例えば両者に径の異なる筒状部分を設けて当該筒状部分同士を互いに嵌合させるようにしてもよい。
【００２１】  図２〜図５に示す例では、アーム１１は、固定部材１３の筒状部（スピンドル）１６に嵌合された筒状の軸部１７と、軸部１７から水平方向（軸部１７及び固定部材１３の軸方向に対して垂直な方向）に延びた延伸部１９とを有している。第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とは、それぞれ延伸部１９にナット及びネジ等の固定具を用いて固定されている。
【００２２】  オートテンショナ１においては、例えば固定部材１３の筒状部１６と、筒状部１６に嵌合されたアーム１１の軸部１７との間にはブッシュ１２が設けられている。固定部材１３の筒状部１６及び軸部１７の外側には、一端がアーム１１に係止（接続）され、他端が固定部材１３に係止（接続）された捩りコイルばね１５が設けられている。捩りコイルばね１５は、軸部１７の軸とほぼ一致する軸を有しており、アーム１１をその揺動方向に付勢することで、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３を通してベルト２に張力を与えることができる。捩りコイルばね１５は、例えばシリコンクロム銅等の金属又は金属化合物で構成されていることが好ましい。
【００２３】  ベルト２は、平ベルトであってもよいし、歯付ベルトやコグドベルト、Ｖベルト等であってもよい。第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が接するベルト２の面には特に制限は無い。例えば、ベルト２が平ベルトや歯付ベルトである場合、第１のテンションプーリ５はベルト２の外周面又は内周面に当接しており、第２のテンションプーリ３はベルト２の外周面及び内周面のうち第１のテンションプーリ５と異なる面に当接してもよい。あるいは、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３はベルト２の側面に当接してもよい。
【００２４】  固定部材１３は、ボルト等の固定具によって、エンジン本体等に固定されている。固定部材１３やアーム１１は公知の金属等で構成されており、金型等を用いて成形できる。
【００２５】  本実施形態のオートテンショナ１において、ベルト２から受ける力により第１のテンションプーリ５が旋回する方向と、ベルト２から受ける力により第２のテンションプーリ３が旋回する方向とは同じとなっている。
【００２６】  また、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回する。逆に、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を下げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を下げる方向に旋回する。
【００２７】  本実施形態のオートテンショナ１では、エンジン始動時及び駆動時（通常運転時）にはクランクプーリ９が駆動し、ベルト２が例えば右回りに回転する。すると、ベルト２のうち第１のテンションプーリ５が接する部分はベルト緩み側となり、第２のテンションプーリ３が接する部分はベルト張り側となる。この時、オートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は主に第２のテンションプーリ３を介してベルト張り側に印加される。一方、ベルト緩み側ではベルト２が受ける捩りコイルばね１５の付勢力はベルト張り側に比べて小さくなっている。
【００２８】  また、ジェネレータ／スタータモータが始動及び駆動する際には、ジェネレータ／スタータプーリ７が駆動し、ベルト２が右回りに回転する。この場合、ベルト２のうち第１のテンションプーリ５が接する部分はベルト張り側となり、第２のテンションプーリ３が接する部分はベルト緩み側となる。この時、オートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は主に第１のテンションプーリ５を介してベルト張り側に印加される。
【００２９】  以上のように、本実施形態のベルト伝動システムによれば、オートテンショナ１が有する捩りコイルばね１５の付勢力を、ベルトシステムの状態に応じてベルト張り側とベルト緩み側にバランスを取りつつ分散付与することができるので、従来のベルト伝動システムに比べてアーム１１の揺動を非常に小さくすることができ、ベルトスリップの発生を効果的に抑えることができる。
【００３０】  また、本実施形態のベルト伝動システムによれば、第１のテンションプーリ５が接するベルト部分がベルト緩み側となり、第２のテンションプーリ３が接するベルト部分がベルト張り側となった場合、第２のテンションプーリ３を介してベルト張り側に印加されるオートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は大きくなり、第１のテンションプーリ５を介してベルト緩み側に印加されるオートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は小さくなる。
【００３１】  第１のテンションプーリ５が接するベルト部分がベルト張り側となり、第２のテンションプーリ３が接するベルト部分がベルト緩み側となった場合、第１のテンションプーリ５を介してベルト張り側に印加されるオートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は大きくなり、第２のテンションプーリ３を介してベルト緩み側に印加されるオートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力は小さくなる。
【００３２】  このように、駆動プーリと従動プーリとが入れ替わるベルト伝動システムにおいて、ベルト張り側及びベルト緩み側へのオートテンショナ１の捩りコイルばね１５の付勢力の割合を変えて張力を調整することができるので、アーム１１の揺動を非常に小さくすることができる。
【００３３】  そのため、本実施形態のベルト伝動システムによれば、ベルトスリップに伴って生じる異音を低減するとともにオートテンショナ１の耐久性を向上させることが可能となる。さらに、アーム１１の揺動範囲を小さくできるので、従来のオートテンショナに比べて車体等への搭載が容易になっている。
【００３４】  本実施形態のオートテンショナ１は、従来から用いられている部材を組み合わせて作製することができる上、ベルト２やクランクプーリ９、ジェネレータ／スタータプーリ７等の設計変更が不要である。従って、本実施形態のベルト伝動システムは、低コストで導入可能である。
【００３５】  また、オートテンショナ１には、一方向性のダンピング特性を付与するための部材が設けられていることが好ましい。ダンピング力は、摺動材とアーム１１又は固定部材１３との間の摩擦によって得ることができるが、例えば、図３に示す例では、捩りコイルばね１５の内側及び下側に樹脂等により構成され、アーム１１の一部に摺動する摺動部材２４が設けられている。
【００３６】  第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が接しているベルト２の張力が低下した場合、捩りコイルばね１５が拡径する方向の捩りトルクでもってアーム１１がベルト２を押す方向に回動する。一方、ベルト２の張力が上昇した場合、そのベルト反力により第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が押圧され、アーム１１がベルト押圧方向とは反対の方向に回動するので、ベルト張力の上昇が抑えられる。
【００３７】  ここで、捩りコイルばね１５の一部は、該捩りコイルばね１５の捩りトルクの反力でもって、半径方向内方に向かって常に押圧されているとする。捩りトルクの反力は、アーム部材３がベルト押圧方向に回動するとき、つまり、捩りコイルばね１５が拡径するときには、それに応じて低下するので、ダンピング力も低下する。よって、アーム部材３の回動が速やかに行われる。一方、アーム部材３がベルト押圧方向とは反対の方向に回動するとき、つまり、捩りコイルばね１５が縮径するときには、それに応じて捩りトルクの反力が上昇するので、ダンピング力も上昇する。
【００３８】  このように、オートテンショナ１に、一方向性のダンピング特性を付与する部材が設けられていることにより、アーム１１の揺動をより小さく抑えることができる。また、この構成により、ベルト２に付与する動的張力を上げることも可能となる。
【００３９】  なお、１つのみのテンションプーリを有するオートテンショナをジェネレータ／スタータプーリ７の張り側及び緩み側にそれぞれ設ける場合、オートテンショナを設置するスペースが限られている等の理由から、レイアウトの制限が大きくなる。これに対し、本実施形態のオートテンショナ１では、１つのアーム１１に第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が設けられているので、設計の自由度を大きくとることが可能となっている。
【００４０】  −Ｔ／Ｓ比の最適化−  図６は、一般的なオートテンショナをベルト伝動システムに用いた場合に働く各種の力を説明する図であり、図７Ａ、Ｂは、それぞれ本実施形態のオートテンショナ１をベルト伝動システムに用いた場合の、静止時及び運転時に働く各種の力を説明する図である。
【００４１】  本実施形態のオートテンショナ１は、２つのテンションプーリ３、５を備えているため、第１のテンションプーリ５に接続されたアーム（図１の例ではアーム１１のうち揺動中心（ピボット）１０から第１のテンションプーリ５の中心までの部分）と第２のテンションプーリ３に接続されたアーム（図１の例ではアーム１１のうち揺動中心１０から第２のテンションプーリ３の中心までの部分）のトルク分担比、すなわちＴ／Ｓ比を適宜変更することが可能となっている。Ｔ／Ｓ比を変えることで、トルクに対する張力の感度を変更し、トルク−スパン張力線図（後述する図８）の関係を変更することができる。
【００４２】  本実施形態のベルト伝動システムでは、上述のように、１つのオートテンショナ１に設けられた２つのテンションプーリ３、５がベルト２の張り側及び緩み側に張力を与えるとともに、ベルト２から受ける力により第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とが同じ方向に旋回するようになっている。さらに、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回する。この構成により、本実施形態のオートテンショナ１は、設計を下記で説明するように最適化することが容易になっており、ベルトに加わる余分な張力を低減するとともに、オートテンショナ１が取り付けられる駆動プーリ又は従動プーリの軸に加わる力を大幅に低減することができる。
【００４３】  図６に示すように、テンションプーリ２６が１つのみ設けられた一般的なオートテンショナ１０１を２つのプーリ３０、５０の間に設置する場合、ハブロードＰ＝２ ×Ｔｂ × ｓｉｎ（θ／２）、モーメントにおける腕の長さｍ＝Ｌ × ｓｉｎ（α）、Ｔｒ＝Ｐ ×ｍ＝２ × Ｔｂ × Ｌ × ｓｉｎ（θ／２） × ｓｉｎ（α）となる。上式において、Ｌはアームの揺動中心１００からテンションプーリ２６の中心位置までのアーム長さ（ｍｍ）であり、Ｔｂはプーリ３０とテンションプーリ２６との間、及びプーリ５０とテンションプーリ２６との間におけるベルト２の張力（Ｎ）である。また、θはテンションプーリ２６におけるベルト２の巻き付け角度であり、αはベルト２からテンションプーリ２６への入力角度線とアームの揺動中心１００とを結んだ線とが成す角度である。Ｔｒはアームの揺動中心１００に生じるトルクである。
【００４４】  これに対し、図７Ａに示すように、本実施形態のオートテンショナ１の第１のテンションプーリ５をプーリ５０とプーリ２０との間に配置し、第２のテンションプーリ３をプーリ５０とプーリ３０との間に配置する場合、ベルト伝動システムの静止時にアーム１１の揺動中心１０に生じるトルクＴｒは、下記式（１）で表される。Ｔｒ＝２ ×Ｔｂ × [Ｌ１ × ｓｉｎ（θ１／２）× ｓｉｎ（α１） ＋ Ｌ２ × ｓｉｎ（θ２／２） × ｓｉｎ（α２）]    ・・・（１）  また、図７Ｂに示すように、本実施形態のオートテンショナ１を設置したベルト伝動システムを運転させる場合、ベルト２が右回りに回転するとすると、プーリ５０が駆動する際にはこのプーリ５０に右回りのトルク（逆転トルク）ＴｒＡが生じる。また、プーリ５０が従動側である場合には左回りのトルク（正転トルク）ＴｒＧが生じる。プーリ５０がジェネレータ／スタータプーリ７であるとすると、ＴｒＡ＞ＴｒＧとなる。これは、通常の内燃機関のジェネレータ／スタータシステムでは、スタータ始動時にジェネレータ／スタータプーリ７に最も大きいトルクが発生するためである。
【００４５】  このとき、ＴｒＡが最大である場合の、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ１の値（必要張力）Ｔｂ１Ａと、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルト張力Ｔｂ２の値Ｔｂ２Ａとを算出する。また、ＴｒＧが最大である場合の、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ１の値Ｔｂ１Ｇと、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルト張力Ｔｂ２の値（必要張力）Ｔｂ２Ｇを算出する。ここで、ＴｒＡ及びＴｒＧは、実際に設計されるレイアウトにおいて要求される値である。
【００４６】  それぞれの場合での必要張力の算出には、オイラーの式Ｔｔ／Ｔｓ≦ｅμ"θを用いることができる。ここで、Ｔｔはベルト２の張り側張力、Ｔｓはベルト２の緩み側張力であり、μ"はベルト２とプーリ５０間の見かけの摩擦係数であり、θはプーリ５０でのベルト巻き付け角度である。
【００４７】  具体的には、オイラーの式を用いて緩み側の張力Ｔｓを算出し、張り側張力Ｔｔは、Ｔｓに有効張力を加えた値として算出する。ＴｒＡ：  Ｔｂ２Ａ／Ｔｂ１Ａ＝ｅμ"θ    ・・・（２）Ｔｂ２Ａ＝Ｔｂ１Ａ＋ＴｒＡ／Ｒ    ・・・（３）  ここで、Ｒはプーリ５０の半径である。
【００４８】  プーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルトの必要張力Ｔｂ１Ａは、Ｔｂ１Ａ＝ＴｒＡ／Ｒ（ｅμ"θ−１）    ・・・（４）となる。ＴｒＧ：  Ｔｂ１Ｇ／Ｔｂ２Ｇ＝ｅμ"θ    ・・・（５）Ｔｂ１Ｇ＝Ｔｂ２Ｇ＋ＴｒＧ／Ｒ    ・・・（６）  プーリ５０−第１のテンションプーリ５間のベルトの必要張力Ｔｂ２Ｇは、Ｔｂ２Ｇ＝ＴｒＧ／Ｒ（ｅμ"θ−１）    ・・・（７）となる。
【００４９】  なお、必要に応じて動的解析を行ってベルト２のスリップが起きない範囲を求めてもよい。
【００５０】  次いで、表１に示すように、Ｔｂ１Ａ−Ｔｂ１Ｇの絶対値（＝ΔＴｂ１）と、Ｔｂ２Ａ−Ｔｂ２Ｇの絶対値（＝ΔＴｂ２）との比、すなわちＴ／Ｓ比（＝ΔＴｂ２／ΔＴｂ１、図８等において単に「Ｔ／Ｓ」とも表記）を求める。以上の手順により、Ｔ／Ｓ比の最適な値を求めることができる。ここで、Ｔｂ２Ａ−Ｔｂ２Ｇの絶対値及びＴｂ１Ａ−Ｔｂ１Ｇの絶対値のうち大きい方を分子とし、小さい方を分母とした値を前記Ｔ／Ｓ比の最適値としてもよい。
【００５１】
【表１】
2015177997.tif 000003
【００５２】  なお、駆動プーリ及び従動プーリが複数ある場合、必要張力を算出する際には全てのプーリについて必要張力を算出し、その中で最も高い張力をＴ／Ｓ比を求めるための必要張力として使用すればよい。これにより、全てのプーリにおいてベルト２のスリップや異音の発生を効果的に抑えることができる。
【００５３】  例えば、図７Ａ、Ｂに示す例では、まずプーリ５０と同様にプーリ２０、３０についてもそれぞれオイラーの式を用いてベルト２の張り側張力Ｔｔ及び緩み側張力Ｔｓを求める。次に、プーリ２０、３０のそれぞれに生じる正転トルク及び逆転トルクが最大値である場合の緩み側張力をそれぞれ必要張力として算出する。
【００５４】  次いで、正転トルクが最大である場合、逆転トルクが最大である場合のそれぞれで、各プーリについて算出された必要張力のうち、最も高い必要張力の値を用いて最適なＴ／Ｓ比を算出する。
【００５５】  ＴｒＡ＞ＴｒＧのとき、上述のＴ／Ｓ比は、下記式（８）で求められる。Ｔ／Ｓ比＝｛Ｌ１ × ｓｉｎ（θ１／２） × ｓｉｎ（α１）｝／｛Ｌ２× ｓｉｎ（θ２／２） × ｓｉｎ（α２）｝    ・・・（８）  式（８）において、Ｌ１はアーム１１の揺動中心１０から第２のテンションプーリ３の中心位置までのアーム長さ（第１のアーム長さ）であり、θ１は第２のテンションプーリ３におけるベルト巻き付け角度であり、α１は第２のテンションプーリ３におけるハブロード角である。また、Ｌ２はアーム１１の揺動中心１０から第１のテンションプーリ５の中心位置までのアーム長さ（第２のアーム長さ）であり、θ２は第１のテンションプーリ５におけるベルト巻き付け角度であり、α２は第１のテンションプーリ５におけるハブロード角である。
【００５６】  式（８）に示すように、Ｔ／Ｓ比はＬ１、θ１、α１、Ｌ２、θ２及びα２によって決まるので、Ｔ／Ｓ比が先に求められた最適な値に近づくようにオートテンショナ１を含むベルト伝動システムを設計することで、ベルト２に加わる無駄な張力を低減することが可能になる。
【００５７】  本願発明者は、プーリ（従動プーリ）５０と駆動プーリとの間にベルトが巻きかけられたベルト伝動システムについて、最適なＴ／Ｓ比を実際に算出した。
【００５８】  図８は、表２及び後述の図１１Ａ、Ｂに示すレイアウトのベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合、及びＴ／Ｓ比が１．００である場合でのベルトリブ当たりのベルト張力（スパン張力）とプーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図であり、図９は、プーリ５０において、ベルトリブ当たりのベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値（すなわち、ジェネレータ及びスタータモータ軸力）とプーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。また、表２にベルト伝動システムのレイアウトと、必要張力及びＴ／Ｓ比等の算出結果を示す。図８及び図９には、表２に示す条件で算出した理論値（最適値）を示している。
【００５９】  また、図１０Ａは、Ｔ／Ｓ比が１．００と３．２７のそれぞれの場合でプーリ５０−第２のテンションプーリ３間のベルト張力Ｔｂ１及び、プーリ５０−第１のテンションプーリ間のベルト張力Ｔｂ２のとプーリ５０に生じるトルクとの関係のシミュレーション結果を示す図であり、図１０Ｂは、プーリ５０において、ベルトの張り側張力と緩み側張力との合計値と当該プーリ５０に生じるトルクとの関係を示す図である。図８、９と図１０Ａ、Ｂとは縦軸の単位が異なるが、同じシミュレーションの結果を示す。
【００６０】
【表２】
2015177997.tif 000004
【００６１】  表２に示すように、本試験においては、ベルトリブ数（すなわちベルト幅）を５（＝１７．８ｍｍ）とし、プーリ５０の直径を６０ｍｍとし、プーリ５０におけるベルト巻き付け角度を１８０度とした。駆動トルクＴｒＡの最大値を２８（Ｎ・ｍ）、被駆動トルクＴｒＧの最大値を１１（Ｎ・ｍ）に設定すると、ＴｒＡが２８（Ｎ・ｍ）である時に、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２の必要張力Ｔｂ１Ａは１０２．８（Ｎ・ｍ）となり、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２のＴｂ２Ａは１０３６．１（Ｎ・ｍ）となった。
【００６２】  また、ＴｒＧが１１（Ｎ・ｍ）である時に、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２の必要張力Ｔｂ２Ｇは４０．４（Ｎ・ｍ）となり、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２のＴｂ１Ｇは４０７．０（Ｎ・ｍ）となった。
【００６３】  この結果、表２に示すように、ΔＴｂ１は３０４．２（Ｎ・ｍ）、ΔＴｂ２は９９５．７（Ｎ・ｍ）となり、適切なＴ／Ｓ比は３．２７であると算定できた。
【００６４】  図８及び図１０Ａから、プーリ５０−第２のテンションプーリ３間でのベルト２の張力Ｔｂ１は、ＴｒＡが小さくなり、またＴｒＧが大きくなるにつれ直線的に増加するが、Ｔ／Ｓ比を最適化することで、Ｔ／Ｓが例えば１．００の場合と比べて必要な範囲で大幅に低減できることが分かる。また、プーリ５０−第１のテンションプーリ５間でのベルト２の張力Ｔｂ２は、ＴｒＡが小さくなり、またＴｒＧが大きくなるにつれ直線的に減少するが、Ｔ／Ｓ比を最適化することで、Ｔ／Ｓが１．００の場合と比べて大幅に低減できることが分かる。
【００６５】  また、図９及び図１０Ｂから、Ｔ／Ｓ比を１．００とした場合にはプーリ５０の軸に加わる力（Ｔｂ１とＴｂ２の和）は一定であるが、Ｔ／Ｓ比を最適化した場合には、ＴｒＡが小さくなり、またＴｒＧが大きくなるにつれプーリ５０の軸に加わる力を小さくすることができることが分かる。
【００６６】  従って、Ｔ／Ｓ比を少なくとも１．００より大きく、より好ましくは最適値に近づけることで、ベルトの張力を必要十分な範囲まで低減してベルト寿命の延長を図れる上、プーリの軸に加わる力を低減してプーリの寿命の延長も図ることができる。
【００６７】  図１１Ａ、Ｂは、本実施形態のオートテンショナ１を有するベルト伝動システムにおいて、Ｔ／Ｓ比を１．００に設定した場合とＴ／Ｓ比を３．２７に設定した場合のレイアウトの例を示す図である。図１１Ａ、Ｂに示すベルト伝動システムは、プーリ（従動プーリ）５０と駆動プーリ５２との間にベルト２を巻き掛け、オートテンショナ１を設けたものである。
【００６８】  図１１Ａに示すオートテンショナ１と図１１Ｂに示すオートテンショナ１とでは、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３におけるベルト巻き付け角度やハブロード角及びアーム長さがそれぞれ異なっている。
【００６９】  図１０Ａに示すように、Ｔ／Ｓ比を上記計算により求められた最適値である３．２７にすることによって、Ｔ／Ｓ比が１．００である場合に比べてプーリ５０にトルクが生じていない状態では約２４８（Ｎ）の張力低減効果５５が、プーリ５０に１１（Ｎ）の被駆動トルクＴｒＧが生じている場合にはプーリ５０−第２のテンションプーリ３間で約３４６（Ｎ）の張力低減効果５３が得られることが確認できた。また、Ｔ／Ｓ比を３．２７にすることで、駆動トルクＴｒＡが最大値である場合、及び被駆動トルクＴｒＧトルクが最大値である場合のいずれにおいても、スリップ領域５７に入らない範囲で、ベルト２の張力が最低必要張力５１付近にできることが確認できた。
【００７０】  なお、本実施形態のベルト伝動システムを設計する際には、Ｔ／Ｓ比をできるだけ最適化することが好ましいが、レイアウト上の都合等によりＴ／Ｓ比を最適値にすることができない場合、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３のうち最大のトルクが発生する際の緩み側に位置するテンションプーリのトルクが、張り側に位置するテンションプーリのトルクより大きくなるようにすればよい。これによりベルト２に加わる余分な張力を低減することができる。
【００７１】  また、少なくともＴ／Ｓ比を１より大きくすることで、ベルト２に加わる余分な張力を低減し、プーリの軸力を低減することが可能となる。また、Ｔ／Ｓ比を１より大きく、且つＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比（＝（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値））を所定の範囲内にすることで、ベルトのスリップ等の発生をより効果的に抑えることができる。
【００７２】  図１２は、ベルト伝動システムにおけるＴ／Ｓ比とＴ／Ｓ比の最適値との比率と、ベルトの必要張力及び最大張力との関係を示す図である。同図は、図１０Ａ、Ｂと同様の条件下でＴ／Ｓ比を変化させた際の結果を示している。
【００７３】  図１２に示す結果からは、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値を０．３以上２．７以下に設定することが好ましいことが分かる。
【００７４】  （Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が０．３を下回ると、Ｔ／Ｓ比の最適値に対して必要張力が２倍以上となり、張力低減効果が急激に小さくなる。このため、上述の方法でＴ／Ｓ比の最適値を算出した後、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が０．３以上になるようにベルト伝動システムを設計することが好ましい。
【００７５】  また、一般的にベルト伝動システムに用いられるベルト２のリブ数は５又は６に設定されるところ、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値が２．７を超えるとベルト２の張り側張力が大きくなり、ベルト２のリブ数を増やさなければならなくなる。このため、（Ｔ／Ｓ比）／（Ｔ／Ｓ比の最適値）の値は２．７以下とすることが好ましい。
【００７６】  なお、上述した本実施形態のベルト伝動システムにおいて、スタータモータの始動時の条件が動作時の条件で最も厳しくなっている。従って、ベルト伝動システムのレイアウトは、スタータモータ始動時の条件を満たしていることが好ましい。
【００７７】  例えば、初期状態において、第１のテンションプーリ５にかかるトルクよりも第２のテンションプーリ３にかかるトルクの方が大きいことが好ましい。また、Ｔ／Ｓ比を最適化するために、アーム１１の揺動中心１０から近いプーリを第１のテンションプーリ５側に配置し、アーム１１の揺動中心１０から遠い方のプーリを第２のテンションプーリ３としてもよい。
【００７８】  第１のテンションプーリ５におけるベルト２の巻き付け角度よりも第２のテンションプーリ３におけるベルト２の巻き付け角度の方を大きくしてもよい。また、ベルト２からテンションプーリへの入力角度線とアーム１１の揺動中心１０とを結んだ線とが成す角度をハブロードアングル（ＨＬＡ；すなわち上述のハブロード角α）と呼ぶとき、第２のテンションプーリ３におけるＨＬＡよりも第１のテンションプーリ５におけるＨＬＡの方が９０度から遠くなっていてもよい。
【００７９】  また、本実施形態のベルト伝動システムでは、、ジェネレータ／スタータプーリ７が駆動プーリでクランクプーリ９が従動プーリとなる場合、ジェネレータ／スタータプーリ７が従動プーリでクランクプーリ９が駆動プーリとなる場合のいずれにおいてもアーム１１の揺動が小さくなるようにＴ／Ｓ比を設定することが可能となる。そのため、例えば引用文献２、３に記載されたベルト伝動システムに比べて本実施形態のベルト伝動システムでは、アーム１１の揺動が小さく抑えられ、耐久性をより向上させることができる。
【００８０】  図１に示す例では、第１のテンションプーリ５がベルト２の内周面側に巻き掛けられ、第２のテンションプーリがベルト２の背面側に巻き掛けられているが、ベルト２の掛け方はこれに限られない。例えばアイドラプーリを適宜追加することによって第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３をベルト２の同じ面側に巻き掛けてもよい。
【００８１】  また、本実施形態のベルト伝動システムでは、ベルト２の回転方向１８が右回りであるが、左回りであってもよい。また、本実施形態のオートテンショナ１はベルト２の回転方向１８が順方向と逆方向の両方に変更可能なベルト伝動システムにも用いられる。以下、本実施形態のベルト伝動システムの変形例を以下でまとめて示す。
【００８２】  −ベルト伝動システムの変形例−  図１３Ａ〜Ｃ及び図１４Ａ〜Ｃは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの変形例を示す図である。図１３及び図１４では、固定部材１３の筒状部（スピンドル）１６の中心がアームの揺動中心１０と一致している。ここでは、エンジン始動時及び駆動時にベルト２が右回りに回転する例を示す。
【００８３】  図１３Ａ〜Ｃ、図１４Ｂ、Ｃに示すように、第１のテンションプーリ５又は第２のテンションプーリ３におけるベルト２の巻き付け角度やプーリの配置を図１の例から変更してもよい。また、図１４Ａに示すように、ベルト伝動システムに適宜アイドラプーリ２１等、別のプーリを追加してもよい。
【００８４】  図１５Ａ〜Ｃ、図１６Ａ、Ｂ及び図１７Ａ、Ｂは、本発明のオートテンショナを含むベルト伝動システムの他の変形例を示す図である。
【００８５】  図１５Ａ、Ｃに示すオートテンショナ３１は、捩りコイルばね１５の代わりに、一端が固定され、他端がアーム１１に接続された圧縮ばね２３を備えている。また、図１５Ｂに示すオートテンショナ３１は、一端が固定され、他端がアーム１１に接続された伸長ばね２５を備えている。これらのオートテンショナ３１では、アーム１１がベルト２から力を受けた場合に、圧縮ばね２３又は伸長ばね２５がアーム１１に付勢力を与える。これらのベルト伝動システムでも、ベルト２の回転方向１８は図１５Ａ〜Ｃにおける右回りであってもよいし、順方向又は逆方向に切換え可能であってもよい。ベルト２の回転方向を切換え可能なベルト伝動システムは、例えばプレートコンパクタ等に好ましく用いられる。
【００８６】  また、図１５Ｃに示すように、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とが共にベルトの外周面に接していてもよい。
【００８７】  また、図１６Ａに示すオートテンショナ４１のように、図１５Ａに示す圧縮ばね２３を油圧ダンパー２７に置き換えた油圧式テンショナにおいて第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３がアーム１１に設けられた構成をとってもよい。油圧ダンパー２７は、アーム１１の揺動に応じてアーム１１に適切な反力を付与する。油圧ダンパー２７はばねに比べて大きい力を付与することができるので、油圧式テンショナはベルト張力が比較的大きくなる用途に好ましく用いることができる。
【００８８】  図１６Ｂに示すように、図１に示す本実施形態のオートテンショナ１において、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３とがアーム１１の揺動中心１０を挟んで互いに逆側に配置されていてもよい。このオートテンショナ１では、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３は、共にベルト２の外周面に接している。
【００８９】  また、図１７Ｂに示すように、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が、共にベルト２の内周面に接していても、ベルト２に必要な張力を付与することができる。
【００９０】  また、図１７Ｂに示すように、圧縮ばね２３を用いたオートテンショナ３１において、第１のテンションプーリ５及び第２のテンションプーリ３が、共にベルト２の内周面に接するようにしてもよい。
【００９１】  なお、上述のいずれの変形例においても、第１のテンションプーリ５と第２のテンションプーリ３の旋回方向は同じであり、且つ第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回するようになっている。
【００９２】  以上では、ベルト伝動システムの一例を説明したが、各部材の形状、構成、配置、構成材料、サイズ等は本発明の趣旨を逸脱しない範囲において適宜変更可能である。例えば、ベルト伝動システムは、必ずしも内燃機関及びジェネレータ／スタータモータを有している必要はなく、２つの駆動プーリ間にそれぞれ配置されたテンションプーリが共通のアームにより支持されるとともに、ベルトから受ける力により同方向に旋回すればよい。
【００９３】  また、図１３〜図１７に示すベルト伝動システムの変形例では、いずれも第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を上げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を上げる方向に旋回する。逆に、第１のテンションプーリ５がベルト２の張力を下げる方向に旋回する際には、第２のテンションプーリ３もベルト２の張力を下げる方向に旋回する。
【００９４】  このため、これらの変形例においても、図１に示すベルト伝動システムと同様に、クランクプーリ９が駆動する際及びジェネレータ／スタータプーリ７が駆動する際のいずれにおいてもアーム１１の揺動を小さく抑えることが可能となっている。引用文献２、３に示すオートテンショナでは、一方のテンションプーリがベルトの張力を上げる方向に旋回する際には、他方のテンションプーリはベルトの張力を下げる方向に旋回するが、例えば図１６Ｂに示すベルト伝動システムの変形例では、上述のレイアウトをとることによって、上記従来のオートテンショナに比べてアームの揺動を小さく抑えることができる。また、Ｔ／Ｓ比を考慮した設計をすることによって、設定張力の低減を図り、燃費の向上及びシステム寿命の延長を図ることができる。
【００９５】  なお、上述のベルト伝動システムの変形例において、ベルトの回転方向１８が図１３〜図１７の各図における右回りである場合、本実施形態のベルト伝動システムと同様の方法で最適なＴ／Ｓ比を求め、Ｔ／Ｓ比を１より大きく当該最適値以下の範囲になるようオートテンショナを設計することで、ベルトに加わる余分な張力及びプーリの軸に加わる力を低減し、ベルト寿命及びプーリ寿命の延長を図ることができる。
【００９６】  ただし、上述のベルト伝動システムの変形例において、ベルトの回転方向１８を順方向と逆方向に切換え可能である場合、Ｔ／Ｓ比を１より大きくすると逆方向に回転する際の張力が大きくなるので、Ｔ／Ｓ比は必ずしも１より大きくしなくてもよい。
【産業上の利用可能性】
【００９７】  本発明の一例に係るオートテンショナは、例えば内燃機関を有する各種車両等に適用されうる。
【符号の説明】
【００９８】１、３１、４１      オートテンショナ ２      ベルト ３      第２のテンションプーリ ５      第１のテンションプーリ ７      ジェネレータ／スタータプーリ９      クランクプーリ１１      アーム １２      ブッシュ １３      固定部材１６      筒状部１７      軸部１８      ベルトの回転方向 １９      延伸部２０、３０、５０      プーリ ２１      アイドラプーリ２４      摺動部材 ２６      テンションプーリ ２７      油圧ダンパー  ５１      最低必要張力 ５２      駆動プーリ ５３、５５      張力低減効果 ５７      スリップ領域
【図１】
2015177997.tif 000005
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７Ａ】
2015177997.tif 000011
【図７Ｂ】
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【図８】
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【図９】
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【図１０Ａ】
2015177997.tif 000015
【図１０Ｂ】
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【図１１Ａ】
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【図１１Ｂ】
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【図１２】
2015177997.tif 000019
【図１３Ａ】
2015177997.tif 000020
【図１３Ｂ】
2015177997.tif 000021
【図１３Ｃ】
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【図１４Ａ】
2015177997.tif 000023
【図１４Ｂ】
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【図１４Ｃ】
2015177997.tif 000025
【図１５Ａ】
2015177997.tif 000026
【図１５Ｂ】
2015177997.tif 000027
【図１５Ｃ】
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【図１６Ａ】
2015177997.tif 000029
【図１６Ｂ】
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【図１７Ａ】
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【図１７Ｂ】
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【国際調査報告】
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