(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
気筒内の燃焼室に噴射ノズルから燃料を直接噴射する直接噴射式ディーゼルエンジンにおける動弁系カム軸にカム軸側従動輪が設けられる一方、上記噴射ノズルに高圧燃料を供給する燃料噴射ポンプの入力軸にポンプ側従動輪が設けられ、これら従動輪が共通の無端伝動部材によりクランク軸上の駆動輪に駆動連結されている補機駆動装置において、
上記従動輪及び駆動輪間の無端伝動部材のスパンのうち、緩み側スパンを押圧して該無端伝動部材の張力を常時調整するオートテンショナと、
上記カム軸及びカム軸側従動輪の少なくとも一方に設けられ、軸の角速度変動を減衰させるねじりダンパとを備え、
上記カム軸側従動輪が、緩み側スパンの無端伝動部材が進入するように配置される一方、上記ポンプ側従動輪は、張り側スパンの無端伝動部材が進出するように配置され、かつ該ポンプ側従動輪の重量が、上記ねじりダンパを除いたカム軸側従動輪の重量よりも大きく設定されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項２】
請求項１において、
各気筒毎に吸気弁及び排気弁が合計４つ以上配設され、
カム軸には、上記吸気弁及び排気弁のそれぞれに対応して各気筒毎に４つ以上のカムが形成されていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項３】
請求項１又は２において、
燃料噴射ポンプは７０ＭＰａ以上の高圧の燃料を吐出するものであることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項４】
請求項１〜３のいすれか１つにおいて、
無端伝動部材の張り側スパンに作用する張力の最大値は１５００Ｎ以上であることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１つにおいて、
無端伝動部材は内周側に歯部を有するタイミングベルトであり、
カム軸側駆動輪、ポンプ側従動輪及び駆動輪はそれぞれ上記タイミングベルトの歯部に噛み合う歯部を有するタイミングプーリであり、
ねじりダンパは上記カム軸側のタイミングプーリに一体的に組み付けられていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項６】
請求項５において、
ポンプ側プーリ及びクランクプーリの間のタイミングベルトの張り側スパンをベルト外周側から押圧するアイドラプーリが設けられていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項７】
請求項６において、
タイミングベルトの緩み側スパンは、ウオータポンプを駆動するプーリに巻掛けられていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項８】
請求項５において、
オートテンショナは油圧式の減衰機構を有するものであることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【請求項９】
請求項８において、
オートテンショナは、
タイミングベルトの緩み側スパンが巻掛けられるテンショナプーリと、
先端部に上記テンショナプーリの回転軸の一端が片持ち支持され、該テンショナプーリの回転軸と平行な軸心回りに回動可能な回動アームと、
上記回動アームに連結された油圧式減衰機構とを備えており、
カム軸側プーリには、上記タイミングベルトのベルト幅方向への移動を阻止する鍔部が設けられていることを特徴とする直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、気筒内の燃焼室に燃料噴射ポンプからの高圧燃料を直接噴射する直接噴射式ディーゼルエンジンにおいて、その動弁系カム軸と燃料噴射ポンプとを共通の無端伝動部材により駆動する補機駆動装置に関する技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、この種の直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置として、例えば、特開平８−３２６５５０号公報に開示されるように、燃料噴射ポンプを含む複数の補機をエンジンの一側に集中配置したものが知られている。このものでは、燃料噴射ポンプをエンジンの一側においてシリンダヘッドと略同じ高さ位置に配設し、該燃料噴射ポンプの入力軸と、吸気バルブ及び排気バルブを開閉させるカム軸とを共通のタイミングベルトを介してクランク軸により駆動するとともに、上記燃料噴射ポンプの下方位置に、オルタネータやエアコンのコンプレッサを配置して、エンジンのコンパクト化を図っている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、直接噴射式ディーゼルエンジンはピストン頂部の燃焼室に直接燃料を噴射するもので、エミッション向上を図るために噴霧をより微粒化させる必要があるので、燃料噴射ポンプから噴射ノズルに極めて高い圧力の燃料を供給する必要がある。そのため、燃料を吐出するプランジャからの反力が極めて大きくなり、燃料噴射ポンプの入力軸が１回転する間の駆動トルクの変動幅は極めて大きい。
【０００４】
一方、カム軸の駆動トルクも１回転の間に変動する。従って、上記従来の補機駆動装置のようにカム軸とポンプ入力軸とを共通のタイミングベルトにより駆動すると、上記カム軸のトルク変動と燃料噴射ポンプのトルク変動とが相互に作用して、タイミングベルトの張力の変動幅が過度に大きくなることがあり、その結果、例えばカム軸側プーリとポンプ側プーリとの間でタイミングベルトのばたつきに起因する耳障りな騒音が発生するという不具合が生じる。
【０００５】
また、タイミングベルトの張力の変動幅が過度に大きくなることで、該タイミングベルトやプーリに過大な力が作用して、それらの信頼性を損なう虞れもある。
【０００６】
本発明は斯かる諸点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、タイミングベルト等の無端伝動部材の張力変動を抑制することで、補機駆動装置の騒音低減及び信頼性向上を図ることにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の解決手段では、カム軸側に角速度変動を減衰させるねじりダンパを設けるとともに、ポンプ側従動輪を相対的に重くし、さらに、無端伝動部材の張力をオートテンショナによって調整し、全体として略一定に保つようにした。
【０００８】
具体的には、請求項１記載の発明では、気筒内の燃焼室に噴射ノズルから燃料を直接噴射する直接噴射式ディーゼルエンジンにおける動弁系カム軸にカム軸側従動輪が設けられる一方、上記噴射ノズルに高圧燃料を供給する燃料噴射ポンプの入力軸にポンプ側従動輪が設けられ、これら従動輪が共通の無端伝動部材によりクランク軸上の駆動輪に駆動連結されている補機駆動装置を前提とする。そして、上記従動輪及び駆動輪間の無端伝動部材のスパンのうち、緩み側スパンを押圧して該無端伝動部材の張力を常時調整するオートテンショナと、上記カム軸及びカム軸側従動輪の少なくとも一方に設けられ軸の角速度変動を減衰させるねじりダンパとを備える構成とし、さらに、上記カム軸側従動輪を、緩み側スパンの無端伝動部材が進入するように配置する一方、上記ポンプ側従動輪は、張り側スパンの無端伝動部材が進出するように配置し、かつ該ポンプ側従動輪の重量を、上記ねじりダンパを除いたカム軸側従動輪の重量よりも大きく設定したものである。
【０００９】
この構成によれば、ねじりダンパによりカム軸の角速度変動が減衰されるとともに、ポンプ側従動輪の重量が相対的に大きく設定されていて、回転慣性が増大することによっても角速度変動が減少し、無端伝動部材の張力の変動を抑制できる。また、オートテンショナにより無端伝動部材の張力が常時調整されることによっても該無端伝動部材の張力の変動を抑制できる。
【００１０】
しかも、上記無端伝動部材の張力がオートテンショナにより調整されて、運転条件の変化や経年変化によらず全体として略一定に保たれるので、ねじりダンパによる角速度変動の減衰作用を狙い通りに発揮させることができる。このことにより、無端伝動部材の張力の変動を十分に抑制して、騒音低減及び信頼性向上を図ることができる。
【００１１】
その上さらに、上記無端伝動部材の緩み側スパンにオートテンショナが設けられていて、かつ該緩み側スパンの無端伝動部材が進入するカム軸側従動輪において、角速度変動がねじりダンパにより減衰されるようになっているので、ねじりダンパによる角速度変動の減衰と、オートテンショナによる無端伝動部材の張力調整との相互作用を高めて、無端伝動部材の張力の変動を極めて有効に低減できる。
【００１２】
請求項２記載の発明では、請求項１に記載の発明における直接噴射式ディーゼルエンジンは、各気筒毎に吸気弁及び排気弁が合計４つ以上配設されていて、カム軸には、上記吸気弁及び排気弁のそれぞれに対応して各気筒毎に４つ以上のカムが形成されているものとする。
【００１３】
このことで、例えば各気筒毎に吸気弁及び排気弁が１つづつ配設されているエンジンに比べて、カム軸へのバルブ反力が大きくなるので、該カム軸の１回転あたりのトルク変動が相対的に大きくなり、これに伴いタイミングベルトの張力の変動も大きくなり易い。従って、このようなエンジンに装備された補機駆動装置において、無端伝動部材の張力の変動を抑制する作用が特に有効に発揮される。
【００１４】
請求項３記載の発明では、請求項１又は２記載の発明における燃料噴射ポンプは、７０ＭＰａ以上の高圧の燃料を吐出するものとする。このことで、燃料噴射ポンプの吐出圧は極めて高いので、該燃料噴射ポンプの入力軸のトルク変動に起因する騒音増大や信頼性の低下という不具合が生じ易い。したがって、このような燃料噴射ポンプを駆動する補機駆動装置において、上記請求項１又は２記載の発明の如く無端伝動部材の張力の変動を抑制する作用が特に有効になる。
【００１５】
請求項４記載の発明では、請求項１〜３のいずれか１つに記載の補機駆動装置は、無端伝動部材の張り側スパンに作用する張力の最大値が１５００Ｎ以上であるものとする。このことで、無端伝動部材に作用する張力の大きさが具体化され、このように張力の変動に伴い極めて大きな張力が作用するような無端伝動部材に適用することで、その張力の変動を抑制する作用が特に有効なものになる。
【００１６】
請求項５記載の発明では、請求項１〜４のいずれか１つに記載の発明における無端伝動部材は、内周側に歯部を有するタイミングベルトとし、カム軸側駆動輪、ポンプ側従動輪及び駆動輪はそれぞれ上記タイミングベルトの歯部に噛み合う歯部を有するタイミングプーリとする。そして、ねじりダンパは上記カム軸側のタイミングプーリに一体的に組み付けられている構成とする。
【００１７】
この構成では、ねじりダンパをカム軸側のタイミングプーリに一体的に取り付けることで該タイミングプーリからあまり突出しないように配置することができ、よって、上記ねじりダンパを設けることによるエンジンの寸法増大を抑制できる。
【００１８】
請求項６記載の発明では、請求項５記載の発明において、ポンプ側プーリ及びクランクプーリの間のタイミングベルトの張り側スパンをベルト外周側から押圧するアイドラプーリを設けるものとする。
【００１９】
このことで、アイドラプーリによりタイミングベルトの向きを内周側に変えて、ポンプ側プーリに対するタイミングベルトの係合範囲を十分に大きくすることができるので、燃料噴射ポンプの駆動負荷が大きくても、タイミングベルトとポンプ側プーリとの歯飛びを防止できる。
【００２０】
請求項７記載の発明では、請求項６記載の発明におけるタイミングベルトの緩み側スパンは、ウオータポンプを駆動するプーリに巻掛けられているものとする。このことで、ウオータポンプの駆動機構を容易に構成できる。また、この構成では、タイミングベルトの張力の変動がウオータポンプの信頼性低下を招くことになるので、この場合にも、タイミングベルトの張力の変動を抑制する作用が特に有効なものになる。
【００２１】
請求項８記載の発明では、請求項５記載の発明におけるオートテンショナは、油圧式の減衰機構を有するものとする。このことで、上気オートテンショナによりタイミングベルトからのベルト反力を減衰させることができる。
【００２２】
請求項９記載の発明では、請求項８記載の発明におけるオートテンショナは、タイミングベルトの緩み側スパンが巻掛けられるテンショナプーリと、先端部に上記テンショナプーリの回転軸の一端が片持ち支持され、該テンショナプーリの回転軸と平行な軸心回りに回動可能な回動アームと、該回動アームに連結された油圧式減衰機構とを備えており、カム軸側プーリには、上記タイミングベルトのベルト幅方向への移動を阻止する鍔部が設けられている構成とする。
【００２３】
すなわち、一般に、油圧式減衰機構を有するオートテンショナは、油圧式減衰機構のシリンダボディやピストンロッドが設けられている分だけ大型になるが、この発明では、テンショナプーリを回動アームにより片持ち支持する構造としたので、両持ち支持する構造に比べて、オートテンショナ全体のコンパクト化が図られる。
【００２４】
また、テンショナプーリを回動アームにより片持ち支持すると、該テンショナプーリが回転軸方向に変位し易くなり、これに伴い、タイミングベルトがベルト幅方向にずれ易くなることが考えられるが、本発明では、カムプーリに鍔部を設けているので、上記タイミングベルトのずれを防止できる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面に基いて説明する。
【００２６】
図２及び図３は、本発明の実施形態に係る直接噴射式ディーゼルエンジンＥの外観を示し、このエンジンＥは、シリンダブロック１の上面にシリンダヘッド２（図４参照）が取り付けられて一体とされ、その内部に、上記シリンダブロック１に支持されたクランク軸３の延びる前後方向（図３の上下方向）に沿って図示しない４つのシリンダ（気筒）が形成された直列４気筒エンジンである。
【００２７】
尚、この明細書では、説明の便宜のために上記シリンダブロック１の長手方向、即ちクランク軸３の延びる方向をエンジンＥの前後方向とし、図３における下側をエンジンＥの前側と呼び、反対側（図３の上側）をエンジンＥの後側と呼ぶ。また、上記エンジンＥの前後方向に直交する左右方向（図２及び図３における左右方向）において、上記エンジンＥの前側を向いて右側（図２及び図３における左側）をエンジンＥの右側と呼び、反対側（図２及び図３の右側）をエンジンＥの左側と呼ぶものとする。
【００２８】
上記エンジンＥの前端には、クランク軸３の回転に同期してカム軸４（図４参照）や燃料噴射ポンプ５（図７参照）等を駆動する補機駆動装置Ａが配設されており、該補機駆動装置Ａは、図２に示すように、シリンダブロック１の前端面に接合された鋼板製のシールプレート６と、アッパーカバー７及びロアカバー８からなる樹脂製のカバーとに囲まれて収容されている。また、上記クランク軸３の前端部にはＶプーリ９が取り付けられ、このＶプーリ９と、オルタネータ１０の入力軸に設けたＶプーリ１０ａと、図示しない空調装置用コンプレッサの入力軸に設けたＶプーリ１１とがＶベルト１２により駆動連結されている。さらに、上記シリンダブロック１の前端面には、図示しないエンジンマウントに連結される連結部材１３が４本のボルト１４，１４，…により取り付けられている。
【００２９】
また、上記シリンダヘッド２の上面には、図３に示すようにシリンダヘッドカバー１８が設けられ、さらに、該シリンダヘッドカバー１８の一部と、燃料噴射ポンプ５及び該燃料噴射ポンプ５からの燃料供給管１９とを覆う樹脂製の遮音カバー２０が設けられている。
【００３０】
尚、上記図２において、２２はシリンダブロック１の下面に取り付けられたオイルパン、２３はターボ過給機、２４はオイルフィルタであり、２５は一端（図の左端）がシリンダヘッド２に接続される一方、他端が図示しないラジエータに接続されるウオータホースである。また、上記図３において、２６はカム軸４により駆動されるバキュームポンプである。
【００３１】
上記エンジンＥは、いわゆるＳＯＨＣ（ Single Over Head Cam ）型エンジンであり、図示しないが、リンダヘッド２の左右方向中央部よりも左側に偏位した位置において、４つのシリンダが前後方向に所定間隔で配置されている一方、図４及び図５に示すように、上記シリンダヘッド２の右側（両図の左側）に偏位した位置には、カム軸４が前後方向に延びるように配置され、互いに所定間隔を空けて配置された６つの軸受部２８，２８，…により回動自在に支持されている。
【００３２】
上記シリンダヘッド２は、各シリンダを周方向等間隔に４カ所で囲むように配置されたヘッドボルト２９，２９，…によりシリンダブロック１に締結されており、上記各シリンダの中心線に対応する位置には、噴射ノズル３０，３０，…がそれぞれ噴孔を燃焼室に直接臨ませて、かつ上記シリンダ中心線に沿って延びるように配設されている。また、該噴射ノズル３０，３０，…をそれぞれ取り囲むように、各シリンダ毎に２つの吸気バルブ３１，３１及び２つの排気バルブ３２，３２が配設されている。そして、上記吸気バルブ及び排気バルブ３１，３２，…は、それぞれ、カム軸４に設けられた吸気用カム４ａ，４ａ，…及び排気用カム４ｂ，４ｂ，…により、ロッカーアーム３３，３３，…を介して開閉されるようになっている。
【００３３】
詳しくは、上記図５のみに示すように、排気用ロッカーアーム３３は、それぞれ、カム軸４の斜め上方に平行に支持されたロッカーシャフト３４に揺動可能に支持されていて、一端部に設けられたカムローラ３３ａを介してカム軸４の排気用カム４ｂに摺接する一方、他端部に設けられた押接ボルト３３ｂを介して略Ｔ字形状の押接部材３５に当接している。一方、上記カム軸４の前端部には、図１に示すようにカムプーリ３６が取り付けられていて、このカムプーリ３６と、クランク軸３の前端側に取り付けたクランクプーリ３７と、燃料噴射ポンプ５の入力軸５ａに取り付けたポンププーリ３８とが、内周側に歯部を有するタイミングベルト３９により駆動連結されている。
【００３４】
そして、上記クランク軸３の回転に同期してカム軸４が回転されると、排気用カム４ｂ，４ｂ，…により排気用ロッカーアーム３３，３３，…が各シリンダ毎に所定のタイミングで揺動され、押接ボルト３３ｂが押接部材３５を押し下げることで、２つの排気バルブ３２，３２がクランク軸３の回転に同期して開閉作動される。また、詳しくは示さないが、吸気バルブ３１，３１，…も上記排気バルブ３２，３２，…と同様に開閉作動される。このように、１本のカム軸４によりロッカーアーム３３，３３，…を介して多数のバルブを開閉作動させる構成なので、このエンジンＥでは、上記カム軸４へのバルブ反力が極めて大きくなり、従って、カム軸４の角速度変動は極めて大きい。
【００３５】
上記燃料噴射ポンプ５は、図６及び図７に示すように、シリンダブロック１及びシリンダヘッド２に跨って取り付けられたブラケット４１によりエンジン側に固定されている。すなわち、上記ブラケット４１は、上記シリンダブロック１及びシリンダヘッド２の左側面に沿って後方に延びるフランジ部４２が４本のボルト４３，４３，…によりシリンダブロック１の左側面に締結され、かつ１本のボルト４４によりシリンダヘッド２の左側面に締結されており、また、該フランジ部４２の前端部からシリンダブロック１の前端面に沿って延びる連結部４２ａが、エンジンマウントの連結部材１３と共にボルト１４によりシリンダブロック１前端面に締結されている。さらに、上記ブラケット４１には、フランジ部４２の前端部からシリンダブロック１前端面と略同一平面内で反対側に延びる取付けフランジ部４６が一体的に形成されている。
【００３６】
上記燃料噴射ポンプ５は、入力軸５ａが上記取付けフランジ部４６の孔部４６ａを貫通するように、該取付けフランジ部４６にボルトにより取り付けられている。この燃料噴射ポンプ５は、図示しないが、１つのプランジャの作動により各シリンダ毎の噴射ノズル３０に個別に燃料を供給する分配型のもので、４つのカム山によりそれぞれプランジャを往復動させるカムと、該プランジャからの燃料を分配して、燃料供給管１９，１９，…により噴射ノズル３０，３０，…に個別に送給する分配器とを備えている。そして、クランク軸３の回転に同期して上記入力軸５ａが回転されると、その１回転する間に各シリンダ毎の所定の燃料噴射タイミングで合計４回プランジャが作動され、送給される燃料の圧力によって噴射ノズル３０，３０，…が開いて、燃焼室内に高圧の燃料が直接噴射されるようになっている。また、上記燃料噴射ポンプ５の吐出圧力が例えば７０ＭＰａ以上と極めて高いので、入力軸５ａの駆動トルクが大きく変動し、ポンププーリ３８の角速度変動が極めて大きくなる。
【００３７】
次に、本発明の特徴部分である補機駆動装置Ａについて詳細に説明する。
【００３８】
上記補機駆動装置Ａは、それぞれタイミングプーリからなるカムプーリ３６と、クランクプーリ３７と、燃料噴射ポンプ５のポンププーリ３８とをタイミングベルト（無端伝動部材）３９により駆動連結したものにおいて、トルク変動の大きいカムプーリ３６に角速度変動を減衰させるねじりダンパ５０を設けるとともに、タイミングベルト３９の緩み側スパンにオートテンショナ５１を設け、さらに、上記カム軸４と同様にトルク変動の大きいポンププーリ３８の重量を増大させたものである。
【００３９】
具体的には、図１に示すように、タイミングベルト３９は、上記カムプーリ３６、クランクプーリ３７及びポンププーリ３８の他、ウオータポンプ（図示せず）を駆動するウオータポンププーリ５３に巻掛けられており、オートテンショナ５１のテンショナプーリ５４及びアイドラプーリ５５によりベルト内周側に変角されてレイアウトされている。そして、クランク軸３が同図において時計回り方向に回転されると、上記カムプーリ３６、クランクプーリ３７、ポンププーリ３８、及びウオータポンププーリ５３が時計回り方向に回転され、同時に、上記テンショナプーリ５４及びアイドラプーリ５５が同図において反時計回り方向に回転される。
【００４０】
すなわち、上記カムプーリ３６は、張力が相対的に小さい緩み側スパン（図１の左側）のタイミングベルト３９が進入するように配置されており、該緩み側スパンにウオータポンププーリ３８及びテンショナプーリ５４が配置されている。このようにカム軸４及び燃料噴射ポンプ５を駆動するためのタイミングベルト３９によりウオータポンプを駆動する構成とすることで、該ウオータポンプの駆動機構を容易に構成できる。
【００４１】
一方、上記ポンププーリ３８は、張り側スパン（図１の右側）のタイミングベルト３９が進出するように配置されており、該ポンププーリ３８とクランクプーリ３７との間にはアイドラプーリ５５が配置されている。このアイドラプーリ５５はタイミングベルト３９の張り側スパンをベルト外周側から押圧していて、該タイミングベルト３９は、ポンププーリ３８に対する巻掛け範囲が十分に大きくなるようにベルト内周側に向きを変えられている。このことで、燃料噴射ポンプ５の駆動負荷が大きくても、タイミングベルト３９とポンププーリ３８との歯飛びを防止することができ、よって、燃料噴射ポンプ５の作動を安定確保できる。
【００４２】
上記カムプーリ３６は、ピッチ円の直径がクランクプーリ３７の２倍の長さとされ、図８及び図９に示すように、内周部には回転軸の軸線ｘ１が延びる方向に突出した円筒状のボス部３６ａが設けられる一方、外周側には、タイミングベルト３９の歯部と噛み合う歯部が全周に亘って形成されている。さらに、上記カムプーリ３６の外周側には、軸線ｘ１方向の両端部にそれぞれ鍔部３６ｂ，３６ｂが設けられていて、この鍔部３６ｂ，３６ｂにより上記タイミングベルト３９のベルト幅方向のずれが阻止されるようになっている。
【００４３】
また、上記ボス部３６ａには、先端側から環状のねじりダンパ５０が外嵌合状態で圧入されていて、カムプーリ３６及びねじりダンパ５０が一体回転するようになっている。このねじりダンパ５０は、上記カムプーリ３６の内周側で軸線ｘ１方向にタイミングベルト３９と重なるように配置されているので、該カムプーリ３６からあまり突出しておらず、このことで、ねじりダンパ５０を設けることによるエンジンＥの軸線ｘ１方向の寸法増大を抑制できる。
【００４４】
上記ねじりダンパ５０は、外周側のマス部材５０ａと内周側のスリーブ５０ｂとその間の制震ゴム５０ｃとを一体的に加硫接着したもので、マス部材５０ａの重量及び制震ゴム５０ｃの振動吸収特性の設定により所要の減衰特性が得られるものである。この実施形態では、例えば上記ねじりダンパ５０の重量をカムプーリ３６の単体としての重量と略同一にしているが、上記ねじりダンパ５０の重量はカムプーリ３６の単体としての重量の１/２以上とすれば、十分な減衰作用が得られる。
【００４５】
尚、上記カムプーリ３６には、軸線ｘ１方向に貫通する２つの貫通孔３６ｃ，３６ｃが直径方向に互いに対称位置に形成され、一方、上記ねじりダンパ５０にも、上記カムプーリ３６の貫通孔３６ｃ，３６ｃに対応する位置に貫通孔５０ｄ，５０ｄ，…が形成されていて、作業者がカムプーリ３６をカム軸４へ取り付ける際、上記貫通孔５０ｄ，３６ｃを通してシリンダヘッド２側に記された合わせマーク（図示せず）を確認できるようになっている。
【００４６】
一方、上記ポンププーリ３８は、カムプーリ３６と同様にピッチ円の直径がクランクプーリ３７の２倍の長さとされており、また、重量が大きくなるように肉厚に形成されている。すなわち、上記ポンププーリ３８の重量は、本来、略同径のカムプーリ３６単体の重量と同程度になるところを、この実施形態では、該カムプーリ３６単体の約２倍の重量としており、イナーシャ（回転慣性）の増大によりポンププーリ３８の角速度変動を減少できるようになっている。尚、上記ポンププーリ３８の重量はカムプーリ３６の単体の重量の３/２以上とすることが好ましい。
【００４７】
一方、上記ポンププーリ３８の重量を大きくし過ぎると、燃料噴射ポンプ５の駆動における動力損失が無為に増大することになるので、ポンププーリ３８の重量は後述の如く上記カムプーリ３６とねじりダンパ５０との合計重量に対して１±１/４の範囲内にとどめることが好ましい。
【００４８】
上記オートテンショナ５１は、図１０及び図１１にも示すように、タイミングベルト３９の緩み側スパンにベルト外周側から係合するテンショナプーリ５４と、該テンショナプーリ５４を外側（回転軸の軸線方向の一側）から回転自在に片持ち支持し、かつ回動軸（回動支点）５１ａの周りに回動させる回動アーム５６とを備えており、シリンダブロック１側に締結固定された油圧シリンダ（減衰機構）５７により、上記回動アーム５６を上記タイミングベルト３９側に回動付勢するようになっている。
【００４９】
すなわち、上記油圧シリンダ５７は、シリンダボディ５７ａに進退可能に設けられたピストンロッド５７ｂにより回動アーム５６に連結されていて、図示しないが、上記シリンダボディ５７ａの内部に配設したコイルバネにより上記ピストンロッド５７ｂを伸び側に移動させるようになっている。このことで、上記テンショナプーリ５４は、タイミングベルト３９の動きに追随して該タイミングベルト３９を常時押圧し、その張力を常時調整することができるので、上記タイミングベルト３９の全体としての張力は、運転条件の変化やベルトの伸び等の経年変化によらず、略一定に保たれる。
【００５０】
また、上記油圧シリンダ５７は、シリンダボディ５７ａ内に圧油の流通抵抗によりピストンロッド５７ｂの縮み側への移動を規制する油圧ダンパ構造を備えており、このことで、回動アーム５６及びテンショナプーリ５４を介して伝達されるタイミングベルト３９からの反力を減衰するようになっている。
【００５１】
さらに、上記オートテンショナ５１では、テンショナプーリ５４を回動アーム５６によりエンジン前端側（図１１の上方）から片持ち支持する構造としたので、両持ち支持する構造に比べて全体としてコンパクトになっている。一方、テンショナプーリ５４に作用するベルト反力により回動アーム５６が揺動されて上記テンショナプーリ５４が回同軸５１ａの延びる方向に変位することで、タイミングベルト３９がベルト幅方向にずれることが考えられるが、上述の如くカムプーリ３６に鍔部３６ｂ，３６ｂを設けているので、タイミングベルト３９のずれに起因する走行不良等の発生を防止できる。
【００５２】
したがって、この実施形態に係る補機駆動装置Ａによれば、まず、カムプーリ４にねじりダンパ５０を取り付けて、カム軸４の角速度変動を減衰させるとともに、タイミングベルト３９の緩み側スパンをオートテンショナ５１により押圧して、常時、張力を調整するようにしたので、上記タイミングベルト３９の張力の変動を抑制することができる。
【００５３】
その際、上記オートテンショナ５１によりエンジンＥの運転条件の変化や経年変化によらずタイミングベルト３９の張力が全体として略一定に保たれることで、ねじりダンパ５０による角速度変動の減衰作用を狙い通りに発揮させることができる。しかも、上記カムプーリ３６は、タイミングベルト３９の緩み側スパンが進入するように配置されているので、ねじりダンパ５０による角速度変動の減衰とオートテンショナ５１による張力調整との相互作用を高めることができる。
【００５４】
具体的に、従来例の如くねじりダンパー５０を取り付けていない場合、タイミングベルト３９の張り側スパンの張力の最大値は、図１２に一点鎖線で示すようにエンジン回転数が約２６００ｒｐｍのところで極めて大きな値（ピーク）を示している。これに対し、カムプーリ３６にねじりダンパ５０を取り付けた場合、同図に実線で示すように、上記のエンジン回転数が約２６００ｒｐｍのときの角速度変動が有効に減衰されて、この回転域におけるタイミングベルト３９の張力の変動が低減されている上、張力の最大値（ピーク）も低くなっていることが分かる。
【００５５】
また、上記補機駆動装置Ａによれば、ポンププーリ３８の重量をカムプーリ３６単体の約２倍とし、該カムプーリ３６とねじりダンパ５０とを合わせた合計の重量と略同一としているので、ポンププーリ３８のイナーシャ（回転慣性）の増大により角速度変動を減少させることができ、タイミングベルト３９の張力の変動を一層低減させることができる。
【００５６】
具体的には、上記図１２において点線で示すように、ねじりダンパ５０を設けた上で、上記ポンププーリ３８の重量を増大させたものでは、ねじりダンパ５０を設けただけのもの（同図に実線で示す）よりも張力の最大値がさらに低くなっていることが分かる。また、ポンププーリ３８のイナーシャを増大させると、アイドラプーリ５５に作用する荷重（アイドラ荷重）、及びポンププーリ３８の角速度変動はいずれも図１３に示すように低下するが、一方で、上記ポンププーリ３８の重量増大に伴い、燃料ポンプ５の駆動における動力損失が無為に増大することになるので、好ましくない。
【００５７】
そこで、この実施形態では、補機駆動装置Ａからの騒音レベルを基準にしてポンププーリ３８の重量を決定している。すなわち、上述の如くカムプーリ３６にねじりダンパ５０を取り付けて、ポンププーリ３８の重量は増大させない場合、図１４に実線で示すように、エンジンＥの常用回転域でタイミングベルト３９のばたつきに起因して騒音レベルが特に高くなるピークが現れ、運転者は耳障りに感じる。
【００５８】
これに対し、ポンププーリ３８の重量を増大させることで、同図に点線及び一点鎖線でそれぞれ示すように、ポンププーリ３８のイナーシャの増大により角速度変動を抑制して、タイミングベルト３９の張力変化を抑えることができ、騒音を低減できることが分かる。ここで、上記の点線で示す場合には、騒音レベルのピークは実線で示す場合よりも低いものの耳障りな感じは残っているが、さらにポンププーリ３８の重量を増大させた上記の一点鎖線で示す場合には、騒音レベルのピークは現れず、耳障りな騒音が解消される。
【００５９】
従って、上記補機駆動装置Ａでは、ポンププーリ３８の重量を、上記図１４に一点鎖線で示す場合のポンププーリ３８の重量、即ちカムプーリ３６とねじりダンパ５０との合計重量の約２倍としており（このときのポンププーリ３８のイナーシャを図１３にＩｎ０として示す）、このことで、燃料ポンプ５の駆動における動力損失の無為の増大を抑制しつつ、補機駆動装置Ａの騒音低減及び信頼性向上を実現することができる。
【００６０】
ところで、この実施形態のエンジンＥは、燃焼室に直接燃料を噴射する直接噴射式ディーゼルエンジンであり、燃料噴射ポンプ５の吐出圧力が極めて高いことから、ポンププーリ３８の角速度変動はかなり大きい。しかも、各シリンダ毎に４つのバルブ３１，３２，…が配設されているので、カム軸４の角速度変動もかなり大きい。このため、上述の如くタイミングベルト３９の張力の変動を抑制していても、図１４に示すように、該タイミングベルト３９の張り側スパンに作用する張力の最大値は１５００Ｎ以上でかなり大きくなっている。このように、タイミングベルト３９の張力の変動が大きく、これに伴い騒音増大や信頼性の低下という不具合が生じ易いエンジンＥに対しこの実施形態の補機駆動装置Ａを適用することで、タイミングベルト３９の張力の変動を抑制するという効果が極めて有効なものになる。
【００６１】
加えて、上記補機駆動装置Ａでは、タイミングベルト３９の緩み側スパンをウオータポンププーリ５３に巻掛けて駆動するようにしており、この構成では、タイミングベルト３９の張力の変動が上記ウオータポンプの信頼性低下を招くことにもなる。従って、この点でも、上述の如くタイミングベルト３９の張力の変動を抑制できるという効果が有効に発揮される。
（他の実施形態）
尚、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、その他、種々の実施形態を包含するものである。すなわち、上記実施形態では、補機駆動装置Ａを各気筒毎に４つのバルブ３１，３２，…を有するエンジンＥに適用しているが、これに限らず、例えば、各気筒毎に２つのバルブ３１，３２，…を有するエンジンに適用してもよい。また、カム軸４及び燃料噴射ポンプ５をタイミングベルト３９を介して駆動するようにしているが、これに限らず、例えばチェーンを介して駆動するようにしてもよい。
【００６２】
また、上記実施形態では、タイミングベルト３９の緩み側スパンに油圧式のオートテンショナ５１を配設しているが、オートテンショナは油圧式のものでなくてもよい。
【００６３】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１記載の発明における直接噴射式ディーゼルエンジンの補機駆動装置によれば、カム軸側に設けたねじりダンパ、ポンプ側従動輪の回転慣性の増大及びオートテンショナにより無端伝動部材の張力の変動を抑制することができ、特に、上記オートテンショナによりねじりダンパの作用を狙い通りに発揮させることで、無端伝動部材の張力の変動を十分に抑制して、騒音低減及び信頼性向上を図ることができる。
【００６４】
請求項２記載の発明によれば、カム軸へのバルブ反力が大きいエンジンにおいて、無端伝動部材の張力の変動を抑制する作用が特に有効に発揮される。
【００６５】
請求項３記載の発明では、特に燃料噴射ポンプのトルク変動が大きいものにおいて、無端伝動部材の張力の変動を抑制できるという作用が有効になる。
【００６６】
請求項４記載の発明では、無端伝動部材に作用する張力が極めて大きい場合に適用することで、その張力の変動を抑制する作用が特に有効なものになる。
【００６７】
請求項５記載の発明によれば、ねじりダンパを取り付けることに伴うエンジンの寸法増大を抑制できる。
【００６８】
請求項６記載の発明によれば、燃料噴射ポンプの駆動負荷が大きくても、タイミングベルトとポンプ側プーリとの歯飛びを防止できる。
【００６９】
請求項７記載の発明では、ウオータポンプの駆動機構を容易に構成でき、また、タイミングベルトの張力の変動を抑制する作用が特に有効なものになる。
【００７０】
請求項８記載の発明によれば、オートテンショナによりタイミングベルトの反力を減衰できる。
【００７１】
請求項９記載の発明によれば、タイミングベルトのずれによる走行不良を防止しつつ、オートテンショナ全体のコンパクト化が図られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明の実施形態に係る補機駆動装置の構成を示す正面図である。
【図２】  図１の補機駆動装置を装備したエンジンの正面図である。
【図３】  図２の平面図である。
【図４】  ロッカーシャフト等を省略した状態でシリンダヘッドの構成を示す正面図である。
【図５】  ロッカーアームにより排気バルブを開閉作動させる構成を示す説明図である。
【図６】  燃料噴射ポンプのブラケットをエンジン側へ取り付ける構成を示す正面図である。
【図７】  図６の平面図である。
【図８】  カムプーリ及びねじりダンパの構成を示す正面図である。
【図９】  図８の IX-IX 線における断面図である。
【図１０】  オートテンショナの構成を示す正面図である。
【図１１】  図１０の XI-XI 線における断面図である。
【図１２】  タイミングベルトの張り側スパンに作用する張力の最大値とエンジン回転数との関係を示すグラフ図である。
【図１３】  ポンププーリのイナーシャの増減変化に対する、アイドラ荷重の変化及びポンププーリの角速度変動の変化をそれぞれ示すグラフ図である。
【図１４】  ねじりダンパを設けて、ポンププーリの重量を変化させたときの、エンジン回転数の変化に対する騒音レベルの変化を示すグラフ図である。
【符号の説明】
Ａ            補機駆動装置
Ｅ            直接噴射式ディーゼルエンジン
３            クランク軸
４            カム軸
５            燃料噴射ポンプ
５ａ          燃料噴射ポンプの入力軸
３０          噴射ノズル
３１          吸気バルブ
３２          排気バルブ
３３          ロッカーアーム
３６          カムプーリ（カム軸側従動輪）
３６ｂ        カムプーリの鍔部
３７          クランクプーリ（駆動輪）
３８          ポンププーリ（ポンプ側従動輪）
３９          タイミングベルト（無端伝動部材）
５０          ねじりダンパ
５１          オートテンショナ
５３          ウオータポンププーリ
５４          オートテンショナのテンショナプーリ
５５          アイドラプーリ
５６          オートテンショナの回動アーム
５７          オートテンショナの油圧シリンダ（減衰機構）
【図１】
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【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７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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