带传动系统的制作方法

本说明书所公开的技术涉及一种带传动系统。

背景技术：

有时候，在具有内燃机、发电机以及起动电动机(startermotor)的带传动系统中安装有两台自动张紧装置(以下，简单表示为at)。在启动发电机时和启动起动电动机时，两个at中的尤其是布置在曲轴带轮和发电机之间的at需要具有较高的阻尼特性。因此，使用液压式at的事例在不断地增加。

专利文献1：日本公开专利公报特开2001－193807号公报

专利文献2：美国专利申请公开第2003/0153420号

专利文献3：日本公开专利公报特开2004－068973号公报

技术实现要素：

－发明要解决的技术问题－

然而，与液压式at以外的其它方式的at相比，液压式at的成本较高。使用了两个at的带传动系统另外还需要一个at，因此制造成本就高。

另一方面,在启动发电机时、启动起动电动机时，或者正常使用时，由于带打滑，而会存在启动不顺利或产生异音等情况。

相对于此，专利文献1中公开了具有内燃机和发电机/起动电动机的带传动系统。在上述专利文献1中公开了将第一、二张紧辊(带轮)r1、r2分别布置在发电机/起动电动机的带轮松弛侧和张紧侧的构成方式。为保证由一张紧辊施加带所需要的张力而设置有弹簧。

专利文献2中公开了以下自动张紧装置：两个臂夹着一个枢轴而设，各臂上连接有张紧带轮。

专利文献3中公开了以下自动张紧装置，其包括布置在枢轴位置的圆杆状主轴，第一臂和第二臂由该主轴支承而能够摆动。该自动张紧装置通过其布置方式将轮毂载荷角(hubloadangle)始终保持在170°以下，而保证带的张力不小于0，这样来抑制带打滑或产生异音等。

然而，现有的包括专利文献1～3中所记载的自动张紧装置的带传动系统为防止带打滑或产生异音，在一个带轮的张紧侧和松弛侧都会出现带的张力大于所需要的张力的情况。如果带的张力过高,就有可能导致带的寿命缩短，燃料消耗量升高等。无论在带轮的张紧侧带的张力过高，还是在带轮的松弛侧带的张力过高,施加给带轮的轴的力都会增大，因此带轮的寿命就有可能缩短。因此，希望开发出一种既能够抑制带打滑或抑制产生异音，又能够延长带或带轮的寿命的带传动系统。

需要说明的是，解决上述问题，不仅对包括曲轴带轮、发电机/起动机带轮的带传动系统来说很重要，对于在传递某种动力的系统中所使用的自动张紧装置来说也很重要。

本发明的目的在于：在曲轴带轮、发电机/起动机带轮等主动带轮和从动带轮交换使用的带传动系统中，既能够延长带或带轮的寿命，降低燃料消耗量，又能够有效地减少打滑、异音等。

－用于解决技术问题的技术方案－

本发明的一实施方式所涉及的带传动系统包括：第一带轮、第二带轮、带、自动张紧装置、第二张紧带轮，所述第一带轮传递第一动力，所述第二带轮传递第二动力，所述带呈环状，绕在所述第一带轮和所述第二带轮之间，所述自动张紧装置具有：第一张紧带轮、固定部件以及臂，所述第一张紧带轮将张力施加给所述带中所述第一带轮和所述第二带轮之间的且正常运行时位于所述第一带轮的松弛侧的部分，所述臂设置在所述固定部件上能够以所述固定部件的轴心为中心摆动，所述第二张紧带轮将张力施加给所述带中所述第一带轮和所述第二带轮之间的且正常运行时位于所述第一带轮的张紧侧的部分，所述第一带轮是主动带轮时以及所述第二带轮是主动带轮时，所述第一张紧带轮和第二张紧带轮中位于产生最大转矩时的松弛侧的张紧带轮的转矩都比位于张紧侧的张紧带轮的转矩大。所述第一带轮是主动带轮时以及所述第二带轮是主动带轮时，所述第一张紧带轮和第二张紧带轮中位于产生最大转矩时的松弛侧的张紧带轮的转矩都比位于张紧侧的张紧带轮的转矩大。

－发明的效果－

根据本发明的一实施方式所涉及的带传动系统及其设计方法，既能够防止打滑或产生异音，又能够在所需要的范围内减小带的张力。

附图说明

图1示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的大致结构。

图2是立体图，示出本发明的自动张紧装置。

图3是沿本发明的自动张紧装置中的线iii-iii(参照图4)剖开的剖视图。

图4是本发明的自动张紧装置的上(从张紧带轮侧看到的情况)侧视图。

图5是侧视图，示出本发明的自动张紧装置。

图6用于说明在将普通的自动张紧装置应用到带传动系统的情况下起作用的各种力。

图7(a)、(b)分别说明在将实施方式所涉及的自动张紧装置应用到带传动系统的情况下，静止时和运行时起作用的各种力。

图8示出加在每一个带楔上的带张力(跨度张力)和产生于带轮的转矩之间的关系，此时的关系是在采用了图7(b)所示的布置方式的带传动系统中，将t/s比最佳化后以及t/s比为1.00时得到的。

图9示出在带轮50中，每一个带楔上的带的张紧侧张力和松弛侧张力的合计值与产生于该带轮50的转矩之间的关系。

图10(a)示出t/s比为1.00和3.27时，带轮50－第二张紧带轮3间的带张力tb1与产生于带轮50的转矩之间的关系的模拟结果、以及带轮50－第一张紧带轮间的带张力tb2与产生于带轮50的转矩之间的关系的模拟结果，(b)示出带轮50中，带的张紧侧张力和松弛侧张力的合计值与产生于该带轮50的转矩之间的关系。

图11(a)示出当在具有实施方式所涉及的自动张紧装置的带传动系统中设t/s比为1.0时的布置方式，(b)示出当在具有实施方式所涉及的自动张紧装置的带传动系统中设t/s比为3.27时的布置方式。

图12示出带传动系统中的t/s比与t/s比的最佳值之比率与带所需张力之间的关系、以及带传动系统中的t/s比与t/s比的最佳值之比率与最大张力之间的关系。

图13(a)～(c)示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的变形例。

图14(a)～(c)示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的变形例。

图15(a)～(c)示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的变形例。

图16(a)、(b)示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的变形例。

图17(a)、(b)示出本发明的包括自动张紧装置的带传动系统的变形例。

具体实施方式

(实施方式)

－自动张紧装置的结构－

图1示出包括本发明的一实施方式所涉及的自动张紧装置1的带传动系统。图2是立体图，示出本实施方式所涉及的带传动系统中的自动张紧装置1。图3是示出沿图4所示的线iii-iii剖开的自动张紧装置1的剖视图。图4是从张紧带轮侧看到的本实施方式所涉及的自动张紧装置1的俯视图。图5是本实施方式所涉及的自动张紧装置1的侧视图。

如图1所示，作为本实施方式中的带传动系统之一例，传递在发动机等内燃机与发电机/起动电动机之间产生的动力。这里，“发电机/起动电动机”意味着发电机和起动电动机一体化的装置。带传动系统包括传递在内燃机产生的动力的曲轴带轮(第一带轮)9、传递在发电机/起动电动机产生的动力的发电机/起动机带轮(第二带轮)7、绕在曲轴带轮9和发电机/起动机带轮7之间的环状带2、以及将规定的张力施加给带2的自动张紧装置1。

用于将张力施加给带2的构成方式、用于使自动张紧装置1具有阻尼特性的构成方式并无特别限定。作为一例，说明自动张紧装置1是受扭螺旋弹簧的情况。

如图2～图5所示，自动张紧装置1固定在车辆的发动机等上，具有：具有筒状部的固定部件13、设置在固定部件13上且能够以固定部件13的轴心为中心摆动的臂11、皆由臂11支承且固定在臂11上的第一张紧带轮5和第二张紧带轮3。这里，第一张紧带轮5与臂11的摆动中心(枢轴)10之间的距离比第二张紧带轮3短。如后所述，并不限于该构成方式。

第二张紧带轮3将张力施加在曲轴带轮9和发电机/起动机带轮7之间的且在正常运行时位于曲轴带轮9的张紧侧的那部分带2上；第一张紧带轮5将张力施加在曲轴带轮9和发电机/起动机带轮7之间的且在正常运行时位于曲轴带轮9的松弛侧的那部分带2上。根据该构成方式，能够进行调节以保证带2的张力在适当的范围内。

臂11由固定部件13支承的支承方法并无特别限定。例如，可以在臂11和固定部件13上分别形成直径不同的筒状部分，并将该筒状部分彼此嵌合在一起。

在图2～图5所示的例子中，臂11具有与固定部件13的筒状部(主轴)16嵌合的筒状轴部17、从轴部17开始沿水平方向(与轴部17和固定部件13的轴向垂直的方向)延伸的延伸部19。第一张紧带轮5和第二张紧带轮3分别用螺母和螺钉等紧固部件固定在延伸部19上。

在自动张紧装置1中，例如在固定部件13的筒状部16和臂11的与筒状部16嵌合的轴部17之间设置有衬套12。在固定部件13的筒状部16和轴部17的外侧设置有受扭螺旋弹簧15，该受扭螺旋弹簧15的一端固定(连接)在臂11上不动；该受扭螺旋弹簧15的另一端固定(连接)在固定部件13上不动。受扭螺旋弹簧15具有基本上与轴部17的轴重合的轴，通过朝着臂11的摆动方向对臂11施加作用力，就能够通过第一张紧带轮5和第二张紧带轮3将张力施加在带2上。优选，受扭螺旋弹簧15例如由硅铬铜等金属形成或者由这些金属的化合物形成。

带2既可以是平带，也可以是齿形带、正时传动带、v型带(三角带)等。对第一张紧带轮5和第二张紧带轮3所接触的带2的面无特别限制。例如，在带2是平带、齿形带的情况下，第一张紧带轮5与带2的外周面或内周面接触，第二张紧带轮3可以与带2的外周面或内周面中第一张紧带轮5所接触的面不同的面接触。或者，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3与带2的侧面接触。

固定部件13由螺栓等紧固部件固定在发动机本体等上。固定部件13、臂11由公知的金属等形成，能够用模具等成形。

在本实施方式中的自动张紧装置1中，第一张紧带轮5在来自带2的力的作用下旋转的方向与第二张紧带轮3在来自带2的力的作用下旋转的方向既可以相同，也可以不同。

在第一张紧带轮5朝着提高带2的张力的方向旋转之际，第二张紧带轮3也可以朝着提高带2的张力的方向旋转。在第一张紧带轮5朝着降低带2的张力的方向旋转之际，第二张紧带轮3也可以朝着降低带2的张力的方向旋转。不过，还可以设计成以下状态：在第一张紧带轮5和第二张紧带轮3中之一方使带2的张力提高之际，另一方使带2的张力下降。

设计本实施方式中的带传动系统时，要考虑t/s比且保证能够减小加在带2上的多余的张力，如后详述。这里，t/s比意味着：连接在第一张紧带轮5上的臂(图1之例中，臂11中从摆动中心10到第一张紧带轮5的中心的部分)与连接在第二张紧带轮3上的臂(图1之例中，臂11中从摆动中心10到第二张紧带轮3的中心的部分)的转矩分担比。通过改变t/s比，就能够改变张力相对于转矩的灵敏度，从而能够改变转矩－跨度张力线图(后述的图8)中的转矩与跨度张力之间的关系。

就本实施方式中的带传动系统而言，在曲轴带轮9是主动带轮时以及发电机/起动机带轮7是主动带轮时，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3中位于产生最大转矩时的松弛侧的张紧带轮的转矩比位于产生最大转矩时的张紧侧的张紧带轮的转矩大。

可以将t/s比设定为至少大于1。更优选的做法为：设定t/s比时，使该t/s比与按照后述方法求得的t/s比的最佳值之比在规定的范围内。根据该构成方式，带2不会打滑，且能够在应用的装置等要求的范围内减小带的张力。因此，除了能够延长带的寿命以外，还能够减少加在带轮轴上的力来延长带轮的寿命。根据本实施方式中的带传动系统，还能够降低燃料消耗量。

需要说明的是，本实施方式中的自动张紧装置1在启动发动机时和发动机工作时(正常运转时)，由曲轴带轮9带动带2朝例如顺时针方向旋转。于是，带2中第一张紧带轮5所接触的部分就成为带松弛侧；带2中第二张紧带轮3所接触的部分就成为带张紧侧。此时，自动张紧装置1的受扭螺旋弹簧15的作用力主要经第二张紧带轮3施加在带张紧侧。另一方面，带2在带松弛侧所承受的受扭螺旋弹簧15的作用力比在带张紧侧小。

在启动发电机/起动电动机时和发电机/起动电动机工作时，由发电机/起动机带轮7带动带2朝顺时针方向旋转。在该情况下，带2中第一张紧带轮5所接触的部分就成为带张紧侧，带2中第二张紧带轮3所接触的部分就成为带松弛侧。此时，自动张紧装置1中的受扭螺旋弹簧15的作用力主要经第一张紧带轮5施加在带张紧侧。

如上所述，根据本实施方式中的带传动系统，能够根据带系统的状态，在带张紧侧和带松弛侧实现自动张紧装置1所具有的受扭螺旋弹簧15的作用力的平衡，并将该作用力分散着施加在带张紧侧和带松弛侧。故与现有的带传动系统相比，能够使臂11摆动得非常小，从而能够有效地抑制带打滑。

根据本实施方式中的带传动系统，设置在一个自动张紧装置1中的两个张紧带轮分别对带2施加张力，因此与具有一个张紧带轮的自动张紧装置相比，能够以较低的张力设定较大的转矩。因此，就是在各带轮瞬间需要较大的转矩的情况下，也较容易维持张力。

本实施方式中的自动张紧装置1，不仅能够与到目前为止一直使用的部件结合起来制造，还不需要变更对带2、曲轴带轮9、发电机/起动机带轮7等的设计。因此，引入本实施方式中的带传动系统时，成本低。

优选，自动张紧装置1上设置用于赋予单向性的阻尼特性的部件。阻尼力由于滑动部件与臂11之间的摩擦或者滑动部件与固定部件13之间的摩擦而产生。例如，在图3所示之例中，在受扭螺旋弹簧15的内侧和下侧设置有滑动部件24，该滑动部件24由树脂等形成，且在臂11的一部分上滑动。

在第一张紧带轮5和第二张紧带轮3所接触的带2的张力下降的情况下，臂11借助受扭螺旋弹簧15的直径增大的方向上的受扭转矩朝着推压带2的方向转动。另一方面，在带2的张力上升的情况下，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3承受该带的反作用力而遭受挤压，臂11就朝着与挤压带的挤压方向相反的方向转动，因此能够抑制带的张力上升。

这里，假定受扭螺旋弹簧15的受扭转矩的反作用力，总是朝着半径方向内挤压该受扭螺旋弹簧15的一部分。在臂部件3朝着挤压带的挤压方向转动时，也就是说，在受扭螺旋弹簧15的直径增大时，受扭转矩的反作用力会随之下降，故阻尼力也下降。因此，臂部件3会马上转动。另一方面，在臂部件3朝着与挤压带的挤压方向相反的方向转动时，也就是说，在受扭螺旋弹簧15的直径缩小时，受扭转矩的反作用力会随之上升，故阻尼力也上升。

就这样，通过将赋予单向性的阻尼特性的部件设置在自动张紧装置1上，就能够将臂11的摆动抑制得更小。而且，根据该构成方式，也能够提高赋予给带2的动态张力。

本实施方式中的自动张紧装置1，在一个臂11上设置有第一张紧带轮5和第二张紧带轮3。因此，如果使用本实施方式中的自动张紧装置1，则与在发电机/起动机带轮7的张紧侧和松弛侧分别设置仅具有一个张紧带轮的自动张紧装置相比，能够提高设计自由度。

－t/s比的最佳化－

图6说明在将普通的自动张紧装置应用到带传动系统的情况下起作用的各种力。图7(a)、(b)分别说明在将实施方式所涉及的自动张紧装置1应用到带传动系统的情况下，静止时及运行时起作用的各种力。

本实施方式中的自动张紧装置1包括两个张紧带轮3、5，能够适当地改变上述的t/s比。通过改变t/s比，就能够改变张力对转矩的灵敏度，从而能够改变转矩－跨度张力线图(后述的图8)中所示的带轮转矩与带2的跨度张力之间的关系。下面，详细说明考虑了t/s比的带传动系统及其设计方法。

如图6所示，在将仅设置有一个张紧带轮26的普通自动张紧装置101设置在两个带轮30、50之间的情况下，

轮毂载荷p＝2×tb×sin(θ/2)，

力臂长度m＝l×sin(α)，

tr＝p×m＝2×tb×l×sin(θ/2)×sin(α)。

上式中，l表示从臂的摆动中心100到张紧带轮26的中心位置的臂的长度(mm)，tb表示带轮30和张紧带轮26之间以及带轮50和张紧带轮26之间的带2的张力(n)。θ表示带2绕在张紧带轮26上的包角，α表示从带2到张紧带轮26的输入角度线与连接臂的摆动中心100和张紧带轮26的中心的线所成的角度。tr表示产生于臂的摆动中心100的转矩。

相对于此，如图7(a)所示，在将本实施方式的自动张紧装置1中的第一张紧带轮5设置在带轮50和带轮20之间，将第二张紧带轮3设置在带轮50和带轮30之间的情况下，带传动系统静止时产生于臂11的摆动中心10的转矩tr用下式(1)表示。

tr＝2×tb×[l1×sin(θ1/2)×sin(α1)+l2×sin(θ2/2)×sin(α2)]……(1)

如图7(b)所示，在让设置有本实施方式中的自动张紧装置1的带传动系统运行的情况下，如果带2朝顺时针方向旋转，那么在带轮50工作时，就会在该带轮50产生顺时针方向的转矩(逆向转矩)tra。在带轮50位于从动侧的情况下，会产生逆时针方向的转矩(正向转矩)trg。假定带轮50是发电机/起动机带轮7，则tra＞trg。这是因为在普通的内燃机的发电机/起动机系统中，启动起动机时，会在发电机/起动机带轮7上产生最大的转矩之故。

此时，计算tra最大时，带轮50－第二张紧带轮3间的带张力tb1的值(带所需张力)tb1a和带轮50－第一张紧带轮5间的带张力tb2的值tb2a。还计算trg最大时，带轮50－第二张紧带轮3间的带张力tb1的值tb1g和带轮50－第一张紧带轮5间的带张力tb2的值(带所需张力)tb2g。这里，tra和trg是实际设计的布置方式所要求的值。

计算各种情况下带所需张力时，能够使用欧拉公式tt/ts≤e^μ'θ。这里，tt是带2的张紧侧张力，ts是带2的松弛侧张力，μ'是带2与带轮50之间的表观摩擦系数，θ是带2在带轮50上的包角。

具体而言，用欧拉公式计算松弛侧的张力ts，张紧侧的张力tt是ts加有效张力所得的值。

tra：tb2a/tb1a＝e^μ'θ……(2)

tb2a＝tb1a+tra/r……(3)

这里，r是带轮50的半径。

带轮50－第二张紧带轮3间的带所需张力tb1a如下：

tb1a＝tra/r(e^μ'θ-1)……(4)

trg：tb1g/tb2g＝e^μ'θ……(5)

tb1g＝tb2g+trg/r……(6)

带轮50－第一张紧带轮5间的带所需张力tb2g如下：

tb2g＝trg/r(e^μ'θ-1)……(7)

需要说明的是，还可以根据需要进行动态解析，求出带2不打滑的范围。

接下来，如表1所示，求出tb1a－tb1g的绝对值(＝δtb1)、tb2a－tb2g的绝对值(＝δtb2)之比，也就是说，t/s比(＝δtb2/δtb1，图8等中，简单地用“t/s”表示)。按以上顺序，即能够求出t/s比的最佳值。这里，以tb2a－tb2g的绝对值和tb1a－tb1g的绝对值中较大的值为分子，较小的值为分母得到一个值，可以将该值定为所述t/s比的最佳值。

表1

需要说明的是，在有多个主动带轮和从动带轮的情况下计算带所需张力时，只要对所有的带轮都计算带所需张力，并以其中最高的张力作用于求t/s比的带所需张力即可。因此，所有带轮都能够有效地抑制带2打滑，产生异音。

例如，在图7(a)、(b)所示之例中，首先，与带轮50一样，用欧拉公式分别对带轮20、30计算带2的张紧侧张力tt和松弛侧张力ts。接下来，分别计算产生于带轮20、30的正向转矩和逆向转矩为最大值时的松弛侧张力，并分别以该松弛侧张力作带所需张力用。

接下来，用对各带轮计算出的带所需张力中最高的带所需张力的值，分别计算出正向转矩最大时和逆向转矩最大时的最佳的t/s比。

tra＞trg时，上述t/s比能够用下式(8)求出。

t/s比＝{l1×sin(θ1/2)×sin(α1)}/{l2×sin(θ2/2)×sin(α2)}……(8)

式(8)中，l1表示从臂11的摆动中心10到第二张紧带轮3的中心位置的臂的长度(第一臂长)，θ1是带在第二张紧带轮3上的包角，α1是第二张紧带轮3上的轮毂载荷角。l2表示从臂11的摆动中心10到第一张紧带轮5的中心位置的臂的长度(第二臂长)，θ2是带在第一张紧带轮5上的包角，α2是第一张紧带轮5上的轮毂载荷角。

如式(8)所示，t/s比由l1、θ1、α1、l2、θ2及α2决定，因此，通过设计包括自动张紧装置1的带传动系统来保证t/s比接近刚才求出的最佳值，就能够减小加在带2上的无用张力。

本申请发明人对带缠绕在带轮(从动带轮)50和主动带轮之间的带传动系统实际计算出了最佳的t/s比。

图8示出在表2及后述的图11(a)、(b)所示的布置方式的带传动系统中，将t/s比最佳化时以及t/s比为1.00时，每一个带楔上的带张力(跨度张力)与产生于带轮50的转矩之间的关系，图9示出在带轮50，每一个带楔上的带的张紧侧张力和松弛侧张力的合计值(也就是说，加在发电机和起动电动机轴上的力)与产生于带轮50的转矩之间的关系。表2示出带传动系统的布置方式、带所需张力以及t/s比等的计算结果。图8和图9中示出了在表2所示的条件下计算出的理论值(最佳值)。

图10(a)示出t/s比为1.00和3.27时，带轮50－第二张紧带轮3间的带张力tb1与产生于带轮50的转矩之间的关系的模拟结果以及带轮50－第一张紧带轮间的带张力tb2与产生于带轮50的转矩之间的关系的模拟结果，(b)示出带轮50中，带的张紧侧张力和松弛侧张力的合计值与产生于该带轮50的转矩之间的关系。图8、图9、图10(a)、(b)，其纵轴的单位不同，示出相同模拟的结果。

表2

如表2所示，本试验中，设带楔的个数(亦即，带宽)为5(＝17.8mm)，带轮50的直径为60mm，带在带轮50上的包角为180度。设驱动转矩tra的最大值为28(n·m)，被驱动转矩trg的最大值为11(n·m)，tra为28(n·m)时，带轮50－第二张紧带轮3间的带2所需张力tb1a为102.8(n·m)，带轮50－第一张紧带轮5间的带2的tb2a为1036.1(n·m)。

trg为11(n·m)时，带轮50－第一张紧带轮5间的带2所需张力tb2g为40.4(n·m)，带轮50－第二张紧带轮3间的带2的tb1g为407.0(n·m)。

其结果是，如表2所示，能够计算出δtb1为304.2(n·m)、δtb2为995.7(n·m)，适当的t/s比为3.27。

由图8和图10(a)可知，随着tra变小且trg增大，带轮50－第二张紧带轮3间的带2的张力tb1直线增加，但通过将t/s比最佳化，与t/s例如为1.00时相比，能够在所需要的范围内大幅度地减小带轮50－第二张紧带轮3间的带2的张力tb1。而且，随着tra变小且trg增大，带轮50－第一张紧带轮5间的带2的张力tb2直线减少，但通过将t/s比最佳化，与t/s为1.00时相比，能够大幅度地减小带轮50－第一张紧带轮5间的带2的张力tb2。

由图9和图10(b)可知，当设t/s比为1.00时，加在带轮50轴上的力(tb1、tb2之和)一定，但在将t/s比最佳化以后，随着tra变小且trg增大，能够减小加在带轮50轴上的力。

因此，通过使t/s比至少大于1.00，更优选使t/s比接近最佳值，就不仅能够在必要充分的范围内减小带的张力，延长带的寿命，还能够减小加在带轮轴上的力，延长带轮的寿命。

图11(a)、(b)示出在具有本实施方式的自动张紧装置1的带传动系统中，将t/s比设定为1.00时和将t/s比设定为3.27时的布置方式之例。图11(a)、(b)所示的带传动系统将带2绕在带轮(从动带轮)50和主动带轮52之间且设置有自动张紧装置1。

图11(a)所示的自动张紧装置1和图11(b)所示的自动张紧装置1中，带在第一张紧带轮5和第二张紧带轮3上的包角、轮毂载荷角以及臂长分别各不相同。

由图10(a)能够确认出：通过使t/s比为通过上述计算求得的最佳值即3.27，与t/s比为1.00时相比，在带轮50未产生转矩的状态下得到了约248(n)的张力减小效果55，在带轮50上产生了11(n)的被驱动转矩trg的情况下在带轮50－第二张紧带轮3间得到了约346(n)的张力减小效果53。通过使t/s比为3.27，则无论在驱动转矩tra为最大值的情况下，还是在被驱动转矩trg为最大值的情况下，都能够在不进入打滑区域57的范围内，使带2的张力在所需要的最低张力51附近。

需要说明的是，在设计本实施方式的带传动系统时，优选尽量地将t/s比最佳化。但是在由于受布置方式的限制等而无法将t/s比最佳值的情况下，只要使第一张紧带轮5和第二张紧带轮3中位于产生最大转矩时的松弛侧的张紧带轮的转矩比位于产生最大转矩时的张紧侧的张紧带轮的转矩大即可。这样做，就能够减小加在带2上的多余的张力。

通过使t/s比至少大于1，就能够减小加在带2上的多余的张力，从而能够减小加在带轮轴上的力。通过使t/s比大于1且使t/s比与t/s比的最佳值之比(＝(t/s比)/(t/s比的最佳值))落在规定的范围内，就能够更加有效地抑制带打滑等。

图12示出带传动系统中的t/s比与t/s比的最佳值之比率与带所需张力之间的关系、以及带传动系统中的t/s比与t/s比的最佳值之比率与最大张力之间的关系。图12示出了在图10所示的条件下改变t/s比时所得到的结果。

从图12所示的结果可知，优选将(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值设定在0.3以上2.7以下。

如果(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值小于0.3，相对于t/s比的最佳值，带所需张力就会成为两倍以上，张力减小效果急剧减小。因此，优选，在设计带传动系统时，在上述方法下计算出t/s比的最佳值以后，再使(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值在0.3以上。

将用在普通的带传动系统中的带2上的楔的个数设定为5个或6个，此时如果(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值超过2.7，带2的张紧侧张力就会增大，就必须增加带2上的楔的个数。因此，优选使(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值在2.7以下。

需要说明的是，在上述本实施方式的带传动系统中，启动起动电动机时的条件是工作条件中最严格的条件。因此，优选，带传动系统的布置方式满足启动起动电动机时的条件。

例如，优选，在初始状态下，加在第二张紧带轮3上的转矩大于加在第一张紧带轮5上的转矩。为将t/s比最佳化，可以将离臂11的摆动中心10较近的带轮布置在第一张紧带轮5侧，以离臂11的摆动中心10较远的带轮作第二张紧带轮3用。

可以使带2在第二张紧带轮3上的包角大于带2在第一张紧带轮5上的包角。在称从带2到张紧带轮的输入角度线与连接臂11的摆动中心10和张紧带轮的中心的线所成的角为轮毂载荷角(hla，即上述轮毂载荷角α)时，与第二张紧带轮3的hla相比，可以使第一张紧带轮5的hla与90度的差更大。

需要说明的是，只要考虑着t/s比来设计本实施方式中的带传动系统，布置方式并无特别的限定。优选，t/s比例如大于1且在计算求得的最佳值以下。例如，设置在一个自动张紧装置1上的两个张紧带轮3、5可以将张力施加给带2的张紧侧和松弛侧，并且第一张紧带轮5和第二张紧带轮3可以在来自带2的力的作用下朝着相同的方向旋转。在第一张紧带轮5朝着提高带2的张力的方向旋转之际，第二张紧带轮3也可以朝着提高带2的张力的方向旋转。根据该构成方式，很容易将自动张紧装置1的t/s比最佳化，故该构成方式属于优选。

无论在发电机/起动机带轮7是主动带轮，曲轴带轮9是从动带轮的情况下，还是在发电机/起动机带轮7是从动带轮，曲轴带轮9是主动带轮的情况下，本实施方式的带传动系统都能够设定t/s比，保证臂11摆动小。因此，与例如专利文献2、3中所记载的带传动系统相比，本实施方式的带传动系统抑制臂11摆动得小，且耐久性进一步提高。

在图1所示之例中，第一张紧带轮5绕在带2的内周面一侧，第二张紧带轮绕在带2的背面一侧，但带2的缠绕方式并不限于此。例如，还可以通过适当地追加空转带轮而让第一张紧带轮5和第二张紧带轮3位于带2的同一面的同一侧。

在本实施方式的带传动系统中，带2的旋转方向18既可以是顺时针方向，又可以逆时针方向。只要根据tra和trg的大小求出适当的t/s比，无论带的旋转方向是哪一个方向，都能够收到同样的效果。还可以将本实施方式的自动张紧装置1应用到带2的旋转方向18能够在顺时针方向和逆时针方向之间变化的带传动系统上。下面，将本实施方式中的带传动系统的变形例集合在一起并显示出来。

－带传动系统的变形例－

图13(a)～(c)和图14(a)～(c)示出包括本发明的自动张紧装置的带传动系统的变形例。图13和图14中，固定部件13的筒状部(主轴)16的中心与臂的摆动中心10为同一个中心。这里，示出的是启动发动机时和发动机工作时，带2朝顺时针方向旋转之例。

如图13(a)～(c)、图14(b)、(c)所示，可以在图1所示之例的基础上，改变带2在第一张紧带轮5或第二张紧带轮3上的包角、带轮的布置情况。如图14(a)所示，可以在带传动系统中适当地追加空转带轮21等其它带轮。

图15(a)～(c)、图16(a)、(b)以及图17(a)、(b)示出包括本发明的自动张紧装置的带传动系统的其它变形例。

图15(a)、(c)所示的自动张紧装置31包括一端固定、另一端连接在臂11上的压缩弹簧23来取代受扭螺旋弹簧15。图15(b)所示的自动张紧装置31包括一端固定、另一端连接在臂11上的拉伸弹簧25。上述自动张紧装置31在臂11从带2承受力的情况下，由压缩弹簧23或拉伸弹簧25对臂11施加作用力。在上述带传动系统中，带2的旋转方向18既可以是图15(a)～(c)所示的顺时针方向，还可以是逆时针方向。但还可以在顺时针方向和逆时针方向之间进行切换。这一点，带传动系统的其它变形例也一样。能够切换带2的旋转方向的带传动系统，优选用在例如平板夯实机等中。

还可以如图15(c)所示，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3都与带的外周面接触。

还可以采用以下构成方式，即，像图16(a)所示的自动张紧装置41那样，在用液压减振器27取代图15(a)所示的压缩弹簧23的液压式张紧装置中，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3设置在臂11上。液压减振器27根据臂11的摆动情况对臂11施加适当的反作用力。与弹簧相比，液压减振器27能够给出较大的力，因此，液压式张紧装置非常适合带张力较大的用途上。

还可以如图16(b)所示，在图1所示的本实施方式的自动张紧装置1中，将第一张紧带轮5和第二张紧带轮3夹着臂11的摆动中心10布置在彼此相反的一侧。该自动张紧装置1中，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3都与带2的外周面接触。

如图17(b)所示,即使第一张紧带轮5和第二张紧带轮3都与带2的内周面接触，也能够给出带2所需要的张力。

还可以如图17(b)所示,在使用了压缩弹簧23的自动张紧装置31中,第一张紧带轮5和第二张紧带轮3都与带2的内周面接触。

需要说明的是，在上述任一变形例中，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3的旋转方向既可以都相同，也可以彼此不同。在第一张紧带轮5朝着提高带2的张力的方向旋转之际，第二张紧带轮3也可以朝着提高带2的张力的方向旋转。

以上说明了带传动系统之一例，但各部件的形状、构成方式、布置情况、形成材料、尺寸等，可以在不脱离本发明主旨的范围内适当地进行变更。例如，带传动系统并非一定具有内燃机和发电机/起动电动机,只要是传递车辆以外的装置内的动力的系统即可。而且，布置在从动侧和主动侧能够互相交换使用的两个主动带轮之间的张紧带轮可以由同一个臂支承，两个张紧带轮还可以连接在具有同一个摆动中心的不同臂上。

无论是图13～图17所示的带传动系统的变形例中的哪一个变形例，都是优选考虑着t/s比进行设计。具体而言,在曲轴带轮9是主动带轮时，以及在发电机/起动机带轮7是主动带轮时，第一张紧带轮5和第二张紧带轮3中位于产生最大转矩时的松弛侧的张紧带轮的转矩比位于产生最大转矩时的张紧侧的张紧带轮的转矩大。因此，无论在哪一个变形例中,带2的张力都会在超过带所需张力的范围内减小,加在带轮轴上的力也会减小。其结果是,能够延长带2、带轮的寿命，还能够减少燃料消耗量。因为确保了带2所需要的张力，所以能够抑制打滑，抑制产生异音等。

上述变形例所涉及的带传动系统，通过使t/s比至少大于1且更优选地将(t/s比)/(t/s比的最佳值)的值设定在0.3以上2.7以下的范围内，就能够大幅度地减小带的张力，无需改变带宽。而且，无论在曲轴带轮9工作之际，还是在发电机/起动机带轮7工作之际，都能够抑制臂11摆动得小。

－产业实用性－

本发明的一例所涉及的自动张紧装置，能够应用在例如具有内燃机的各种车辆等上。

－符号说明－

1、31、41自动张紧装置

2带

3第二张紧带轮

5第一张紧带轮

7发电机/起动机带轮

9曲轴带轮

11臂

12衬套

13固定部件

16筒状部

17轴部

18带的旋转方向

19延伸部

20、30、50带轮

21空转带轮

24滑动部件

26张紧带轮

27液压减振器

51带所需最低张力

52主动带轮

53、55张力减小效果

57打滑区域