特許 6581451 油圧式オートテンショナ

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】特許公報(B2)

(11)【特許番号】6581451

(24)【登録日】2019年9月6日

(45)【発行日】2019年9月25日

(54)【発明の名称】油圧式オートテンショナ

(51)【国際特許分類】

   F16H 7/12 20060101AFI20190912BHJP

【ＦＩ】

   F16H7/12 A

【請求項の数】2

【全頁数】18

(21)【出願番号】特願2015-183613(P2015-183613)

(22)【出願日】2015年9月17日

(65)【公開番号】特開2017-57934(P2017-57934A)

(43)【公開日】2017年3月23日

【審査請求日】2018年8月28日

(73)【特許権者】

【識別番号】000102692

【氏名又は名称】ＮＴＮ株式会社

(74)【代理人】

【識別番号】100130513

【弁理士】

【氏名又は名称】鎌田 直也

(74)【代理人】

【識別番号】100074206

【弁理士】

【氏名又は名称】鎌田 文二

(74)【代理人】

【識別番号】100130177

【弁理士】

【氏名又は名称】中谷 弥一郎

(74)【代理人】

【識別番号】100187827

【弁理士】

【氏名又は名称】赤塚 雅則

(72)【発明者】

【氏名】阿形 郁身

(72)【発明者】

【氏名】鬼丸 好一

(72)【発明者】

【氏名】深堀 剛

(72)【発明者】

【氏名】森本 洋生

【審査官】 木戸 優華

(56)【参考文献】

【文献】 特開２０１５−０６８３５２（ＪＰ，Ａ）

(58)【調査した分野】（Int.Cl.，ＤＢ名）

Ｆ１６Ｈ ７／１２

(57)【特許請求の範囲】

【請求項1】

底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダ（１０）と、
前記シリンダ（１０）の底部から立設された筒状のバルブスリーブ（１３）と、
前記バルブスリーブ（１３）に、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャ（１４）と、
前記プランジャ（１４）に、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッド（１６）と、
前記バルブスリーブ（１３）と前記ロッド（１６）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング（１９）と、
前記ロッド（１６）と前記プランジャ（１４）を互いに逆向きに付勢するバルブスプリング（２４）と、
前記バルブスリーブ（１３）と前記プランジャ（１４）及び前記ロッド（１６）との間に形成される圧力室（２５）と、
前記シリンダ（１０）と前記バルブスリーブ（１３）との間に形成されるリザーバ室（２７）と、
前記圧力室（２５）と前記リザーバ室（２７）とを連通する油通路（２８）に設けられ、前記圧力室（２５）内の作動油の圧力が前記リザーバ室（２７）内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路（２８）を閉じる第一チェックバルブ（３０）と、
前記ロッド（１６）と前記プランジャ（１４）との間に形成される第一狭窄路（３１）と、
前記バルブスリーブ（１３）と前記プランジャ（１４）との間に形成され、前記第一狭窄路（３１）よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路（３２）と、
前記圧力室（２５）内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリング（２４）の付勢力に抗して前記第一狭窄路（３１）を閉じる、前記ロッド（１６）側に形成されたバルブシート（３５ａ）と、このバルブシート（３５ａ）に対向するように前記プランジャ（１４）側に形成されたシート面（３５ｂ）によって構成される第二チェックバルブ（３５）と、
を備え、前記バルブシート（３５ａ）又は前記シート面（３５ｂ）の少なくとも一方が、対向する前記バルブシート（３５ａ）又は前記シート面（３５ｂ）側に向かうように凸状に形成され、
前記ロッド（１６）の上部に形成された大径軸部（１６ａ）の下端側に前記バルブシート（３５ａ）が、前記プランジャ（１４）の上端側に前記シート面（３５ｂ）がそれぞれ形成された油圧式オートテンショナ。

【請求項2】

前記バルブシート（３５ａ）及び前記シート面（３５ｂ）の両方が、対向する前記バルブシート（３５ａ）又は前記シート面（３５ｂ）側に向かうように凸状に形成された請求項１に記載の油圧式オートテンショナ。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

この発明は、オルタネータ、ウォータポンプ、エアコンディショナのコンプレッサ等の補機を駆動する補機駆動ベルトの張力調整に用いられる油圧式オートテンショナに関する。

【背景技術】

【0002】

車両の燃費向上と二酸化炭素排出量の削減を図るため、停車時にエンジンを停止状態とし、ブレーキの解除又はアクセルペダルの踏み込みと同時にエンジンを再始動するインテグレーテッド・スタータ・ジェネレータ（以下において、ＩＳＧと略称する。）のアイドルストップ機構が搭載されたエンジンが提案されている。

【0003】

図５に、通常運転時における補機５０の駆動と、エンジン停止状態からの再始動とを両立するＩＳＧ５１のアイドルストップ機構を備えたエンジンＥのベルト伝動装置を示す。このベルト伝動装置においては、エンジンＥのクランクシャフト５２に設けられたクランクプーリＰ_１と、ＩＳＧ５１の回転軸に設けられたＩＳＧプーリＰ_２と、ウォータポンプ等の補機５０の回転軸に設けられた補機プーリＰ_３との間に補機駆動ベルト５３を掛け渡し、この補機駆動ベルト５３に油圧式オートテンショナＡ（以下において、適宜、単にテンショナという。）に設けられたテンションプーリ５４を押し付けて、ベルト張力の調節を行う。

【0004】

エンジンの通常運転時においては、クランクプーリＰ_１を矢印の方向に回転してＩＳＧプーリＰ_２及び補機プーリＰ_３を駆動し、ＩＳＧ５１をジェネレータとして機能させる（図５（ａ）参照）。その一方で、エンジンＥの再始動時においては、ＩＳＧプーリＰ_２を矢印の方向に回転してクランクプーリＰ_１を駆動し、ＩＳＧ５１をスタータとして機能させる（図５（ｂ）参照）。

【0005】

このベルト伝動装置においては、テンションプーリ５４は、補機駆動ベルト５３に緩みが生じやすい、クランクプーリＰ_１のベルト進行方向側（クランクプーリＰ_１とＩＳＧプーリＰ_２との間の符号５３ａを付した部分）に設けられる。このテンションプーリ５４は、プーリアーム５５によって回転自在に支持されている。このプーリアーム５５は、テンショナＡによって揺動自在となっており、このテンショナＡの付勢力によって、テンションプーリ５４を介して補機駆動ベルト５３に張力が付与される。これにより、ベルト伝動装置の駆動時における補機駆動ベルト５３の張力変化が吸収される。

【0006】

テンショナとして、例えば、特許文献１に示す構成のものがある（本文献の図１参照）。このテンショナは、内底面に閉塞端が形成されたシリンダを有する。この内底面にはスリーブ嵌合孔が形成され、このスリーブ嵌合孔からスリーブが立設されている。スリーブにはロッドの下部が摺動自在に挿通され、このスリーブとロッドの下端部との間で圧力室が形成されている。ロッドの上端部には、ばね座が固定されており、このばね座とシリンダの内底面との間に介在して、シリンダとロッドを互いに伸長する方向に付勢するリターンスプリングが設けられている。

【0007】

ばね座の上端には、プーリアームと連結される連結片が設けられている。また、ばね座には、リターンスプリングの上部を覆うスプリングカバーと、シリンダの上部外周を覆うダストカバーとが同軸に設けられている。スプリングカバーは、筒体によってその外周が覆われている。シリンダの上端開口部内には、シール部材としてのオイルシールが取り付けられ、このオイルシールの内周が筒体の外周面に弾性接触して、シリンダの上部開口を閉塞し、シリンダの内部に充填された作動油が外部に漏洩するのを防止している。

【0008】

このようにオイルシールを取り付けることによって、シリンダとスリーブとの間に、密閉されたリザーバ室が形成される。リザーバ室と圧力室との間は、通路で連通している。この通路の圧力室側の端部には、チェックバルブが設けられている。このチェックバルブは、圧力室の圧力がリザーバ室の圧力よりも高くなったときに、通路を閉じるようになっている。

【0009】

補機駆動ベルトの張力が小さくなると、リターンスプリングの付勢力によってシリンダとロッドが互いに伸長する方向に相対移動し、プーリを介して補機駆動ベルトに張力が付与される。このように、シリンダとロッドが伸長する場合、圧力室内の圧力がリザーバ室内の圧力よりも小さくなるため、チェックバルブが通路を開放し、この通路を通ってリザーバ室内の作動油が圧力室内に流入する。

【0010】

その一方で、補機駆動ベルトの張力が大きくなると、リターンスプリングの付勢力に抗してロッドがシリンダ内に押し込まれる方向に相対移動し、補機駆動ベルトの張力が軽減される。このように、ロッドがシリンダに押し込まれる場合、圧力室内の圧力がリザーバ室内の圧力よりも大きくなるため、チェックバルブが通路を閉じる。このとき、圧力室内の作動油は、スリーブの内径面とロッドの外径面との間に形成された微小隙間を通ってリザーバ室に流入する。作動油が微小隙間を流れるときの流動抵抗によってダンパ力（油圧減衰力）が発揮され、このダンパ力によって、テンショナに負荷される押し込み力が緩衝されつつ、この押し込み力とリターンスプリングの付勢力が釣り合う位置まで、ロッドがシリンダに押し込まれる。このテンショナのダンパ力は、前記微小隙間の大きさによって決まる。

【先行技術文献】

【特許文献】

【0011】

【特許文献1】特許第５０８６１７１号公報

【発明の概要】

【発明が解決しようとする課題】

【0012】

図５に示したように、テンションプーリ５４は、駆動源であるクランクプーリＰ_１のベルト進行方向側（クランクプーリＰ_１とＩＳＧプーリＰ_２との間）に設けられており、通常運転時における補機駆動ベルト５３の緩みを適切に解消することができる。ところが、ＩＳＧ５１のアイドルストップ機構を備えたエンジンＥにおいては、ＩＳＧ再始動時において、テンションプーリ５４の取り付け位置が駆動源であるＩＳＧプーリＰ_２のベルト進行方向の反対側となり、補機駆動ベルト５３に高い張力が生じやすい。

【0013】

この高い張力が、テンションプーリ５４を介してテンショナＡに作用すると、このテンショナＡが過度に押し込まれた状態となる。すると、補機駆動ベルト５３に緩みが生じ、補機駆動ベルト５３と各プーリＰ_１、Ｐ_２、Ｐ_３間で滑りが生じ、補機駆動ベルト５３の寿命が低下したり、ＩＳＧ再始動不良が生じたりする虞がある。ＩＳＧ再始動時における補機駆動ベルト５３の緩みをなくすために、テンショナＡのダンパ力を大きくすると、通常走行時において補機駆動ベルト５３が過張力状態となり、各プーリＰ_１、Ｐ_２、Ｐ_３を回転自在に支持する軸受が損傷しやすくなるとともに、クランクシャフト５２の回転抵抗となって燃費が低下する問題が生じ、共通のテンショナＡで、通常走行時とＩＳＧ始動時のいずれにおいても補機駆動ベルト５３のベルト張力を適切に調節するのは困難であると考えられている。

【0014】

そこで、この発明は、補機駆動ベルトのベルト張力を、通常運転時及びＩＳＧによるエンジン再始動時のいずれにおいても常時適切な大きさに調節することを課題とする。

【課題を解決するための手段】

【0015】

この課題を解決するために、この発明においては、底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダと、前記シリンダの底部から立設された筒状のバルブスリーブと、前記バルブスリーブに、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャと、前記プランジャに、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドを互いに逆向きに付勢するリターンスプリングと、前記ロッドと前記プランジャを互いに逆向きに付勢するバルブスプリングと、前記バルブスリーブと前記プランジャ及び前記ロッドとの間に形成される圧力室と、前記シリンダと前記バルブスリーブとの間に形成されるリザーバ室と、前記圧力室と前記リザーバ室とを連通する油通路に設けられ、前記圧力室内の作動油の圧力が前記リザーバ室内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路を閉じる第一チェックバルブと、前記ロッドと前記プランジャとの間に形成される第一狭窄路と、前記バルブスリーブと前記プランジャとの間に形成され、前記第一狭窄路よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路と、前記圧力室内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリングの付勢力に抗して前記第一狭窄路を閉じる、前記ロッド側に形成されたバルブシートと、このバルブシートに対向するように前記プランジャ側に形成されたシート面によって構成される第二チェックバルブと、を備え、前記バルブシート又は前記シート面の少なくとも一方が、対向する前記バルブシート又は前記シート面側に向かうように凸状に形成された油圧式オートテンショナを構成した。

【0016】

この構成によると、補機駆動ベルトのベルト張力を、通常運転時及びＩＳＧによるエンジン再始動時のいずれにおいても常時適切な大きさに調節することができる。

【0017】

すなわち、通常運転時においては、補機駆動ベルトの張力が、テンションプーリを介してテンショナに作用すると、作用した押し込み力によって、圧力室内の作動油の圧力がリザーバ室内の作動油の圧力よりも高くなる。すると、第一チェックバルブが閉じて、圧力室内の作動油は第一狭窄路を通ってリザーバ室に流入する。この作動油が第一狭窄路を流れる際の流動抵抗により、圧力室内にダンパ力が発生し、このダンパ力によって前記押し込み力が緩衝され、補機駆動ベルトは適正張力に保持される。

【0018】

その一方で、ＩＳＧによるエンジン再始動時においては、上述したように、テンションプーリが駆動源であるＩＳＧプーリのベルト進行方向の反対側に配置されているため、通常運転時と比較して、補機駆動ベルトの張力が急激に上昇する。すると、通常運転時と同様に第一チェックバルブが閉じるのとともに、プランジャが、圧力室内の作動油の圧力によって、バルブスプリングの付勢力に抗して上昇し、第二チェックバルブによって第一狭窄路が閉じた状態となる。この第一狭窄路が閉じると、圧力室内の作動油は第二狭窄路を通ってリザーバ室に流入する。第二狭窄路の流動抵抗は、第一狭窄路の流動抵抗よりも大きいため、圧力室内の圧力低下は小さく、圧力室でのダンパ作用によりロッドの押し込みが抑制される。その結果、クランクシャフトを駆動するのに必要な補機駆動ベルトの張力が確保され、ベルトと各プーリ間のスリップが防止される。

【0019】

しかも、第二チェックバルブを構成するバルブシート又はシート面の少なくとも一方を凸状に形成したことにより、このバルブシートとシート面が面接触した場合と比較して接触面積が小さくなり、大きな接触圧を確保することができる。このため、この第二チェックバルブ（第一狭窄路）からの作動油の漏れを防止することができ、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を一層確実に防止することができる。

【0020】

前記構成においては、前記バルブシート及び前記シート面の両方が、対向する前記バルブシート又は前記シート面側に向かうように凸状に形成された構成とするのが好ましい。このように、バルブシート及びシート面の両方を凸状に形成することにより、第二チェックバルブによって第一狭窄路を閉じたときのバルブシートとシート面との間の接触圧が一層高まり、この第二チェックバルブ（第一狭窄路）からの作動油の漏れを確実に防止することができる。

【0021】

前記各構成においては、前記ロッドの上部に形成された大径軸部の下端側に前記バルブシートが、前記プランジャの上端側に前記シート面がそれぞれ形成された構成とするのが好ましい。ロッドはプランジャに挿通された状態で軸方向に摺動しており、このロッドとプランジャとの間で常に同軸状態が保たれている。このように、ロッドとプランジャにバルブシート及びシート面を形成することにより、このバルブシートとシート面を安定的に当接させることができ、第二チェックバルブ（第一狭窄路）からの作動油の漏れを一層確実に防止することができる。

【発明の効果】

【0022】

この発明においては、底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダと、前記シリンダの底部から立設された筒状のバルブスリーブと、前記バルブスリーブに、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャと、前記プランジャに、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドを互いに逆向きに付勢するリターンスプリングと、前記ロッドと前記プランジャを互いに逆向きに付勢するバルブスプリングと、前記バルブスリーブと前記プランジャ及び前記ロッドとの間に形成される圧力室と、前記シリンダと前記バルブスリーブとの間に形成されるリザーバ室と、前記圧力室と前記リザーバ室とを連通する油通路に設けられ、前記圧力室内の作動油の圧力が前記リザーバ室内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路を閉じる第一チェックバルブと、前記ロッドと前記プランジャとの間に形成される第一狭窄路と、前記バルブスリーブと前記プランジャとの間に形成され、前記第一狭窄路よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路と、前記圧力室内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリングの付勢力に抗して前記第一狭窄路を閉じる、前記ロッド側に形成されたバルブシートと、このバルブシートに対向するように前記プランジャ側に形成されたシート面によって構成される第二チェックバルブと、を備え、前記バルブシート又は前記シート面の少なくとも一方が、対向する前記バルブシート又は前記シート面側に向かうように凸状に形成された油圧式オートテンショナを構成した。

【0023】

このようにテンショナを構成することにより、補機駆動ベルトの張力を、通常運転時及びＩＳＧによるエンジン再始動時のいずれにおいても常時適切な大きさに調節することができ、通常走行時におけるプーリを回転自在に支持する軸受の耐久性と燃費の向上を図ることができるとともに、エンジン再始動時における、確実な再始動性を確保することができる。しかも、ロッドをプランジャに挿通するとともに、ロッドに形成したバルブシート又はプランジャに形成したシート面の少なくとも一方を凸状に形成したことにより、このバルブシートとシート面との間の大きな接触圧を確保することができ、この第二チェックバルブを確実に閉弁することができる。このため、補機駆動ベルトの十分な張力を確保して、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。

【図面の簡単な説明】

【0024】

【図1】この発明に係る油圧式オートテンショナの一実施形態を示す一部縦断面図

【図2】この発明に係る油圧式オートテンショナに採用される第二チェックバルブを示し、（ａ）は第二チェックバルブ（第一例）が開いた状態、（ｂ）は第二チェックバルブ（第一例）が閉じた状態、（ｃ）は第二チェックバルブ（第二例）が開いた状態、（ｄ）は第二チェックバルブ（第二例）が閉じた状態

【図3】図１に示す油圧式オートテンショナの要部の縦断面図であって、（ａ）は第二チェックバルブが開いた状態、（ｂ）は第二チェックバルブが閉じた状態

【図4】この発明に係る油圧式オートテンショナ（実施品）と従来の油圧式オートテンショナ（従来品）の反力特性の比較を示す図

【図5】アイドルストップ機構が搭載されたエンジンのベルト伝動装置を示す正面図であって（ａ）はエンジンの通常運転状態、（ｂ）はＩＳＧによるエンジンの再始動時状態

【発明を実施するための形態】

【0025】

この発明に係る油圧式オートテンショナ（以下において、適宜、単にテンショナという。）の一実施形態を図１に示す。図１に示すように、シリンダ１０は底部に閉塞端を有し、その底部の下面側にプーリアーム５５（図５参照）に連結される連結片１１が設けられている。連結片１１には、一側面から他側面に貫通する軸挿入孔１１ａが形成されている。この軸挿入孔１１ａ内には、筒状の支点軸１１ｂと、その支点軸１１ｂを回転自在に支持する滑り軸受１１ｃとが組み込まれている。プーリアーム５５は、支点軸１１ｂに挿通されたボルト（図示せず）によって、連結片１１に対し揺動自在に取り付けられる。

【0026】

シリンダ１０の底部には、バルブスリーブ嵌合孔１２が形成され、そのバルブスリーブ嵌合孔１２に、鋼製のバルブスリーブ１３が立設されている。バルブスリーブ１３には、このバルブスリーブ１３と軸方向に摺動自在に、筒状のプランジャ１４が挿通されている。このプランジャ１４は、バルブスリーブ１３の内周上部に形成された小径内径面１３ａに沿って摺動する。プランジャ１４の上端部には径方向外向きのフランジ１４ａが、外周下部には下側ほど外径が大径となるテーパ溝１４ｂがそれぞれ形成されている。フランジ１４ａの上面内径側は、後述する第二チェックバルブ３５のシート面３５ｂとなっている。このシート面３５ｂは、第二チェックバルブ３５の後述するバルブシート３５ａに向かうように、凸状に形成されている。

【0027】

プランジャ１４の外周下部に形成されたテーパ溝１４ｂには、周方向の一部に切れ目が形成された抜け止めリング１５が設けられている。この抜け止めリング１５は、自然状態での外径がプランジャ１４の外径より大きい。

【0028】

プランジャ１４には、このプランジャ１４と軸方向に摺動自在にロッド１６が挿通されている。このロッド１６の上部側は、プランジャ１４への挿通部分よりも大径の大径軸部１６ａであり、この大径軸部１６ａの下端部が、第二チェックバルブ３５のバルブシート３５ａとなっている。このバルブシート３５ａは、プランジャ１４に形成されたシート面３５ｂに向かうように、凸状に形成されている。

【0029】

ロッド１６の外周下部には、リング溝１６ｂが形成されている。このリング溝１６ｂには、周方向の一部に切れ目が形成された抜け止めリング１７が設けられている。この抜止めリング１７は、自然状態での外径がロッド１６の外径より大きい。

【0030】

ロッド１６のシリンダ１０の外部に位置する上端部には、ばね座１８が設けられている。そのばね座１８とシリンダ１０の内底面間には、バルブスリーブ１３（シリンダ１０）とロッド１６（ばね座１８）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１９が組み込まれている。

【0031】

ばね座１８の上端には、エンジンＥ（図５参照）に連結される連結片２０が設けられている。連結片２０には、一側面から他側面に貫通するスリーブ挿入孔２０ａが形成されている。このスリーブ挿入孔２０ａ内には、スリーブ２０ｂと、そのスリーブ２０ｂを回転自在に支持する滑り軸受２０ｃとが組み込まれている。連結片２０は、スリーブ２０ｂに挿通されたボルト（図示せず）によって、エンジンＥに対し揺動自在に取り付けられる。

【0032】

ばね座１８は成形品からなり、その成形時にシリンダ１０の上部外周を覆う筒状のダストカバー２１と、リターンスプリング１９の上部を覆う筒状のスプリングカバー２２とが一体的に成形される。このばね座１８として、アルミのダイキャスト成形品や、熱硬化性樹脂等の樹脂の成形品を採用することができる。スプリングカバー２２は、ばね座１８の成形時にインサート成形される筒体２３によって外周の全体が覆われている。この筒体２３として、鋼板のプレス成形品を採用することができる。

【0033】

プランジャ１４に形成されたフランジ１４ａとばね座１８の対向面間には、バルブスプリング２４が組み込まれている。バルブスプリング２４は、プランジャ１４をロッド１６に対して下向きに付勢している。ロッド１６に設けられた抜け止めリング１７は、ロッド１６の下端部に形成されたリング溝１６ｂ、及び、プランジャ１４の下端部と係合可能となっていて、ロッド１６からのプランジャ１４の抜け止め作用が発揮される。

【0034】

バルブスリーブ１３とプランジャ１４及びロッド１６の下端部との間には、圧力室２５が形成される。この圧力室２５の容量は、オートテンショナを伸縮して、プランジャ１４又はロッド１６の少なくとも一方がバルブスリーブ１３に対して軸方向に相対移動することによって変化する。

【0035】

シリンダ１０の上側開口部内には、シール部材２６としてのオイルシール（以下において、シール部材２６と同じ符号を付する。）が組込まれている。そのオイルシール２６の内周が、筒体２３の外周面に弾性接触してシリンダ１０の上側開口を閉塞し、シリンダ１０の内部に充填された作動油の外部への漏洩を防止し、かつ、ダストの内部への侵入を防止している。

【0036】

このオイルシール２６の組み込みにより、シリンダ１０とバルブスリーブ１３との間に密閉されたリザーバ室２７が形成される。リザーバ室２７と圧力室２５は、バルブスリーブ嵌合孔１２とバルブスリーブ１３の嵌合面間に形成された油通路２８、及び、バルブスリーブ嵌合孔１２の底面中央部に形成された円形凹部からなる油溜り２９を介して連通している。

【0037】

バルブスリーブ１３の下端部には第一チェックバルブ３０が組み込まれている。第一チェックバルブ３０は、バルブスリーブ１３の下端部内に圧入されたバルブシート３０ａの弁孔３０ｂを圧力室２５側から開閉する鋼製のチェックボール３０ｃと、そのチェックボール３０ｃを弁孔３０ｂに向けて付勢するスプリング３０ｄと、チェックボール３０ｃの開閉量を規制するリテーナ３０ｅとから構成される。圧力室２５内の作動油の圧力が、リザーバ室２７内の作動油の圧力より高くなると、チェックボール３０ｃが弁孔３０ｂを閉じ、圧力室２５と油通路２８の連通を遮断して、圧力室２５内の作動油が油通路２８を通ってリザーバ室２７に流れるのを防止する。

【0038】

ロッド１６とプランジャ１４の摺動面間には、円筒状の第一狭窄路３１が形成されている。また、プランジャ１４とバルブスリーブ１３の摺動面間には、円筒状の第二狭窄路３２が形成されている。第二狭窄路３２の隙間量は第一狭窄路３１の隙間量より小さく、その隙間量の相違から、第二狭窄路３２の流動抵抗の方が、第一狭窄路３１の流動抵抗より大きくなっている。第一狭窄路３１又は第二狭窄路３２を通って、作動油が圧力室２５からリザーバ室２７に流動する際の流動抵抗によってダンパ作用が発揮される。ロッド１６に設けられた抜け止めリング１７には、その周方向の一部に切れ目が形成されており、この切れ目によって、第一狭窄路３１とリザーバ室２７が連通した状態となっている。

【0039】

第一狭窄路３１の隙間量は、図５（ａ）に示すエンジンＥの通常運転時において、補機駆動ベルト５３の張力変動を吸収可能なダンパ力が発揮されるように設定される。その一方で、第二狭窄路３２の隙間量は、図５（ｂ）に示すＩＳＧ５１によるエンジンＥの再始動時に、バルブスリーブ１３にロッド１６が急激に押し込まれるのを防止可能なダンパ力が発揮されるように設定される。

【0040】

ロッド１６とプランジャ１４の間には、エンジン再始動時に伴う圧力上昇時に、第一狭窄路３１を閉塞する第二チェックバルブ３５が構成される。ロッド１６の大径軸部１６ａの下端側がバルブシート３５ａとして、プランジャ１４のフランジ１４ａの上面内径側がシート面３５ｂとしてそれぞれ機能する。圧力室２５内の圧力によって、プランジャ１４がバルブスプリング２４の付勢力に抗して上昇すると、バルブシート３５ａにシート面３５ｂが着座する。これにより、第一狭窄路３１が閉じられた状態となる。バルブシート３５ａは曲率ｒを有する曲面からなる凸形状であり、その曲率ｒは、ロッド小径部の半径（ｒ１）よりも大きく、その１０倍よりも小さいことが好ましい。具体的には曲率ｒ＝５．３〜５３の範囲となることが好ましい。さらに好ましくは、バルブシート３５ａは、対向するプランジャ１４のシート面３５ｂのプランジャ軸線に対する角度が３０°以上となる組み合わせが望ましい。

【0041】

図２（ａ）に示すように、バルブシート３５ａの表面は、対向するシート面３５ｂに向かうように、凸状に形成されている。また、シート面３５ｂの表面は、対向するバルブシート３５ａに向かうように、凸状に形成されている。このように、バルブシート３５ａ及びシート面３５ｂの表面を凸状とすることにより、図２（ｂ）に示すように、バルブシート３５ａ及びシート面３５ｂを当接させた際に、接触面積を極力小さくすることができ、大きな接触圧を確保することができる。このため、第二チェックバルブ３５（第一狭窄路３１）からの作動油の漏れを防止することができ、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。シート面３５ｂは、曲率ｒを有する曲面からなる凸形状であり、その曲率ｒは、バルブシート３５ａの曲率ｒと同程度か若しくは大きいことが好ましい。

【0042】

バルブシート３５ａ及びシート面３５ｂの両方を凸状とする代わりに、図２（ｃ）に示すように、バルブシート３５ａの表面を凸状とし、シート面３５ｂの表面を平面とすることもできる。この場合においても、図２（ｄ）に示すように、バルブシート３５ａ及びシート面３５ｂを当接させた際に、接触面積を極力小さくすることができ、大きな接触圧を確保することができるためである。図示はしないが、バルブシート３５ａの表面を平面に、シート面３５ｂの表面を凸状とすることもできる。

【0043】

プランジャ１４にバルブスリーブ１３からの引き抜き力が作用すると、プランジャ１４に設けた抜け止めリング１５が、バルブスリーブ１３の小径内径面１３ａの下端の段差部１３ｂに当接する。この当接によって、バルブスリーブ１３の上端からプランジャ１４が抜けるのを防止することができる。

【0044】

図５に示すベルト伝動装置においては、テンションプーリ５４は、補機駆動ベルト５３に緩みが生じやすい、クランクプーリＰ_１のベルト進行方向側（クランクプーリＰ_１とＩＳＧプーリＰ_２との間）に設けられる。このテンションプーリ５４を揺動自在に支持するプーリアーム５５は、テンショナのシリンダ１０の底部側の連結片１１に、エンジンＥは、このテンショナのばね座１８の上端側の連結片２０にそれぞれ取り付けられる。

【0045】

図１に示すテンショナの作用について説明する。エンジンＥの運転時において、補機５０の負荷変動等によって補機駆動ベルト５３の張力が小さくなると、リターンスプリング１９の付勢力によって、シリンダ１０（バルブスリーブ１３）とばね座１８（ロッド１６）が互いに逆向きに付勢される。このとき、ロッド１６がバルブスリーブ１３から抜ける方向に相対移動し、圧力室２５の体積が拡大する。その結果、リザーバ室２７内の作動油の圧力よりも圧力室２５内の作動油の圧力の方が低くなる。このため、第一チェックバルブ３０が開いた状態となって、油通路２８及び油溜り２９を通ってリザーバ室２７から圧力室２５に作動油がスムーズに流れ、テンショナの全長が伸長して、補機駆動ベルト５３の緩みが直ちに吸収される。

【0046】

その一方で、補機駆動ベルト５３の張力が高くなると、補機駆動ベルト５３からテンショナの全長を短縮する押し込み力が作用し、バルブスリーブ１３内にロッド１６が押し込まれる。このとき、圧力室２５の体積が減少し、リザーバ室２７内の作動油の圧力よりも圧力室２５内の作動油の圧力の方が高くなるため、第一チェックバルブ３０のチェックボール３０ｃが弁孔３０ｂを閉鎖する。

【0047】

通常運転時においては、補機駆動ベルト５３の張力上昇がそれほど急激ではなく、圧力室２５内の作動油の圧力上昇はそれほど大きくないため、図３（ａ）に示すように、バルブスプリング２４の付勢力によって第二チェックバルブ３５は開いたままの状態となる。このため、圧力室２５内の作動油が、第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２７に流れ（図３（ａ）中の矢印ｆ１参照）、この第一狭窄路３１を通る際の流動抵抗によって、圧力室２５にダンパ力が発生する。このダンパ力によって前記押し込み力が緩衝され、補機駆動ベルト５３は適正張力に保持される。

【0048】

その一方で、エンジン再始動時においては、通常運転時と比較して補機駆動ベルト５３の張力上昇が急激に生じ、圧力室２５内の作動油の圧力が急激に上昇する。この急激な圧力上昇に伴って、プランジャ１４がバルブスプリング２４の付勢力に抗して上昇する。そして、図３（ｂ）に示すように、バルブシート３５ａにシート面３５ｂが着座して、第二チェックバルブ３５が閉じた状態となる。第二チェックバルブ３５が閉じられると、圧力室２５内の作動油は、第二狭窄路３２を通ってリザーバ室２７に流れる（図３（ｂ）中の矢印ｆ２参照）。

【0049】

上述したように、第二狭窄路３２の流動抵抗は、第一狭窄路３１の流動抵抗よりも大きいため、圧力室２５内の作動油は、第一狭窄路３１を流れる場合と比較して、第二狭窄路３２をゆっくりと流れる。このため、圧力室２５の急激な圧力低下が生じず、エンジンＥの再始動時におけるベルト張力を維持するための十分なダンパ作用が発揮され、補機駆動ベルト５３とプーリＰ_１からＰ_３との間のスリップを防止することができる。

【0050】

この実施形態によると、エンジンＥの通常運転時に、圧力室２５内の作動油を流動抵抗の小さな第一狭窄路３１からリザーバ室２７に流し、エンジンＥの再始動時に、圧力室２５内の作動油を流動抵抗の大きな第二狭窄路３２からリザーバ室２７に流すことができるので、エンジンＥの通常運転時及び再始動時のそれぞれにおいて、補機駆動ベルト５３に適正な張力を付与することができる。しかも、バルブシート３５ａの表面を対向するシート面３５ｂに向かう凸状に形成するとともに、シート面３５ｂの表面を対向するバルブシート３５ａに向かう凸状に形成したことにより、このバルブシート３５ａとシート面３５ｂを当接させた際に高い当接圧を確保することができ、第二チェックバルブ３５（第一狭窄路３１）からの作動油の漏れを確実に防止することができる。

【0051】

しかも、ロッド１６をプランジャ１４に挿通しているので、このロッド１６とプランジャ１４の寸法誤差が大きい場合や、オートテンショナにモーメント荷重が作用した場合においても、ロッド１６とプランジャ１４との間の同軸を確保することができ、この第二チェックバルブ３５を確実に閉弁することができる。このため、補機駆動ベルト５３の十分な張力を確保して、ＩＳＧ５１によるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。

【0052】

図４に、この実施形態に係るテンショナ（以下「実施品」という。）の反力特性と、従来のテンショナ（以下「従来品」という。）の反力特性の比較を示す。

【0053】

実施品としては、上記実施形態で説明したテンショナを使用した。このテンショナは、図１等に示すように、底部に閉塞端を有する筒状のシリンダ１０と、シリンダ１０の底部から立設されたバルブスリーブ１３と、バルブスリーブ１３に、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャ１４と、プランジャ１４に、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッド１６と、バルブスリーブ１３とロッド１６を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１９と、ロッド１６とプランジャ１４を互いに逆向きに付勢するバルブスプリング２４と、バルブスリーブ１３とプランジャ１４及びロッド１６との間に形成される圧力室２５と、シリンダ１０とバルブスリーブ１３との間に形成されるリザーバ室２７と、圧力室２５とリザーバ室２７とを連通する油通路２８に設けられ、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の作動油の圧力よりも高いときに油通路２８を閉じる第一チェックバルブ３０と、ロッド１６とプランジャ１４との間に形成される第一狭窄路３１と、バルブスリーブ１３とプランジャ１４との間に形成され、第一狭窄路３１よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路３２と、圧力室２５内の作動油の圧力の上昇に伴って、バルブスプリング２４の付勢力に抗して第一狭窄路３１を閉じる、ロッド１６側に形成されたバルブシート３５ａと、このバルブシート３５ａに対向するようにプランジャ１４側に形成されたシート面３５ｂによって構成される第二チェックバルブ３５を備え、バルブシート３５ａ及びシート面３５ｂが、対向するバルブシート３５ａ又はシート面３５ｂ側に向かうように凸状に形成されている。

【0054】

また、従来品としては、特許第５０８６１７１号公報の図１に示すテンショナ（実施品のプランジャ１４に相当する部材が無いテンショナ。ロッドがバルブスリーブに直接摺動する。）を使用した。

【0055】

両テンショナに対し、シリンダ１０を固定した状態でばね座１８を上下に加振し、ばね座１８に作用する上向きの力（テンショナ反力）の変化を測定した。加振条件は以下のとおりである。
・制御方法：変位制御
・加振波形：サイン波
・加振周波数：１０Ｈｚ

【0056】

変位制御の方式として、ばね座１８に作用する力（テンショナ反力）がどのように増減するかによらず、ばね座１８の位置の時間変化がサイン波となるようにばね座１８の変位を制御する方式を採用した。加振の振幅は、エンジンＥの通常運転時にテンショナに加わる一般的な加振の振幅（例えば±０．１ｍｍ〜±０．２ｍｍ程度）よりも大きい±０．５ｍｍとした。実施品及び従来品には、いずれもばね定数が約３５Ｎ／ｍｍのリターンスプリング１９を使用した。

【0057】

上記の加振試験により得たテンショナ変位（ばね座１８の下向きの変位）とテンショナ反力（ばね座１８に作用する上向きの力）の関係を図４に示す。

【0058】

実施品は、テンショナが収縮する過程で、テンショナ反力が急・緩・急の３段階の行程で変化している。すなわち、テンショナが収縮する過程で、実施品のテンショナ反力は、テンショナ反力の最小値（点Ｐ１）を起点として比較的急に増加する第一行程（点Ｐ１〜点Ｐ２）と、ほとんど増加せずにほぼ一定の大きさを維持する第二行程（点Ｐ２〜点Ｐ３）と、比較的急に増加する第三行程（点Ｐ３〜点Ｐ４）とを順に経て、テンショナ反力の最大値（点Ｐ４）まで変化する。

【0059】

その後、テンショナが伸長する過程で、テンショナ反力が急・緩・急・緩の４段階の行程で変化している。すなわち、テンショナが伸長する過程で、実施品のテンショナ反力は、テンショナ反力の最大値（点Ｐ４）を起点として比較的急に減少する第一行程（点Ｐ４〜点Ｐ５）と、ほとんど減少せずにほぼ一定の大きさを維持する第二行程（点Ｐ５〜点Ｐ６）と、比較的急に減少する第三行程（点Ｐ６〜点Ｐ７）と、ほとんど減少せずにほぼ一定の大きさを維持する第四行程（点Ｐ７〜点Ｐ１）とを順に経て、テンショナ反力の最小値（点Ｐ１）まで変化する。

【0060】

これに対し、従来品は、テンショナが収縮する過程で、テンショナ反力が最小値（点Ｑ１）から最大値（点Ｑ２）までおおむね単調に増加する。また、テンショナが伸長する過程で、テンショナ反力が急・緩の２段階の行程で変化する。すなわち、テンショナが伸長する過程で、従来品のテンショナ反力は、テンショナ反力の最大値（点Ｑ２）を起点として比較的急に減少する第一行程（点Ｑ２〜点Ｑ３）と、ほとんど減少せずにほぼ一定の大きさを維持する第二行程（点Ｑ３〜点Ｑ１）とを順に経てテンショナ反力の最小値（点Ｑ１）まで変化する。

【0061】

つまり、実施品のテンショナは、テンショナが収縮する過程で、テンショナ反力の増加率が急から緩に変わる変化点Ｐ２と、テンショナ反力の増加率が緩から急に変わる変化点Ｐ３とを順に有する反力特性を示す。また、実施品のテンショナは、テンショナが伸長する過程で、テンショナ反力の減少率が急から緩に変わる変化点Ｐ５と、テンショナ反力の減少率が緩から急に変わる変化点Ｐ６と、テンショナ反力の減少率が急から緩に変わる変化点Ｐ７とを順に有する反力特性を示す。

【0062】

実施品のテンショナがこのような反力特性を示す理由を、図３及び図４を参照して説明する。

【0063】

＜点Ｐ１〜点Ｐ２＞
ロッド１６（図３（ａ）参照）が下降すると、プランジャ１４はバルブスプリング２４によって下向きに付勢されて、ロッド１６と一体に下降する。プランジャ１４とロッド１６が一体に下降すると、圧力室２５内の作動油の一部が第一狭窄路３１を通って圧力室２５からリザーバ室２７に流出するとともに（図３（ａ）中の符号ｆ１参照）、圧力室２５内の作動油が加圧される。そして、この加圧に伴って、テンショナ反力が比較的急に増加する（図４の点Ｐ１〜点Ｐ２）。図４の点Ｐ２において、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。

【0064】

＜点Ｐ２〜点Ｐ３＞
ロッド１６がさらに下降すると、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を上回り、プランジャ１４が上昇する。この間は、ロッド１６の下降に伴いプランジャ１４が上昇するので、圧力室２５の体積がほとんど変化せず、圧力室２５の圧力がほぼ一定となる。このため、テンショナ反力は、ほぼ一定となる（図４の点Ｐ２〜点Ｐ３）。このとき、圧力室２５の体積がほとんど変化しないため、第一狭窄路３１および第二狭窄路３２には作動油がほとんど流れない。図４の点Ｐ３において、シート面３５ｂがバルブシート３５ａに着座して第二チェックバルブ３５が閉じた状態となり、プランジャ１４の上昇が停止する（図３（ｂ）参照）。

【0065】

この発明の構成においては、バルブシート３５ａの表面を対向するシート面３５ｂに向かう凸状に形成するとともに、シート面３５ｂの表面を対向するバルブシート３５ａに向かう凸状に形成することにより（図２（ａ）参照）、シート面３５ｂをバルブシート３５ａに着座させた際（図２（ｂ）参照）に高い当接圧が確保され、第二チェックバルブ３５（第一狭窄路３１）からの作動油の漏れが確実に防止されている。なお、バルブシート３５ａの表面を対向するシート面３５ｂに向かう凸状に形成する一方で、シート面３５ｂの表面を平面とする場合、又は、バルブシート３５ａの表面を平面とする一方で、シート面３５ｂの表面を対向するバルブシート３５ａに向かう凸状に形成する場合も、同様の作用効果を得ることができる。

【0066】

＜点Ｐ３〜点Ｐ４＞
図４の点Ｐ３においては、シート面３５ｂがバルブシート３５ａに着座しているので（図３（ｂ）参照）、ロッド１６がさらに下降すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に下降する。この下降に伴って、圧力室２５内の作動油がさらに加圧される。そして、この加圧に伴って、テンショナ反力が再び急に増加する（図４の点Ｐ３〜点Ｐ４）。このとき、第二チェックバルブ３５が閉じているため、第一狭窄路３１には作動油が流れず、圧力室２５内の作動油の一部が、第二狭窄路３２を通って圧力室２５からリザーバ室２７に流出する（図３（ｂ）中の符号ｆ２参照）。

【0067】

＜点Ｐ４〜点Ｐ５＞
図４の点Ｐ４においては、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を上回っているので、ロッド１６（図３（ｂ）参照）が上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５内の作動油の圧力が低下し、テンショナ反力が比較的急に減少する（図４の点Ｐ４〜点Ｐ５）。このとき、第二狭窄路３２には作動油がほとんど流れない。また、シート面３５ｂがバルブシート３５ａに着座しているので（図３（ｂ）参照）、第一狭窄路３１にも作動油は流れない。図４の点Ｐ５において、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。

【0068】

＜点Ｐ５〜点Ｐ６＞
ロッド１６がさらに上昇すると、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を下回り、プランジャ１４が下降する。この間は、ロッド１６の上昇に伴いプランジャ１４が下降するので、圧力室２５の体積がほとんど変化せず、圧力室２５の圧力がほぼ一定となる。このため、テンショナ反力は、ほぼ一定となる（図４の点Ｐ５〜点Ｐ６）。このとき、第一狭窄路３１及び第二狭窄路３２には作動油がほとんど流れない。図４の点Ｐ６において、プランジャ１４の下方の移動がプランジャ１４の下端と抜け止めリング１７との当接によって阻止され、プランジャ１４の下降が停止する（図３（ａ）参照）。

【0069】

＜点Ｐ６〜点Ｐ７＞
図４の点Ｐ６においては、プランジャ１４のロッド１６に対する下方への相対移動が、プランジャ１４の下端と抜け止めリング１７との当接によって阻止されているので（図３（ａ）参照）、ロッド１６がさらに上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５の体積が増加するため、圧力室２５内の作動油の圧力が再び減少し始め、テンショナ反力が再び急に減少する（図４の点Ｐ６〜点Ｐ７）。このとき、第一狭窄路３１及び第二狭窄路３２には作動油がほとんど流れない。図４の点Ｐ７において、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の作動油と同等の圧力まで低下し、圧力室２５内の作動油の加圧が完全に解放される。

【0070】

＜点Ｐ７〜点Ｐ１＞
図４の点Ｐ７においては、プランジャ１４のロッド１６に対する下方への相対移動が、プランジャ１４の下端と抜け止めリング１７との当接によって阻止されているので（図３（ａ）参照）、ロッド１６がさらに上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の圧力を下回って第一チェックバルブ３０が開き、作動油が油通路２８を通ってリザーバ室２７から圧力室２５に流れる。そのため、圧力室２５内の作動油の圧力はほとんど変化せず、テンショナ反力もほぼ一定となる（図４の点Ｐ７〜点Ｐ１）。

【0071】

以上のとおり、実施品は、テンショナが収縮する過程で、テンショナ反力が所定値（図４の点Ｐ２のときの値）に達すると、プランジャ１４が上昇して圧力室２５の体積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４の点Ｐ２〜点Ｐ３）。そのため、実施品は、テンショナが収縮する過程で、テンショナ反力の増加率が急から緩に変わる変化点Ｐ２と、テンショナ反力の増加率が緩から急に変わる変化点Ｐ３とを順に有する反力特性を示す。

【0072】

その一方で、テンショナが伸長する過程で、テンショナ反力が所定値（図４の点Ｐ５のときの値）に達すると、プランジャ１４が下降して圧力室２５の体積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４の点Ｐ５〜点Ｐ６）。そのため、実施品は、テンショナが伸長する過程で、テンショナ反力の減少率が急から緩に変わる変化点Ｐ５と、テンショナ反力の減少率が緩から急に変わる変化点Ｐ６とを順に有する反力特性を示す。

【0073】

実施品のテンショナは、上述の反力特性を有することにより、エンジンＥの通常運転時には、テンショナ反力の大きさを小さく抑えて、図５（ａ）に示すテンションプーリ５４が補機駆動ベルト５３に付与する張力を小さく抑えることができる。その一方で、ＩＳＧ５１によるエンジンＥの再始動時には、大きいテンショナ反力を発生させて、図５（ｂ）に示す補機駆動ベルト５３とＩＳＧプーリＰ_２の間のスリップを確実に防止することができる。

【0074】

すなわち、エンジンＥの通常運転時には、図４中に符号Ｓ１で示すように、テンショナが、上記の加振試験で行った±０．５ｍｍよりも小さい振幅（例えば±０．１ｍｍ〜±０．２ｍｍ程度の振幅）で変位する。このとき、テンショナ反力は、テンショナが収縮する過程では、点Ｐ１を起点として、点Ｐ２を経て、点Ｐ２と点Ｐ３の間の値まで増加し、その後、テンショナが伸長する過程では、点Ｐ２と点Ｐ３の間の値を起点として、点Ｐ５と点Ｐ６の間の値まで減少し、さらに点Ｐ６と点Ｐ７とを順に経て、点Ｐ１まで減少する。このように、実施品のテンショナを使用すると、エンジンＥの通常運転時には、テンショナ反力の最大値を点Ｐ２と点Ｐ３の間の値に抑えることができ、図５（ａ）に示すテンションプーリ５４が補機駆動ベルト５３に付与する張力を小さく抑えて、エンジンＥの低燃費化を図ることができる。

【0075】

その一方で、ＩＳＧ５１によるエンジンＥの再始動時には、テンショナは、図４中に符号Ｓ２で示すように、上記の加振試験で行った±０．５ｍｍの振幅の最大値か、その近傍まで収縮する。このとき、テンショナ反力は、点Ｐ４かその近傍まで増加する。実施品のテンショナによると、再始動時のように、テンショナ変位が大きい領域で、大きいテンショナ反力を発生させることができ、図５（ｂ）に示す補機駆動ベルト５３とＩＳＧプーリＰ_２の間のスリップを確実に防止することができる。

【0076】

これに対し、従来品のテンショナでは、エンジンＥの通常運転時には、補機駆動ベルト５３の張力が過大となりやすい傾向がある。すなわち、図４中に符号Ｓ１で示す振幅でテンショナが変位するとき、テンショナが収縮する過程では、テンショナ反力が、点Ｑ１を起点として、点Ｑ１と点Ｑ２の間の値まで増加し、その後、テンショナが収縮する過程では、点Ｑ１と点Ｑ２の間の値を起点として、点Ｑ３と点Ｑ１の間の値まで減少し、さらに点Ｑ１まで減少する。このように、従来品のテンショナを使用すると、通常運転時には、テンショナ反力の最大値が点Ｑ１と点Ｑ２の間の値まで増加するので、図５（ａ）に示すテンションプーリ５４が補機駆動ベルト５３に付与する張力が過大となりやすく、エンジンＥの低燃費化を図ることが難しい。

【0077】

また、従来品のテンショナは、ＩＳＧ５１によるエンジンＥの再始動時には、大きいテンショナ反力を発生させることが難しい。すなわち、テンショナが、図４中に符号Ｓ２で示すように、上記の加振試験で行った±０．５ｍｍの振幅の最大値かその近傍まで収縮したとき、テンショナ反力は、点Ｑ２かその近傍までしか増加しない。そのため、再始動時に、図５（ｂ）に示す補機駆動ベルト５３とＩＳＧプーリＰ_２の間にスリップが生じやすい。

【0078】

上記実施形態に係るテンショナはあくまでも例示であって、補機駆動ベルト５３のベルト張力を、通常運転時及びＩＳＧによるエンジン再始動時のいずれにおいても常時適切な大きさに調節する、という本願発明の課題を解決し得る限りにおいて、各部材の形状や配置は適宜変更することができる。特に、第二チェックバルブ３５を構成するバルブシート３５ａ（ロッド１６の大径軸部１６ａの下端部）やシート面３５ｂ（プランジャ１４のフランジ１４ａの上面内径側）の形状は、このバルブシート３５ａとシート面３５ｂが当接した際に高い当接圧を確保し得る限りにおいて、適宜変更することができる。

【符号の説明】

【0079】

１０ シリンダ
１１ 連結片
１１ａ 軸挿入孔
１１ｂ 支点軸
１１ｃ 滑り軸受
１２ バルブスリーブ嵌合穴
１３ バルブスリーブ
１３ａ 小径内径面
１４ プランジャ
１４ａ フランジ
１４ｂ テーパ溝
１５ 抜け止めリング
１６ ロッド
１６ａ 大径軸部
１６ｂ リング溝
１７ 抜け止めリング
１８ ばね座
１９ リターンスプリング
２０ 連結片
２０ａ スリーブ挿入孔
２０ｂ スリーブ
２０ｃ 滑り軸受
２１ ダストカバー
２２ スプリングカバー
２３ 筒体
２４ バルブスプリング
２５ 圧力室
２６ シール部材（オイルシール）
２７ リザーバ室
２８ 油通路
２９ 油溜り
３０ 第一チェックバルブ
３０ａ バルブシート
３０ｂ 弁孔
３０ｃ チェックボール
３０ｄ スプリング
３０ｅ リテーナ
３１ 第一狭窄路
３２ 第二狭窄路
３５ 第二チェックバルブ
３５ａ バルブシート
３５ｂ シート面
５０ 補機
５１ インテグレーテッド・スタータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）
５２ クランクシャフト
５３ 補機駆動ベルト
５４ テンションプーリ
５５ プーリアーム
Ｐ_１ クランクプーリ
Ｐ_２ ＩＳＧプーリ
Ｐ_３ 補機プーリ
Ａ 油圧式オートテンショナ

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】