JP2011080588A - チェーンテンショナ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 テンショナリフタのプランジャにサブアームを介して接続されたメインアームが無端チェーンを押圧する荷重が、無端チェーンが伸びても略一定に維持されるようにする。
【解決手段】 無端チェーン２１の伸びが最大になったとき、プランジャ３３およびサブアーム２９の当接部３３ａ，２９ａにおいてプランジャ３３の移動方向Ａ１と当接部３３ａ，２９ａの接線Ｔ１の方向とが直交するので、このときにプランジャ３３の荷重Ｆ１のサブアーム２９への伝達効率が最大になり、無端チェーン２１の伸びが最大でないときは、プランジャ３３の荷重Ｆ１のサブアーム２９への伝達効率はそれよりも低くなる。よって、無端チェーン２１の伸びが増加するのに伴い、テンショナリフタのスプリングが伸長してプランジャ３３の荷重Ｆ１が減少した分を、前記伝達効率の増加により補償することで、無端チェーン２１の伸びの大小に関わらずにメインアーム２６は略一定の荷重で無端チェーン２１を押圧することができる。
【選択図】 図６

Description

本発明は、駆動スプロケットおよび従動スプロケット間に巻き掛けた無端チェーンに摺接するメインアームに、テンショナリフタのプランジャの付勢力をサブアームを介して伝達するチェーンテンショナ装置に関する。

かかるチェーンテンショナ装置は下記特許文献１により公知である。

このチェーンテンショナ装置によれば、サブアームのレバー比を大きく設定することで、ばね定数が大きいスプリングを使用しながらメインアームを適度な荷重で無端チェーンに圧接することができるだけでなく、無端チェーンが摩耗等の径年変化で伸びた場合でも、スプリングの伸びを小さくしてメインアームが無端チェーンを押圧する荷重の変動を最小限に抑えることができる。

実開昭６０−８６６６５号公報

ところで、かかるチェーンテンショナ装置では、無端チェーンが伸びてもメインアームが無端チェーンを押圧する荷重が一定に維持されることが望ましいが、上記従来のものであっても、無端チェーンの伸びに伴ってスプリングが伸びることは避けられず、その結果として無端チェーンの伸びに応じてメインアームが無端チェーンを押圧する荷重が次第に減少する問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、テンショナリフタのプランジャにサブアームを介して接続されたメインアームが無端チェーンを押圧する荷重が、無端チェーンが伸びても略一定に維持されるようにする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動軸に設けられた駆動スプロケットと従動軸に設けられた従動スプロケットとに巻き掛けられた無端チェーンに所定の張力を付与すべく、第１支軸に揺動自在に枢支されて前記無端チェーンに摺接するメインアームと、前記メインアームを前記無端チェーンに向けて付勢する付勢力を発生すべく、ハウジングに摺動自在に支持されたプランジャをスプリングで突出方向に付勢するテンショナリフタと、前記メインアームおよび前記テンショナリフタの間に介在し、第２支軸に揺動自在に枢支されて前記テンショナリフタのプランジャの付勢力を前記メインア−ムに伝達するサブアームとを備えるチェーンテンショナ装置において、前記無端チェーンの伸びが最大になったとき、前記プランジャおよび前記サブアームの当接部において、前記プランジャの移動方向と前記当接部の接線の方向とが直交することを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記プランジャおよび前記サブアームの当接部のうち、少なくとも前記プランジャの当接部は前記第２支軸の軸線方向に見て円弧状に形成されることを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、駆動軸に設けられた駆動スプロケットと従動軸に設けられた従動スプロケットとに巻き掛けられた無端チェーンに所定の張力を付与すべく、第１支軸に揺動自在に枢支されて前記無端チェーンに摺接するメインアームと、前記メインアームを前記無端チェーンに向けて付勢する付勢力を発生すべく、ハウジングに摺動自在に支持されたプランジャをスプリングで突出方向に付勢するテンショナリフタと、前記メインアームおよび前記テンショナリフタの間に介在し、第２支軸に揺動自在に枢支されて前記テンショナリフタのプランジャの付勢力を前記メインア−ムに伝達するサブアームとを備えるチェーンテンショナ装置において、前記サブアームおよび前記メインアームの当接部は、前記第１支軸および前記第２支軸を結ぶ直線上あるいは該直線を挟んで前記無端チェーンと反対側に位置することを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記無端チェーンの伸びが最大になったとき、前記第１支軸および前記第２支軸を結ぶ直線上に前記サブアームおよび前記メインアームの当接部が位置することを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、請求項４の構成に加えて、前記サブアームおよび前記メインアームの当接部において、前記サブアームの移動方向と前記当接部の接線の方向とが直交することを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

また請求項６に記載された発明によれば、請求項５の構成に加えて、前記サブアームおよび前記メインアームの当接部の少なくとも一方は、前記第２支軸の軸線方向に見て円弧状に形成されることを特徴とするチェーンテンショナ装置が提案される。

尚、実施の形態のクランクシャフト１３は本発明の駆動軸に対応し、実施の形態の吸気カムシャフト１６および排気カムシャフト１７は本発明の従動軸に対応し、実施の形態のタイミングチェーン２１は本発明の無端チェーンに対応し、実施の形態の第１、第２当接部２９ａ，２９ｂは本発明の当接部に対応し、実施の形態のテンショナハウジング３２は本発明のハウジングに対応する。

請求項１の構成によれば、テンショナリフタのハウジングに摺動自在に支持されたプランジャをスプリングで突出方向に付勢し、このプランジャの付勢力で第２支軸まわりに揺動自在に支持したサブアームを付勢し、このサブアームの付勢力で第１支軸まわりに揺動自在に支持したメインアームを付勢し、このメインアームに摺接する無端チェーンに所定の張力を付与することができる。無端チェーンの伸びが最大になったとき、プランジャおよびサブアームの当接部においてプランジャの移動方向と当接部の接線の方向とが直交するので、このときにプランジャの荷重のサブアームへの伝達効率が最大になり、無端チェーンの伸びが最大でないときは、プランジャの荷重のサブアームへの伝達効率はそれよりも低くなる。よって、無端チェーンの伸びが増加するのに伴い、スプリングが伸長してプランジャの荷重が減少した分を、前記伝達効率の増加により補償することで、無端チェーンの伸びの大小に関わらずにメインアームは略一定の荷重で無端チェーンを押圧することができる。

また請求項２の構成によれば、プランジャおよびサブアームの当接部のうち、少なくともプランジャの当接部を第２支軸の軸線方向に見て円弧状に形成したので、無端チェーンの伸びが最大でないときには、プランジャの移動方向と当接部の接線の方向とが成す角度を９０°から大きくずらし、プランジャからサブアームに伝達される荷重を顕著に低減することができる。

また請求項３の構成によれば、テンショナリフタのハウジングに摺動自在に支持されたプランジャをスプリングで突出方向に付勢し、このプランジャの付勢力で第２支軸まわりに揺動自在に支持したサブアームを付勢し、このサブアームの付勢力で第１支軸まわりに揺動自在に支持したメインアームを付勢し、このメインアームに摺接する無端チェーンに所定の張力を付与することができる。サブアームおよびメインアームの当接部は、第１支軸および第２支軸を結ぶ直線上あるいは該直線を挟んで無端チェーンと反対側に位置するので、無端チェーンの伸びが増加すると前記当接部が前記直線に近づくように移動し、サブアームの荷重のメインアームへの伝達効率が向上する。これにより、無端チェーンの伸びが増加するのに伴い、スプリングが伸長してプランジャの荷重が減少した分を、前記伝達効率の増加により補償することで、無端チェーンの伸びの大小に関わらずにメインアームは略一定の荷重で無端チェーンを押圧することができる。

また請求項４の構成によれば、無端チェーンの伸びが最大になったとき、第１支軸および第２支軸を結ぶ直線上にサブアームおよびメインアームの当接部が位置するので、このときにサブアームの荷重のメインアームへの伝達効率を最大にすることができ、無端チェーンの伸びが増加するのに伴ってスプリングが伸長してプランジャの荷重が減少した分を、前記伝達効率の増加により確実に補償することができる。

また請求項５の構成によれば、無端チェーンの伸びが最大になったとき、サブアームおよびメインアームの当接部において、サブアームの移動方向と当接部の接線の方向とが直交するので、サブアームの荷重のメインアームへの伝達効率を更に高めることができる。

また請求項６の構成によれば、サブアームおよびメインアームの当接部の少なくとも一方を第２支軸の軸線方向に見て円弧状に形成したので、無端チェーンの伸びが最大でないときには、サブアームの移動方向と当接部の接線の方向とが成す角度を９０°から大きくずらし、サブアームからメインアームに伝達される荷重を顕著に低減することができる。

エンジンのチェーンカバーを外した状態での部分正面図。［第１の実施の形態］ 図１の要部拡大図。［第１の実施の形態］ 図２の３方向矢視図。［第１の実施の形態］ 図２の４方向矢視図。［第１の実施の形態］ タイミングチェーンの伸び率とメインアームに作用する荷重との関係を示すグラフ。［第１の実施の形態］ タイミングチェーンの最大伸び時の作用説明図。［第１の実施の形態］ タイミングチェーンの最小伸び時の作用説明図。［第１の実施の形態］ エンジンのチェーンカバーを外した状態での部分正面図（タイミングチェーンの最大伸び時）。［第２の実施の形態］ エンジンのチェーンカバーを外した状態での部分正面図（タイミングチェーンの最小伸び時）。［第２の実施の形態］ 図８の１０部拡大図。［第２の実施の形態］ タイミングチェーンの伸び率とメインアームに作用する荷重との関係を示すグラフ。［第２の実施の形態］ チェーンテンショナ装置の応答周波数と反力との関係を示すグラフ。［第２の実施の形態］ エンジン回転数とメインアームに作用する荷重との関係を示すグラフ。［第２の実施の形態］ シングルアーム式チェーンテンショナにおけるエンジン回転数とプランジャの振幅とのとの関係を示すグラフ。［第２の実施の形態］ ダブルアーム式チェーンテンショナにおけるエンジン回転数とプランジャの振幅とのとの関係を示すグラフ。［第２の実施の形態］

以下、図１〜図７に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１に示すように、エンジンＥのシリンダブロック１１と、その下面に結合されたクランクケース１２との間にクランクシャフト１３が回転自在に支持される。またシリンダブロック１１の上面に結合されたシリンダヘッド１４と、その上面に結合されたヘッドカバー１５との間に吸気カムシャフト１６および排気カムシャフト１７が回転自在に支持される。クランクシャフト１３の軸端に設けた駆動スプロケット１８と、吸気カムシャフト１６および排気カムシャフト１７の軸端にそれぞれ設けた２個の従動スプロケット１９，２０とに無端チェーンよりなるタイミングチェーン２１が巻き掛けられており、吸気カムシャフト１６および排気カムシャフト１７はクランクシャフト１３の回転数の２分の１の回転数で駆動される。

駆動スプロケット１８と排気カムシャフト１７の従動スプロケット２０との間に位置するタイミングチェーン２１の張り側の弦に摺接する第１固定チェーンガイド２２が、シリンダブロック１１およびシリンダヘッド１４に跨がるように複数のボルト２３…で固定される。また吸気カムシャフト１６および排気カムシャフト１７の２個の従動スプロケット１９，２０の間に位置するタイミングチェーン２１の弦に摺接する第２固定チェーンガイド２４が、ヘッドカバー１５に複数本のボルト２５…で固定される。

駆動スプロケット１８と吸気カムシャフト１６の従動スプロケット１９との間に位置するタイミングチェーン２１の緩み側の弦に摺接するメインアーム２６は、その上端がシリンダヘッド１４に第１支軸２７を介して揺動自在に枢支される。またシリンダブロック１１に第２支軸２８を介してサブアーム２９の下端が揺動自在に枢支される。シリンダブロック１１に２本のボルト３０，３０で固定された油圧式のテンショナリフタ３１は、サブアーム２９を介してメインアーム２６をタイミングチェーン２１に押し付け、その緩みを防止すべく所定の張力を付与する。

図２〜図４から明らかなように、テンショナリフタ３１はボルト３０，３０でシリンダブロック１１に固定されるテンショナハウジング３２と、テンショナハウジング３２に形成されたシリンダ３２ａに摺動自在に嵌合するプランジャ３３と、プランジャ３３をシリンダ３２ａから突出する方向に付勢するスプリング３４と、シリンダ３２ａに作動油を供給するチェックバルブ３５と、シリンダ３２ａから作動油を排出するリリーフバルブ３６とを備える。プランジャ３３が発生する付勢力は、作動油の油圧の大きさやスプリング３４の弾発力の大きさを調整することで増減することができる。

チェックバルブ３５は、バルブハウジング３７に収納されたチェックボール３８と、チェックボール３８をバルブシート３９に着座する方向に付勢するバルブスプリング４０とを備えており、図示せぬオイルポンプから供給される作動油がテンショナハウジング３２に形成された油路３２ｂを介してバルブシート３９の背部に供給される。リリーフバルブ３６は、テンショナハウジング３２を貫通する開口３２ｃに配置されたピストン４１と、ピストン４１を閉弁方向に付勢するバルブスプリング４２とで構成される。

サブアーム２９は概略直角三角形状であって、その直角の角部が第２支軸２８によって枢支され、その短辺の先端に設けた第１当接部２９ａがプランジャ３３の先端の当接部３３ａに当接するとともに、その長辺の先端に設けた第２当接部２９ｂがメインアーム２６の下部に設けた当接部２６ａに当接する。

プランジャ３３の当接部３３ａ、サブアーム２９の第１、第２当接部２９ａ，２９ｂおよびメインアーム２６の当接部２６ａは、第１、第２支軸２７，２８と平行な軸線を有する部分円筒面で構成される。即ち、図２において前記各当接部３３ａ，２９ａ，２９ｂ，２６ａは円弧で表されているが、その円弧は紙面に直角な方向に投影されるように延びている。従って、プランジャ３３の当接部３３ａおよびサブアーム２９の第１当接部２９ａは前記軸線と平行な線で線接触するとともに、サブアーム２９の第２当接部２９ｂおよびメインアーム２６の当接部２６ａは前記軸線と平行な線で線接触する。

しかして、エンジンＥの運転に伴って、駆動スプロケット１８および２個の従動スプロケット１９，２０に巻き掛けたタイミングチェーン２１が回転するとき、クランクシャフト１３の回転速度の変動等の原因によりタイミングチェーン２１の張力が変動すると、動力伝達性能が低下したりタイミングチェーン２１の耐久性が低下する可能性がある。

これを防止するために、駆動スプロケット１８および従動スプロケット１９に挟まれたタイミングチェーン２１の緩み側の弦の張力が減少し、メインアーム２６およびタイミングチェーン２１の接触面圧が低下すると、スプリング３４の弾発力でプランジャ３３がシリンダ３２ａから突出する方向に移動し、それに伴ってテンショナリフタ３１の油路３２ｂから供給された高圧の作動油がチェックバルブ３５のチェックボール３８を押し開いてシリンダ３２ａ内に流入する。その結果、プランジャ３３の当接部３３ａに第１当接部２９ａを押圧されたサブアーム２９が第２支軸２８まわりに時計方向に揺動し、その第２当接部２９ｂでメインアーム２６の当接部２６ａを押圧することで、メインアーム２６は第１支軸２７まわりに反時計方向に揺動し、タイミングチェーン２１の緩み側の弦を押圧して張力を増加させる。

逆に、駆動スプロケット１８および従動スプロケット１９に挟まれたタイミングチェーン２１の緩み側の弦の張力が増加すると、タイミングチェーン２１からメインアーム２６およびサブアーム２９を介して伝達される荷重によりプランジャ３３が圧縮され、シリンダ３２ａの内圧が高まることでチェックバルブ３５が閉弁してリリーフバルブ３６が開弁し、プランジャ３３はスプリング３４を圧縮しながらシリンダ３２ａの内部に没する方向に後退する。

このように、タイミングチェーン２１の張力の増減に応じてテンショナリフタ３１のプランジャ３３がテンショナハウジング３２から出没することで、タイミングチェーン２１の張力を安定させることができ、これにより無端チェーン２１の動力伝達性能の向上や耐久性の向上を図ることができる。

図５は、横軸にタイミングチェーン２１の伸び率をとり、縦軸にメインアーム２６がタイミングチェーン２１を押圧する押圧荷重をとったものであり、最大許容伸び率とは、それ以上タイミングチェーン２１が伸びると、タイミングチェーン２１の内周面どうしが干渉したり、タイミングチェーン２１が他部材と干渉したりする伸び率である。押圧荷重が一定値ｆ０のラインａの下の斜線を施したＮＧ領域は前記押圧荷重が不足してタイミングチェーン２１に緩みが発生する領域であり、押圧荷重が一定値ｆ１（ｆ１＞ｆ０）のラインｂは理想の特性を示している。

従来は、以下のような理由で上記理想の特性（ラインｂ参照）を得ることができなかった。即ち、ラインｃで示すように、伸び率０．０％のときの押圧荷重をｆ２（ｆ２＞ｆ１）とすると、タイミングチェーン２１の伸びが進行してテンショナリフタ３１のスプリング３４が伸長するのに伴い、スプリング３４の弾発力が漸減するためにラインａを下まわってＮＧ領域に入ってしまう。これを防止するために、ラインｄで示すように、スプリング３４のセット荷重を高めて伸び率０．０％のときの押圧荷重をｆ３（ｆ３＞ｆ２）とすると、タイミングチェーン２１に伸びが発生していないときの押圧荷重が過大になり、メインアーム２６とタイミングチェーン２１との摺動抵抗が増加してしまう問題がある。

そこで本実施の形態では、テンショナリフタ３１のプランジャ３３からメインアーム２６に伝達されるスプリング３４の荷重を、タイミングチェーン２１の伸びの増加に応じて増加させ、タイミングチェーン２１が最も伸びたときに最大になるように設定している。これにより、タイミングチェーン２１の伸びの増加に応じて減少するスプリング３４の弾発力の特性を相殺し、タイミングチェーン２１の伸び量に関わらずに略一定の荷重でメインアーム２６を付勢することができる。

次に、図６および図７に基づいて、テンショナリフタ３１のプランジャ３３からメインアーム２６に伝達されるスプリング３４の荷重を、タイミングチェーン２１の伸びの増加に応じて増加させるための構成を説明する。

図６はタイミングチェーン２１が最も伸びたときの状態を示すもので、プランジャ３３の当接部３３ａとサブアーム２９の第１当接部２９ａとの接触点（実際には線接触）をＰ１とすると、Ｔ１は接触点Ｐ１における接線であり、Ｎ１は接触点Ｐ１における法線である。このとき、第２支軸２８は接線Ｔ１上に位置しており、かつプランジャ３３の移動方向Ａ１（つまりスプリング３４の荷重Ｆ１の方向）は法線Ｎ１と平行である。接触点Ｐ１の摩擦力が無視できると考えると、接触点Ｐ１を介して伝達される荷重は法線Ｎ１方向の荷重であるため、スプリング３４の荷重Ｆ１は全量が法線Ｎ１方向に伝達され、サブアーム２９に時計方向のモーメントＭを最も効率良く発生させることができる。前記モーメントＭは、第２支軸２８および接触点Ｐ１間のモーメントアームをＲ１とすると、
Ｍ＝Ｆ１×Ｒ１
で表される。

またサブアーム２９の第２当接部２９ｂとメインアーム２６の当接部２６ａとの接触点（実際には線接触）をＰ２とすると、Ｔ２は接触点Ｐ２における接線であり、Ｎ２は接触点Ｐ２における法線である。このとき、第２支軸２８は接線Ｔ２上に位置しており、かつサブアーム２９の移動方向Ａ２（つまりサブアーム２９の荷重Ｆ２の方向）は法線Ｎ２と平行である。接触点Ｐ２の摩擦力が無視できると考えると、接触点Ｐ２を介して伝達される荷重は法線Ｎ２方向の荷重であるため、サブアーム２９の荷重Ｆ２は全量が法線Ｎ２方向に伝達され、メインアーム２６を最も効率良く押圧することができる。第２支軸２８および接触点Ｐ２間のモーメントアームをＲ２とすると、サブアーム２９がメインアーム２６を押圧する荷重Ｆ２は、
Ｆ２＝Ｍ／Ｒ２＝Ｆ１×（Ｒ１／Ｒ２）
となる。つまり、サブアーム２９がメインアーム２６を押圧する荷重Ｆ２は、プランジャ３３がサブアーム２９を押圧する荷重Ｆ１に、サブアーム２９のレバー比の逆数であるＲ１／Ｒ２を乗算したものとなる。

以上のように、タイミングチェーン２１が最も伸びた状態で、プランジャ３３およびサブアーム２９の接触点Ｐ１において、プランジャ３３の移動方向Ａ１と接線Ｔ１の方向とが直交することで、プランジャ３３の荷重Ｆ１をサブアーム２９に最も効率良く伝達することができ、かつサブアーム２９およびメインアーム２６の接触点Ｐ２において、サブアーム２９の移動方向Ａ２と接線Ｔ２の方向とが直交することで、サブアーム２９の荷重Ｆ２をメインアーム２６に最も効率良く伝達することができる。

図７はタイミングチェーン２１が最も伸びる前の状態（例えば、新品の状態）を示すもので、タイミングチェーン２１が最も伸びたときの状態に比べて、プランジャ３３の突出量は少なく、サブアーム２９の時計方向の揺動量は小さく、メインアーム２６の反時計方向の揺動量は小さくなっている。

このとき、プランジャ３３の当接部３３ａおよびサブアーム２９の第１当接部２９ａは、第２支軸２８の軸線Ｌ方向に見て円弧状に形成されているため、サブアーム２９の揺動に伴ってそれらの接触点Ｐ１の位置は図中左側（第２支軸２８と反対側）にずれ、その接線Ｔ１の方向は図６に比べて反時計方向に変化する。その結果、図６ではプランジャ３３の移動方向Ａ１と接触点Ｐ１の接線Ｔ１とが直交していたものが、図７では接線Ｔ１および法線Ｎ１の方向が角度θ１だけ反時計方向に回転し、プランジャ３３の移動方向Ａ１と法線Ｎ１の方向とが角度θ１だけずれることになる。

前述したように、プランジャ３３の荷重Ｆ１は接触点Ｐ１の法線Ｎ１の方向にしか伝達されないため、プランジャ３３の荷重Ｆ１のうちでサブアーム２９に伝達される荷重は、その法線Ｎ１方向の成分であるＦ１×ｃｏｓθ１に減少する。

またサブアーム２９の第２当接部２９ｂおよびメインアーム２６の当接部２６ａは、第２支軸２８の軸線Ｌ方向に見て円弧状に形成されているため、サブアーム２９の揺動に伴ってそれらの接触点Ｐ２の位置がずれ、その接線Ｔ２の方向は図６に比べて反時計方向に変化する。その結果、図６ではサブアーム２９の移動方向Ａ２と接触点Ｐ２の接線Ｔ２とが直交していたものが、図７では接線Ｔ２および法線Ｎ２の方向が角度θ２だけ反時計方向に回転し、サブアーム２９の移動方向Ａ２と法線Ｎ２の方向とが角度θ２だけずれることになる。

前述したように、サブアーム２９の荷重Ｆ２は接触点Ｐ２の法線Ｎ２の方向にしか伝達されないため、サブアーム２９の荷重Ｆ２のうちでメインアーム２６に伝達される荷重は、その法線Ｎ２方向の成分であるＦ２×ｃｏｓθ２に減少する。

以上のように、タイミングチェーン２１の摩耗が最大値に達する前は、その伸びが小さいときほどテンショナリフタ３１のスプリング３４の荷重、つまりプランジャ３３の荷重がメインアーム２６に伝達され難くなり、タイミングチェーン２１の伸びが進行するに伴ってプランジャ３３の荷重がメインアーム２６に伝達され易くなる。この特性は、タイミングチェーン２１の伸びが進行するに伴ってスプリング３４が伸長してプランジャ３３の荷重が減少する特性と逆であるため、両特性を相殺させることでタイミングチェーン２１の摩耗量の大小の関わらずにメインアーム２６がタイミングチェーン２１を押圧する荷重を略一定に保持し、メインアーム２６およびタイミングチェーン２１の摺動抵抗が過大になるのを防止しながらタイミングチェーン２１の緩みを防止することができる。

次に、図８〜図１５に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態（図１参照）では、メインアーム２６の第１支軸２７およびサブアーム２９の第２支軸２８を結ぶ直線Ｌ１に対して、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂは常にタイミングチェーン２１側にある。それに対して第２の実施の形態では、図９に示すように、メインアーム２６の第１支軸２７およびサブアーム２９の第２支軸２８を結ぶ直線Ｌ１に対して、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂはタイミングチェーン２１と反対側にあり、図８に示すように、タイミングチェーン２１の伸びが最大になったとき、前記直線Ｌ１上にメインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂが位置するようになっている。

またメインアーム２６の当接部２６ａは円弧面で構成されているが、サブアーム２９の当接部２９ｂは平坦面で構成されており、両当接部２６ａ，２９ｂの接線Ｔ２の方向と前記直線Ｌ１の方向とは、タイミングチェーン２１の伸びが小さいときには平行でなく（図９参照）、タイミングチェーン２１の伸びが最大になったときに平行になる（図８参照）。

図１０から明らかなように、テンショナリフタ５１はボルト５２，５２でシリンダブロック１１に固定されるテンショナハウジング５３と、テンショナハウジング５３に形成されたシリンダ５３ａに摺動自在に嵌合するプランジャ５４と、プランジャ５４をシリンダ５３ａから突出する方向に付勢するスプリング５５と、シリンダ５３ａに作動油を供給するチェックバルブ５６と、シリンダ５３ａから作動油を排出するリリーフバルブ５７と、プランジャ５４の移動速度を規制するカム機構５８とを備える。

チェックバルブ５６は、バルブハウジング５９に収納されたチェックボール６０と、チェックボール６０をバルブシート６１に着座する方向に付勢するバルブスプリング６２とを備えており、図示せぬオイルポンプから供給される作動油がテンショナハウジング５３に形成された油路５３ｂを介してバルブシート６１の背部に供給される。

リリーフバルブ５７は中空のプランジャ５４の内部に設けられており、そのバルブハウジング６３は前記スプリング５５の弾発力でスプリングシート６４のフランジ部６４ａを介してプランジャ５４の底壁に押し付けられて固定される。バルブハウジング６３にはプランジャ５４の内部に連通するバルブシート６３ａが形成されており、このバルブシート６３ａに対向するチェックボール６５がスプリングシート６４のストッパ部６４ｂとの間に配置されたバルブスプリング６６で着座方向に付勢される。バルブハウジング６３の内部空間は、スプリングシート６４のフランジ部６４ａに形成した開口６４ｃと、プランジャ５４の先端に形成した油路５４ａとを介して大気に開放する。

カム機構５８は、テンショナハウジング５３にピン６７で枢支されたカムプレート６８と、プランジャ５４の外周面に形成されてカムプレート６８に噛合するラック５４ｂと、カムプレート６８をピン６７まわりに付勢するカムスプリング６９とを備える。

次に、上記構成を備えた本発明の第２の実施の形態の作用を説明する。

図８に示すように、タイミングチェーン２１の伸びが最大になったとき、メインアーム２６の第１支軸２７およびサブアーム２９の第２支軸２８を結ぶ直線Ｌ１上に、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂが位置するため、サブアーム２９の当接部２９ｂの移動方向およびメインアーム２６の当接部２６ａの移動方向は共に直線Ｌ１に対して直交する。従って、サブアーム２９がメインアーム２６を押す荷重Ｆ２の方向は、サブアーム２９の第２支軸２８および当接部２９ｂを結ぶ直線（つまり直線Ｌ１）に直交し、かつメインアーム２６の第１支軸２７および当接部２６ａを結ぶ直線（つまり直線Ｌ１）に直交し、前記荷重Ｆ２は最も効率良くメインアーム２６に伝達される。

それに対し、図９に示すように、タイミングチェーン２１の伸びが小さいときは、メインアーム２６の第１支軸２７およびサブアーム２９の第２支軸２８を結ぶ直線Ｌ１に対し、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂがタイミングチェーン２１と反対側に位置するため、サブアーム２９の荷重Ｆ２がメインアーム２６を押す効率はタイミングチェーン２１の最大伸び時に比べて低くなる。即ち、サブアーム２９がメインアーム２６を押す荷重Ｆ２の方向はサブアーム２９の第２支軸２８および当接部２９ｂを結ぶ直線Ｌ２に直交しているが、その荷重Ｆ２の方向はメインアーム２６の第１支軸２７および当接部２６ａを結ぶ直線Ｌ３に対して直交する方向に一致しないため、メインアーム２６を有効に押すことができるのは前記荷重Ｆ２の分力Ｆ２′だけになり、サブアーム２９がメインアーム２６を押す効率が低くなる。

よって、タイミングチェーン２１の伸びに伴ってテンショナリフタ５１のプランジャ５４が突出することで、バルブスプリング６６がプランジャ５４をサブアーム２９に押し付ける荷重Ｆ１が次第に減少しても、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂの位置が、メインアーム２６の第１支軸２７およびサブアーム２９の第２支軸２８を結ぶ直線Ｌ１に次第に接近して荷重Ｆ２の伝達効率が高まることで、前記荷重Ｆ１の減少を補償してメインアーム２６を略一定の荷重でタイミングチェーン２１に押し付けることができる。

これを第１の実施の形態の図５に対応する図１１に基づいて説明する。ＯＫ領域とＮＧ領域との境界は押圧荷重が一定値ｆ０のラインａであり、押圧荷重が一定値ｆ０よりも大きい一定値ｆ１になるラインｂが理想の特性である。従来のチェーンテンショナ装置は、タイミングチェーン２１の伸びが増加するに伴って押圧荷重が次第に減少するため、タイミングチェーン２１の最大伸び時にｆ１の押圧荷重を維持しようとすると、タイミングチェーン２１の非伸び時に押圧荷重が過剰になり（ラインｅ参照）、メインアーム２６とタイミングチェーン２１との摺動抵抗が増加してしまう問題がある。

図１１におけるラインｆはサブアーム２９からメインアーム２６への荷重の伝達効率の特性を示すもので、既に説明したように、前記伝達効率はタイミングチェーン２１の最大伸び時に最も高くなり、タイミングチェーン２１の非伸び時には小さくなる。よって、ラインｅの押圧荷重の特性にラインｆの伝達効率を乗算したラインｇが本願実施の形態の押圧荷重の特性となり、その押圧荷重の特性をラインｂの理想特性に近づけることができる。

第２の実施の形態のテンショナリフタ５１のチェックバルブ５６の作用は、第１の実施の形態のテンショナリフタ３１のチェックバルブ３５の作用と同じであるが、第２の実施の形態のリリーフバルブ５７は第１の実施の形態のリリーフバルブ３６と構造および作用が異なっている。即ち、駆動スプロケット１８および従動スプロケット１９に挟まれたタイミングチェーン２１の緩み側の弦の張力が増加すると、タイミングチェーン２１からメインアーム２６およびサブアーム２９を介して伝達される荷重によりプランジャ５４が圧縮され、シリンダ５３ａの内圧が高まることでチェックバルブ５６が閉弁し、かつリリーフバルブ５７が開弁してチェックボール６５がバルブスプリング６６を圧縮しながらバルブシート６３ａから離反し、シリンダ５３ａ内のオイルがバルブハウジング６３の内部、スプリングシート６４の開口６４ｃおよびプランジャ５４の油路５４ａを通過して外部に排出されることで、プランジャ５４がシリンダ５３ａの内部に没する方向に後退する。

第１の実施の形態のリリーフバルブ３６は、弁体として比較的に重量の大きいピストン４１を用いたピストンリリーフ型のものであるのに対し、第２の実施の形態のリリーフバルブ５７は、弁体として比較的に重量の小さいチェックボール６５を用いたボールリリーフ型のものであるため、メインアーム２６およびサブアーム２９を備えるチェーンテンショナ装置に適用すると、以下のような利点がある。

即ち、ピストンリリーフ型のリリーフバルブ３６は、弁体としてのピストン４１の重量が大きいため、図１２に示すように、エンジンＥの特定の回転数（３０００〜４０００ｒｐｍ）で共振して動きが鈍って追従性が低下し、バルブシートを閉めきれずにオイルが漏れる状態が発生して反力が低下する。そのため、図１３に示すように、エンジン回転数が３５００ｒｐｍに付近でチェーンテンショナ装置がタイミングチェーン２１の動きに追従できなくなり、互いに衝撃を与え合ってタイミングチェーン２１の荷重が急激に高まる現象が発生する問題がある。

図１４は、メインアーム２６だけを持ってサブアーム２９を持たないシングルアーム式のチェーンテンショナ装置に、ボールリリーフ型のリリーフバルブ５７を適用した結果を示すものである。ボールリリーフ型のリリーフバルブ５７はチェックボール６５が軽量であり、かつチェックボール６５が直接バルブシート６３ａに接触しているため、チェックボール６５が僅かに移動するだけでバルブシート６３ａが開閉される。よって、エンジンＥの高回転領域では追従性が良いものの、エンジンＥの低回転領域ではチェックボール６５がバルブシート６３ａから大きく離反してしまい、プランジャ５４の振幅が過大になるという問題がある。

図１５は、メインアーム２６およびサブアーム２９の両方を持つダブルアーム式のチェーンテンショナ装置（つまり本実施の形態のチェーンテンショナ装置）に、ボールリリーフ型のリリーフバルブ５７を適用した結果を示すものであり、図１４でプランジャ５４の振幅が過大になっていた領域を含む全ての領域で、プランジャ５４の振幅が大幅に低減していることが確認される。その理由は、ダブルアーム式のチェーンテンショナ装置では、サブアーム２９がレバー比ｂ／ａを持つため（図８参照）、メインアーム２６の変位量に対してプランジャ５４の変位量を低減することができるからである。

以上のように、ダブルアーム式のチェーンテンショナ装置に対しては、ピストンリリーフ型のリリーフバルブ３６を適用するよりも、ボールリリーフ型のリリーフバルブ５７を適用した方が、テンショナリフタ５１の作動を安定させることが可能となる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明には、第１の実施の形態の何れかの特徴と第２の実施の形態の何れかの特徴とを併せ持つもの含まれる。

また第１、第２の実施の形態ではプランジャ３３の当接部３３ａおよびサブアーム２９の第１当接部２９ａの両方を円弧面としているが、サブアーム２９の第１当接部２９ａを平坦面とし、プランジャ３３の当接部３３ａだけを円弧面としても良い。プランジャ３３の当接部３３ａを円弧面とすることは必須である。その理由は、仮にプランジャ３３の当接部３３ａを平坦面とすると、プランジャ３３は移動方向Ａ１の直線運動しかしないため、その接触点Ｐ１の接線Ｔ１の方向が一定になってサブアーム２９に伝達される法線Ｎ１方向の荷重Ｆ１が一定になってしまうからである。

また第１の実施の形態ではサブアーム２９の第２当接部２９ｂおよびメインアーム２６の当接部２６ａの両方を円弧面としているが、その一方だけを円弧面とし、その他方を平坦面としても良い。サブアーム２９の第２当接部２９ｂおよびメインアーム２６の当接部２６ａの一方を平坦面としても、その平坦面はサブアーム２９あるいはメインアーム２６の揺動運動により接触点Ｐ２の接線Ｔ２の方向が変化するため、メインアーム２６に伝達される法線Ｎ２方向の荷重Ｆ２が一定になってしまうことはない。

また第２の実施の形態ではサブアーム２９の第２当接部２９ｂを平坦面とし、メインアーム２６の当接部２６ａを円弧面としているが、その両方を円弧面としても良い。両方を円弧面とした場合の方が、メインアーム２６およびサブアーム２９の当接部２６ａ，２９ｂの位置が直線Ｌ１から外れたときの伝達効率の落ち込みが大きいため、タイミングチェーン２１が伸びたときにメインアーム２６をタイミングチェーン２１に押し付ける荷重の変化を更に小さくすることができる。

また第１、第２の実施の形態では、第２支軸２８をサブアーム２９の下端に設けているが、第２支軸２８をサブアーム２９の上端に設けても良い。但し、第２支軸２８をサブアーム２９の下端に設けた場合の方が、エンジンＥの幅方向の寸法を小型化する上で有利である。

また第１、第２の実施の形態のテンショナリフタ３１は油圧式であるが、本発明は油圧を用いずにプランジャをスプリングだけで付勢する機械式のテンショナリフタに対しても適用することができる。

また第１、第２の実施の形態では従動スプロケット１９，２０の個数は２個であるが、１個であっても良い。

またメインアーム２６は剛体である必要はなく、弾性体（例えば樹脂製）であっても良い。

１３ クランクシャフト（駆動軸）
１６ 吸気カムシャフト（従動軸）
１７ 排気カムシャフト（従動軸）
１８ 駆動スプロケット
１９ 従動スプロケット
２０ 従動スプロケット
２１ タイミングチェーン（無端チェーン）
２６ メインアーム
２６ａ 当接部
２７ 第１支軸
２８ 第２支軸
２９ サブアーム
２９ａ 第１当接部（当接部）
２９ａ 第２当接部（当接部）
３１ テンショナリフタ
３２ テンショナハウジング（ハウジング）
３３ プランジャ
３３ａ 当接部
３４ スプリング
５１ テンショナリフタ
５４ プランジャ
５５ スプリング
Ａ１ プランジャの移動方向
Ａ２ サブアームの移動方向
Ｌ１ 直線
Ｔ１ 接線
Ｔ２ 接線

Claims (6)

1. 駆動軸（１３）に設けられた駆動スプロケット（１８）と従動軸（１６，１７）に設けられた従動スプロケット（１９，２０）とに巻き掛けられた無端チェーン（２１）に所定の張力を付与すべく、
   第１支軸（２７）に揺動自在に枢支されて前記無端チェーン（２１）に摺接するメインアーム（２６）と、
   前記メインアーム（２６）を前記無端チェーン（２１）に向けて付勢する付勢力を発生すべく、ハウジング（３２）に摺動自在に支持されたプランジャ（３３）をスプリング（３４）で突出方向に付勢するテンショナリフタ（３１）と、
   前記メインアーム（２６）および前記テンショナリフタ（３１）の間に介在し、第２支軸（２８）に揺動自在に枢支されて前記テンショナリフタ（３１）のプランジャ（３３）の付勢力を前記メインア−ム（２６）に伝達するサブアーム（２９）とを備えるチェーンテンショナ装置において、
   前記無端チェーン（２１）の伸びが最大になったとき、前記プランジャ（３３）および前記サブアーム（２９）の当接部（３３ａ，２９ａ）において、前記プランジャ（３３）の移動方向（Ａ１）と前記当接部（３３ａ，２９ａ）の接線（Ｔ１）の方向とが直交することを特徴とするチェーンテンショナ装置。
2. 前記プランジャ（３３）および前記サブアーム（２９）の当接部（３３ａ，２９ａ）のうち、少なくとも前記プランジャ（３３）の当接部（３３ａ）は前記第２支軸（２８）の軸線方向に見て円弧状に形成されることを特徴とする、請求項１に記載のチェーンテンショナ装置。
3. 駆動軸（１３）に設けられた駆動スプロケット（１８）と従動軸（１６，１７）に設けられた従動スプロケット（１９，２０）とに巻き掛けられた無端チェーン（２１）に所定の張力を付与すべく、
   第１支軸（２７）に揺動自在に枢支されて前記無端チェーン（２１）に摺接するメインアーム（２６）と、
   前記メインアーム（２６）を前記無端チェーン（２１）に向けて付勢する付勢力を発生すべく、ハウジング（３２）に摺動自在に支持されたプランジャ（５４）をスプリング（５５）で突出方向に付勢するテンショナリフタ（５１）と、
   前記メインアーム（２６）および前記テンショナリフタ（５１）の間に介在し、第２支軸（２８）に揺動自在に枢支されて前記テンショナリフタ（５１）のプランジャ（５４）の付勢力を前記メインア−ム（２６）に伝達するサブアーム（２９）とを備えるチェーンテンショナ装置において、
   前記サブアーム（２９）および前記メインアーム（２６）の当接部（２９ｂ，２６ａ）は、前記第１支軸（２７）および前記第２支軸（２８）を結ぶ直線（Ｌ１）上あるいは該直線（Ｌ１）を挟んで前記無端チェーン（２１）と反対側に位置することを特徴とするチェーンテンショナ装置。
4. 前記無端チェーン（２１）の伸びが最大になったとき、前記第１支軸（２７）および前記第２支軸（２８）を結ぶ直線（Ｌ１）上に前記サブアーム（２９）および前記メインアーム（２６）の当接部（２９ｂ，２６ａ）が位置することを特徴とする、請求項３に記載のチェーンテンショナ装置。
5. 前記サブアーム（２９）および前記メインアーム（２６）の当接部（２９ｂ，２６ａ）において、前記サブアーム（２９）の移動方向（Ａ２）と前記当接部（２９ｂ，２６ａ）の接線（Ｔ２）の方向とが直交することを特徴とする、請求項４に記載のチェーンテンショナ装置。
6. 前記サブアーム（２９）および前記メインアーム（２６）の当接部（２９ｂ，２６ａ）の少なくとも一方は、前記第２支軸（２８）の軸線方向に見て円弧状に形成されることを特徴とする、請求項５に記載のチェーンテンショナ装置。

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