JP3411101B2 - オートテンショナ - Google Patents

オートテンショナ

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Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【産業上の利用分野】本発明の対象となるオートテンシ
ョナは、自動車用エンジンのタイミングベルトに適正な
張力を付与する為に利用する。 【０００２】 【従来の技術】エンジンのカムシャフトをクランクシャ
フトと同期して回転駆動する為に、段付ベルトであるタ
イミングベルトによる駆動装置が広く使用されている。
ところでこの様なタイミングベルトには、適正な張力を
付与する事が、タイミングベルト内周面の歯と駆動プー
リ及び従動プーリの外周面に形成した歯とがずれる、所
謂歯飛びを防止する為にも必要である。この為従来か
ら、ばねの弾力によりプーリをタイミングベルトの外周
面に押圧し、温度変化に拘らずこのタイミングベルトの
張力を一定に保つオートテンショナが、従来から広く使
用されている。 【０００３】この様な目的で使用されるオートテンショ
ナには、次のの機能が要求される。 タイミングベルトの外周面を弾性的に押圧し、この
タイミングベルトに適正な張力を付与する機能。 タイミングベルトの一部でプーリにより抑え付けた
部分の張力が急激に上昇した場合に、直ちには退避せず
に当該部分を強く抑え付け、他の部分の張力が過度に低
下するのを防止する機能。 【０００４】この為オートテンショナには、上記の機
能を持たせるべくばねを設け、上記の機能を持たせる
べくダンパ装置を設けている。ダンパ装置としては、例
えば特開昭６３−１８０７５９号公報に記載されている
様に、両方向に亙ってダンパ機能を有する、所謂ワンウ
ェイ構造のものもある。しかしながら、タイミングベル
トの張力変動をより少なく抑える為には、片方向のみダ
ンパ機能を有し、タイミングベルトを押圧するプーリの
変位が、押圧方向には迅速に、反対方向には緩徐に行わ
れる様にする、所謂ツーウェイ構造のものが好ましい。 【０００５】実開昭６０−２３３５５号公報には、この
様なツーウェイ構造のダンパ装置を備えたオートテンシ
ョナとして、図１〜２に示す様な構造が記載されてい
る。先ず図１はオートテンショナを組み込んだタイミン
グベルト駆動装置を示している。エンジンのクランクシ
ャフトの回転は、駆動プーリ１からタイミングベルト２
に伝達されて従動プーリ３、３及びこの従動プーリ３、
３をそれぞれの端部に固定したカムシャフト（図示せ
ず）を回転させる。３ａはウォータポンプ等の補機を駆
動する為の従動プーリである。上記タイミングベルト２
の中間部で、上記駆動プーリ１と従動プーリ３との間部
分には、オートテンショナ４を構成するプーリ５を弾性
的に押圧し、このタイミングベルト２に適正な張力を付
与している。 【０００６】上記プーリ５は、揺動部材６の中間部に、
図示しない第二軸により枢支されている。そしてこの揺
動部材６は第一軸である枢軸７により、固定の部分であ
るエンジンのシリンダブロックの前面に枢支されてい
る。又、上記揺動部材６の先端部に設けられた受部８と
シリンダブロックの前面との間には、図２に詳示する様
なダンパ装置９を設けている。このダンパ装置９は上記
揺動部材６とは別に、上記シリンダブロックの前面等に
固定している。このダンパ装置９は、シリンダ１０に内
蔵した圧縮ばね１１の弾力に基づき、その全長を伸長す
る方向の弾力を有する。上記プーリ５は、この圧縮ばね
１１の弾力に基づき、上記タイミングベルト２に向け
て、弾性的に押圧される。又、このダンパ装置９は、上
記シリンダ１０内に封入した粘性液体１２と逆止弁１３
との作用により、迅速に伸長するが圧縮は緩徐にしか行
われない。従って、上記オートテンショナ４は、前記し
たの機能を合わせ持つ。 【０００７】上述した図１〜２に示したオートテンショ
ナ４の場合、プーリ５をタイミングベルト２に押圧する
為の弾力を、ダンパ装置９に内蔵した圧縮ばね１１によ
り得ている為、このダンパ装置９が大型化する。即ち、
タイミングベルト２に十分な張力を付与する為には、上
記圧縮ばね１１の弾力を大きくしなければならない。一
般的には、この弾力を１０〜２０kgf 程度確保する必要
がある為、上記圧縮ばね１１の大きさ（長さ及び径）も
或る程度大きくなる事が避けられない。この結果、この
圧縮ばね１１を組み込んだダンパ装置９が大型化してし
まう（長く、且つ太くなる）。シリンダブロックの前面
等の設置スペースは狭く、大きなダンパ装置９を含むオ
ートテンショナ４を設置する事は難しい場合が多い。 【０００８】更に、上記図１〜２に示した従来構造の場
合には、ダンパ装置９の汎用性が乏しく、各種エンジン
に対応するオートテンショナを構成する為、多種類のダ
ンパ装置９を用意しなければならず、部品製作や部品管
理の繁雑化により、オートテンショナ４の製作費を高く
する。即ち、タイミングベルト２の張力の設定値は、エ
ンジンの排気量により異なるだけでなく、その型式（Ｏ
ＨＣであるかＤＯＨＣであるか）等によっても微妙に異
なる。従って、上記圧縮ばね１１の弾力も上記設定値に
合わせて変える必要があるが、圧縮ばね１１の長さ及び
径は、その弾力を変えた場合に異なってしまう。この
為、この圧縮ばね１１を内蔵したダンパ装置９の大きさ
も、上記設定値の違いに応じて種々異なったものとな
り、上述の様に製作費が高くなる原因となる。 【０００９】これに対して、実開平６−４７７５７号公
報には、ダンパ装置９を小型化でき、しかも張力の設定
値の異なる構造の場合もダンパ装置９を共用化できる構
造として、図３〜５に示す様なオートテンショナが記載
されている。この従来のオートテンショナには、例えば
図６に示す様なダンパ装置が組み込まれる。尚、この図
６に示したダンパ装置は、上記公報に記載されたダンパ
装置をより具体化したものである。この図３〜５に示し
たオートテンショナ並びに図６に示したダンパ装置は、
本発明を完成させる段階での実験に使用したオートテン
ショナ並びにダンパ装置と基本構造が同一のものである
為、少し詳しく説明する。 【００１０】固定部材１４は、中間部の取付孔１５に挿
通したボルト（図示せず）により、シリンダブロック前
面等の固定の部分に固定される。この固定部材１４の一
端部（図３〜５の上端部）に形成した円孔１６には、円
管状の固定軸１７の基端部を、内嵌固定している。この
固定軸１７が第一軸である。そして、揺動部材１８の基
端部（図３〜５の下端部）に形成した円筒部１９を上記
固定軸１７の周囲に、滑り軸受２０を介して外嵌する事
により、上記固定軸１７の周囲に揺動部材１８の基端部
を、回転自在に支持している。そして、上記固定軸１７
に挿通したボルト２１をシリンダブロック前面等の固定
の部分に形成した螺子孔に螺合させ、上記取付孔１５に
挿通した図示しないボルトとの共働により、上記固定部
材１４の回転防止を図っている。 【００１１】又、上記揺動部材１８の先端部（図３〜５
の上端部）には、上記固定軸１７と平行な第二軸を構成
する円形の凸部２２を形成し、この凸部２２の周囲にプ
ーリ５を、転がり軸受２３により回転自在に支持してい
る。即ち、ボルト２４を上記転がり軸受２３を構成する
内輪２５の中心孔及び座板２６に通してからナット２７
を緊締し、上記内輪２５の中心孔周囲を抑え付けてい
る。この状態で、前記固定軸１７は、プーリ５の外周面
よりも直径方向外側に位置する。 【００１２】又、上記円筒部１９の周囲には、捩りコイ
ルばね２８のコイル部２９を配置している。そして、こ
の捩りコイルばね２８の一方の係止部３０ａを前記固定
部材１４に形成した係止孔３１ａに係止し、他方の係止
部３０ｂを上記揺動部材１８に形成した係止孔３１ｂ
に、スリーブ３２を介して挿入している。そして、この
捩りコイルばね２８により上記揺動部材１８に、前記固
定軸１７を中心として、図３で時計方向に回動しようと
する弾力を付与している。 【００１３】又、前記固定部材１４の一部で、前記固定
軸１７から離れた位置に設けた固定側腕片３３には、ダ
ンパ装置３４の基端部を支持している。一方、前記揺動
部材１８の一部で、前記凸部２２から離れた位置には揺
動側腕片３５を設け、この揺動側腕片３５に形成した凹
部３６に、受ブロック３７を内嵌固定している。そし
て、この受ブロック３７の端面に、上記ダンパ装置３４
を構成するプランジャ３８の先端を突き当てている。 【００１４】上記ダンパ装置３４は、図６に示す様に、
シリンダ筒３９の内部に粘性液体１２を封入すると共
に、このシリンダ筒３９の内部にピストン４０を、軸方
向（図６の上下方向）に亙る変位自在に嵌装している。
このピストン４０と上記シリンダ筒３９の奥端面（図６
の下端面）との間には圧縮コイルばねである付勢ばね４
１を設けて、このピストン４０をシリンダ筒３９から突
出する方向に押圧している。上記プランジャ３８は、そ
の基端面（図６の下端面）をこのピストン４０に当接さ
せている。従って、上記付勢ばね４１の弾力に基づいて
このピストン４０が変位する（押し上げられる）と、上
記プランジャ３８のシリンダ筒３９からの突出量が増大
する。 【００１５】上記ピストン４０の中央部には通油路４２
を形成して、上記ピストン４０の軸方向両端面同士を連
通させている。そして、上記通油路４２の下端開口部に
ボール４３を、圧縮ばね４４の弾力に基づいて押し付け
る事により、上記通油路４２の下端開口を開閉する、ボ
ール弁式の逆止弁４５を構成している。この逆止弁４５
は、上記ピストン４０が上記付勢ばね４１の弾力に抗し
て変位（下降）する場合に閉じ、付勢ばね４１の弾力に
より上昇する場合に開く。 【００１６】尚、図３〜５に示したストッパピン４６
は、前記捩りコイルばね２８の弾力に拘らず、前記固定
軸１７を中心とする揺動部材１８の揺動を不能とする事
で、前記プーリ５へのタイミングベルト２の掛け渡し作
業を容易に行える様にするものである。即ち、上記揺動
部材１８を捩りコイルばね２８の弾力に抗し揺動させた
状態で、この揺動部材１８に形成した小孔４７と前記固
定部材１４に形成した小孔４８とを整合させ、上記スト
ッパピン４６を両小孔４７、４８に挿通させておく。 【００１７】この状態で、上記揺動部材１８に支持され
たプーリ５が上記捩りコイルばね２８の弾力により変位
する事はなくなるので、このプーリ５にタイミングベル
ト２を掛け渡す作業を容易に行える。タイミングベルト
２を掛け渡した後に上記ストッパピン４６を引き抜け
ば、上記プーリ５は、捩りコイルばね２８の弾力に基づ
いて、上記タイミングベルト２に押圧される。 【００１８】上述の様に構成されるオートテンショナの
使用状態に於いては、捩りコイルばね２８の弾力に基づ
いて揺動部材１８が揺動し、この揺動部材１８の先端部
に回転自在に支持されたプーリ５を、タイミングベルト
２に向け弾性的に押圧する。プーリ５がタイミングベル
ト２に押し付けられる事で、上記揺動部材１８の揺動は
制限され、この揺動部材１８に設けた揺動側腕片３５が
それ以上変位する事がなくなる。この為、固定部材１４
の固定側腕片３３に支持されたダンパ装置３４を構成す
るピストン４０が付勢ばね４１の弾力により変位する
と、プランジャ３８のシリンダ筒３９からの突出量が増
大し、このプランジャ３８の先端が揺動側腕片３５の先
端部に支持した受ブロック３７に押し付けられた状態と
なる。 【００１９】この状態からタイミングベルト２が弛む
と、捩りコイルばね２８の弾力に基づいて揺動部材１８
が、固定軸１７を中心として図３の時計方向に揺動し、
上記プーリ５をタイミングベルト２の動きに追従させ
る。この際、上記プランジャ３８の変位は少し遅れる
為、このプランジャ３８の先端と上記受ブロック３７と
が離隔する。従って、タイミングベルト２が弛む際に
は、プーリ５をタイミングベルト２の動きに追従させる
べく揺動部材１８を回転させる事に対し、上記ダンパ装
置３４が全く抵抗とはならず、上記プーリ５をタイミン
グベルト２の動きに対し迅速に追従させて、このタイミ
ングベルト２の張力が低下する事を防止する。 【００２０】上記プランジャ３８は付勢ばね４１の弾力
により、上記揺動部材１８の動きよりも少しだけ遅れ
て、その先端部が上記受ブロック３７に衝合するまで、
シリンダ筒３９から突出する。この様に、付勢ばね４１
の弾力に基づいてシリンダ筒３９からプランジャ３８を
押し出す際には、ダンパ装置３４内の逆止弁４５が開く
為、ピストン４０並びにプランジャ３８の変位は比較的
迅速に行われ、極く短時間の後に、このプランジャ３８
の先端が上記受ブロック３７に衝合する。 【００２１】反対にタイミングベルト２の張力が増大す
ると、上記揺動部材１８が捩りコイルばね２８の弾力に
抗して、固定軸１７を中心として図３の反時計方向に揺
動する傾向となる。この状態では、上記受ブロック３７
が上記プランジャ３８の先端に押し付けられる。この
為、上記揺動部材１８を回動させる為には、このプラン
ジャ３８及びピストン４０を、付勢ばね４１の弾力及び
ダンパ抵抗に抗して、シリンダ筒３９内に押し込まなけ
ればならない。 【００２２】この際、ダンパ装置３４に内蔵された逆止
弁４５を構成するボール４３は、通油路４２の開口部に
押し付けられ、ピストン４０の両側を連通する通油路４
２は閉じられる。この為、ピストン４０の下側に存在す
る粘性液体１２は、ピストン４０外周面とシリンダ筒３
９内周面との間のリーク隙間を通じてのみ流れる。そし
て、このリーク隙間を流れた粘性液体１２が、上記ピス
トン４０の上端縁部に形成した切り欠き４９、４９（図
６）を通じて上記ピストン４０の上側に流れ込み、上記
ピストン４０が下降する。従って、このピストン４０並
びにプランジャ３８の変位は緩徐にしか行われなくな
る。この結果、上記揺動部材１８に支持されたプーリ５
の変位も、上記ダンパ装置３４の作用により緩徐にしか
行われなくなり、上記タイミングベルト２はプーリ５に
より抑え付けられ、このタイミングベルト２の振動が成
長する事がなくなる。 【００２３】上述の図３〜６に示した従来構造の場合に
は、プーリ５をタイミングベルト２に押圧する為の弾力
は専用の捩りコイルばね２８により得ている。ダンパ装
置３４に内蔵した付勢ばね４１は、このダンパ装置３４
を伸長させる役目しか持たない為、特に大きな弾力を必
要とせず、上記ダンパ装置３４が大型化する事はない。
又、張力の設定値が異なる複数種類のオートテンショナ
に同一種類のダンパ装置３４を使用できる為、部品製
作、部品管理の簡略化により、製作費の低廉化を図れ
る。 【００２４】張力付与の為のばねをダンパ装置伸長用の
ばねから独立させる構造は、この他にも、特開昭５８−
１２１３４４号公報、同６１−２９４２４９〜５０号公
報、同６２−２７１９１０号公報、同６２−２７４１４
２〜４号公報、特開平２−８９８３９号公報に記載され
ている様に従来から知られている。又、実開平１−１０
０９５３号公報には、張力付与の為のばねをダンパ装置
伸長用のばねから独立させると共に、ダンパ装置を構成
する油室とリザーブ室とを抵抗の大きな流路により連通
させて、振動減衰効果を大きくする発明が記載されてい
る。 【００２５】 【発明が解決しようとする課題】ところが、本発明者の
研究により、単に張力付与の為のばねをダンパ装置伸長
用のばねから独立させただけでは、タイミングベルト２
の振動を十分に防止できない事が分った。即ち、エンジ
ンの運転時にタイミングベルト２は、エンジンから伝わ
る振動の他、クランクシャフトから伝達される動力の変
動（大きさ及び速度）等により振動する。そして、上記
タイミングベルト２の張力が細かく変化する。即ち、エ
ンジンの運転時に上記タイミングベルト２の張力は、エ
ンジンの回転数に比例した周波数で、正弦波（ sinカー
ブ）的に変化する。 【００２６】優れたオートテンショナは、上記捩りコイ
ルばね２８等の張力付与の為のばねによりタイミングベ
ルト２に付与する張力が適正であるだけでは足りず、上
記張力の変動による振動を十分に抑え付けられるもので
なければならない。これに対して、例えば図３〜６に示
した従来構造で単にダンパ装置３４を（図１〜２に示し
た従来構造の第１例に比べて）小型化した場合、ダンパ
装置３４の性能が不十分となる。より具体的には、上記
タイミングベルト２の一部でプーリ５により抑え付けら
れた部分の張力が急上昇した場合に、上記ダンパ装置３
４の全長が比較的簡単に縮み、上記プーリ５が比較的簡
単に（タイミングベルト２から退避する方向に）変位し
てしまう。この結果、上記タイミングベルト２の振動を
十分に抑える事ができず、このタイミングベルト２がば
たついてしまう。前記実開平１−１００９５３号公報に
記載された発明の場合も、タイミングベルト２の張力が
急に低下した場合の問題に対応する為の構造であって、
上述の様に張力が急上昇した場合にタイミングベルト２
を十分に抑え付ける事を考慮したものではない。 【００２７】本発明は、この様な事情に鑑みて発明した
ものであって、ダンパ装置を小型化した場合でも、この
ダンパ装置に十分なダンパ能力を持たせて、タイミング
ベルトの張力変動を最小限に抑える事ができるオートテ
ンショナを提供するものである。 【００２８】 【課題を解決する為の手段】本発明の対象となるオート
テンショナは、固定の部分に直接若しくはこの固定の部
分に固定された固定部材を介して支持された第一軸と、
この第一軸を中心として揺動自在な揺動部材と、この揺
動部材の一部で上記第一軸と離隔した部分に設けられ
た、上記第一軸と平行な第二軸と、この第二軸の周囲に
回転自在に支持されたプーリと、このプーリをタイミン
グベルトに向け押圧する弾力を上記揺動部材に付与すべ
く、上記固定の部分若しくは固定部材と上記揺動部材と
の間に設けられた張力付与ばねと、上記固定の部分若し
くは固定部材と上記揺動部材との間に設けられ、この揺
動部材が上記張力付与ばねの弾力に抗して変位する事に
対する抵抗となるダンパ装置とを備える。 【００２９】そして、このダンパ装置は、内部に粘性液
体を封入したシリンダ筒と、このシリンダ筒の内部に軸
方向に亙る変位自在に嵌装されたピストンと、このピス
トンとシリンダ筒との間に設けられ、このピストンを一
方向に付勢する付勢ばねと、この付勢ばねの弾力に基づ
く上記ピストンの変位に伴って、上記シリンダ筒からの
突出量を増すプランジャと、上記ピストンの軸方向両端
面同士を連通する通油路と、この通油路と直列に設けら
れ、上記ピストンが上記付勢ばねの弾力に基づいて変位
する場合にのみ開く逆止弁とを備えたものであり、且
つ、上記張力付与ばねは上記シリンダ筒外に設けられて
いる。 【００３０】更に、本発明のオートテンショナでは、上
記シリンダ筒の内径ｒmmと８〜１３mmの範囲で決定され
る上記ピストンの外径ｄmmとの差の半分である（ｒ−
ｄ）／２で表され、６．８〜９μｍの範囲で決定される
リーク隙間の厚さｈmmを、それぞれが下記の式により求
められるｈ1 とｈ2 との間（ｈ2 ≦ｈ≦ｈ1 ）で、且
つ、０．００２mm（２μｍ）以上に規制している。 （ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ）d2x/dt2 ＋Ｂ2 ｛（３πνρＬｄ
3 ）／４ｈ3 ｝dx/dt ＋（Ｂ3 Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 ）ｘ＝ａ
sin（２πｆｔ） 尚、この式中、ｍ1 は、上記揺動部材及びこの揺動部材
と共に揺動する部材の揺動慣性質量の合計（ kg ）を、
ｍ2 は、上記ダンパ装置の伸縮に伴ってシリンダ筒内で
軸方向に変位する部材の慣性質量の合計（ kg ）を、ν
は、オートテンショナの使用状態での上記粘性液体の動
粘度（mm2/s ）を、ρは、同じく使用状態での上記粘性
液体の密度（kg/mm3）を、Ｌは、上記シリンダ筒の内周
面と上記ピストンの外周面との間に存在する微小なリー
ク隙間の軸方向長さ（mm）を、Ｋ1 は、上記張力付与ば
ねのばね定数（ kg/s2）を、Ｋ2 は、上記付勢ばねのば
ね定数（ kg/s2）を、Ｂ1 、Ｂ2 、Ｂ4 は、上記揺動部
材に関する、上記プーリと上記ダンパ装置との間での変
位運動方向係数を、Ｂ3 は、上記揺動部材に関する、上
記プーリと上記張力付与ばねとの間での変位運動方向係
数を、ａは、使用状態での上記タイミングベルトの張力
変動に伴う上記プーリへの入力荷重の変動の片振幅（kg
・mm/s2）を、ｆは、使用状態で最も有害となる、上記
タイミングベルトの振動の周波数（Hz）を、ｔは時間
（s ）を、ｘは、上記タイミングベルトの振動に伴う上
記プーリの変位（mm）を、dx/dt は、上記タイミングベ
ルトの張力変動に伴うプーリの変位速度（mm/s）を、d2
x/dt2 は、上記タイミングベルトの張力変動に伴うプー
リの変位加速度（mm/s2 ）を、ｘp-p は、上記タイミン
グベルトの張力変動に伴うプーリの変位幅、言い換えれ
ば、タイミングベルトの一部でプーリにより抑え付けら
れた部分が一方向に最も振れた状態での位置と他方向に
最も振れた状態での位置との差である、タイミングベル
トの振幅（mm）を、それぞれ表している。尚、エンジン
の運転時にオートテンショナの温度は、季節にもよる
が、８０〜１２０℃程度に上昇する。従って、粘性液体
の動粘度νや密度ρの様に、温度変化の影響を無視でき
ない値は、使用状態の温度（例えば１００℃）での値を
用いる。熱膨張に伴う寸法変化は実際上無視できる。仮
に無視できない場合、各寸法は総て使用状態での寸法と
する。又、使用状態で最も有害となるタイミングベルト
の振動の周波数は、エンジンの気筒数や排気量、ガソリ
ンエンジンであるかディーゼルエンジンであるか等で多
少異なるが、一般的な４気筒エンジンの場合にはガソリ
ンエンジン、ディーゼルエンジン共、５０Hzを使用す
る。これは、回転数が１５００ｒｐｍ時にタイミングベ
ルトの振動が最も大きくなり、しかもその二次振動が最
も有害となる為である（１５００÷６０×２＝５０（H
z））。エンジンの回転数がこれよりも低い場合には振
動エネルギが小さくなり、反対に高い場合にはエンジン
の回転が滑らかになって振動が少なくなる。又、上記ｈ
1 は、ｘp-p ／２（片振幅）が０．７mmとなる上記リー
ク隙間の厚さ（ mm ）であり、ｈ2 は、同じくｘp-p ／
２が０．０５mmとなる上記リーク隙間の厚さ（ mm ）で
ある。 【００３１】 【作用】上述の様に構成される本発明の対象となるオー
トテンショナの場合、プーリをタイミングベルトに押し
付ける為の弾力は、ダンパ装置の外に設けた張力付与ば
ねにより得る。この為、ダンパ装置に内蔵する付勢ばね
の弾力は、このダンパ装置を伸長させられるだけのもの
であれば足りる。従って、付勢ばねは小さなもので済
み、ダンパ装置の小型化を図れ、オートテンショナを限
られた空間に設置可能となる。 【００３２】又、タイミングベルトが弛んだ場合には上
記プーリが、張力付与ばねの弾力により直ちに上記タイ
ミングベルトに追従し、このタイミングベルトの張力が
低下する事を防止する。従って、タイミングベルトの内
周面に形成した歯と、駆動、従動、或はガイドプーリの
外周面に形成した歯とがずれる、所謂歯飛びが発生する
のを確実に防止できる。 【００３３】又、ダンパ装置を構成するシリンダ筒の内
周面とピストンの外周面との間に存在する円筒状のリー
ク隙間の厚さｈを規制する事で、タイミングベルトの振
動に伴うプーリの変位幅ｘp-p を、０．１〜１．４mmの
範囲に規制できる。変位幅ｘp-p を１．４mm以下にする
事で、上記プーリにより抑え付けられたタイミングベル
トの振れを小さく抑える事ができる。この結果、タイミ
ングベルトによる駆動部分に異常振動が発生したり、或
は歯飛びが発生したりする事を有効に防止できる。即
ち、本発明者の行った実験によると、一般的な乗用車用
エンジン（１０００〜３０００ccクラス）に組み込まれ
たタイミングベルトの場合には、上記変位幅ｘp-p を
１．４mm以内に抑えれば、タイミングベルトの振動に基
づく不具合（振動、騒音、歯飛び等の発生）を確実に防
止できる事が分った。上記リーク隙間の厚さｈをｈ1 以
下に抑える（ｈ≦ｈ 1 ）事で、上記変位幅ｘp-p を１．
４mm以下に規制できる。 【００３４】又、上記変位幅ｘp-p を０．１mm以上確保
するので、タイミングベルトの張力が急上昇してプーリ
が強く押された場合に、このタイミングベルトの張力を
急上昇させる為のエネルギを或る程度吸収できる。この
結果、タイミングベルトの耐久性を十分に確保できる。
即ち、タイミングベルトの張力が上昇した場合にも、プ
ーリが全く退避方向に変位しないと、上記タイミングベ
ルトの内周面に形成した歯の一部で、駆動プーリや従動
プーリの外周面の歯と噛合した部分に過大な応力が加わ
る。この結果、上記タイミングベルトの内周面の歯が破
損し易くなる。これに対して本発明の場合には、上記リ
ーク隙間の厚さｈをｈ2 以上にする（ｈ≧ｈ 2 ）事で、
上記変位幅ｘp-p を０．１mm以上確保できる為、タイミ
ングベルトの耐久性を確保できる。 【００３５】更に、上記リーク隙間の厚さｈを０．００
２mm（２μｍ）以上確保している為、ダンパ装置を組み
立てるべく、上記シリンダ筒内にピストンを挿入する作
業を、工場レベルで十分に行える。逆に言えば、ｈ2 ≦
ｈ≦ｈ1 を満たした場合でも、ｈ＜０．００２mmである
と、ダンパ装置の組立作業が困難になる。即ち、本発明
のオートテンショナに組み込むダンパ装置の場合には、
上記リーク隙間の厚さｈを所望値に規制する必要があ
る。この所望値を加工精度で実現する事は難しい場合も
あり、例えば予め内径ｒを測定したシリンダ筒と、やは
り予め外径ｄを測定したピストンとを、所望のリーク隙
間の厚さｈを実現すべく（ｈ＝（ｒ−ｄ）／２が所望値
となるべく）選択嵌合させる事も考えられる。しかしな
がら、この様な選択嵌合の手法を採用する場合でも、ｈ
≧０．００２mmを確保しないと、上記シリンダ筒とピス
トンとを組み合わせる事は難しい。そこで、上記リーク
隙間の厚さｈを０．００２mm以上確保する事とした。 【００３６】 【実施例】次に、本発明の実施例を説明しつつ、本発明
を完成させるまでの過程を説明する。本発明者は、図３
〜５に示す様なオートテンショナに組み込まれる、図６
に示す様なダンパ装置３４の振動減衰能力を知る為、図
７に略示する様な実験装置を使用して、数多くのダンパ
装置の振動減衰能力を測定した。この実験装置では、プ
ーリ５０ａ、５０ｂに掛け渡したタイミングベルト２ａ
をばね５１により緊張している。更に、ばね５２により
揺動部材５３を介して上記プーリ５０ａに所定の弾力を
付与し、上記タイミングベルト２ａに所定の張力を付与
している。そして、このタイミングベルト２ａの張力を
加振機５４により正弦波的に変化させると同時に、この
張力の変動をロードセル５５により、上記プーリ５０ａ
の変位を非接触式の変位センサ５６により、それぞれ測
定する。本発明者は、この様な実験装置により、オート
テンショナを構成するプーリ５０ａの変位特性、延ては
タイミングベルト２ａのばたつきにダンパ装置３４の小
型化が及ぼす影響に就いて検証した。 【００３７】この結果第一に、シリンダ筒３９（図６）
の内周面とピストン４０（図６）の外周面との間に存在
するリーク隙間が小さいダンパ装置３４の場合には、ダ
ンパ性能が良好である事が確認された。例えば、シリン
ダ筒３９の内径ｒmmとピストン４０の外径ｄmmとの差の
半分として（ｒ−ｄ）／２で表される、上記リーク隙間
の厚さｈが２．５〜３．５μｍ程度のダンパ装置３４
は、非常に良好なダンパ性能を発揮した。そこで本発明
者は、ダンパ性能の向上が上記リーク隙間の減少による
ものか否かを確認する為、上記ダンパ装置３４を加工し
て上記リーク隙間の厚さｈのみを大きくしたダンパ装置
３４を、上記図７に示す実験装置に設置して実験を行っ
たところ、ダンパ性能が劣化する事が確認された。 【００３８】この結果、リーク隙間の厚さｈの減少がダ
ンパ性能の向上に役立つ事を確認できたが、適正なリー
ク隙間の厚さｈはダンパ装置３４の大きさにより異な
り、単にリーク隙間の厚さｈを絶対値で規制しただけで
は、十分に満足できるダンパ性能を得られない事も、本
発明者の実験により分った。即ち、本発明者は、上記リ
ーク隙間の厚さｈと上記ピストン４０の外径ｄとを種々
変えて、前述した図７の実験装置によりプーリ５の変位
を測定する実験を行ったところ、外径ｄに応じて十分な
ダンパ性能を得られるリーク隙間の厚さｈ、特にその上
限値が異なる事が分った。この様に変位を測定する実験
の条件のうち、上記外径ｄ及び厚さｈ以外の条件は、次
の通りである。 【００３９】 タイミングベルト２ａの張力変動（振動） ： ±３０kgf の正弦波 タイミングベルト２ａの張力変動の周波数 ： ５０Hz 粘性液体１２（図６）の動粘度 ： ３２cSt 尚、粘性液体１２の動粘度は、オートテンショナ用ダン
パ装置に封入する粘性液体として一般的に使用されるオ
イルの、オートテンショナの一般的な使用状態温度であ
る１００℃での動粘度に合わせた。 【００４０】第一の測定実験は、ピストン４０の外径ｄ
を１１．４mmとし、シリンダ筒３９の内周面と上記ピス
トン４０の外周面との間に存在する微小なリーク隙間の
軸方向長さＬ（ピストン４０の長さとほぼ一致する）を
１０mmとし、シリンダ筒３９の内径ｒとピストンの外径
ｄとの差の半分として（ｒ−ｄ）／２で表される、上記
リーク隙間の厚さｈを変える事で、この厚さｈがダンパ
装置３４の性能に及ぼす影響に就いて測定した。ダンパ
装置３４の性能は、タイミングベルト２の張力変動に伴
うプーリ５の変位幅ｘp-p により判定し、この変位幅ｘ
p-p の半分である片振幅ｘp-p ／２を、上記厚さｈと共
に次の表１と図８とに示す。 【００４１】 【表１】 【００４２】又、この実験の過程で、上記片振幅ｘp-p
／２が０．７mmを越えた場合（変位幅ｘp-p が１．４mm
を越えた場合）には、タイミングベルト２の振動が好ま
しくない程度に大きい事が分った。この前提で、上記表
１及び図８の記載を見ると、ピストン４０の外径ｄが１
１．４mmである、上記ダンパ装置３４の性能は、リーク
隙間の厚さｈが１４μｍまでは十分に良好であるが、こ
の厚さｈが１４μｍから１６μｍに増加するだけで、急
激に性能が低下する事が分る。尚、図８（後述する図９
〜１０も同様）中、○×は上記片振幅ｘp-p ／２の実測
値を示しているが、このうちの○は十分な振動防止効果
を得られたもの（片振幅が０．７mm以下だったもの）、
即ち本発明の実施例となるものを、×は振動防止効果が
不十分であったもの（片振幅が０．７mmを越えたも
の）、即ち本発明の技術的範囲から外れた比較例となる
ものを、それぞれ表している。 【００４３】第二の測定実験は、ピストン４０の外径ｄ
を８．０mmとし、その他の条件は上記第一の測定実験と
同じにして、プーリ５の片振幅ｘp-p ／２を測定した。
この結果を、リーク隙間の厚さｈと共に、次の表２と図
９とに示す。 【００４４】 【表２】 【００４５】この表２及び図９の記載から明らかな通
り、ピストン４０の外径ｄが８．０mmであるダンパ装置
３４の性能は、リーク隙間の厚さｈが９μｍまでは十分
に良好であるが、この厚さｈが９μｍから１１μｍに増
加する過程で、実用性を損なう程度に性能が低下する事
が分った。 【００４６】第三の測定実験は、ピストン４０の外径ｄ
を１３．０mmとし、その他の条件は上記第一、第二の測
定実験と同じにして、プーリ５の片振幅ｘp-p ／２を測
定した。この結果を、リーク隙間の厚さｈと共に、次の
表３と図１０とに示す。 【００４７】 【表３】 【００４８】この表３及び図１０の記載から明らかな通
り、ピストン４０の外径ｄが１３．０mmであるダンパ装
置３４の性能は、リーク隙間の厚さｈが１４μｍまでは
十分に良好であるが、この厚さｈが１４μｍから１８μ
ｍに増加する過程で、急激に性能が低下する事が分っ
た。 【００４９】これら一連の測定実験から明らかな通り、
ピストン４０の外径ｄに応じて、十分なダンパ性能を得
られるリーク隙間の厚さｈ、特にその上限値が異なる。
そこで、ダンパ装置３４の大きさが異なった場合にも十
分な性能を得られる技術の実現が必要となった。この様
な事情に鑑みて本発明者は、次の様な過程で、本発明を
完成させた。 【００５０】先ず、タイミングベルト２の変位幅ｘp-p
の許容値として０．１〜１．４mmを設定した。即ち、前
記片振幅ｘp-p ／２を０．０５〜０．７mm（０．０５mm
≦（ｘp-p ／２）≦０．７mm）とした。このうちの上限
値（ｘp-p ／２＝０．７mm）は、前述した各測定実験の
際、片振幅ｘp-p ／２が０．７mmを越えた場合にタイミ
ングベルト２の振動が好ましくない程度に大きくなった
事に基づく。 【００５１】又、下限値は、タイミングベルト２の内周
面に形成した歯に無理な応力が加わらない様にすべく規
制する。即ち、タイミングベルト２の張力が急上昇して
プーリ５が強く押された場合に、このプーリ５が全く動
かないと、このタイミングベルト２の張力を急上昇させ
る方向（引っ張り方向）に作用するエネルギを吸収でき
ない。この結果、タイミングベルト２の耐久性を十分に
確保できなくなる。即ち、タイミングベルト２の張力が
急上昇した場合に、プーリ５が全く退避方向に変位しな
いと、上記タイミングベルト２の内周面に形成した歯の
一部で、駆動プーリ１や従動プーリ３、３ａ（図１）の
外周面の歯と噛合した部分に過大な応力が加わる。この
結果、上記タイミングベルト２の内周面の歯が破損し易
くなる。この様な不都合を解消する為には、上記片振幅
ｘp-p ／２を０．０５mm以上確保して、上記エネルギを
或る程度吸収させる必要がある。片振幅ｘp-p ／２をこ
の程度確保しても、歯飛びが発生する可能性はない。 【００５２】そこで、これらを合わせて、０．０５mm≦
（ｘ p-p ／２）≦０．７mmが、性能が良好なオートテン
ショナを構成するダンパ装置の必要条件であるとした。
そこで、この条件から前記リーク隙間の厚さｈを求める
べく、図１１に示した振動モデルを考えた。この図１１
は、タイミングベルト２とオートテンショナとの係合部
の模式図である。ｍ1 は揺動部材１８及びこの揺動部材
１８と共に揺動する部材の揺動慣性質量（kg）を、ｍ2
はダンパ装置３４の伸縮に伴ってシリンダ筒３９内で軸
方向に変位する部材の慣性質量（kg）の合計を、Ｋ1 は
プーリ５をタイミングベルト２に押圧する為の、（捩り
コイルばね２８（図３〜５）等の）張力付与ばね５７の
ばね定数（ kg/s2）を、Ｋ2 はダンパ装置３４を伸長さ
せる為の付勢ばね４１のばね定数（ kg/s2）を、それぞ
れ表している。 【００５３】そして、次に示す振動基礎方程式に、図１
１に示した振動系を当て嵌めつつ、ダンパ装置３４の大
きさが異なった場合にも十分な性能を得られる技術を実
現させた。本発明の基礎となる振動基礎方程式は、 ｍ（d2x/dt2 ）＋Ｃ（dx/dt ）＋Ｋｘ＝ａ sin（２πｆ
ｔ） で表される。この振動基礎方程式中、ｍは慣性質量（k
g）を、Ｃは粘性減衰係数（kg/s）を、Ｋはばね定数（
kg/s2）を、ａは入力荷重の片振幅（kg・mm/s2）を、ｆ
は入力荷重の周波数（Hz）を、ｔは時間（ｓ）を、ｘは
変位（mm）を、dx/dt は変位速度（mm/s）を、d2x/dt2
は変位加速度（mm/s2 ）を、それぞれ表している。そし
て、この様な振動基礎方程式の各項に、次の様に実際の
オートテンショナの構成要件を代入して、実際のオート
テンショナに適用して有効な式を得た。 【００５４】先ず、第１項中の慣性質量ｍに関して、オ
ートテンショナの場合には、次のに示した２通りの
ものが存在する。 揺動部材１８及びこの揺動部材１８と共に揺動する
部材の揺動慣性質量ｍ1（ kg ） このｍ1 には、揺動部材１８自体の慣性質量の他、この
揺動部材１８の先端部に枢支されたプーリ５及びこのプ
ーリ５を支持する為の転がり軸受等の慣性質量も含まれ
る。即ち、このｍ1 は、揺動部材１８と共に揺動変位す
る部材の慣性質量の合計値である。尚、この揺動慣性質
量ｍ1 は、上記プーリ５の揺動変位方向の慣性質量であ
る。従って、上記プーリ５及び転がり軸受等、プーリ５
の回転中心の周囲に均等に存在する部材の質量ｍ5 はそ
のまま加える。これに対して上記揺動部材１８の質量ｍ
18は次の式により求め、この質量ｍ18を、上記プーリ５
及び転がり軸受等の質量ｍ5 に加えて、上記揺動慣性質
量ｍ1 （ｍ1 ＝ｍ5 ＋ｍ18）とする。 ｍ18＝Ｍ・ＬG ／ＬP この式中、Ｍは揺動部材１８の質量、ＬG は揺動部材１
８の揺動中心からこの揺動部材１８の重心までの距離、
ＬP はプーリ５の回転中心と揺動部材１８の揺動中心と
の距離（第一軸である固定軸１７の中心と第二軸として
機能するボルト２４の中心との距離、次述する図１２参
照）を、それぞれ表している。 ダンパ装置３４の伸縮に伴ってシリンダ筒３９内で
軸方向に変位する部材の慣性質量の合計ｍ2 （ kg ） 即ち、このｍ2 は、ピストン４０、プランジャ３８、逆
止弁４５の構成各部材等、シリンダ筒３９内で軸方向に
変位する部材の慣性質量の合計値である。 【００５５】これら両慣性質量ｍ1 、ｍ2 の和が、前記
振動基礎方程式の左辺第１項の質量ｍになる。但し、揺
動部材１８及びこの揺動部材１８と共に揺動する部材の
揺動慣性質量ｍ1 は、そのまま加える事ができるのに対
して、シリンダ筒３９内で軸方向に変位する部材の慣性
質量の合計ｍ2 は、上記ダンパ装置３４の動きが揺動部
材１８に伝達される割合を考慮した係数を掛ける必要が
ある。即ち、図１２に示す様に、プーリ５の回転中心と
揺動部材１８の揺動中心との距離（上述の様に、固定軸
１７の中心とボルト２４の中心との距離）をＬP とし、
揺動部材１８の揺動中心とダンパ装置３４のプランジャ
３８がこの揺動部材１８を押圧する点との距離をＬD と
した場合に、上記慣性質量ｍ2 は梃子の原理から明らか
な通り、上記揺動部材１８の揺動に関して、ＬD ／ＬP
の割合で影響を及ぼす。そこで、ＬD ／ＬP ＝Ｂ1 なる
係数を、上記シリンダ筒３９内で軸方向に変位する部材
の慣性質量の合計値ｍ2 に掛けて、上記揺動慣性質量ｍ
1 に加える。これらから明らかな通り、前記した振動基
礎方程式の左辺第１項の質量ｍは、実際のオートテンシ
ョナに適用する場合に、 ｍ＝（ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ） で置換される。 【００５６】次に、前記振動基礎方程式の左辺第２項の
粘性減衰係数Ｃ（kg/s）に就いて説明する。この粘性減
衰係数Ｃは、ダンパ装置３４がその全長を縮める事に対
する抵抗となる程度、即ち、次述するリーク隙間５８
（図１３参照）の絞り抵抗を表すもので、次式で求めら
れる。 Ｃ＝（３πνρＬｄ3 ）／４ｈ3 この式を構成する符号のうち、寸法に関するものに就い
て、ダンパ装置３４の内部を模式的に示した図１３に示
す。尚、上記式により上記粘性減衰係数Ｃを求める前提
として、図１３に示す様に、シリンダ筒３９とピストン
４０とが同心に位置し、これらシリンダ筒３９の内周面
とピストン４０の外周面との間に、その厚さｈが全周に
亙って変化する事のない、円筒形のリーク隙間５８が存
在するものとする。従って上記厚さｈは、上記シリンダ
筒３９の内径ｒと上記ピストン４０の外径ｄとの差の半
分である、（ｒ−ｄ）／２で表される。非同心の場合に
は、偏心の程度に応じて所定の係数が掛け合わされ、上
記Ｃの値が小さくなるが、ピストン４０をその軸方向に
傾斜する事なく押圧すべく、好ましい設計を行えば、非
同心となる事によるＣの値の低下は、事実上無視でき
る。 【００５７】上記リーク隙間５８の厚さｈ（mm）の他、
上記式を構成する符号は、それぞれ次のものを表してい
る。 ν ： 粘性液体１２の動粘度（mm2/s ） ρ ： 粘性液体１２の密度（kg/mm3） Ｌ ： 上記リーク隙間５８の軸方向長さ（mm） ｄ ： 上記ピストン４０の外径（mm） 【００５８】上述の様にして求められる粘性減衰係数Ｃ
を前記振動基礎方程式に代入するに就いては、やはり上
記ダンパ装置３４の動きが揺動部材１８に伝達される割
合を考慮した係数を掛ける必要がある。即ち、図１２に
示す様に、プーリ５の回転中心と揺動部材１８の揺動中
心との距離（第一軸である固定軸１７の中心と第二軸で
あるボルト２４の中心との距離）をＬP とし、揺動部材
１８の揺動中心とダンパ装置３４のプランジャ３８がこ
の揺動部材１８を押圧する点との距離をＬD とした場合
に、上記ダンパ装置３４による抵抗は梃子の原理から明
らかな通り、上記揺動部材１８の揺動に関して、ＬD ／
ＬP の割合で影響を及ぼす。そこで、ＬD ／ＬP ＝Ｂ2
（＝Ｂ1 ）なる係数を上記粘性減衰係数Ｃを表わす式に
掛ける必要がある。従って、実際のオートテンショナを
考える場合に、前記振動基礎方程式中の粘性減衰係数Ｃ
は、 Ｃ＝Ｂ2 ｛（３πνρＬｄ3 ）／４ｈ3 ｝ となる。 【００５９】次に、前記振動基礎方程式の左辺第３項の
ばね定数Ｋに就いて説明する。プーリ５をタイミングベ
ルト２に押圧する為のばねとしては、捩りコイルばね２
８（図３〜５参照）等の張力付与ばね５７（図１１参
照）と、ダンパ装置３４を伸長させる為の付勢ばね４１
との二つのばねが存在する。このうち、張力付与ばね５
７のばね定数をＫ1 （ kg/s2）とし、上記付勢ばね４１
のばね定数をＫ2 （ kg/s2）とする。これら各ばね定数
Ｋ1 、Ｋ2 の和が、前記振動基礎方程式の左辺第３項の
Ｋに相当するが、上記各ばね２８、５７の弾力がそのま
まプーリ５をタイミングベルト２に押圧する弾力にはな
らない。 【００６０】即ち、揺動部材１８の揺動中心（第一軸）
と上記各ばね２８、５７の作用点及びプーリ５の回転中
心（第二軸）との距離に応じて上記各ばね定数Ｋ1 、Ｋ
2 に、梃子の原理により定まる係数を掛けた状態で、こ
れら両定数Ｋ1 、Ｋ2 を加えなければならない。例えば
図１４に示す様に、上記揺動中心から張力付与ばね５７
の作用点までの距離をＬK1とし、上記揺動中心と上記付
勢ばね４１の作用点（ダンパ装置３４のプランジャ３８
と揺動部材１８との当接点）との距離をＬD とし、プー
リ５の回転中心と揺動部材１８の揺動中心との距離（第
一軸である固定軸１７の中心と第二軸であるボルト２４
の中心との距離）をＬP とした場合に、上記張力付与ば
ね５７のばね定数Ｋ1 にはＬK1／ＬP なる係数Ｂ3 を掛
け合わせ、上記付勢ばね４１のばね定数Ｋ2 にはＬD ／
ＬP なる係数Ｂ4 （＝Ｂ1 ＝Ｂ２）を掛け合わせた上で
合計する。従って、実際のオートテンショナを考える場
合に、前記振動基礎方程式中のばね定数Ｋは、 Ｋ＝Ｂ３ Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 となる。尚、上記各ばね５７、４１のばね定数Ｋ1 、Ｋ
2 は、揺動部材１８の揺動中心（第一軸である固定軸１
７）を中心とする円弧の接線方向に対する大きさで求め
る。ばねの弾力の作用方向が上記接線方向に対し角度θ
だけ傾斜していた場合には、上記各ばね定数Ｋ1 、Ｋ2
には、上記各係数Ｂ3 、Ｂ4 の他に cosθも合わせて掛
け合わせる。前記粘性減衰係数Ｃの場合も同様である。 【００６１】次に、前記振動基礎方程式の右辺に就いて
説明する。この右辺は、タイミングベルト２の張力変動
を表している。前述の様に図７に示した実験装置による
測定時に上記タイミングベルト２ａに付与する張力を、
加振機５４により正弦波的に変化させた。従って、試験
時に於けるタイミングベルト２ａの張力変動は、上記右
辺に記載された様に、 ａ sin（２πｆｔ） で表される。この張力変動を表す式中、ａは使用状態で
の上記タイミングベルト２ａの張力変動に伴うプーリ５
への入力荷重の変動の片振幅（kg・mm/s2）を、ｔは時間
（s）を、ｆは上記タイミングベルト２ａの振動の周波
数（Hz）を、それぞれ表している。 【００６２】以上により、前記した振動基礎方程式をオ
ートテンショナの解析に適用できる式に変えられる。即
ち、 ｍ（d2x/dt2 ）＋Ｃ（dx/dt ）＋Ｋｘ＝ａ sin（２πｆ
ｔ） で表される振動基礎方程式に、 ｍ＝（ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ） Ｃ＝Ｂ2 ｛（３πνρＬｄ3 ）／４ｈ3 ｝ Ｋ＝Ｂ3 Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 を、それぞれ代入する事で、 （ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ）d2x/dt2 ＋Ｂ2 ｛（３πνρＬｄ3 ）／４ｈ3 ｝dx/dt ＋（Ｂ3 Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 ）ｘ＝ａ sin（２πｆｔ） −−− （１） なる、オートテンショナの解析、即ちプーリ５の変位ｘ
を求める為に使用可能な２階微分方程式を得られた。 【００６３】そこで、本発明者は、この（１）式を利用
する事により、小型でしかも性能の良好なオートテンシ
ョナを得られるものと考え、この（１）式によりオート
テンショナを構成するダンパ装置の寸法を規制する事の
適否に就いて検証した。この検証は、前記表１〜３及び
図８〜１０に記載した測定値に基づいて行った。尚、こ
の検証を行うに就いて、図１４（図３〜５も同様）に示
す様なオートテンショナを用意した。又、表１〜３に示
す様に各種変化させたピストンの外径ｄ及びリーク隙間
の厚さｈ以外の数値に就いては、実測により求め、或は
実験装置により設定した。これら実測値及び設定値を次
に示す。 【００６４】実測値 ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ＝０．３（kg） 実験に使用したオートテンショナの設定値 Ｂ2 ＝１ ν＝３２（cSt ）＝３２（mm2/s ） ρ＝０．９８×１０-6（kg/mm3） Ｌ＝１０（mm） Ｂ3 Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 ＝４９００（kg/s2 ） 実験装置による設定条件 ａ＝２．９４×１０5 （kg・mm/s2） ｆ＝５０（Hz） 【００６５】これらの条件を上記（１）式に代入し、こ
の（１）式をルンゲ・クッタ法を使用して、リーク隙間
の厚さｈの変化に伴うプーリ５の変位ｘを求め、この変
位ｘより変位幅ｘP-P 、更には片振幅ｘp-p ／２を求め
た。尚、ルンゲ・クッタ法に関しては、日本機械学会編
『機械工学便覧、基礎編』のＡ３−１９６〜１９７等に
記載されている。上記片振幅に関する計算値を前記図８
〜１０に、それぞれ破線で示す。図８に示した破線は、
ピストン４０の直径ｄが１１．４mmの場合に於ける、上
記厚さｈと片振幅ｘp-p ／２との関係を、図９に示した
破線は同じくｄ＝８．０mmの場合に於ける両者の関係
を、図１０に示した破線は同じくｄ＝１３mmの場合に於
ける両者の関係を、それぞれ表している。これら図８〜
１０に記載した破線と、同じく図８〜１０に○×で記載
した実測値とを比較すれば明らかな通り、前記（１）式
による計算値は実測値に近似したものとなる。尚、符号
○に対応する寸法を有するダンパ装置３４を組み込んだ
オートテンショナが本発明の実施例となり、符号×に対
応する寸法を有するダンパ装置３４を組み込んだオート
テンショナが本発明の技術的範囲から外れた比較例とな
る事は、前述した通りである。 【００６６】これらの事から、ダンパ装置３４の大きさ
が異なった場合にも（１）式により、十分な性能を得ら
れるオートテンショナの実現が可能である事が分る。例
えば、前述した様に、タイミングベルト２の耐久性を確
保しつつ、このタイミングベルト２が有害な程振れる事
を防止する為には、上記片振幅ｘp-p ／２を０．０５〜
０．７mmの範囲に収めれば良い。そこで、この片振幅の
数値と上記外径ｄに関する３種類の数値（１１．４mm、
８．０mm、１３．０mm）とから、それぞれの外径ｄに関
する上記リーク隙間の厚さｈの上限値及び下限値を、収
束計算により求めると、次の表４の様になる。この収束
計算の概要は次の通りである。先ず、前記（１）式に厚
さｈとして適当な２通りの値を代入し、その結果得られ
た片振幅ｘp-p ／２を判定する。そして、所定の片振幅
ｘp-p ／２に近づけるべく、一方のｈの値を変える計算
を、所望の片振幅ｘp-p ／２に極く近い値が得られるま
で、繰り返し行う。尚、この表４で、上記厚さｈを表す
数値の単位はμｍである。 【００６７】 【表４】 【００６８】例えば、ピストン４０の外径が１１．４mm
の場合には、上記厚さｈを６．０μｍ以上にすれば、プ
ーリ５の片振幅を０．０５mm以上確保して、タイミング
ベルト２の耐久性を確保でき、上記厚さｈを１４．５μ
ｍ以下に抑えれば、プーリの片振幅を０．７mm以下に抑
えて、タイミングベルト２に有害な振れが生じない様に
できる事が分る。 【００６９】本発明のオートテンショナの場合には、上
述の様にして求められた式により、ダンパ装置３４を構
成するシリンダ筒３９の内周面とピストン４０の外周面
との間のリーク隙間５８（図１３）の厚さｈを所定範囲
に規制するので、上記ダンパ装置３４として、小型でし
かもダンパ性能が優れた装置を使用できる。この為に本
発明のオートテンショナは、小型でエンジンの限られた
スペースに設置容易であるにも拘らず、上記タイミング
ベルト２の振動防止効果が大きい。尚、本発明のオート
テンショナの特徴は、上述の様にダンパ装置３４を構成
するシリンダ筒３９の内周面とピストン４０の外周面と
の間のリーク隙間５８の厚さｈを所定範囲に規制する点
にある。従って本発明は、実験に供した、前記図３〜５
に示した構造のオートテンショナに限らず、前記各公報
に記載された様な構造にも適用できる。次に、本発明が
適用可能である、出願済で未公開の構造に就いて説明す
る。 【００７０】図１５〜１８は、この様に本発明が実施可
能な未公開先願の構造の第１例として、実願平５−２９
５６９号に記載された構造を示している。尚、この図１
５〜１８に示した構造の特徴は、構造を簡略化すべく、
前述の図３〜５に示した従来構造から固定部材１４を省
略し、これに合わせてダンパ装置３４ａ設置部分及びダ
ンパ装置３４ａの形状、構造を工夫した点にある。その
他の部分の構成及び作用は、上記図３〜５に示した従来
構造と同様であるから、同等部分に就いては同一符号を
付して重複する説明を省略若しくは簡略にし、以下、こ
の第１例の構造の特徴部分を中心に説明する。 【００７１】揺動部材１８は、その基端部（図１５〜１
６の下端部）に形成した円筒部１９に、第一軸であるボ
ルト２１を挿通する事により、シリンダブロック前面等
の固定の部分５９に、固定部材１４（図３〜５）を介す
る事なく、直接枢支している。２０は滑り軸受である。
そして、捩りコイルばね２８の係止部３０ａを、上記固
定の部分５９に形成した係止孔３１ａに係止している。
そして、この捩りコイルばね２８により上記揺動部材１
８に、前記ボルト２１を中心として、図１５で時計方向
に回動しようとする弾力を付与している。尚、上記係止
部３０ａを固定の部分５９に係止する場合、係止孔３１
ａに係止する他、係止溝や固定の部分５９に設けたピン
等の係止片により係止しても良い。 【００７２】又、前記揺動部材１８に設けた揺動側腕片
３５には凹部３６ａを形成し、この凹部３６ａにダンパ
装置３４ａを内嵌している。一方、上記固定の部分５９
の一部で前記ボルト２１から離れた位置には突片６１を
設け、この突片６１の端面に、上記ダンパ装置３４ａの
他端を対向させている。このダンパ装置３４ａの基本構
造は、前記図６に示した構造と同じである為、対応する
部分には同一符号を付して重複する説明を省略する。但
し、本実施例に使用するダンパ装置３４ａは、図６に示
したダンパ装置３４に比べてプランジャ３８ａの径を太
くしている。そして、上記ダンパ装置３４ａを構成する
シリンダ筒３９を上記凹部３６ａに内嵌支持するのに、
上記プランジャ３８ａ側を凹部３６ａの奥にして、軸方
向に亙る摺動自在に挿入している。そして、上記シリン
ダ筒３９の底面部を、前記突片６１に当接させている。
この為、揺動部材１８の揺動に伴なってシリンダ筒３９
の端部が、上記凹部３６ａから突出方向に変位する。上
述の様に構成される、図１５〜１８に示したオートテン
ショナの場合、固定部材１４（図３〜５）を省略してい
る為、オートテンショナ全体を小型、軽量に構成でき
る。この結果、より狭い設置空間への取り付けが可能に
なる。 【００７３】次に、図１９〜２０は本発明が実施可能な
未公開先願の構造の第２例として、特願平６−１３５５
９５号に記載された構造を示している。尚、この図１９
〜２０に記載した構造の特徴は、オートテンショナを組
み込んだエンジンの設計の自由度を増大させるべく、捩
りコイルばね２８の設置位置を揺動部材１８との関係で
規制した点にある。その他の部分の構成及び作用は、前
述の図３〜５に示した従来構造と同様であるから、同等
部分には同一符号を付して重複する説明を省略し、以
下、この第２例の構造の特徴部分を中心に説明する。 【００７４】オートテンショナを装着すべきシリンダブ
ロックの前面で、固定軸１７から直径方向外方に、揺動
部材１８の大きさ分以上外れた部分には、保持筒６２を
固設している。この保持筒６２は、上記固定軸１７と平
行である。又、上記シリンダブロックの前面でこの保持
筒６２から外れた部分には、係止ピン６３を固設してい
る。この係止ピン６３も、上記固定軸１７と平行であ
る。尚、これら保持筒６２及び係止ピン６３は、上記シ
リンダブロックの前面に直接固設する他、これら保持筒
６２及び係止ピン６３を固設した取付板を上記前面に固
定する様にしても良い。 【００７５】上記保持筒６２の周囲には、捩りコイルば
ね２８のコイル部２９を、緩く外嵌している。この捩り
コイルばね２８の一端部（図１９の右下端部）には上記
保持筒６２と平行な第一係止部６４を、他端部（図１９
の左部）にはく字形に折れ曲がった第二係止部６５を、
それぞれ形成している。そして、このうちの第一係止部
６４を揺動部材１８に形成した係止孔６６に挿入し、第
二係止部６５を上記係止ピン６３に係止している。この
状態で上記揺動部材１８には、前記固定軸１７を中心に
図１９で時計方向に揺動する方向の弾力が付与される。
尚、上記係止孔６６には、ステンレス鋼、銅等により造
られたスリーブ６７を内嵌し、上記第一係止部６４は、
このスリーブ６７内に挿入している。これは、アルミニ
ウム合金製の揺動部材１８に形成された係止孔６６の内
周面が、ばね鋼製の第一係止部６４により削られる事を
防止する為である。揺動部材１８を鉄製とすれば、この
様なスリーブ６７は省略しても良い。 【００７６】上述の様に構成される第２例のオートテン
ショナの場合、上記捩りコイルばね２８のコイル部２９
を揺動部材１８から、固定軸１７の直径方向外方に外れ
た部分に設置している為、これら揺動部材１８と捩りコ
イルばね２８との組み合わせの自由度が増す。即ち、前
記図３〜５に示した従来構造並びに図１５〜１８に示し
た第１例の構造の様に、捩りコイルばね２８のコイル部
２９を固定軸１７の周囲に設置する場合には、これら捩
りコイルばね２８と揺動部材１８との組み合わせ位置が
一元的に定まる。これに対して、コイル部２９を揺動部
材１８から外れた部分に設置すれば、これら捩りコイル
ばね２８と揺動部材１８との組み合わせ位置が各種存在
する事になる。この結果、より限られた空間への設置が
可能になる等、オートテンショナを組み込んだエンジン
の設計の自由度が増す。 【００７７】次に、図２１は、本発明が実施可能な未公
開先願の構造の第３例として、やはり特願平６−１３５
５９５号に記載された構造を示している。この第３例の
構造の場合には捩りコイルばね２８のコイル部２９を支
持する為の保持筒６２を、固定軸１７に関して、プーリ
５と反対側に設けている。又、揺動部材１８の一部に切
り欠き６８を形成し、この切り欠き６８に、上記捩りコ
イルばね２８の第一係止部６４を係止している。又、受
ブロック３７は、上記保持筒６２及び係止ピン６３と共
に取付基板６９の前面に固定している。ストッパピン４
６は、この取付基板６９と上記揺動部材１８との間に掛
け渡される。その他の構成及び作用は、上述した第２例
と同様である。 【００７８】次に、図２２は、本発明が実施可能な未公
開先願の構造の第４例として、やはり特願平６−１３５
５９５号に記載された構造を示している。この第４例の
構造の場合には、シリンダブロック７０の前面に固定し
た取付基板６９の前面（図２２の上面）に、固定軸１７
と受ブロック３７（図２１参照）とを固設している。揺
動部材１８はこのうちの固定軸１７の先半部（図２２の
上半部）に、滑り軸受を介して外嵌する事により枢支
し、ボルト２１によりこの固定軸１７からの抜け止めを
図られている。又、捩りコイルばね２８のコイル部２９
は、上記固定軸１７の基半部を囲む、上記先半部よりも
大径となった取付基板６９のボス部７１に緩く外嵌して
いる。そして、この捩りコイルばね２８の第一係止部６
４を上記揺動部材１８に形成した係止孔に、第二係止部
６５を上記取付基板６９に固設した係止ピン６３に、そ
れぞれ係止している。 【００７９】この第４例の構造の場合には、上記捩りコ
イルばね２８のコイル部２９と揺動部材１８とが上記固
定軸１７の周囲に、軸方向（図２２の上下方向。実際の
場合にはシリンダブロック７０の前面に対し直角となる
水平方向。）にずれた状態で設置される。この為、上記
コイル部２９が大径であっても、このコイル部２９と揺
動部材１８とが干渉しなくなる。この結果、前述した第
２例並びに上述した第３例と同様に、より限られた空間
への設置が可能になる等、オートテンショナを組み込ん
だエンジンの設計の自由度が増す。 【００８０】次に、図２３〜２４は、本発明が実施可能
な未公開先願の構造の第５例として、特願平６−１４１
６８１号に記載された構造を示している。尚、この第５
例の構造の特徴は、ダンパ装置３４を確実に機能させる
べく、このダンパ装置３４の取付位置を伸縮方向に亙っ
て調節自在とした点にある。その他の部分の構成及び作
用は、前述の図３〜５に示した従来構造、並びに上述し
た第１〜４例の構造と同様であるから、同等部分には同
一符号を付して重複する説明を省略し、以下、この第５
例の特徴部分を中心に説明する。 【００８１】固定軸１７と係止ピン６３とは、固定の部
分であるエンジンのシリンダブロックの前面に、直接或
は取付基板を介して、支持固定している。この第５例の
オートテンショナの場合には、図３〜５に示した従来構
造の場合の様な固定部材１４を設けない代わりに、上記
係止ピン６３とホルダ７２とを設けている。張力付与の
為の捩りコイルばね２８の両端に設けられた係止部３０
ａ、３０ｂのうち、一方の係止部３０ａは、上記係止ピ
ン６３に係止している。 【００８２】上記ホルダ７２の中央部には、上方が開口
した保持部７３が設けられており、この保持部７３内
に、上記ダンパ装置３４の下端部を嵌合支持している。
又、この保持部７３の両側には１対の取付フランジ７
４、７４を設け、各取付フランジ７４、７４に、上記ダ
ンパ装置３４の伸縮方向である鉛直方向に長い長孔８
１、８１を形成している。上記ホルダ７２は、これら両
長孔８１、８１を挿通した取付ボルト７５、７５によ
り、前記固定の部分であるエンジンのシリンダブロック
の前面に、直接或は取付基板を介して、支持固定してい
る。 【００８３】上述の様に構成される、図２３に示した第
５例のオートテンショナをエンジンに組み付ける作業
は、次の様に行う。先ず、揺動部材１８の先端に枢支し
たプーリ５にタイミングベルト２を掛け渡す。この際、
適当な治具を使用して上記揺動部材１８を、捩りコイル
ばね２８の弾力に抗して図２３の反時計方向に変位させ
る。そして、上記タイミングベルト２をプーリ５の外周
面に引っ掛けた状態で、上記治具により揺動部材１８に
加えていた力を取り除き、上記プーリ５を上記タイミン
グベルト２に、上記捩りコイルばね２８の弾力により押
し付ける。この結果このタイミングベルト２には、製造
誤差等によるタイミングベルト２の長さ寸法の違いに関
係なく、捩りコイルばね２８の弾力に応じた張力が付与
される。尚、上記捩りコイルばね２８の一端に形成した
係止部３０ａを係止ピン６３に係止せず、この捩りコイ
ルばね２８による弾力を上記揺動部材１８に付与しない
状態で上記ベルト２をプーリ５に引っ掛けた後、上記係
止部３０ａを上記係止ピン６３に係止して、タイミング
ベルト２に上記張力を付与する事もできる。 【００８４】一方、上記ダンパ装置３４の下端部を嵌合
したホルダ７２を、取付ボルト７５、７５により、上記
揺動部材１８の揺動側腕片３５の下方に取り付ける。こ
の際、上記ダンパ装置３４は、図２４に示す様なストッ
パ部材７６により、その全長を最も縮めた状態にしてお
く。このストッパ部材７６は、十分な剛性を有する金属
板の上下両端部を同方向に直角に折り曲げて上板７７と
下板７８とし、上板７７に切り欠き７９を形成して成
る。このストッパ部材７６の使用時、切り欠き７９を上
記ダンパ装置３４を構成するプランジャ３８の頸部８０
に係合させると同時に、上記下板７８を上記ホルダ７２
の下面に当接させる。この状態では、上記ダンパ装置３
４の全長が最も縮まった状態のままに保持される。 【００８５】そこで、上記捩りコイルばね２８の弾力に
より上記プーリ５をタイミングベルト２に押圧し、ダン
パ装置３４の全長を縮めた状態のまま、上記ホルダ７２
の取付位置を調節して、上記プランジャ３８の上端部を
上記揺動側腕片３５に支持した受ブロック３７の下面に
当接させる。この際、前記取付ボルト７５、７５は未だ
弛めた状態のままとしておく。従って上記ホルダ７２及
びダンパ装置３４の上下位置は、取付ボルト７５、７５
が長孔８１、８１に沿って変位自在な分だけ調節自在で
あり、上記プランジャ３８の上端部と受ブロック３７の
下面とを確実に当接させる事ができる。 【００８６】そして、この様にプランジャ３５の上端部
と受ブロック３７の下面とを当接させた状態のまま、上
記取付ボルト７５、７５を緊締し、上記ホルダ７２をシ
リンダブロックの前面に固定する。上記ストッパ部材７
６は、この様に取付ボルト７５、７５を緊締した後、取
り外す。ストッパ部材７６を取り外す事で上記ダンパ装
置３４のプランジャ３８は、付勢ばね４１（図６）の弾
力により上昇させられる。そしてこのプランジャ３８の
上端は、上記付勢ばね４１の弾力により、上記受ブロッ
ク３７の下面に押し付けられる。 【００８７】これらプランジャ３８の上端と受ブロック
３７の下面とは、上述の様に、プーリ５がタイミングベ
ルト２に押し付けられた状態で突き当てられている。従
って、上記ストッパ部材７６を取り外し、ダンパ装置３
４を伸長傾向とする事で、このダンパ装置３４が、揺動
部材１８に設けた受ブロック３７と固定の部分であるシ
リンダブロック前面に支持固定されたホルダ７２との間
で確実に突っ張る。 【００８８】次に、図２５は、本発明が実施可能な未公
開先願の構造の第６例として、やはり特願平６−１４１
６８１号に記載された構造を示している。この第６例の
構造の場合には、揺動部材１８にホルダ７２を、左右１
対の長孔８１、８１に挿通した取付ボルト７５、７５に
より固定している。受ブロック３７は、シリンダブロッ
ク前面側に固定している。その他の構成並びに作用は、
上述の第５例と同様である。 【００８９】尚、前記図３〜５に示した従来構造、並び
に上記各例の場合には、回転しない固定軸１７に揺動部
材１８の円筒部１９を外嵌し、この円筒部１９の回動に
伴って上記揺動部材１８が揺動する様にしているが、こ
れとは逆の構造を採用する事もできる。即ち、上記揺動
部材１８の側に軸を固定し、固定の部分若しくは固定部
材１４に円筒部を固定して、軸の回動に伴って上記揺動
部材１８が揺動する様に構成しても良い。 【００９０】 【発明の効果】本発明のオートテンショナは、以上に述
べた通り構成され作用する為、十分なダンパ性能を確保
して、タイミングベルトの振動防止を有効に図れる。
又、タイミングベルトの耐久性も十分に確保できる。し
かも、小型に構成できて、エンジンのシリンダブロック
の限られたスペースに設置可能になる為、エンジン設計
の自由度が向上する。
【図面の簡単な説明】 【図１】従来の第１例のオートテンショナを付設したエ
ンジンのタイミングベルト駆動装置を示す正面図。 【図２】図１のＡ部を、一部を切断した状態で示す拡大
図。 【図３】従来の第２例のオートテンショナを示す正面
図。 【図４】同部分切断側面図。 【図５】同分解斜視図。 【図６】第２例の構造に組み込まれたダンパ装置の断面
図。 【図７】オートテンショナの振動防止性能を試験する為
の実験装置を示す略正面図。 【図８】タイミングベルトの振れの片振幅とリーク隙間
との関係の第１例を示す線図。 【図９】同第２例を示す線図。 【図１０】同第３例を示す線図。 【図１１】タイミングベルトとオートテンショナとの振
動モデルを示す図。 【図１２】ダンパ装置と揺動部材とに関する変位運動方
向係数を説明する為の、オートテンショナの部分切断正
面図。 【図１３】粘性減衰係数を説明する為の、シリンダ筒と
ピストンとの嵌合部を示す略断面図。 【図１４】張力付与ばねと揺動部材とに関する変位運動
方向係数を説明する為の、オートテンショナの部分切断
正面図。 【図１５】本発明が実施可能な未公開先願の構造の第１
例を示す、オートテンショナの正面図。 【図１６】同じく分解斜視図。 【図１７】第１例に組み込まれたダンパ装置の収縮状態
を示す断面図。 【図１８】同じく伸長状態を示す断面図。 【図１９】本発明が実施可能な未公開先願の構造の第２
例を示す、オートテンショナの正面図。 【図２０】同じく部分切断側面図。 【図２１】本発明が実施可能な未公開先願の構造の第３
例を示す、オートテンショナの正面図。 【図２２】同第４例を示す、オートテンショナの側面
図。 【図２３】同第５例を示す、オートテンショナの正面
図。 【図２４】ストッパ部材の斜視図。 【図２５】本発明が実施可能な未公開先願の構造の第６
例を示す、オートテンショナの正面図。 【符号の説明】 １ 駆動プーリ ２、２ａ タイミングベルト ３、３ａ 従動プーリ ４ オートテンショナ ５ プーリ ６ 揺動部材 ７ 枢軸 ８ 受部 ９ ダンパ装置 １０ シリンダ １１ 圧縮ばね １２ 粘性液体 １３ 逆止弁 １４ 固定部材 １５ 取付孔 １６ 円孔 １７ 固定軸 １８ 揺動部材 １９ 円筒部 ２０ 滑り軸受 ２１ ボルト ２２ 凸部 ２３ 転がり軸受 ２４ ボルト ２５ 内輪 ２６ 座板 ２７ ナット ２８ 捩りコイルばね ２９ コイル部 ３０ａ、３０ｂ 係止部 ３１ａ、３１ｂ 係止孔 ３２ スリーブ ３３ 固定側腕片 ３４、３４ａ ダンパ装置 ３５ 揺動側腕片 ３６、３６ａ 凹部 ３７ 受ブロック ３８、３８ａ プランジャ ３９ シリンダ筒 ４０ ピストン ４１ 付勢ばね ４２ 通油路 ４３ ボール ４４ 圧縮ばね ４５ 逆止弁 ４６ ストッパピン ４７、４８ 小孔 ４９ 切り欠き ５０ａ、５０ｂ プーリ ５１、５２ ばね ５３ 揺動部材 ５４ 加振機 ５５ ロードセル ５６ 変位センサ ５７ 張力付与ばね ５８ リーク隙間 ５９ 固定の部分 ６１ 突片 ６２ 保持筒 ６３ 係止ピン ６４ 第一係止部 ６５ 第二係止部 ６６ 係止孔 ６７ スリーブ ６８ 切り欠き ６９ 取付基板 ７０ シリンダブロック ７１ ボス部 ７２ ホルダ ７３ 保持部 ７４ 取付フランジ ７５ 取付ボルト ７６ ストッパ部材 ７７ 上板 ７８ 下板 ７９ 切り欠き ８０ 頸部 ８１ 長孔
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭61−294249（ＪＰ，Ａ) 実開 平６−47757（ＪＰ，Ｕ) 実開 平１−100953（ＪＰ，Ｕ) 実開 平５−10849（ＪＰ，Ｕ) 実開 平４−17543（ＪＰ，Ｕ) 実開 平５−42801（ＪＰ，Ｕ) 「自動車技術（９月号）」社団法人自 動車技術会，1984年 ９月 １日発行, Ｖｏｌ．38，Ｎｏ．９．第1110頁〜第 1116頁 (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16H 7/12 F02B 67/06

Claims (1)

  1. (57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 固定の部分に直接若しくはこの固定の部
    分に固定された固定部材を介して支持された第一軸と、
    この第一軸を中心として揺動自在な揺動部材と、この揺
    動部材の一部で上記第一軸と離隔した部分に設けられ
    た、上記第一軸と平行な第二軸と、この第二軸の周囲に
    回転自在に支持されたプーリと、このプーリをタイミン
    グベルトに向け押圧する弾力を上記揺動部材に付与すべ
    く、上記固定の部分若しくは固定部材と上記揺動部材と
    の間に設けられた張力付与ばねと、上記固定の部分若し
    くは固定部材と上記揺動部材との間に設けられ、この揺
    動部材が上記張力付与ばねの弾力に抗して変位する事に
    対する抵抗となるダンパ装置とを備え、 このダンパ装置は、内部に粘性液体を封入したシリンダ
    筒と、このシリンダ筒の内部に軸方向に亙る変位自在に
    嵌装されたピストンと、このピストンとシリンダ筒との
    間に設けられ、このピストンを一方向に付勢する付勢ば
    ねと、この付勢ばねの弾力に基づく上記ピストンの変位
    に伴って、上記シリンダ筒からの突出量を増すプランジ
    ャと、上記ピストンの軸方向両端面同士を連通する通油
    路と、この通油路と直列に設けられ、上記ピストンが上
    記付勢ばねの弾力に基づいて変位する場合にのみ開く逆
    止弁とを備えたものであり、且つ、上記張力付与ばねは
    上記シリンダ筒外に設けられているオートテンショナで
    あって、 上記揺動部材及びこの揺動部材と共に揺動する部分の揺
    動慣性質量の合計をｍ1 kgとし、 上記ダンパ装置の伸縮に伴ってシリンダ筒内で軸方向に
    変位する部材の慣性質量の合計をｍ2 kgとし、 オートテンショナの使用状態での上記粘性液体の動粘度
    をνmm2/s とし、 同じく使用状態での上記粘性液体の密度をρkg/mm3と
    し、 上記シリンダ筒の内周面と上記ピストンの外周面との間
    に存在する微小なリーク隙間の軸方向長さをＬmmとし、８〜１３mmの範囲で決定される 上記ピストンの外径をｄ
    mmとし、 上記シリンダ筒の内径ｒmmと上記ピストンの外径ｄmmと
    の差の半分として（ｒ−ｄ）／２で表され、６．８〜９
    μｍの範囲で決定される上記リーク隙間の厚さをｈmmと
    し、 上記張力付与ばねのばね定数をＫ1 kg/s2 とし、 上記付勢ばねのばね定数をＫ2 kg/s2 とし、 上記揺動部材に関する、上記プーリと上記ダンパ装置と
    の間での変位運動方向係数をＢ1 、Ｂ2 、Ｂ4 とし、 上記揺動部材に関する、上記プーリと上記張力付与ばね
    との間での変位運動方向係数をＢ3 とし、 使用状態での上記タイミングベルトの張力変動に伴う上
    記プーリへの入力荷重の変動の片振幅をａkg・mm/s2と
    し、 使用状態で最も有害となる、上記タイミングベルトの振
    動の周波数をｆHzとし、 時間をｔs とし、 上記タイミングベルトの振動に伴う上記プーリの変位を
    ｘmmとし、 上記タイミングベルトの振動に伴うプーリの変位速度を
    dx/dt mm/sとし、 上記タイミングベルトの振動に伴うプーリの変位加速度
    をd2x/dt2 mm/s2 とし、 上記タイミングベルトの振動に伴うプーリの変位幅をｘ
    p-p mmとした場合に、 （ｍ1 ＋Ｂ1 ｍ2 ）d2x/dt2 ＋Ｂ2 ｛（３πνρＬｄ
    3 ）／４ｈ3 ｝dx/dt ＋（Ｂ3 Ｋ1 ＋Ｂ4 Ｋ2 ）ｘ＝ａ
    sin（２πｆｔ） なる式より求められる、 ｘp-p ／２が０．７mmとなる上記リーク隙間の厚さをｈ
    1 mmとし、ｘp-p ／２が０．０５mmとなる上記リーク隙
    間の厚さをｈ2 mmとした場合に、上記ｈをｈ2以上ｈ1
    以下とし、且つ、上記ｈを０．００２mm以上としたオー
    トテンショナ。
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Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19717360A1 (de) * 1996-04-29 1997-10-30 Borg Warner Automotive Hydraulischer Kettenspanner
EP0846891A1 (en) * 1996-12-05 1998-06-10 Borg-Warner Automotive, Inc. Hydraulic tensioner with plastic body and piston
NL1011625C2 (nl) * 1999-03-22 2000-09-27 Skf Engineering & Res Services Werkwijze voor het regelen van een band-poelie-aandrijfsysteem, alsmede band-poelie-aandrijfsysteem.
KR100349250B1 (ko) * 2000-04-11 2002-08-21 주식회사 만도 자동차 스티어링 칼럼의 틸팅장치용 복원스프링
DE10031610A1 (de) * 2000-06-29 2002-02-07 Schaeffler Waelzlager Ohg Kettenspanner
JP2003202060A (ja) * 2001-11-02 2003-07-18 Ntn Corp チェーンテンショナ
ES2288227T3 (es) * 2002-12-16 2008-01-01 The Gates Corporation Tensor activo.
US7850559B2 (en) * 2004-10-26 2010-12-14 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Hydraulic tensioning system
US20090131208A1 (en) * 2005-04-08 2009-05-21 Hawryluck Chris D Tensioner With Molded Arm
JP2006350720A (ja) * 2005-06-16 2006-12-28 Ntn Corp オートテンショナのブラケット形状設計方法
DE102005056417A1 (de) * 2005-11-26 2007-05-31 Schaeffler Kg Spannvorrichtung zum Spannen eines Antriebsriemens beziehungsweise einer Antriebskette
DE102007039134A1 (de) * 2007-08-18 2009-02-19 Schaeffler Kg Spanneinrichtung für ein Zugmittel
DE102007000750A1 (de) * 2007-09-20 2009-04-09 Hilti Aktiengesellschaft Handwerkzeugmaschine mit Riemenspannvorrichtung
US20110269585A1 (en) * 2010-05-03 2011-11-03 Gong Shun Technology Co., Ltd. Tension regulator with a pressure vessel applied to a timing belt
US8690109B2 (en) 2011-08-03 2014-04-08 Haworth, Inc. Automatic gap adjustor
JP6659454B2 (ja) * 2016-05-13 2020-03-04 Ntn株式会社 オートテンショナ
DE102016221797B4 (de) * 2016-11-08 2020-03-26 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Spannvorrichtung
IT201600130235A1 (it) * 2016-12-22 2018-06-22 Dayco Europe Srl Tenditore sensorizzato

Family Cites Families (30)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3722640A (en) * 1971-03-26 1973-03-27 Paul H Taylor Fluid amplified liquid spring shock absorbers with improved piston heads
FR2425018A1 (fr) * 1978-05-05 1979-11-30 Bourcier Carbon Christian Perfectionnement aux pistons pour amortisseurs
US4411638A (en) * 1981-08-27 1983-10-25 Dayco Corporation Belt tensioner and method of making the same
JPS58121344A (ja) * 1982-01-12 1983-07-19 Toyota Motor Corp ベルト用のオ−トテンシヨナ
JPS59126144A (ja) * 1982-12-31 1984-07-20 Aisin Seiki Co Ltd 密封式オ−トテンシヨナ
JPS6023355A (ja) * 1983-07-15 1985-02-05 Ube Ind Ltd ３−フエニル−２−アミノ−２−メチルプロピオン酸アミド類の製造法
JPS61294249A (ja) * 1985-06-20 1986-12-25 Fuji Heavy Ind Ltd ハイドロリツクアジヤスタ装置
JPS61294250A (ja) * 1985-06-20 1986-12-25 Fuji Heavy Ind Ltd ハイドロリツクアジヤスタ装置
JPS62271910A (ja) * 1986-05-20 1987-11-26 Honda Motor Co Ltd ダブルオ−バヘツドカム型エンジンにおけるカムシヤフト駆動装置
JPS62274144A (ja) * 1986-05-20 1987-11-28 Honda Motor Co Ltd 油圧式オ−トテンシヨナ
JP2525578B2 (ja) * 1986-05-20 1996-08-21 本田技研工業株式会社 ベルトテンシヨナ
JPS62274142A (ja) * 1986-05-21 1987-11-28 Honda Motor Co Ltd 油圧式オ−トテンシヨナ
JPS6348842A (ja) * 1986-08-19 1988-03-01 Mitsubishi Electric Corp 半導体集積回路装置の製造方法
US4838839A (en) * 1987-01-19 1989-06-13 Nippon Seiko Kabushiki Kaisha Multi-disk fluid viscosity type auto-tensioner
JPH0810020B2 (ja) * 1987-01-19 1996-01-31 日本精工株式会社 多板式流体粘性型オ−トテンシヨナ−
JPH01100953A (ja) * 1987-10-14 1989-04-19 Toshiba Corp Ｉｃ用ソケット
GB2221279B (en) * 1988-07-22 1992-07-29 Ntn Toyo Bearing Co Ltd Belt autotensioner
DE3828350A1 (de) * 1988-08-20 1990-03-01 Skf Gmbh Automatische spannvorrichtung
JPH0349453U (ja) * 1989-09-22 1991-05-14
JPH0417543A (ja) * 1990-05-08 1992-01-22 Toshiba Corp 回転電気機械の巻線固定装置
JP2507172Y2 (ja) * 1990-05-31 1996-08-14 株式会社椿本チエイン 逆止弁を具えた歯付ベルト用テンショナ
JP2560655Y2 (ja) * 1991-01-31 1998-01-26 エヌティエヌ株式会社 オートテンショナ
DE4202167C2 (de) * 1991-01-31 1996-11-28 Ntn Toyo Bearing Co Ltd Riemenspanneinrichtung
JPH058098U (ja) * 1991-07-11 1993-02-02 エヌテイエヌ株式会社 ベルト張力調整装置
JP2578034B2 (ja) * 1991-08-12 1997-02-05 株式会社キトー 車輪の熱処理方法
FR2693905B1 (fr) * 1992-07-27 1994-09-02 Rhone Merieux Procédé de préparation de microsphères pour la libération prolongée de l'hormone LHRH et ses analogues, microsphères et formulations obtenues.
JPH0647757A (ja) * 1992-07-31 1994-02-22 Olympus Optical Co Ltd 複合型光学素子の製造方法及び装置
JPH0647757U (ja) * 1992-09-03 1994-06-28 日本精工株式会社 オートテンショナ
GB2287519A (en) * 1992-09-03 1995-09-20 Nsk Ltd Auto tensioner
US5352160A (en) * 1992-09-03 1994-10-04 Nsk Ltd. Auto tensioner

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
「自動車技術（９月号）」社団法人自動車技術会，１９８４年 ９月 １日発行，Ｖｏｌ．３８，Ｎｏ．９．第１１１０頁〜第１１１６頁

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DE69506198T2 (de) 1999-04-15

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