JP5250889B2 - テンショナー - Google Patents

Description

本発明は、無端状のベルトやチェーンの張力を一定に保つよう調整するテンショナーに関する。

テンショナーは、例えば、自動車のエンジンに使用されるタイミングチェーンやタイミングベルトを所定の力で押しており、これらに伸びや緩みが生じた場合に、その張力を一定に保つように作用する。

図６に、テンショナー１００を自動車のエンジン本体２００に実装した状態を示す。エンジン本体２００の内部には、一対のカムスプロケット２１０とクランクスプロケット２２０とが配置されており、これらのスプロケット２１０、２２０の間にタイミングチェーン２３０が無端状となって掛け渡されている。また、タイミングチェーン２３０の移動路上には、チェーンガイド２４０が揺動自在に配置されており、タイミングチェーン２３０はチェーンガイド２４０を摺動するようになっている。エンジン本体２００には、取付面２５０が形成されており、テンショナー１００は取付面２５０に開設された取付孔２６０に挿通されてボルト２７０により取付面２５０に固定される。なお、エンジン本体２００の内部には、図示しない潤滑用のオイルが封入されている。

従来のテンショナーは、走行するチェーンに向けて進退自在に突出する円柱状の推進部材と、この推進部材を進退自在に嵌挿する摺動孔が推進部材と同心円状に設けられたケースと、このケースに対して推進部材を突出方向に付勢する推進ばねと、前記摺動孔の先端開口側で同心円状に設けられた凹部内で推進部材に外嵌して推進部材の軸方向に変位するとともに前記凹部と同心円状に設けられたホルダー部材と、このホルダー部材を推進部材の突出方向に付勢するホルダーばねと、前記ホルダー部材に形成されたスロープ状のカム斜面内を滑動するとともに前記推進部材の外周に刻設された複数の係止歯にそれぞれ噛合する複数の係止駒と、前記摺動孔内で推進部材に外嵌して複数の係止駒の噛み外れを規制するカム誘導用リングと、前記推進部材を進退自在に嵌挿するとともに前記摺動孔の凹部内に順次配置したホルダーばねとホルダー部材と係止駒とカム誘導用リングを移動自在に封入する封止プレートとを備えている。このテンショナーは、エンジン運転時にチェーンが伸びてくると、推進部材が一歯分ずつ順次前進することによって、適正なチェーン張力を維持するようになっている（例えば、特許文献１参照）。

以上の構造のテンショナーでは、推進部材は推進ばねにより進出方向に付勢され、係止駒が拡径して推進部材の係止歯を乗り越えながら、進出方向に移動可能である。また、推進部材は、後退方向には係止駒がカム斜面に押圧され縮径されて推進部材の係止歯と噛合うことにより後退が拘束されてロックされる。

エンジン本体に取付けられたとき、推進部材は、適切なチェーン張力が得られる位置まで進出し、チェーンガイドから振動を受けながら過度に戻ることを防止し、過大荷重が作用した場合は、ホルダー部材が後退しホルダーばねが撓んでチェーン張力を適正に保つように作用する。また、長期使用によりチェーンが伸びた場合は、チェーンガイドが前進するのに伴い適宜推進部材が進出して、最適なチェーン張力が得られる構造になっている。
特許第３７１７４７３号明細書

図８（ａ）は上記特許文献１と同様な構成による従来のテンショナーの縦断面図、（ｂ）はその側面図、図９（ａ）は図８のテンショナーの推進部材が係止駒と完全係止状態の作動説明図、（ｂ）は（ａ）のＤ−Ｄ線断面図、図１０（ａ）は図９の推進部材前進時における係止駒拡径状態の作動説明図、（ｂ）は（ａ）のＥ−Ｅ線断面図である。これらの図において、符号３１０は推進部材、３２０は係止駒、３３０はホルダー部材、３４０は推進ばね、３５０は係止駒３２０をホルダー部材３３０のカム斜面３３０ａに押圧して推進部材３１０と噛み込ませるように縮径方向に付勢する押圧ばね、３６０はホルダーばね、３７０はケースである。

従来のテンショナーは、軸中心部から推進部材３１０→係止駒３２０→ホルダー部材３３０→ケース３７０の順で部品が同心円状に配置されている。通常ケース３７０の外径は、エンジン本体２００の取付孔２６０の径（図７）に合せて決定するため、推進部材３１０の係歯部３１０ｂの外径は部品配列の関係で細くなる傾向がある。高出力エンジン等では、カムチェーンからの振動が大きく、その負荷過重に耐えるため推進部材３１０及び係止駒３２０の係止面積を増大するように推進部材３１０の外径を比例的に大きく取る必要がある。しかし、推進部材３１０の外径を大きくすると、ケース３７０の外径が大きくなり、所定の取付孔２６０に挿入できないため、設計自由度が小さい問題がある。

推進部材３１０が進出する際、係止駒３２０が一山越えて次の係止歯と噛合うときに、ホルダー部材３３０のカム斜面３３０ａに沿って外径方向に拡径する。係止歯の山高さｈ、それを乗り越える拡径量ｃとすると、ホルダー部材３３０の内部に、製品寸法のばらつきがあっても確実に１山越えられるように、ｃより幾分大きめの隙間Ｃが必要であり（図９、１０）、その分、ケース３７０の外径が大きくなる。係止駒３２０が２個対向配置の場合は２Ｃが必要となる。

また、係止駒３２０はノーバック設計であり、推進部材の後退方向には戻り作動が期待できない。エンジン内部の温度変化に伴うエンジン本体（ブロック）２００の熱間膨張によりタイミングチェーン２３０が掛けられているクランク軸とカム軸間の距離が変動し（図７）、低温時は弛み、高温時は張り込む。低温時は、タイミングチェーン２３０が弛んでいるため、係止駒３２０が一山越えて次の係止歯と噛合うか噛合わないかの位置に推進部材３１０がある場合、バックラッシュによって主に「ガチャガチャ」という機械的な接触音が発生する。逆に高温時は、タイミングチェーン２３０が張り込んで推進部材３１０を後退方向に押し込む。このとき、係止駒３２０が推進部材３１０に完全に係合し、さらに推進部材３１０がタイミングチェーン２３０により押し込まれても推進部材３１０が後退できず、タイミングチェーン２３０に過大な張力を及ぼす過負荷状態となる。このような状況において、係止歯のピッチを細かくすることにより接触音の低減を図るとともに、過負荷防止のためホルダー部材３３０の背面に設置したホルダーばね３６０が縮むことにより過負荷防止を行っている。しかし、係止歯のピッチを細かくし過ぎると、係止歯の山高さｈが低くなり、係止歯の強度が低下するなど設計自由度が小さく限定される。

本発明は、このような問題点を解決するためになされたものであり、構造を簡素化し、係止歯の強度アップ及びバックラッシュの低減、部品点数削減及びコストダウンが可能で設計自由度が大きいテンショナーを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明のテンショナーは、内周面に係止歯が形成された筒状部材と、前記係止歯に係合する係止歯が外周に形成された１つ又は複数の係止駒と、前記係止駒を受け止める係止駒受け部を有し、前記筒状部材の内部に配置されるシャフト部材と、を備え、前記筒状部材又はシャフト部材のいずれか一方が、付勢力により進退自在に推進する推進部材となっており、前記係止駒が縮径方向に移動して前記筒状部材の係止歯を乗り越えることにより前記推進部材の進出を可能とし、前記係止駒が拡径方向に移動して前記筒状部材の係止歯に係合することにより前記推進部材の後退を拘束するラチェット機構が設けられ、前記係止歯は、いずれもリード角θを有するねじ状歯であって、式３の関係が成立するように式３の各部寸法・諸元が設定され、前記係止歯は前記筒状部材の内周面の軸方向略全長に亘り連続的に形成されており、前記ラチェット機構は、前記係止駒受け部に形成され、前記係止駒を前記筒状部材の係止歯に係合する方向に拡径させるように形成されたカム斜面と、前記係止駒をシャフト部材のカム斜面に押圧して拡径方向に付勢する押圧ばねとを備え、前記カム斜面は軸方向の先端部に向かって漸次縮径しており、前記押圧ばねは前記カム斜面の先端部に連続した小径軸部の径方向外側を囲む位置に設けられていることを特徴とする。
Ｒ１・ｔａｎρ１＋Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）＜０ ・・・式３
（式３において、Ｒ１＝ｄ１ｅ／２、ｄ１ｅ＝係止駒受け部の有効接触径、Ｒ２＝ｄ２ｅ／２、ｄ２ｅ＝係止駒の係止歯の接触有効径、ρ１＝ｔａｎ^−１μ１（摩擦角度）、μ１＝係止駒及び係止駒受け部の見掛け上の摩擦係数、ρ２＝ｔａｎ^−１μ２（摩擦角度）、μ２＝筒状部材及び係止駒の係止歯の見掛け上の摩擦係数である。）

従来のテンショナーにおいては、推進部材が推進するとき１対の係止駒が係止歯を乗り越える際に必要な可動空間が、従来のテンショナーにおいては外周方向に２箇所の２Ｃ必要であった（図９、１０）のに対し、請求項１の発明では、係止駒が縮径方向に移動して乗り越えるため、隙間Ｃを外周方向に設ける必要がない。さらに、従来のテンショナーにおけるホルダー部材３３０（図８（ａ））を設ける必要がないことから、ケース胴部の外径を従来のテンショナーと同一にした場合はこれらの径方向寸法を筒状部材の増径に充当させることが可能となる。筒状部材が増径すると、横方向の荷重に対する剛性が増大する。また、従来のテンショナーと同一の筒状部材の外径とした場合、係止駒と筒状部材内面の係止歯の強度を大きな荷重に耐え得る寸法に設定することができる。一方、筒状部材の内径を従来のテンショナーの推進部材の外径と同等とした場合は、係止駒と筒状部材内面の係止歯の強度が同一であるにも拘らずテンショナー全体を細くしたコンパクト化が可能である。

また、係止駒及び筒状部材の係合する係止歯は、リード角θを有するねじ状歯であって、式３の両辺にエンジンからの動荷重Ｗｃを乗ずると、Ｗｃ・Ｒ１・ｔａｎρ１＝Ｔｍ＝Ｗｃにより係止駒受け部の有効接触半径Ｒ１に発生する制動トルク＜−Ｗｃ・Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）＝−Ｔｎ＝Ｗｃにより係止歯の有効接触半径Ｒ２に発生する回転トルクとなり、Ｔｎは負の回転トルクであることからエンジンからの動荷重Ｗｃを受けた係止駒が回転するようになる。この際、例えば筒状部材が付勢力により進退自在に推進する推進部材となっている場合、係止駒が回転すると係止駒の係止歯が係合する筒状部材は回転方向の作動が規制されることにより軸方向に後退すること、すなわち戻り作動を起こすことが可能となる。したがって、エンジンが高温になり、カムチェーンが張り込んだ場合でも、式３の関係が成立するような設定が行われているので過負荷防止効果が得られ、前記従来のテンショナーのような過負荷防止のための特別なホルダー部材３３０及びホルダーばね３６０（図８（ａ）参照）を省くことも可能となる。

さらに、エンジン冷間時のようにカムチェーンが弛むと、前記従来のテンショナーでは係止駒３２０及びシャフト部材３１０の係合が不完全となり、バックラッシュによる接触音の発生することがあるが、本発明では推進部材の細かい進退作動により、係止駒に交番荷重が作用し、推進部材の進出方向に回転しながら係止歯のバックラッシュを減ずる方向に移動する。このため、係止歯のバックラッシュの軽減が可能であり、係止歯の山高さを極端に小さくすることなく係止歯のバックラッシュを低減することが可能となる。また、シャフト部材のカム斜面及び押圧ばねによる簡単な構造のラチェット機構により、係止駒が拡径して筒状部材の係止歯に係合し、推進部材の後退を拘束する。また、押圧ばねが係止駒をシャフト部材のカム斜面に押圧して拡径方向に付勢することにより、係止駒及び筒状部材の係止歯のがたつきのない係合が可能となる。

このようなテンショナーにおいて、前記筒状部材とシャフト部材とはいずれか一方又は双方の回転方向の作動が拘束され、前記係止駒は、いずれの場合も前記筒状部材に対しては相対回転可能に係合されていることが好ましい。前記式３の条件を満たすよう各部材寸法が設定された状態でエンジンからの動荷重Ｗｃを受けた係止駒が回転することにより、筒状部材とシャフト部材のいずれか一方又は双方の回転方向の作動が拘束されることから推進部材となる筒状部材とシャフト部材のいずれか一方が戻り作動を行うようにすることができる。また、前記筒状部材は回転方向の作動が拘束され、前記係止駒及びシャフト部材は回転方向に同期して作動可能に結合されていることが好ましい。係止駒及びシャフト部材が回転方向に同期して作動可能に結合されることにより、シャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持面と軸直角面とのなす接触角度γを小さく設定することが可能となる（ここで、ｔａｎρ１＝μ／ｃｏｓγ、μ＝係止歯のねじ面、係止駒受け部、シャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持部の実摩擦係数である）ことから前記係止駒及びシャフト部材の摩擦による制動トルクＴｍ＝Ｗｃ・Ｒ１・ｔａｎρ１を小さくして推進部材となる筒状部材とシャフト部材のいずれか一方の戻り作動を確実に行うようにすることができる。

また、前記係止駒受け部又は前記シャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持面と軸直角面とのなす接触角度γが、γ≒０°に設定されていることが好ましい。係止駒受け部又は前記シャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持面と軸直角面とのなす接触角度γがγ≒０°に設定されることから、係止駒及びシャフト部材の摩擦による制動トルクＴｍを小さくして推進部材となる筒状部材とシャフト部材のいずれか一方の戻り作動をさらに容易に行う信頼性を向上させることができる。

本発明によれば、係止駒、シャフト部材が筒状部材内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材、係止駒、筒状部材の順に配列され、係止駒が縮径方向に移動して乗り越えるため、隙間Ｃを外周方向に設ける必要がないとともに、ホルダー部材を設ける必要もないことから、筒状部材の径を適宜選定できる。従って、従来のテンショナーと同一の筒状部材の外径であっても、筒状部材を増径した場合には、横方向荷重に対する剛性を高めることが可能となり、また、係止駒と筒状部材内面の係止歯の強度を大きな荷重に耐え得る寸法に設定することができる。また、係止駒及び筒状部材の係止歯の強度が同一であるように筒状部材の内径を従来のテンショナーの推進部材の外径と同等とする場合は、テンショナー全体を従来のテンショナーよりも細くしたコンパクト化が可能となる。また、係止駒及び筒状部材の係止歯がリードを有するねじ状歯であって、エンジンからの動荷重Ｗｃを受けた係止駒が回転して推進部材となる筒状部材とシャフト部材のいずれか一方の戻り作動が可能となり、過負荷防止効果が得られるとともに従来のテンショナーのような過負荷防止のための特別なホルダー部材及びホルダーばねを省くことも可能となる。さらに、推進部材の細かい進退作動により、係止駒に交番荷重が作用し、推進部材の進出方向に回転しながら係止歯のバックラッシュを減ずる方向に移動することから、係止歯の山高さを極端に小さくすることなく係止歯のバックラッシュを低減することが可能となる。

従って、本発明によれば、構造を簡素化し、係止歯の強度アップ及びバックラッシュの低減、部品点数削減及びコストダウンが可能で設計自由度が大きいテンショナーを提供することができる。

以下、本発明のテンショナーを実施するための実施形態図面を参照しながら詳細に説明する。
［実施形態１］

図１（ａ）は本発明の実施形態１のテンショナーを示す縦断面図、（ｂ）はその右側面図、（ｃ）は（ａ）のＡ−Ａ線断面図、図２は実施形態１のテンショナーの先端要部（ラチェット機構部）の分解斜視図である。

実施形態１のテンショナーは、中空内面に複数の係止歯１ｂが形成された推進部材である筒状部材１、筒状部材１内面の係止歯１ｂに係合する複数（図示では４個）の割断ナット状の係止駒２、筒状部材１の中空内に遊嵌され、先端部外周側に係止駒２を受け止める係止駒受け部を有するシャフト部材３、筒状部材１を推進方向に付勢する推進ばね４、係止駒２をシャフト部材３の係止駒受け部方向に付勢する押圧ばね５、筒状部材１を進退自在に嵌挿する有底中空状のケース７、ケース７の先端に装着された軸受１０等から大略構成されている。

ケース７は、胴部７ａの後端部にフランジ部７ｂを備えた有底円筒状に形成されている。胴部７ａ内部には、先端部にかけて軸方向（推進方向）に延びる収納穴７ｃが形成されている。収納穴７ｃの先端部分は開放されており、この収納穴７ｃ内に、筒状部材１、係止駒２、シャフト部材３、推進ばね４、押圧ばね５の組付体が収容される。ケース７の後端底部７ｅの中心には、雌ねじ孔７ｆが開設されている。

ケース７のフランジ部７ｂは、エンジン本体２００への取付けを行うものであり、エンジン本体２００への取付けに際しては、フランジ部７ｂの図示下面がエンジン本体２００のいずれも図示しない内壁に設けられた取付面に当接した状態で２本のボルト部材を介して装着される。

筒状部材１は、後端部１ｃが開口し、先端に閉鎖壁１ａを有し、内面には、４個の係止駒２が係合する係止歯１ｂが形成されている。エンジン本体２００へのテンショナー取付けに際しては、この筒状部材１の閉鎖壁１ａの先端面がベルト又はチェーンガイド２４０に当接して取付けられる（図７参照）。

筒状部材１の後端１ｃ面とケース７の後端底部７ｅ内面との間に圧縮ばね部材からなる推進ばね４がシャフト部材３に挿通された状態でケース７の収納穴７ｃ内面寄りに配置されている。筒状部材１は、推進ばね４によって付勢されることによりケース７から突出して軸方向に推進する。

この実施形態においては、従来のテンショナー（図８（ａ））における過負荷防止用のホルダー部材３３０及びホルダーばね３６０が省かれている。エンジンからの過負荷が作用した場合の過負荷防止機能については後述する。

軸受１０は、所定厚さの平板からなるキャップ状に形成され、ケース２の先端部に装着されて外周部から加締められることにより固定されている。軸受１０は、一対の凸辺１０ｂが形成された摺動孔１０ａを有しており、この摺動孔１０ａ内に筒状部材１が摺接自在に挿通されている。筒状部材１の先端側前半部の外面には一対の凹溝１ｄが形成され、この一対の凹溝１ｄ内に軸受１０の一対の凸辺１０ｂが摺接自在に嵌合するように対応しており、これにより筒状部材１は回転が拘束された状態で軸方向の移動が可能となる。

シャフト部材３は、図１に示すように、後端部に形成された雄ねじ部３ｂがケース７の後端底部７ｅの雌ねじ孔７ｆに螺着され固定されている。シャフト部材３の軸体３ａの径より大きい大径の傘状段端面３ｄが形成された先端部の外周側には推進方向に漸次縮径する円錐面状のカム斜面３ｃが形成されるとともに、カム斜面３ｃの先端外周に溝３ｉが穿設された小径軸部３ｅが連続して形成されている。カム斜面３ｃが後述する４個の割断ナット状の係止駒２を受け止める係止駒受け部となっている。この場合、シャフト部材３の傘状段端面３ｄの外径は、筒状部材１内の係止歯１ｂの内径より僅かに小さく設定される。

係止駒２は、図１、２に示すように、外周に係止歯２ａが形成された円筒ナットを軸方向に割断した平行カット面２ｄを有する形状となっている。係止駒２の後端内周側に筒状部材１の推進方向に漸次縮径する部分円錐面状のカム斜面２ｂが形成され、その先端には部分円筒面状の小径段部２ｃが連続して形成されている。カム斜面２ｂは、シャフト部材３のカム斜面３ｃに相応して滑動自在に摺接する形状となっている。この実施形態では、４個の係止駒２が中心軸を挟んだ対向状態すなわち放射状に等配されている。この係止駒２の数量は、４個に限定するものではなく、エンジンからの入力荷重の大小により適宜増減して設定される。

この実施形態においては、押えプレート９がシャフト部材３の小径軸部３ｅに外嵌されるとともに、小径軸部３ｅの溝３ｉ内に係合するＣリング１１により小径軸部３ｅ先端からの脱落が防止されている。

また、押えプレート９と係止駒２の小径段部２ｃに嵌装されたワッシャ８との間には圧縮ばねからなる押圧ばね５が配置されている。押圧ばね５により、係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧される方向に常時付勢されている。これにより、押圧ばね５が常に係止駒２をシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧して拡径方向に付勢する。このことにより、係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂのがたつきのないバックラッシュを低減した係合が確保できる。押圧ばね５と係止駒２との間にワッシャ８が設けられて回転方向に拘束されない形態では、係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃの周りを回転可能な状態となっている。

この実施形態の係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂは、軸直角方向に対してリード角θの１条又は多条ねじ状歯で構成される。

係止歯２ａ、１ｂがねじ状歯では所定の強度を確保しながら、１条ねじではピッチを細かくして係止歯２ａ、１ｂのがたつきを防止でき、多条ねじではさらにピッチを細かくして係止歯２ａ、１ｂのがたつきを一層防止できる。さらに、係止歯２ａ、１ｂをねじ状歯とした理由は、上記に加えての後述する効能により明白となる。

この実施形態では、係止駒２、シャフト部材３、押圧ばね５、ワッシャ８及び押えプレート９が筒状部材１内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材３、係止駒２、筒状部材１の順に配列され、係止駒２及び筒状部材１を係合させた状態でケース７の収納穴７ｃ内に収設される。

以上の実施形態１のテンショナーにおいて、筒状部材１の推進方向には係止駒２の縮径方向に移動して係止歯２ａが筒状部材１内面の係止歯１ｂを乗り越えることにより筒状部材１が推進可能であり、筒状部材１の後退方向には、係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂとの係合により後退が拘束されることが可能なラチェット機構を有している。

ラチェット機構は、係止駒２を筒状部材１内面の係止歯１ｂに係合させる方向に拡径させるシャフト部材３及び係止駒２のカム斜面３ｃ、２ｂと、係止駒２をシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧して拡径方向に付勢する押圧ばね５と、を備えている。筒状部材１が推進する際には、係止駒２がカム斜面３ｃへの押圧に抗してシャフト部材３のカム斜面３ｃに沿って縮径方向に移動し係止歯２ａが筒状部材１内面の係止歯１ｂを乗り越えることにより筒状部材１が推進可能である。筒状部材１が後退する際には、係止駒２がシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧され拡径して係止駒２の係止歯２ａが筒状部材１内面の係止歯１ｂに係合することにより後退が拘束されることが可能となっている。

以上の構成による実施形態１においては、係止駒２、シャフト部材３が筒状部材１内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材３、４個の係止駒２、筒状部材１の順に配列されている。これにより、筒状部材１が推進するとき係止駒２が筒状部材１内面の係止歯１ｂを乗り越える際に必要な空間が、従来のテンショナーにおいては外周方向に２箇所の２Ｃ必要であったのに対し、この実施形態では係止駒２が縮径方向に移動して乗り越えるため、隙間Ｃを外周方向に設ける必要がない（図９、１０参照）。さらに、従来のテンショナーのホルダー部材３３０を設ける必要がないことから、ケース胴部７ａの外径を従来のテンショナーのケース胴部の外径ｄ５と同一にした場合は（図８（ａ）参照）、これらの径方向寸法を筒状部材１の増径に充当することが可能となる。

筒状部材１が増径すると、横方向の荷重に対する剛性もアップする効果があり、従来のテンショナーのケース胴部の外径ｄ５と同一の筒状部材１の外径とする場合には、係止駒２及び筒状部材１内面の係止歯２ａ、１ｂの強度を大きな荷重に耐え得る寸法に設定することができる。一方、筒状部材１の内径ｄ１を従来のテンショナーの推進部材の外径ｄ１と同等とした場合は、係止歯２ａ、１ｂの強度が同一であるにも拘らずテンショナー全体を細く構成したコンパクト化が可能である。

表１は、従来のテンショナーとの要部寸法（単位：ｍｍ）の比較を示す。記号は、図１（ａ）及び８（ａ）に示す通りである。

従来品のケースの胴部７ａの外径ｄ５を２０ｍｍとした場合、本発明１例は筒状部材１の内径ｄ１を従来品の推進部材の係止歯の外径ｄ１と同等としたものである。この場合、従来品のケースの胴部の外径ｄ５は２０ｍｍ程度必要であるが、本発明１例では１６ｍｍ程度で良い。このように本発明はコンパクト化が可能で、さらに、胴部７ａの外径ｄ５を従来品と同じにした場合はより大きな荷重に耐えることができる。

本発明２例は、胴部７ａの外径ｄ５を従来品と同一径に合せたものである。この場合、筒状部材１の係止歯１ｂの外径ｄ１が従来品の８ｍｍに対して１２ｍｍと大きくすることができる。この理由は、上述した通りである。

推進部材である筒状部材１には前記ベルト又はチェーンガイド２４０からの荷重を受ける。エンジン運転中の荷重形態は動的荷重Ｗｃ（交番荷重）を受ける。ここで説明する記号と各部寸法は以下の通りである。
Ｗｃ＝エンジンからの動荷重
ｄ１ｅ＝係止駒カム斜面２ｂの有効接触径（ｍｍ）
Ｒ１（＝ｄ１ｅ／２）＝係止駒カム斜面２ｂの有効接触半径（ｍｍ）
ｄ２ｅ＝係止駒係止歯（ねじ状歯）２ａの接触有効径（ｍｍ）
Ｒ２（＝ｄ２ｅ／２）＝係止駒係止歯（ねじ状歯）２ａの接触有効半径（ｍｍ）
γ＝軸直角面とシャフト部材３及び係止駒２のカム斜面３ｃ、２ｂ又はシャフト部材３が軸方向に支持される大径段部３ｄとのなす角度（ｄｅｇ）
θ＝筒状部材１及び係止駒２の係止歯（ねじ状歯）１ｂ、２ａねじ面のＲ２におけるねじリード角（ｄｅｇ）
α＝軸断面における係止歯（ねじ状歯）１ｂ、２ａねじ面のフランク角度（ｄｅｇ）
μ＝係止歯（ねじ状歯）１ｂ、２ａねじ面、カム斜面３ｃ、２ｂ、大径段部３ｄの実摩擦係数（−）
μ１＝カム斜面３ｃ、２ｂ、大径段部３ｄの見掛け上の摩擦係数（−）
μ２＝係止歯（ねじ状歯）１ｂ、２ａねじ面の見掛け上の摩擦係数（−）
ρ＝摩擦係数から得られる実摩擦角度（＝ｔａｎ^−１μ）（ｄｅｇ）
ρ１＝摩擦係数μ１から得られる見掛け上の摩擦角度（＝ｔａｎ^−１μ１）（ｄｅｇ）
ρ２＝摩擦係数μ２から得られる見掛け上の摩擦角度（＝ｔａｎ^−１μ２）
α’＝（計算途中の数値）
Ｔｎ＝Ｗｃによって係止駒２の係止歯（ねじ状歯）２ａねじ面のＲ２に発生する回転トルク（Ｎ−ｍｍ）
Ｔｍ＝Ｗｃによって係止駒２のカム斜面２ｂのＲ１に発生する制動トルク（Ｎ−ｍｍ）

Ｗｃが筒状部材１先端の閉鎖壁１ａに作用すると、動的荷重変動によりμの値が時間と共に刻々と変化する。係止駒２は、リード角θを持った係止歯（ねじ状歯）２ａを有しているため、Ｗｃによって回転トルクＴｎが発生するとともにカム斜面２ｂには摩擦による制動トルクＴｍが発生する。

ＴｎとＴｍは変動を繰り返し、ＴｎがＴｍを上回った瞬間に係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃ上で僅かな滑り回転を生じる。この係止駒２の回転により、係止駒２の係止歯２ａが係合する筒状部材１は回転方向の作動が規制されていることから後退方向の荷重Ｗｃにより軸方向に後退し、いわゆる戻り作動を起こす。この係止駒２の回転角度はごく小さな値であり、Ｗｃを連続して受けると筒状部材１は徐々に後退して行くことができる。

これらの関係を数式に置き換えると次のようになる。
まず、回転トルクＴｎについては、
［式１］ Ｔｎ＝Ｗｃ・Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）
［式１−１］ ｔａｎρ２＝μ／ｃｏｓα’
［式１−２］ ｔａｎα’＝ｔａｎα・ｃｏｓθ
制動トルクＴｍについては、
［式２］ Ｔｍ＝Ｗｃ・Ｒ１・ｔａｎρ１
［式２−１］ ｔａｎρ１＝μ／ｃｏｓγ
で表わされ、ここで、ρ１、ρ２は、それぞれ係止駒２のカム斜面２ｂ、係止歯（ねじ状歯）２ａねじ面の見掛け上の摩擦角度を示す。

通常、係止駒２のカム斜面２ｂは軸直角方向になす角度γを持っているため、同じＲ１の平面すなわちγ＝０（ｄｅｇ）で接触した場合より制動トルクＴｍが楔効果により増加する。係止歯（ねじ状歯）２ａねじ面においてもフランク角度αを持った場合に同様のことが起こる。なお、接触面での実摩擦角度はρであるが、計算上ではρ１及びρ２を用いて表す。

また、ρ２＜θのとき、係止歯（ねじ状歯）２ａねじ面に回転トルクＴｎが発生する。このとき、Ｔｎは負の値となって係止駒２を回転させるトルクになる。

係止駒２が回転することにより筒状部材１が後退する戻り作動が起きるのはＴｎがＴｍを上回ったときであり、その条件を数式に表すと、Ｔｍ＋Ｔｎ＜０となる。

これに式１及び式２を代入すると、
Ｗｃ・Ｒ１・ｔａｎρ１＋Ｗｃ・Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）＜０
となり、両辺をＷｃで除すると
［式３］ Ｒ１・ｔａｎρ１＋Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）＜０
が得られ、この式３が筒状部材１の戻り作動が実現する条件となる。

図４、５は、それぞれ本発明のテンショナーと従来のテンショナーの戻り作動領域設定例１、設定例２の比較図である。図４、５において、Ｘ（横）軸はＲ１／Ｒ２の比、Ｙ（縦）軸は式３の左辺値を示す。

図４の設定例１は、θ＝１０°、γ＝６０°、α＝３０°、Ｒ２＝５ｍｍと設定した場合の計算例である。上記したように、筒状部材１先端の閉鎖壁１ａにエンジンの振動荷重Ｗｃを受け、Ｗｃにより係止駒２が回転作動して推進部材１が戻り作動を起こす戻り作動領域は、式３の左辺値であるＹ軸の値が０未満の時である。

前記したように、本発明のテンショナーと従来のテンショナーとの最大相違点は、係止駒２の係止歯（ねじ状歯）２ａの有効接触半径Ｒ２＝ｄ２ｅ／２と係止駒２のカム斜面２ｂの有効接触半径Ｒ１＝ｄ１ｅ／２の大小関係が逆転している点であって、Ｘ軸値が１．０以下の領域にある本発明のテンショナーとＸ軸値１．０以上の領域にある従来のテンショナーの領域で比較すると、本発明のテンショナーはＹ軸０未満のプロット点が圧倒的に多く、推進部材１の戻り作動が可能な条件を満たす組合せが多くなることを図４は示している。

図５の設定例２は、θ＝１０°、γ＝６０°、α＝３０°、ρ＝３°と設定した場合の前記［表１］の従来品、本発明１例（実施例Ｉ）、本発明２例（実施例ＩＩ）の各部寸法・諸元をそれぞれ式３に適用した計算例である。

この計算結果を次の表２に示す。

この計算例による式３左辺の値を図５にプロットすると、本発明のテンショナーは従来のテンショナーよりＹ軸値すなわち式３左辺の値が低い値を示し、推進部材の戻り作動が可能となることが一目瞭然である。

このように、本発明のテンショナー設計に際しては、推進部材である筒状部材１の戻り作動が可能な条件である図４のＹ軸値が負になるように前記記号説明で示した各部寸法・諸元を適宜設定することができる。従来のテンショナーは推進部材の後退方向への戻り作動が見込めず、前記図８（ａ）等に示すように、ホルダー部材３３０の背面に収設したホルダーばね３６０が縮むことにより過負荷防止を図らざるを得なかった点を改善し、上記本発明における推進部材である筒状部材１の戻り作動可能な条件設定によりホルダーばね無しで推進部材の戻り作動が可能となる。

なお、意図的に推進部材である筒状部材１の戻り作動を起こさないＹ軸値が正になる設定とする場合も必要に応じて選択可能であることは言うまでもない。
［実施形態２］

図３の（ａ）は本発明の実施形態２のテンショナーを示す縦断面図、（ｂ）及び（ｃ）は実施形態２の回転防止板のそれぞれ側面図及び左側面図である。

実施形態２においては、実施形態１におけるシャフト部材３の形状及びケース７後端部への取付け構造の形態が異なり、シャフト部材３がケース７に対して回転自在に取付けられる点、実施形態１における係止駒２の小径段部２ｃに嵌装されたワッシャ８に換えてシャフト部材３のカム斜面３ｃ部との相対回転を拘束する回転防止板８’が設けられ、１対の係止駒２とシャフト部材３とが同期回転可能に構成される点を除く他の構成は実施形態１と同様である。したがって、これらの変更点について以下に説明する。

この実施形態のケース７は、後端底部７ｅ中央に、収納穴７ｃ内中間部まで軸方向に延出した突起部７ｇが設けられ、この突起部７ｇの中心部にガイド穴７ｈが後端底部７ｅから穿設されるとともに先端壁７ｉにシャフト部材３の軸体３ａが挿通されて回転自在に支持する軸体支持孔７ｊが開設されており、この点を除く他の構成は実施形態１と同様である。

ケース７の突起部７ｇの外径は、筒状部材１内の係止歯１ｂの内径より小さく設定される。

シャフト部材３は、図３（ａ）に示すように、軸体３ａの後端部外周に溝３ｇが設けられ、軸体３ａがケース７の突起部７ｇの軸体支持孔７ｊ内に回転自在に嵌挿された状態で、溝３ｇに嵌着されたＣリング１２により抜け止めされる。

シャフト部材３の先端部の形状は、大径の傘状段端面３ｄに軸方向に沿って平行カット面３ｆが形成される点を除き実施形態１と全く同様であって、カム斜面３ｃ及びその先端の小径軸部３ｅが連続して形成されている。平行カット面３ｆ及び小径軸部３ｅの機能については後述する。

また、この実施形態においては、実施形態１と同様に従来のテンショナー（図８（ａ））におけるホルダー部材３３０及びホルダーばね３６０が省かれている。エンジンからの過負荷が作用した場合の過負荷防止機能については後述する。

この実施形態では、実施形態１と同じ形態の係止駒２が中心軸を挟んだ１対の対向状態で配置されている。

そして、シャフト部材３の傘状段端面３ｄ部の平行カット面３ｆと係止駒２に係合してシャフト部材３及び係止駒２の相対回転を拘束する回転防止板８’が、係止駒２の先端小径段部２ｃに嵌着されている。

回転防止板８’は、図３（ｂ）、（ｃ）に示すように、中心孔８’ｄを有し、両側に平行カット面８’ｅが形成されたフランジ部８’ｂ、フランジ部８’ｂの平行カット面８’ｅに連続して直角に屈曲され軸方向に延びる１対の平行アーム８’ａからなる薄板部材により一体的に形成されている。１対の平行アーム８’ａ間内にシャフト部材３及び係止駒２の平行カット面３ｄ、２ｄが共に挟み込まれて密着状態で収容される。図３（ａ）に示すように、先端のフランジ部８’ｂが中心孔８’ｄを介して係止駒２の小径段部２ｃに嵌着される。この回転防止板８’により、係止駒２及びシャフト部材３は相対回転が拘束された状態で、シャフト部材３の軸体３ａがケース７の軸体支持孔７ｊに支持されて同期回転可能に構成される。

また、図３（ａ）に示すように、係止駒２の小径段部２ｃに嵌装された回転防止板８’のフランジ部８’ｂ前面と押えプレート９の外フランジ部９ｂ後面との間には圧縮ばねからなる押圧ばね５が挟設されている。押圧ばね５により、係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧される方向に常時付勢されている。このように押圧ばね５が常に係止駒２をシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧して拡径方向に付勢することにより、係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂのがたつきのないバックラッシュを低減した係合を確保できる。

この実施形態２において、係止駒２、シャフト部材３、押圧ばね５及び回転防止板８’、押えプレート９が筒状部材１内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材３、係止駒２、筒状部材１の順に配列され、係止駒２及び筒状部材１を係合させた状態でケース７の収納穴７ｃ内に収設される。この際に、シャフト部材３の軸体３ａは、ケース７の突起部７ｇの軸体支持孔７ｊ内に挿通された状態で、後端部の溝３ｇにＣリング１２が嵌着されることにより抜け止めされる。

以上の構成による実施形態２においても、実施形態１と同様に、ラチェット機構により筒状部材１が、推進方向には係止駒２が縮径方向に移動して係止歯２ａが筒状部材１内面の係止歯１ｂを乗り越えることにより推進可能で、後退方向には係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂとの係合によるロック機能を備えることにより後退が拘束されることが可能である。

また、係止駒２、シャフト部材３が筒状部材１内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材３、係止駒２、筒状部材１の順に配列され、係止駒２が縮径方向に移動して乗り越えるため、従来のテンショナーにおける外周方向に必要な隙間（２Ｃ：図９、１０参照）を設ける必要がない。さらに、従来のテンショナーのホルダー部材３３０を設ける必要がないことから、ケース胴部７ａの外径を従来のテンショナーのケース胴部の外径ｄ５と同一にした場合は（図８参照）、これらの径方向寸法を筒状部材１の増径に充当することが可能となり、係止駒２及び筒状部材１内面の係止歯２ａ、１ｂの強度が大きな荷重に耐え得る寸法に設定することができる。また、係止歯２ａ、１ｂの所定の強度を確保しながらテンショナー全体を細くしたコンパクト化も可能である。

さらに、この実施形態においても、推進部材である筒状部材１にはエンジン運転中のベルト又はチェーンガイド２４０からの動的荷重Ｗｃ（交番荷重）を受ける。Ｗｃが筒状部材１先端の閉鎖壁１ａに作用すると、実施形態１と同様に、動的荷重変動により前記μの値が時間と共に刻々と変化する。係止駒２は、リード角θを持った係止歯（ねじ状歯）２ａを有しているため、Ｗｃによって回転トルクＴｎが発生するとともにカム斜面２ｂには摩擦による制動トルクＴｍが発生する。

ＴｎとＴｍは変動を繰り返し、ＴｎがＴｍを上回った瞬間に係止駒２は回転防止板８’により回転方向に拘束されたシャフト部材３と共にケース７の突起部７ｇ先端壁７ｉの前面と傘状段端面３ｄの後面との当接面間で僅かな滑り回転を生じる。先端壁７ｉ及び傘状段端面３ｄの当接面の軸直角方向になす角度γはγ＝０（ｄｅｇ）であって、実施形態１における係止駒２の回転摺動面となる係止駒２及びシャフト部材３のカム斜面２ｂ、３ｃの軸直角方向になす角度γ＞０を持っている（楔効果を有する）場合に比べて前記式２及び式２−１で表わされる制動トルクＴｍが小さい。したがって、ＴｎがＴｍを上回り易くなり、係止駒２及びシャフト部材３は同期回転し易くなる。

この係止駒２のシャフト部材３との同期回転により、係止駒２の係止歯２ａが係合する筒状部材１は回転方向の作動がケース２の先端部に固着された軸受１０との係合により規制されていることから軸方向に後退する、すなわち戻り作動を起こす。この係止駒２の回転角度はごく小さな値であり、Ｗｃを連続して受けると筒状部材１はゆっくり徐々に後退することができる。

この実施形態においても、実施形態１と同様に、推進部材である筒状部材１の戻り作動が可能な条件である前記式３を満足する図４のＹ軸値が負になるように前記記号説明で示した各部寸法・諸元を適宜設定することができる。これにより、従来のテンショナーは推進部材の後退方向への戻り作動が見込めず、図８（ａ）等に示すように、ホルダー部材３３０の背面に収設したホルダーばね３６０が縮むことにより過負荷防止を図らざるを得なかった点を改善し、ホルダーばね無しで推進部材の戻り作動による過負荷防止を行うことが可能となる。
［実施形態３］

図６は、本発明の実施形態３のテンショナーを示す縦断面図である。

実施形態３では、実施形態１、２におけるケース７内に収容された組付け部材の全体を軸方向前後に逆転配置するとともにケース７を省いた簡単な構造としている。そして、筒状部材１を直接エンジン本体２００の取付け孔２６０内に挿入して固着し、シャフト部材３を進出するように推進部材として設定している。筒状部材１及びシャフト部材３の両端部の形状が若干異なるとともに筒状部材１のエンジン本体２００への取付け構造が異なるものの、他の構成は実施形態１と基本的に同様である。

この実施形態３の筒状部材１は、両端部が開口し、内面には１対の係止駒２が係合する係止歯１ｂが全面的に形成され、後端には外フランジ部１ｅが設けられている。筒状部材１の外フランジ部１ｅから先側の胴部がその外面に嵌装された後述する推進ばね４と共に取付け孔２６０内に挿通されるとともに、外フランジ部１ｅがエンジン本体２００の取付け面２５０に当接した状態でキャップ状取付け蓋１１により外フランジ部１ｅが被せられている。

キャップ状取付け蓋１１は、フランジ部１１ａに設けられたいずれも図示しないボルト取付け孔に挿通されたボルトがエンジン本体２００の取付け面２５０の雌ねじ穴内に螺合され、筒状部材１の外フランジ部１ｅと共にエンジン本体２００の取付け面２５０に固定される。

実施形態３のシャフト部材３は、先端に筒状部材１の先端１ｃ’から突出して外フランジ３ｈが設けられ、外フランジ３ｈから後側の軸体３ａが筒状部材１内に挿通されるとともに、外フランジ３ｈの先端面が図示しないベルト又はチェーンガイドに当接して進退自在に推進する。この場合、シャフト部材３の軸体３ａの外径は、筒状部材１内の係止歯１ｂの内径より僅かに小さく設定される。筒状部材１の内面とシャフト部材３の軸体３ａの外面との径方向の隙間を小さくすることにより、シャフト部材３と筒状部材１の横荷重強度を高めることが可能である。また、筒状部材１内に油圧を作用させる場合に、シールに適した隙間に設定することによりシールの機能を持たせることが可能で、さらに、シール性を高める必要がある場合には、筒状部材１の先端１ｃ’内面とシャフト部材３の軸体３ａの外面との間にシール部材１２を組み入れて油圧のシール性を確保することができる。

シャフト部材３の後端部軸体３ａの外周側には、推進方向に漸次拡径する円錐面状のカム斜面３ｃが形成されるとともにその後端外周に溝３ｉが穿設された小径軸部３ｅが連続して形成されている。このカム斜面３ｃが前記実施形態１と同様な複数の割断ナット状の係止駒２を受け止める係止駒受け部となっている。

シャフト部材３の外フランジ３ｈ後面と筒状部材１の外フランジ部１ｅ前面との間に圧縮ばねからなる推進ばね４が筒状部材１の胴部に外嵌された状態でエンジン本体２００の取付け孔２６０内に収設されている。この推進ばね４によって付勢されることによりシャフト部材３が筒状部材１から突出して軸方向に推進する。

この実施形態においては、実施形態１、２と同様に従来のテンショナー（図８（ａ））におけるホルダー部材３３０及びホルダーばね３６０が省かれている。エンジンからの過負荷が作用した場合の過負荷防止機能については後述する。

実施形態３の係止駒２は、実施形態１、２における係止駒２を前後逆転して用いられるもので、先端内周側にシャフト部材３の推進方向に漸次拡径する部分円錐面状のカム斜面２ｂが形成され、後端には小径段部２ｃが形成されており、その他の形状は実施形態１、２と同様である。この実施形態でも、エンジンからの荷重の大小により設定された所定数量の係止駒２が中心軸を挟み対称的に配置される。

この実施形態においても押えプレート９が、シャフト部材３の小径軸部３ｅに摺動自在に外嵌されるとともに、小径軸部３ｅの溝３ｉ内に係合するＣリング１０により小径軸部３ｅ後端からの脱落が防止されている。

さらに、押えプレート９と係止駒２の小径段部２ｃに嵌装されたワッシャ８との間には圧縮ばねからなる押圧ばね５が配置されている。押圧ばね５により、係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧される方向に常時付勢されている。これにより、押圧ばね５が常に係止駒２をシャフト部材３のカム斜面３ｃに押圧して拡径方向に付勢する。このことにより、係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂのがたつきのないバックラッシュを低減した係合が確保できる。また、この実施例では、実施形態１と同様のワッシャ８が設けられており、係止駒２は相対回転方向に拘束されない関係にあるシャフト部材３のカム斜面３ｃの周りを回転可能となっている。

以上の構成による実施形態３において、実施形態１、２と同様なラチェット機構によりシャフト部材３が、推進方向には係止駒２が縮径方向に移動して係止歯２ａが筒状部材１内面の係止歯１ｂを乗り越えることにより推進可能で、後退方向には係止駒２及び筒状部材１の係止歯２ａ、１ｂとの係合によるロック機能を備えることにより後退が拘束される。そして、小型エンジンの通常運転時の適正負荷状態、冷間運転時の軽負荷状態に相応して実施形態１、２と同様な作動を行うことができる。

この実施形態においても、係止駒２、シャフト部材３が筒状部材１内に収容され、軸心から外周方向に向かってシャフト部材３、係止駒２、筒状部材１の順に配列され、係止駒２が縮径方向に移動して乗り越えるため、従来のテンショナーにおける外周方向に必要な隙間（２Ｃ：図９、１０参照）を外周方向に設ける必要がない。さらに、従来のテンショナーのホルダー部材３３０を設ける必要がないことから、ケース胴部７ａの外径を従来のテンショナーのケース胴部の外径ｄ５と同一にした場合は（図８参照）、これらの径方向寸法を筒状部材１の増径に充当することが可能となり、係止駒２及び筒状部材１内面の係止歯２ａ、１ｂの強度が大きな荷重に耐え得る寸法に設定することができる。また、係止歯２ａ、１ｂの所定の強度を確保しながらテンショナー全体を細くしたコンパクト化も可能である。

これに加えて、実施形態３においては、実施形態１、２におけるケース７を省いているため、テンショナーの構造を簡素化し、コンパクト化、軽量化及びコストダウンを図ることができる。

さらに、この実施形態において、エンジン運転中の前記ベルト又はチェーンガイド２４０からの動的荷重Ｗｃ（交番荷重）が推進部材であるシャフト部材３先端の外フランジ３ｈに作用すると、実施形態１と同様に、シャフト部材３のカム斜面３ｃを介して後退方向の軸荷重Ｗｃを受けた係止駒２は、リード角θを持った係止歯（ねじ状歯）２ａを有しているため、Ｗｃによる回転トルクＴｎが発生するとともにカム斜面２ｂには摩擦による制動トルクＴｍが発生する。

ＴｎとＴｍは変動を繰り返し、ＴｎがＴｍを上回った瞬間に係止駒２はシャフト部材３のカム斜面３ｃ上で僅かな滑り回転を生じる。

エンジン本体２００側に固定されている筒状部材１内の係止歯１ｂに係止歯２ａが係合する係止駒２の回転により係止駒２が軸方向に後退する。この係止駒２の後退に伴い後退方向の軸荷重Ｗｃを受けたシャフト部材３が戻り作動を起こす。この係止駒２の回転角度はごく小さな値であり、Ｗｃを連続して受けるとシャフト部材３は徐々に後退することが可能となる。

この実施形態においても、実施形態１と同様に、推進部材であるシャフト部材３の戻り作動が可能な条件である前記式３を満足する図４のＹ軸値が負になるように前記記号説明で示した各部寸法・諸元を適宜設定することができる。これにより、従来のテンショナーは推進部材の後退方向への戻り作動が見込めず、前記図８（ａ）等に示すように、ホルダー部材３３０の背面に収設したホルダーばね３６０が縮むことにより過負荷防止を図らざるを得なかった点を改善し、ホルダーばね無しでシャフト部材３の戻り作動による過負荷防止を行うことが可能となる。

本発明において、テンショナーとしては、図１〜６に示した実施形態以外にも組合せは自由に設定でき、筒状部材１、係止駒２、シャフト部材３、推進ばね４、押圧ばね５、ケース７及びその他の構成部材について、任意に形状を変更したり、あるいは組合せを変更し、簡易な構造で、係止歯の強度アップ及びバックラッシュレス、部品点数削減及びコストダウンが可能で設計自由度が大きいテンショナーを提供することができる。

また、推進ばね４、押圧ばね５などの圧縮ばねについても、径を含むばね部材寸法や形状は、任意に変更が可能であり、これにより、ばね圧縮力を任意に調整することができる。さらに、これらの圧縮ばねはコイルばね、皿ばね、ゴム形成体又は樹脂形成体等、その他いずれか任意選択的に適用することができる。

（ａ）は本発明の実施形態１のテンショナーを示す縦断面図、（ｂ）は（ａ）の右側面図、（ｃ）は（ａ）のＡ−Ａ線断面図である。 図１（ａ）のテンショナーの先端要部（ラチェット機構部）の分解斜視図である。 （ａ）は本発明の実施形態２のテンショナーを示す縦断面図、（ｂ）及び（ｃ）は実施形態２の回転防止板のそれぞれ側面図及び左側面図である。 本発明のテンショナーと従来のテンショナーの戻り作動領域設定例１の比較図である。 本発明のテンショナーと従来のテンショナーの戻り作動領域設定例２の比較図である。 本発明の実施形態３のテンショナーを示す縦断面図である。 テンショナーをエンジン本体に装着した状態のレイアウト図の一例である。 （ａ）は従来のテンショナーの一例を示す縦断面図、（ｂ）は（ａ）の右側面図である。 （ａ）は図８のテンショナーの推進部材が係止駒と係止状態の作動説明図、（ｂ）は（ａ）のＤ−Ｄ線断面図である。 （ａ）は図９の推進部材前進時における係止駒拡径状態の作動説明図、（ｂ）は（ａ）のＥ−Ｅ線断面図である。

１ 筒状部材
１ｂ、２ａ 係止歯（ねじ状歯）
２ 係止駒
２ｂ カム斜面
３ シャフト部材
３ｃ カム斜面（係止駒受け部）
４ 推進ばね
５ 押圧ばね
７ ケース
８ ワッシャ
８’ 回転防止板
９ 押えプレート
１０ 軸受
２００ エンジン本体
２５０ 取付面
２６０ 取付孔
ｄ１ｅ 係止駒受け部の有効接触径
ｄ２ｅ 係止駒の係止歯の接触有効径
Ｒ１ 係止駒受け部の有効接触半径（＝ｄ１ｅ／２）
Ｒ２ 係止歯の有効接触半径（＝ｄ２ｅ／２）
Ｔｍ 係止駒受け部の有効接触半径Ｒ１に発生する制動トルク
Ｔｎ 係止歯の有効接触半径Ｒ２に発生する回転トルク
Ｗｃ エンジンからの（動）荷重
ρ１ 摩擦角度（＝ｔａｎ^−１μ１）
ρ２ 摩擦角度（＝ｔａｎ^−１μ２）
μ１ 係止駒及び係止駒受け部の見掛け上の摩擦係数
μ２ 筒状部材及び係止駒の係止歯の見掛け上の摩擦係数
γ 軸直角面と係止駒受け部又はシャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持面とのなす接触角度

Claims (4)

1. 内周面に係止歯が形成された筒状部材と、
   前記係止歯に係合する係止歯が外周に形成された１つ又は複数の係止駒と、
   前記係止駒を受け止める係止駒受け部を有し、前記筒状部材の内部に配置されるシャフト部材と、を備え、
   前記筒状部材又はシャフト部材のいずれか一方が、付勢力により進退自在に推進する推進部材となっており、
   前記係止駒が縮径方向に移動して前記筒状部材の係止歯を乗り越えることにより前記推進部材の進出を可能とし、前記係止駒が拡径方向に移動して前記筒状部材の係止歯に係合することにより前記推進部材の後退を拘束するラチェット機構が設けられ、
   前記係止歯は、いずれもリード角θを有するねじ状歯であって、式３の関係が成立するように式３の各部寸法・諸元が設定され、
   前記係止歯は前記筒状部材の内周面の軸方向略全長に亘り連続的に形成されており、
   前記ラチェット機構は、前記係止駒受け部に形成され、前記係止駒を前記筒状部材の係止歯に係合する方向に拡径させるように形成されたカム斜面と、前記係止駒をシャフト部材のカム斜面に押圧して拡径方向に付勢する押圧ばねとを備え、
   前記カム斜面は軸方向の先端部に向かって漸次縮径しており、
   前記押圧ばねは前記カム斜面の先端部に連続した小径軸部の径方向外側を囲む位置に設けられていることを特徴とするテンショナー。
   Ｒ１・ｔａｎρ１＋Ｒ２・ｔａｎ（ρ２−θ）＜０ ・・・式３
   （式３において、Ｒ１＝ｄ１ｅ／２、ｄ１ｅ＝係止駒受け部の有効接触径、Ｒ２＝ｄ２ｅ／２、ｄ２ｅ＝係止駒の係止歯の接触有効径、ρ１＝ｔａｎ^−１μ１（摩擦角度）、μ１＝係止駒及び係止駒受け部の見掛け上の摩擦係数、ρ２＝ｔａｎ^−１μ２（摩擦角度）、μ２＝筒状部材及び係止駒の係止歯の見掛け上の摩擦係数である。）
2. 前記筒状部材とシャフト部材とはいずれか一方又は双方の回転方向の作動が拘束され、
   前記係止駒は、いずれの場合も前記筒状部材に対しては相対回転可能に係合されていることを特徴とする請求項１記載のテンショナー。
3. 前記筒状部材は回転方向の作動が拘束され、
   前記係止駒及びシャフト部材は回転方向に同期して作動可能に結合されていることを特徴とする請求項１記載のテンショナー。
4. 前記係止駒及びシャフト部材の摩擦による制動トルクを小さくするように、軸直角面と前記係止駒受け部又は前記シャフト部材が軸方向に支持される軸方向支持面とのなす接触角度γが、γ≒０°に設定されていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項記載のテンショナー。