JP6602613B2 - 油圧式オートテンショナ、及び、油圧式オートテンショナ用プランジャの製造方法 - Google Patents

Description

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、及び、この油圧式オートテンショナに用いられるプランジャの製造方法に関する。

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。

図７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。

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７（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７（ｂ）参照）。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

特許第５０８６１７１号公報

図７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、ＩＳＧ５１による再始動時において、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。

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、ＩＳＧ５１による再始動不良が生じたりする虞がある。ＩＳＧ５１による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ＩＳＧ５１による再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。

そこで、この発明は、補機駆動ベルト５３のベルト張力を、通常運転時及びＩＳＧ５１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。

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、前記第二チェックバルブを閉じたときの前記バルブシートと前記シート面との間の隙間の大きさを、前記第二狭窄路の隙間量よりも小さくした油圧式オートテンショナを構成した。

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。

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。

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。

しかも、第二チェックバルブを閉じたときのバルブシートとシート面との間の隙間の大きさを第二狭窄路の隙間量よりも小さくしたことにより、テンショナに作用する外力に対応して、適切にダンパ作用を発揮させることができる。

すなわち、第二チェックバルブを開いて、流体が第一狭窄路を流れ得るようにしたときは、第二狭窄路よりも第一狭窄路の方が流動抵抗は小さいため、流体は主に第一狭窄路を通って圧力室からリザーバ室に流れる。このため、第一狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用が発揮される。

その一方で、第二チェックバルブを閉じたときは、第一狭窄路が塞がれて、流体は第二狭窄路を通って圧力室からリザーバ室に流れる。このとき、第一狭窄路を塞ぐ第二チェックバルブのバルブシートとシート面との間の隙間の大きさが第二狭窄路の隙間量よりも小さければ、流体は主に第二狭窄路を通って圧力室からリザーバ室に流れる。このため、第二狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用が発揮される。

ここでいう「隙間の大きさ」とは、第二チェックバルブを閉じたときのバルブシートとシート面との当接領域における両者の間の平均的な面間距離のことを指す。この隙間の大きさは、プランジャの加工方法によって変わる。例えば、このプランジャを母材からの削り出し加工によって形成した場合と比較して、母材の塑性加工によって形成した場合の方が、表面粗度が小さくなるため、この隙間の大きさは小さくなる。この隙間の大きさを、第二狭窄路の隙間量よりも小さくすることによって、第二狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用が発揮されるが、好ましくは、その隙間の大きさを第二狭窄路の隙間量の二分の一とすることによって、さらに好ましくは、その隙間の大きさを第二狭窄路の隙間量の三分の一とすることによって、第二狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用を発揮させることができる。ここでいう「第二狭窄路の隙間量」とは、バルブスリーブとプランジャとの間の摺動面間距離のことを指す。

また、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、前記第二チェックバルブを閉じたときの前記バルブシートと前記シート面との間の隙間の大きさを、前記第二狭窄路の隙間量よりも小さくした油圧式オートテンショナ用のプランジャであって、筒状の母材に塑性加工を施して、前記シート面を形成したことを特徴とするプランジャの製造方法を構成した。

このように、塑性加工によりプランジャを形成することにより、プランジャの表面粗度を小さくすることができる。このため、第二チェックバルブを閉じてバルブシートとシート面を当接させたときに、このバルブシートとシート面との間の隙間の大きさを極力小さくすることができ、例えば、旋盤等を用いて切削加工した場合のように、シート面に切削溝が生じ、この切削溝を通って作動油がリークするといった問題を回避することができる。このため、第二狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用が発揮される。また、プランジャを塑性加工で形成することにより、切削加工形成した場合と比較して、加工時間を大幅に短縮することができ、コストを削減することが可能となる。

このプランジャの製造方法においては、前記塑性加工によって、前記母材の一端部に、径方向外向きに拡径するフランジを形成した構成とすることができる。このように、フランジを形成して、このフランジをシート面として機能させることにより、第二チェックバルブを閉じたときの液密性を一層高めることができる。

また、この製造方法においては、前記塑性加工が、鍛造法、プレス加工法、深絞り加工法のうちいずれかの方法によってなされた構成とすることができる。

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、前記第二チェックバルブを閉じたときの前記バルブシートと前記シート面との間の隙間の大きさを、前記第二狭窄路の隙間量よりも小さくした油圧式オートテンショナを構成するとともに、この油圧式オートテンショナに用いるプランジャの製造方法を構成した。

このように油圧式オート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、第二チェックバルブを閉じたときのバルブシートとシート面との間の隙間の大きさを、第二狭窄路の隙間量よりも小さくしたことにより、第二チェックバルブを閉じたときに、作動油をスムーズに第二狭窄路に流すことができ、この第二狭窄路の流動抵抗に対応したダンパ作用を発揮させることができる。さらに、上記製造方法により、この油圧式オートテンショナに用いるプランジャを形成することにより、プランジャの表面粗度を小さくすることができ、バルブシートとシート面との間の隙間からの作動油のリークを極力防止することができる。このため、補機駆動ベルトを適正な張力に保持して、各プーリを回転自在に支持する軸受の損傷や燃費の低下を防止するとともに、ＩＳＧによるエンジンの再始動不良を確実に防止することができる。

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 バルブスリーブとプランジャとの間の抜け止め機構の第一例を示し、（ａ）は要部の縦断面図、（ｂ）は（ａ）中のｂ方向から見た矢視図 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を開いた状態、（ｂ）は第二チェックバルブを閉じた状態 バルブスリーブとプランジャとの間の抜け止め機構の第二例を示し、（ａ）は要部の縦断面図、（ｂ）は（ａ）中のｂ方向から見た矢視図 バルブスリーブとプランジャとの間の抜け止め機構の第三例を示し、（ａ）は要部の縦断面図、（ｂ）は（ａ）中のｂ方向から見た矢視図 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 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

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７参照）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。

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。

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。

このプランジャ１４（フランジ１４ａ）は、筒状の鋼製の母材に、深絞り加工、プレス加工、鍛造加工等の塑性加工を行うことにより形成されている。このように塑性加工で形成することにより、旋盤等を用いて切削加工した場合と異なり、プランジャ１４のシート面３５ｂに切削溝が生じず、切削加工の場合と比較して表面粗度を相対的に小さくすることができる。

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。

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。

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。

ばね座１８の上端には、エンジンＥ（図７参照）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。

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。

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、プランジャ１４の下端部と当接可能となっていて、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。

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。

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。

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。

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。

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（図２参照）、この切れ目によって、第一狭窄路３１とリ圧力室２５が連通している。

第一狭窄路３１の隙間量は、図７（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７（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。

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。

図１等に示すように、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。このように、バルブシート３５ａの表面を凸状とすることにより、図３（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、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。

上述したように、プランジャ１４は塑性加工によって形成されており、その表面粗度は、切削加工等の他の加工方法と比較して相対的に小さい。このため、第二チェックバルブ３５を閉じたときのバルブシート３５ａとシート面３５ｂとの間の隙間の大きさを、第二狭窄路３２の隙間量よりも小さくすることができる。このように、第二チェックバルブ３５を閉じたときのバルブシート３５ａとシート面３５ｂとの間の隙間の大きさを、第二狭窄路３２の隙間量よりも小さくすることにより、第二チェックバルブ３５を閉じたときに、作動油をスムーズに第二狭窄路３２に流すことができ、この第二狭窄路３２の流動抵抗に対応したダンパ作用を発揮させることができる。

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、図２（ａ）に示すように、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。

図７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。

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。

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。

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。

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）。

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。

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。

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。

図２に示した構成においては、プランジャに形成したテーパ溝１４ｂに、内径がロッド１６の外径よりも小径で、かつ、外径がバルブスリーブ１３との間で摺動するプランジャ１４の摺動部分の外径よりも小径である抜け止めリング１７を採用したが、図４及び図５に示すように、ロッド１６に形成したリング溝１６ｂに、内径がロッド１６の外径よりも小径で、かつ、外径が前記摺動部分の外径よりも大径である抜け止めリング１７を採用した構成とすることもできる。

図４に示す抜け止めリング１７の外周側には、本図（ｂ）に示すように、この外周側をロッド１６の軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部１７ａが形成されている。この外周屈曲部１７ａには、中心軸周りの所定角度間隔で、抜け止めリング１７の外周縁から内径側に向かうＵ字形の切欠き部１７ｂが形成されている。外周屈曲部１７ａを形成することにより、プランジャ１４にロッド１６を挿入し、このロッド１６の先端に抜け止めリング１７を嵌め込んだ状態で、この外周屈曲部１７ａをロッド１６の軸方向に屈曲して外径を縮径させつつバルブスリーブ１３の先端側からプランジャ１４を挿入することができる。

外周屈曲部１７ａの外周側端部は、バルブスリーブ１３側（プランジャ１４のバルブスリーブ１３への挿入方向とは逆方向）に若干反った形状となっている（本図（ａ）参照）。このような形状とすることにより、この外周屈曲部１７ａをプランジャ１４のバルブスリーブ１３への挿入方向とは逆方向に容易に屈曲させることができる一方で、前記挿入方向には容易に屈曲しないようにすることができる。このため、プランジャ１４のバルブスリーブ１３への挿入を容易に行い得る一方で、プランジャ１４のバルブスリーブ１３からの抜け止め作用を確実なものとすることができる。

また、外周屈曲部１７ａに切欠き部１７ｂを形成することによりその部分の剛性が低下するため、この外周屈曲部１７ａを容易に屈曲させることができ、プランジャ１４のバルブスリーブ１３への挿入を一層スムーズに行うことができる。この実施形態において採用した形状（Ｕ字形）はあくまでも一例であって、Ｖ字形、線状等種々の形状を適宜採用することができる。

本図（ｂ）に示すように、この抜け止めリング１７の内周側には、この内周側をロッド１６の軸方向に屈曲自在とする内周屈曲部１７ｃが形成されている。この内周屈曲部１７ｃには、中心軸周りの所定角度間隔で、抜け止めリング１７の内周縁から外径側に向かうＵ字形の切欠き部１７ｄが形成されている。内周屈曲部１７ｃを形成することにより、プランジャ１４に挿入されたロッド１６に抜け止めリング１７を嵌め込む際に、この内周屈曲部１７ｃをロッド１６の軸方向に屈曲して内径を拡径させつつロッド１６の先端側から抜け止めリング１７を挿入することができる。

また、内周屈曲部１７ｃに切欠き部１７ｄを形成することにより剛性が低下するため、この内周屈曲部１７ｃを容易に屈曲させることができ、ロッド１６への抜け止めリング１７の嵌め込みを一層スムーズに行うことができる。また、切欠き部１７ｄを形成することにより、圧力室２５から第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２７に至る流路を確保することができるため、確実にダンパ作用を発揮させることができる。ここで採用した形状（Ｕ字形）はあくまでも一例であって、Ｖ字形、線状等種々の形状を適宜採用することができる。

プランジャ１４に対して、ロッド１６からの引き抜き力が作用した場合、ロッド１６のリング溝１６ｂに嵌め込まれた抜け止めリング１７がプランジャ１４に当接して、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。その一方で、プランジャ１４に対してバルブスリーブ１３からの引き抜き力が作用した場合、この抜け止めリング１７の外周部がバルブスリーブ１３の小径内径面１３ａの下端の段差部１３ｂと当接して、バルブスリーブ１３からのプランジャ１４の抜け止め作用が発揮される（図２（ｂ）参照）。

また、図５に示す抜け止めリング１７には、本図（ｂ）に示すように、その外周側をロッド１６の軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部１７ａが形成されている。この外周屈曲部１７ａには、中心軸周りの所定角度間隔で、抜け止めリング１７の外周縁から内径側に向かうＵ字形の切欠き部１７ｂが形成されている。

さらに、この抜け止めリング１７には、その外周縁から内周縁に至るスリット１７ｅが形成されている。スリット１７ｅを形成することにより、抜け止めリング１７をロッド１６の軸方向横側からこのロッド１６に形成したリング溝１６ｂに嵌め込むことができ、この抜け止めリング１７の取り付け作業をスムーズに行うことができる。また、スリット１７ｅを形成することにより、圧力室２５から第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２７に至る流路を確保することができるため、確実にダンパ作用を発揮させることができる。ここで採用したスリット１７ｅの形状はあくまでも一例であって、その幅等を適宜変更することができる。

図４、図５に示す抜け止めリング１７は、その外径がバルブスリーブ１３との間で摺動するプランジャ１４の摺動部分の外径よりも大径となっているため、一つの抜け止めリング１７で、プランジャ１４がロッド１６の先端部から抜けるのを防止する抜け止め作用と、プランジャ１４がバルブスリーブ１３の先端部から抜けるのを防止する抜け止め作用の両方の作用が発揮される。このため、例えば、図２に示すように、プランジャ１４がロッド１６の先端部から抜けるのを防止するための抜け止めリング１７と、プランジャ１４がバルブスリーブ１３の先端部から抜けるのを防止するための抜け止めリング１５を個別に採用した場合と比較して、部品点数を減らすことができ、アセンブリに要する作業工数及び製造コストの削減を図ることができる。

しかも、プランジャ１４の摺動部分の外径よりも大径の抜け止めリング１７を採用することにより、プランジャ１４に抜け止めリング１５を設ける必要がないので、図３等に示すようにプランジャ１４にテーパ溝１４ｂを形成する必要がない。このため、このテーパ溝１４ｂを形成するための追加工が不要となり、製造コストを大幅に低減することができる。

図６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。

実施品として、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３５ｂ面によって構成される第二チェックバルブ３５と、を備え、第二チェックバルブ３５を閉じたときのバルブシート３５ａとシート面３５ｂとの間の隙間の大きさを、第二狭窄路３２の隙間量よりも小さくした構成を採用している。

その一方で、従来品として、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。

この実施形態に係るテンショナに用いられるプランジャ１４は、筒状の鋼製の母材を塑性加工することにより形成されている。このように塑性加工されたプランジャ１４は、表面粗度が小さいため、第二チェックバルブ３５を閉じたときに、ロッド１６に形成されたバルブシート３５ａと、このプランジャ１４に形成されたシート面３５ｂとの間に生じる隙間の大きさを、第二狭窄路３２の隙間量の大きさよりも小さくすることができる。このようにすることで、第二チェックバルブ３５を閉じたときに、第二狭窄路３２の流動抵抗に対応したダンパ作用が発揮され、補機駆動ベルト５３（図７参照）の張力を適切な状態に保つことができる。

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

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。

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６に示す。

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。

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。

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。

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。

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６を参照して説明する。

＜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６の点Ｐ１〜点Ｐ２）。図６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。

＜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６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６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）。

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したことにより（図１参照）、シート面３５ｂをシートバルブ３５ａに着座させた際（図３（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る。

＜点Ｐ３〜点Ｐ４＞
図６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６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）。

＜点Ｐ４〜点Ｐ５＞
図６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６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６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。

＜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６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６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）。

＜点Ｐ６〜点Ｐ７＞
図６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６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６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。

＜点Ｐ７〜点Ｐ１＞
図６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６の点Ｐ７〜点Ｐ１）。

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６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６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。

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６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６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。

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７（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７（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。

すなわち、エンジンＥの通常運転時には、図６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７（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。

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６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７（ｂ）に示すベルト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。

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６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７（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。

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６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７（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。

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ＩＳＧ５１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。

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
１７ａ 外周屈曲部
１７ｂ 切欠き部
１７ｃ 内周屈曲部
１７ｄ 切欠き部
１７ｅ スリット
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

Claims (3)

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、前記第二チェックバルブ（３５）を閉じたときの前記バルブシート（３５ａ）と前記シート面（３５ｂ）との間の隙間の大きさを、前記第二狭窄路（３２）の隙間量よりも小さくした油圧式オートテンショナ。
2. 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、
   を備えた油圧式オートテンショナ用のプランジャの製造方法であって、
   筒状の母材に塑性加工を施して、前記シート面（３５ｂ）を形成し、前記塑性加工によって、前記母材の一端部に、径方向外向きに拡径するフランジ（１４ａ）を形成したことを特徴とするプランジャの製造方法。
3. 前記塑性加工が、鍛造法、プレス加工法、深絞り加工法のうちいずれかの方法によってなされた請求項２に記載のプランジャの製造方法。

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