KR100905238B1

KR100905238B1 - Autotensioner

Info

Publication number: KR100905238B1
Application number: KR1020020005438A
Authority: KR
Inventors: 아유카와카즈마사
Original assignee: 게이츠 유닛타 아시아 가부시키가이샤
Priority date: 2001-07-27
Filing date: 2002-01-30
Publication date: 2009-07-01
Also published as: KR20030011214A; GB2377981B; GB0202267D0; CA2369327A1; GB2377981A

Abstract

자동텐션장치는 컵 모양의 고정부재와 상기 고정부재의 개구부에 회전 가능하도록 설치된 암을 포함하고 있다. 축방향 보어(bore)가 상기 고정부재의 밑면에 형성되어 있다. 상기 밑면으로 연장하는 요동벽면은 상기 암에 제공된다. 제1 마찰부재는 상기 요동벽면과 상기 개구부의 상기 내부벽면 사이에 제공된다. 상기 제1 마찰부재는 상기 요동벽면과 상기 내부벽면 사이에 맞물려진다. 상기 밑면으로 연장하는 요동축은 상기 암의 덮개부의 중앙에 제공된다. 상기 요동축은 상기 축방향 보어에 삽입된다. 제2 마찰부재는 상기 요동축과 상기 축방향 보어 사이에 제공된다. 상기 제1 마찰부재와 제2 마찰부재는 주로 PPS로 구성된 합성수지로 형성되고, 높은 한계 PV값과 작은 마찰계수를 나타낸다.The automatic tensioning device includes a cup-shaped fixing member and an arm installed to be rotatable in the opening of the fixing member. An axial bore is formed on the bottom of the fixing member. A rocking wall surface extending to the bottom surface is provided on the arm. A first friction member is provided between the rocking wall surface and the inner wall surface of the opening. The first friction member is engaged between the rocking wall surface and the inner wall surface. A rocking shaft extending to the bottom surface is provided at the center of the cover portion of the arm. The rocking shaft is inserted into the axial bore. A second friction member is provided between the rocking shaft and the axial bore. The first friction member and the second friction member are formed of a synthetic resin mainly composed of PPS, and exhibit a high limit PV value and a small friction coefficient.

Description

Automatic Tensioner {AUTOTENSIONER}

본 발명의 목적과 장점은 첨부된 도면을 기준으로 한 다음의 설명으로 더욱 이해하기가 쉬울 것이다.The objects and advantages of the present invention will be more readily understood by the following description based on the accompanying drawings.

도1은 제1 실시형태의 자동텐션장치에 적용된 자동차 엔진의 벨트 시스템을 도시하고 있는 도면이다.1 is a diagram showing a belt system of an automobile engine applied to the automatic tensioning device of the first embodiment.

도2는 제1 실시형태의 자동텐션장치의 외관을 도시하고 있는 도면이다.Fig. 2 is a diagram showing the appearance of the automatic tensioning device of the first embodiment.

도3은 제1 실시형태의 자동텐션장치의 단면도이다.3 is a cross-sectional view of the automatic tensioning device of the first embodiment.

도4는 제1 마찰부재의 한계 PV값을 설명하고 있는 그래프이다.4 is a graph illustrating the limit PV value of the first friction member.

도5는 제1 실시형태의 자동텐션장치의 댐핑(damping) 특성을 측정하기 위하여 제조된 텐션장치의 단면도이다.Fig. 5 is a sectional view of a tension device manufactured for measuring the damping characteristics of the automatic tension device of the first embodiment.

도6은 제1 실시형태의 자동텐션장치의 댐핑력의 정적 히스테리시스를 도시하고 있는 도면이다.Fig. 6 is a diagram showing the static hysteresis of the damping force of the automatic tensioning device of the first embodiment.

도7은 제1 실싱형태의 자동텐션장치의 댐핑력의 동적 히스테리시스를 도시하고 있는 도면이다.Fig. 7 is a diagram showing dynamic hysteresis of the damping force of the automatic tensioning device of the first sealing type.

도8은 암의 요동 주파수에 대한 정방향 회전 댐핑력과 역방향 회전 댐핑력의 변화의 측정결과를 도시하고 있는 도면이다.Fig. 8 shows measurement results of changes in the forward rotation damping force and the reverse rotation damping force with respect to the rocking frequency of the arm.

도9는 그래프로써 도8에 나타난 결과를 도시하고 있는 도면이다. 9 is a graph showing the results shown in FIG. 8.

도10은 제2 실시형태의 자동텐션장치의 단면도이다.Fig. 10 is a sectional view of the automatic tensioning device of the second embodiment.

도11은 제3 실시형태의 자동텐션장치의 단면도이다.Fig. 11 is a sectional view of the automatic tensioning device of the third embodiment.

본 발명은 트랜스미션 밸트에 의해 자동차 엔진의 구동력을 종동 풀리로 전달하기 위해 밸트 시스템에 사용되는 자동텐션장치에 관한 것이다.The present invention relates to an automatic tensioning device used in a belt system for transmitting the driving force of an automobile engine to a driven pulley by means of a transmission belt.

통상적으로, 트랜스미션 밸트를 통해 복수의 기계장치에 자동차 엔진의 구동력을 전달하기 위해 종동 장치에 설치되고, 상기 트랜스미션 밸트에 텐션을 가함으로써 상기 기계장치의 각각에 구동력을 확실하게 전달하는 자동텐션장치는 이미 공지되어 있다. 이러한 자동텐션장치는 예를 들어, 엔진에 고정될 수 있는 고정부재와 고정부재에 대하여 요동 가능한 암과 상기 암에 회전 가능하도록 부착된 풀리를 갖추고 있다. 예를 들어, 상기 풀리를 통해 트랜스미션 밸트에 텐션을 가하기 위해 토션(torsion) 코일 스프링이 상기 고정부재에 끼워져 있다.Typically, the automatic tensioning device is installed in the driven device to transmit the driving force of the automobile engine to the plurality of mechanisms through the transmission belt, and the automatic tensioning device which reliably transmits the driving force to each of the mechanical devices by applying tension to the transmission belt is It is already known. Such an automatic tensioning device is provided with, for example, a fixed member that can be fixed to the engine, an arm that can swing relative to the fixed member, and a pulley rotatably attached to the arm. For example, a torsion coil spring is fitted to the stationary member for tensioning the transmission belt through the pulley.

이러한 자동텐션장치에서는 상기 트랜스미션 밸트가 진동하면 상기 암이 요동하고, 하중이 상기 암과 고정부재 사이에 작용한다. 이 하중을 없애고 상기 밸트의 진동을 감쇄시키며 상기 암과 상기 고정부재 사이의 접촉에 의한 손상을 막기 위하여, 예를 들어, 합성수지로 만들어진 마찰부재가 상기 암에 고정되고, 상기 암이 요동할 때 상기 고정부재에 대해 슬라이딩한다. 마찰부재의 맞물림을 위하여 C스프링을 사용하여 상기 마찰부재를 내부로부터 실질적으로 일정한 압력으로 미는 것이 공지되어 있다. 예를 들어, 이러한 구성은 일본국 특허 공개 평 8-338487호에 나타나 있다.In this automatic tensioning device, the arm swings when the transmission belt vibrates, and a load acts between the arm and the fixing member. In order to eliminate this load, dampen the vibration of the belt and prevent damage caused by contact between the arm and the fixing member, for example, a friction member made of synthetic resin is fixed to the arm, and when the arm swings, Sliding with respect to the fixing member. It is known to use a C spring to push the friction member from the interior to a substantially constant pressure for engagement of the friction member. For example, such a configuration is shown in Japanese Patent Laid-Open No. 8-338487.

그러나, C스프링은 상기 필요압력에 따른 재료와 모양으로 설정되어야만 한다. 또한, 상기 C스프링과 상기 마찰부재가 맞물리기 위한 구조를 갖추는 것이 필요하다. 따라서, C스프링을 사용하는 경우, 구조가 복잡해지고 제조비용이 증가하는 문제가 있다.However, the C spring must be set to the material and shape according to the required pressure. In addition, it is necessary to have a structure for engaging the C spring and the friction member. Therefore, when using a C spring, there is a problem that the structure is complicated and the manufacturing cost increases.

그러므로, 본 발명의 목적은 C스프링을 사용하지 않고서 필요한 댐핑력을 발생시키기 위한, 간단한 구조로 마찰부재를 고정한 자동텐션장치를 제공하는 것이다.
본 발명에 따르면, 컵(cup)형의 고정부재, 암, 풀리, 제1마찰부재를 제공한다.It is therefore an object of the present invention to provide an automatic tensioning device in which a friction member is fixed with a simple structure for generating the necessary damping force without using a C spring.
According to the present invention, there is provided a cup-shaped fixing member, an arm, a pulley, and a first friction member.

상기 컵형 고정 부재에는 개구부와 축방향 보어가 형성되어 있는 밑면이 있다. 상기 암은 상기 개구부에 부착되어 있다. 상기 암에는 상기 밑면으로 연장되고, 상기 축방향 보어에 삽입되는 요동축이 있어서 상기 암이 상기 요동축을 중심으로 요동한다. 상기 암은 상기 요동축으로부터 편심되고, 상기 요동축과 반대 방향으로 연장되는 스터브 축(stub shaft)을 가지고 있다. 상기 풀리는 상기 스터브 축을 중심으로 회전하며 트랜스미션 밸트에 텐션을 가한다. 상기 제1 마찰부재는 상기 암의 요동에 의한 제1마찰 저항력을 발생시키기 위하여 상기 개구부 근처에 위치한 상기 고정부재의 환형벽면과 암에 형성된 요동벽 사이에 장치되어 있다. The cup-like fastening member has a bottom surface with an opening and an axial bore formed therein. The arm is attached to the opening. The arm has a rocking shaft extending to the bottom surface and inserted into the axial bore so that the arm swings about the rocking shaft. The arm has a stub shaft which is eccentric from the swing shaft and extends in a direction opposite to the swing shaft. The pulley rotates about the stub axis and tensions the transmission belt. The first friction member is provided between an annular wall surface of the fixing member located near the opening and a rocking wall formed on the arm to generate a first frictional resistance force caused by rocking of the arm.

상기 마찰부재가 상기 원주 벽면과 상기 요동벽면 사이에 끼워져 있는 간단한 구성에 의해 댐핑력이 발생된다.Damping force is generated by a simple configuration in which the friction member is sandwiched between the circumferential wall surface and the rocking wall surface.

상기 자동텐션장치는 상기 암의 요동으로 인하여 제2 마찰 저항력을 발생시키기 위하여 상기 축방향 보어와 상기 요동축 사이에 개재된 제2 마찰부재를 갖출수도 있다. 제1 마찰부재와 함께 이 제2 마찰부재를 갖춤으로써 상기 암의 요동이 감쇄된다. The automatic tensioning device may be provided with a second friction member interposed between the axial bore and the swing shaft to generate a second frictional resistance force due to the swing of the arm. By having this second friction member together with the first friction member, the rocking of the arm is attenuated.

바람직하게는, 상기 제1 마찰부재는 암의 요동에 의해 상기 요동벽면 사이에 상기 제1 마찰 저항력이 발생하는 마찰면을 가지고, 상기 마찰면의 면적은 상기 제1 마찰부재에 작용하는 최대 하중에 따른 크기로 설정하는 것이 좋다.Preferably, the first friction member has a friction surface in which the first frictional resistance is generated between the rocking wall surfaces due to rocking of the arm, and the area of the friction surface is at a maximum load acting on the first friction member. It is recommended to set the size accordingly.

상기 제1 마찰부재의 마찰면의 면적은 다음의 공식에 의해 결정될 수 있다.The area of the friction surface of the first friction member may be determined by the following formula.

A = {(a + b) / a} × F/PA = {(a + b) / a} × F / P

A는 상기 제1 마찰부재의 마찰면의 면적이고, a는 최대 하중이 상기 제2 마찰부재에 작용하는 제1 피크위치로부터 최대 하중이 상기 제1 마찰부재에 작용하는 제2 피크위치까지의 거리이고, b는 상기 제2 피크위치로부터 최대 하중이 상기 풀리에 작용하는 제3 피크위치까지의 거리이고, F는 상기 풀리에 작용하는 최대 하중이며, P는 상기 제1 마찰부재의 내압이다.A is the area of the friction surface of the first friction member, and a is the distance from the first peak position at which the maximum load acts on the second friction member to the second peak position at which the maximum load acts on the first friction member. And b is the distance from the second peak position to the third peak position where the maximum load acts on the pulley, F is the maximum load acting on the pulley, and P is the internal pressure of the first friction member.

바람직하게는 상기 제1 마찰부재는 주로 폴리페닐 설폰(polyphenyl sulfone)으로 이루어진 합성수지로 만들어지며, 이때 상기 합성수지는 실질적으로 0.5m/sec의 속도로 상기 암에 대해 슬라이딩할 때 실질적으로 2.0MPa·m/sec를 초과하는 한계 PV값을 나타낸다. 높은 한계 PV값을 가진 물질로 제1 마찰부재를 만듦으로써 상기 암의 요동에 대하여 충분한 내구성을 나타낼 수 있다. Preferably, the first friction member is made of a synthetic resin mainly composed of polyphenyl sulfone, wherein the synthetic resin is substantially 2.0 MPa · m when sliding against the arm at a rate of 0.5 m / sec. Limit PV value exceeding / sec. By making the first friction member with a material having a high limit PV value, it can exhibit sufficient durability against the arm swing.

상기 요동벽면과 상기 환형벽면은 서로 평행하게 마주하며, 상기 제1 마찰부재는 상기 요동벽면과 상기 환형벽면 사이에 파이프 형으로 형성된 베어링부를 가지고 있다. 이러한 제1 마찰부재는 형성하기가 용이하다.The rocking wall surface and the annular wall surface face each other in parallel, and the first friction member has a bearing portion formed in a pipe shape between the rocking wall surface and the annular wall surface. Such a first friction member is easy to form.

상기 요동벽면은 환형벽면에 대하여 경사져서 마주하고, 상기 제1 마찰부재는 상기 요동벽면과 상기 환형벽면 사이의 테이퍼에 형성되어 있는 베어링부를 가질 수 있다. 이러한 제1 마찰부재는 상기 베어링부에 작용하는 하중의 분포에 따른 상기 축부재의 두께를 조정하는 것에 의해 반경 방향의 하중에 대하여 높은 내구성을 나타낼 수 있다. The swinging wall surface is inclined to face the annular wall surface, and the first friction member may have a bearing portion formed in a taper between the swinging wall surface and the annular wall surface. The first friction member may exhibit high durability against radial load by adjusting the thickness of the shaft member according to the distribution of the load acting on the bearing part.

바람직하게는, 상기 트랜스미션 밸트가 느슨하게 되는 제1 방향으로 상기 암이 움직일 때 암에 작용하는 정방향 회전 댐핑력은, 상기 트랜스미션 밸트가 인장력을 받게 되는 제2 방향으로 상기 암이 움직일 때 암에 작용하는 역방향 회전 댐핑력보다 더 크다. Preferably, the forward rotational damping force acting on the arm when the arm moves in the first direction in which the transmission belt is loosened acts on the arm when the arm moves in a second direction in which the transmission belt is subjected to tension. Greater than the reverse rotation damping force.

또한, 바람직하게는, 상기 암에 작용하는 동적인 댐핑력은 상기 암에 작용하는 정적인 댐핑력보다 더 크다. 이 경우, 상기 동적인 댐핑력은 상기 정적인 댐핑력의 2배 이상이다.Also preferably, the dynamic damping force acting on the arm is greater than the static damping force acting on the arm. In this case, the dynamic damping force is at least two times the static damping force.

본 발명은 도면에서 보인 실시형태에 준하여 다음에서 설명한다.The present invention will be described below in accordance with the embodiment shown in the drawings.

도1은 제1 실시형태의 자동텐션장치가 적용된 자동차 엔진의 벨트 시스템을 도시하고 있는 도면이고, 도2는 자동텐션장치의 외관을 도시하고 있는 도면이다.FIG. 1 is a diagram showing a belt system of an automobile engine to which an automatic tension device of the first embodiment is applied, and FIG. 2 is a view showing the appearance of the automatic tension device.

자동텐션장치(10)는 도1에 도시된 밸트 시스템에 설치되어 있다. 이 밸트 시스템은 엔진의 출력축에 부착된 구동 풀리(11), 에어 컨디셔너 풀리(12), 파워 스티어링(steering) 시스템 풀리(13), 얼터네이토(alternator) 풀리(14), 아이들러(idler) 풀리(15, 16), 및 자동텐션장치 또는 텐션장치(10)가 갖추어져 있다. 무단 트랜스미션 밸트(17)가 풀리 주위를 감싸고 있다. 구동 풀리(11)의 회전 구동력은 트랜스미션 밸트(17)에 의해 다른 풀리로 전달된다. 이 트랜스미션 밸트(17)는 도면에서 시계방향으로 구동된다. 텐션장치(10)는 외측으로부터 트랜스미션 밸트(17)를 밀어 트랜스미션 밸트(17)에 텐션을 가한다. The automatic tensioning device 10 is installed in the belt system shown in FIG. The belt system comprises a drive pulley (11) attached to the output shaft of the engine, an air conditioner pulley (12), a power steering system pulley (13), an alternator pulley (14), an idler pulley 15 and 16, and an automatic tension device or tension device 10 are provided. An endless transmission belt 17 wraps around the pulley. The rotational driving force of the drive pulley 11 is transmitted to the other pulley by the transmission belt 17. This transmission belt 17 is driven clockwise in the figure. The tension device 10 pushes the transmission belt 17 from the outside to apply tension to the transmission belt 17.

도2에 도시된 바와 같이, 텐션장치(10)는 엔진블럭(도시되지 않음)에 고정된 컵형의 고정부재(20)를 가지고 있다. 암(30)은 흔들릴 수 있도록 또는 요동 가능하도록 고정부재(20)에 부착되어 있고, 풀리(40)가 암(30)에 의해 회전 가능하도록 지지되어 있다. 도1에 도시된 바와 같이, 트랜스미션 밸트(17)가 풀리(40)의 외주에 감아지고, 풀리(40)는 트랜스미션 밸트(17)의 회전과 함께 회전한다. 토션 코일 스프링(도시 생략)은 고정부재(20)에 수용되고, 그 결과 풀리(40)는 이 바이어싱 포오스(biasing force)에 의해 텐션을 트랜스미션 밸트(17)에 가하는 방향으로 밀린다. 암(30)은 트랜스미션 밸트(17)가 느슨한 I 방향으로 요동하거나 움직이며, 트랜스미션 밸트(17)가 텐션을 받는 J 방향으로 요동하거나 움직인다.As shown in Fig. 2, the tension device 10 has a cup-shaped fixing member 20 fixed to an engine block (not shown). The arm 30 is attached to the fixing member 20 so as to be swingable or swingable, and the pulley 40 is supported to be rotatable by the arm 30. As shown in FIG. 1, the transmission belt 17 is wound around the outer periphery of the pulley 40, and the pulley 40 rotates with the rotation of the transmission belt 17. A torsion coil spring (not shown) is received in the holding member 20, and as a result, the pulley 40 is pushed in the direction of applying tension to the transmission belt 17 by this biasing force. The arm 30 oscillates or moves in the I direction in which the transmission belt 17 is loose, and oscillates or moves in the J direction in which the transmission belt 17 is tensioned.

도3은 텐션장치(10)의 한 단면을 도시하고 있다. 고정부재(20)는 설치부(21)와 컵(22)을 가지고 있으며, 그것은 개구부(26)와 밑면(27)을 가지고 있다. 이 설치부(21)는 고정부재(20)를 엔진블럭에 고정시키기 위한 설치구멍(211)을 가지고 있다. 3 shows a cross section of the tension device 10. The fixing member 20 has an installation portion 21 and a cup 22, which has an opening 26 and a bottom 27. The mounting portion 21 has a mounting hole 211 for fixing the fixing member 20 to the engine block.

컵(22)은 밑면(27)의 중심으로부터 개구부(26)쪽으로 연장되는 베어링 결합부(222)를 갖추고 있다. 이 베어링 결합부(222)는 축방향 보어(223)를 가지고 있다. The cup 22 has a bearing engagement portion 222 extending from the center of the bottom 27 toward the opening 26. This bearing engagement portion 222 has an axial bore 223.

암(30)은 개구부(26)에 설치되어 있고, 컵(22)의 축선에 대하여 또는 뒤에 설명된 요동축(311)과 요동벽면(312)의 축선에 대하여 요동할 수 있다. 암(30)은 덮개부(310), 요동축(311), 스터브축(320)을 가지고 있다. 덮개부(310)는 뒤에 설명된 제1 마찰부재(50)를 통하여 개구부(26)에 의해 회전가능하도록 지지된다. 요동축(311)은 밑면(27)쪽으로 연장되고, 스터브축(320)은 요동축(311)으로부터 편심됨과 아울러 요동축(311)의 반대방향으로 연장된다.The arm 30 is provided in the opening part 26, and can rock with respect to the axis of the cup 22 or the axis of the oscillation axis 311 and the oscillation wall surface 312 demonstrated later. The arm 30 has a cover portion 310, a swing shaft 311, and a stub shaft 320. The lid 310 is rotatably supported by the opening 26 through the first friction member 50 described later. The swing shaft 311 extends toward the bottom surface 27, and the stub shaft 320 is eccentric from the swing shaft 311 and extends in the opposite direction to the swing shaft 311.

밑면(27)쪽으로 연장하는 두 관형부는 덮개부(310) 상에 형성된다. 이 관형부는 요동축(311)과 요동벽면(312)이고, 이 요동벽면(312)의 직경은 요동축(311)보다 더 크다. Two tubular portions extending toward the bottom surface 27 are formed on the cover portion 310. This tubular portion is a rocking shaft 311 and a rocking wall surface 312, and the diameter of the rocking wall surface 312 is larger than the rocking shaft 311.

요동벽면(312)은 개구부(26)에 가깝게 위치하고 실질적으로 평행한 고정부재(20)의 환형의 내부벽면(224)과 마주하는 개구부(26)에 삽입된다. 제1 마찰부재(50)는 내부벽면(224)과 요동벽면(312) 사이에 갖추어 진다. 이 제1 마찰부재(50)는 베어링(510)과 베어링(510)의 외면으로부터 수평방향으로 돌출한 플랜지(520)를 가지고 있다. 베어링(510)은 요동벽면(312)과 내부벽면(224)을 따라 연장되고 관형의 모양을 하고 있다. 이 베어링(510)은 반경방향 하중에 대한 베어링으로서 기능한다. 이 베어링(510)은 내부벽면(224)과 요동벽면(312) 사이에 맞물린다. 암(30)이 요동하면, 마찰저항이 요동벽면(312)과 베어링(510) 사이에서 유발된다. 플랜지(520)는 암(30)의 부드러운 요동을 유발하기 위한 트러스트(thrust) 베어링의 역할을 한다.
요동축(311)은 외경이 밑면(27)쪽으로 갈수록 점점 더 작아진다. 그것의 팁의 외경은 축방향 보어(223)의 내경보다 더 작다. 암 나사가 요동축(311)의 팁의 내부벽면에 형성된다. The oscillating wall surface 312 is inserted into the opening 26 facing the annular inner wall surface 224 of the fixing member 20 which is located close to the opening 26 and is substantially parallel. The first friction member 50 is provided between the inner wall surface 224 and the rocking wall surface 312. The first friction member 50 has a bearing 510 and a flange 520 protruding in the horizontal direction from the outer surface of the bearing 510. The bearing 510 extends along the rocking wall surface 312 and the inner wall surface 224 and has a tubular shape. This bearing 510 functions as a bearing for radial loads. The bearing 510 is engaged between the inner wall surface 224 and the rocking wall surface 312. When the arm 30 swings, frictional resistance is caused between the swinging wall surface 312 and the bearing 510. The flange 520 serves as a thrust bearing to cause smooth rocking of the arm 30.
The swing shaft 311 becomes smaller as the outer diameter goes toward the bottom surface 27. The outer diameter of its tip is smaller than the inner diameter of the axial bore 223. A female screw is formed on the inner wall surface of the tip of the swing shaft 311.

요동축(311)이 축방향 보어(223)에 삽입된다. 관형의 제2 마찰부재(60)는 요동축(311)과 축방향 보어(223) 사이에 갖추어진다. 이 제2 마찰부재(60)는 개구부(26)쪽으로 직경이 작아지는 테이퍼 형이다. 이 제2 마찰부재(60)는 반경방향 하중을 지지하기 위한 베어링(61)과 컵(22)의 밑면(221)을 따라 형성된 플랜지(62)를 가지고 있다. 요동축(311)이 축선에 대하여 요동하면, 마찰저항이 베어링(61)과 요동축(311) 사이에서 유발된다. 축방향으로의 요동축(311)의 움직임은 플랜지(62)에 의해 제한된다.The swing shaft 311 is inserted into the axial bore 223. The tubular second friction member 60 is provided between the oscillation shaft 311 and the axial bore 223. The second friction member 60 is tapered in diameter toward the opening 26. The second friction member 60 has a bearing 61 for supporting a radial load and a flange 62 formed along the bottom surface 221 of the cup 22. When the swing shaft 311 swings with respect to the axis, frictional resistance is caused between the bearing 61 and the swing shaft 311. The movement of the swing shaft 311 in the axial direction is limited by the flange 62.

플랜지(62)와 실질적으로 같은 직경을 가지는 디스크(24)는 제2 마찰부재(60)의 밑면에 제공된다. 결합볼트(23)가 디스크(24)를 통해 요동축(311)의 팁으로 나사결합된다. A disk 24 having a diameter substantially the same as the flange 62 is provided on the underside of the second friction member 60. The coupling bolt 23 is screwed into the tip of the swing shaft 311 through the disk 24.

토션 코일 스프링(25)이 덮개부(310)와 컵(22)에 의해 정의된 공간에 수용된다. 이 토션 코일 스프링(25)은 소정의 나선형 코일 길이를 갖는 금속물질을 감아서 형성된다. 토션 코일 스프링(25)의 한쪽 끝은 덮개부(310)에 맞물리는 반면, 다른 끝은 밑면(221)에 맞물린다. 이 토션 코일 스프링(25)은 항상 암(30)을 I 방향으로 민다(도1 참조).The torsion coil spring 25 is accommodated in the space defined by the lid 310 and the cup 22. The torsion coil spring 25 is formed by winding a metal material having a predetermined spiral coil length. One end of the torsion coil spring 25 is engaged with the cover portion 310, while the other end is engaged with the bottom surface 221. This torsion coil spring 25 always pushes the arm 30 in the I direction (see Fig. 1).

암(30)에는 주상의 구멍(321)이 스터브축(320)에 형성되어 있다. 암나사는 주상의 구멍(321)의 내부벽면에 형성된다. 풀리(40)는 볼 베어링(42)을 통하여 스터브 축(320)에 회전 가능하게 장착된다. 풀리 볼트(41)를 주상의 구멍(321)안으로 나사결합하여 풀리(40)가 스터브축(320)에 고정되게 한다. 먼지 보호물(43)이 풀리볼트(41)와 볼 베어링(42) 사이에 제공된다. The arm 30 has a columnar hole 321 formed in the stub shaft 320. The female screw is formed on the inner wall surface of the columnar hole 321. The pulley 40 is rotatably mounted to the stub shaft 320 via a ball bearing 42. The pulley bolt 41 is screwed into the columnar hole 321 so that the pulley 40 is fixed to the stub shaft 320. A dust shield 43 is provided between the pulley bolt 41 and the ball bearing 42.

암(30)이 요동하면, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)가 고정부재(20)와 암(30) 사이에서 미끄러진다. 다시 말하면, 제1 마찰부재(50)가 내부벽면(224)과 요동벽면(312) 사이에서 미끄러지고, 제2 마찰부재(60)는 축방향 보어(223)와 요동축(311) 사이에서 미끄러진다. 다시 말하면, 텐션장치(10)는 암(30)의 요동에 대하여 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에 의해 지지된다. 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)는 암(30)과의 슬라이딩에 대해 충분한 내구성을 가지도록 형성되어야만 한다. 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)의 설명이 있을 것이다. When the arm 30 swings, the first friction member 50 and the second friction member 60 slide between the fixing member 20 and the arm 30. In other words, the first friction member 50 slides between the inner wall surface 224 and the rocking wall surface 312, and the second friction member 60 slides between the axial bore 223 and the rocking shaft 311. Lose. In other words, the tension device 10 is supported by the first friction member 50 and the second friction member 60 against the swing of the arm 30. The first friction member 50 and the second friction member 60 should be formed to have sufficient durability against sliding with the arm 30. There will be a description of the first friction member 50 and the second friction member 60.

제1 마찰부재(50)는 합성수지를 사용하여 형성되는데 주로 폴리페닐 설폰(PPS)으로 구성되고 일본국 특허 제2972561호에 기재된 일부 방향족 나일론(PA-6T)을 포함하며, 일본국 특허 제2951321호에 기재된 폴리에테르 설폰(PES) 등을 포함하고 있다. The first friction member 50 is formed using synthetic resin, which is mainly composed of polyphenyl sulfone (PPS) and includes some aromatic nylon (PA-6T) described in Japanese Patent No. 2972561, and Japanese Patent No. 2951321 The polyether sulfone (PES) etc. which were described in these are included.

도4는 공지된 물질로 형성된 베어링부재 J1, J2와 합성수지 G로 형성된 제1 마찰부재(50)의 한계 PV값을 나타내는 그래프이다. 살펴보면, 그림에서, 가로좌표는 사용조건 아래에서의 속도(m/sec)를 나타내는 한편 세로좌표는 PV값(MPa·m/sec)을 나타낸다. 4 is a graph showing the limit PV value of the first friction member 50 formed of the bearing members J1, J2 and the synthetic resin G formed of a known material. In the figure, the abscissa represents the velocity (m / sec) under the conditions of use while the ordinate represents the PV value (MPa · m / sec).

베어링부재 J1은 PA-6T로 만들어지는 한편, 베어링부재 J2는 PES로 만들어진다. 도4로부터 알 수 있는 바와 같이, 암(30, 도3 참조)이 실질적으로 0.5 m/sec의 속도로 베어링부재 J1과 J2에 대하여 미끄러지면, J1의 한계 PV값은 대략 1.6 Mpa·m/sec인 한편, J2의 한계 PV값은 대략 2.0 MPa·m/sec이다. 반대로, 암(30)이 같은 조건 아래에서 제1 마찰부재(50)에 대하여 미끄러지면, 제1 마찰부재(50)는 대략 4.0 MPa·m/sec의 한계 PV값을 나타낸다. 따라서, 합성수지 G로 만들어진 제1 마찰부재(50)는 베어링부재 J1과 J2의 한계 PV값의 약 2배의 값을 가지고, 그에 따라 비교적 높은 한계 PV값을 가진다. Bearing member J1 is made of PA-6T, while bearing member J2 is made of PES. As can be seen from Fig. 4, when the arm 30 (see Fig. 3) slides with respect to the bearing members J1 and J2 at a speed of substantially 0.5 m / sec, the limit PV value of J1 is approximately 1.6 Mpa.m / sec. On the other hand, the limit PV value of J2 is approximately 2.0 MPa · m / sec. In contrast, when the arm 30 slides with respect to the first friction member 50 under the same conditions, the first friction member 50 exhibits a limit PV value of approximately 4.0 MPa · m / sec. Therefore, the first friction member 50 made of synthetic resin G has a value approximately twice that of the limit PV values of the bearing members J1 and J2, and thus has a relatively high limit PV value.

제1 마찰부재(50)는 트랜스미션 밸트(17)로부터 일정방향으로 작용하는 하중에 의해, 요동벽면(312)에 의해 압력을 받는다(도1 참조). 또한, 제1 마찰부재(50)는 암(30)의 요동으로 인하여 요동벽면(312)에 대하여 미끄러진다. 텐션장치(10)가 장기간 사용된다면, 제1 마찰부재(50)는 상기 압력과 미끄러짐으로 인하여 마모되어 암(30)이 경사진다는 문제가 발생할 수 있다. 반대로, 실시형태에서, 높은 한계 PV값과 작은 마모값을 가진 합성수지 G로 만들어진 제1 마찰부재(50)를 사용함으로써 내구성이 향상된다. 마찬가지로, 제2 마찰부재(60) 또한 작은 마모값을 가진 소재로 이루어진다.The first friction member 50 is pressurized by the rocking wall surface 312 by a load acting in a constant direction from the transmission belt 17 (see FIG. 1). In addition, the first friction member 50 slides with respect to the rocking wall surface 312 due to the rocking of the arm 30. If the tension device 10 is used for a long time, the first friction member 50 may be worn due to the pressure and the slip, and the arm 30 may be inclined. In contrast, in the embodiment, durability is improved by using the first friction member 50 made of synthetic resin G having a high limit PV value and a small wear value. Similarly, the second friction member 60 is also made of a material having a small wear value.

다음 공식에 의해 마모값(k)이 정의된다는 점을 유념하자:Note that the wear value (k) is defined by the following formula:

△w = k·p·v·tΔw = k p v t

여기서, △w는 마찰부재의 마모량이고, p는 마찰부재에 작용하는 압력이고, v는 암(30)에 대한 마찰부재의 상대속도이며, t는 마찰부재가 암(30)과 슬라이딩하는 시간량이다.Where? W is the amount of wear of the friction member, p is the pressure acting on the friction member, v is the relative speed of the friction member relative to the arm 30, and t is the amount of time the friction member slides with the arm 30. to be.

제1 마찰부재(50)는 제2 마찰부재(60)에 비하여 비교적 강한 하중을 받고 있으므로, 제1 마찰부재(50)는 높은 내구성을 나타내기 위하여 높은 한계 PV값을 가지는 물질 즉, 높은 내압값을 가지는 물질로 만들어진다. 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에 작용하는 하중은 뒤에 설명한 바 대로 계산될 수 있다. 최대 하중이 제1 마찰부재(50)의 세로방향으로 발생하는 제1 피크위치는 D1으로 표시되고, 최대 하중이 제2 마찰부재(60)의 세로방향으로 발생하는 제2 피크위치는 D2로 표시되며, 최대 하중이 트랜스미션 밸트(17)가 주행하는 풀리(40)의 바깥 표면(411)에 발생하는 제3 피크위치는 K로 표시된다.Since the first friction member 50 is subjected to a relatively strong load compared to the second friction member 60, the first friction member 50 is a material having a high limit PV value, that is, a high pressure resistance value in order to exhibit high durability It is made of a material having The load acting on the first friction member 50 and the second friction member 60 may be calculated as described later. The first peak position where the maximum load occurs in the longitudinal direction of the first friction member 50 is denoted by D1, and the second peak position where the maximum load occurs in the longitudinal direction of the second friction member 60 is denoted by D2. The third peak position at which the maximum load occurs on the outer surface 411 of the pulley 40 on which the transmission belt 17 travels is denoted by K.

트랜스미션 밸트(17)가 진동할 때, 하중이 일정한 방향으로 풀리의 바깥 표면(411)에 작용한다. 이때, 제3 피크위치 K에 작용하는 최대 하중은 F로 표시된다. 제2 피크위치 D2에서 제1 피크위치 D1까지의 거리는 a이고, 제1 피크위치 D1에서 제3 피크위치 K까지의 거리는 b일때, 제1 피크위치 D1에 작용하는 하중 fa는 공식 [1]로 표현된다: When the transmission belt 17 vibrates, the load acts on the outer surface 411 of the pulley in a constant direction. At this time, the maximum load acting on the third peak position K is represented by F. When the distance from the second peak position D2 to the first peak position D1 is a and the distance from the first peak position D1 to the third peak position K is b, the load fa acting on the first peak position D1 is expressed by the formula [1]. Is expressed:

fa = {(a+b)/a} × F [1]fa = {(a + b) / a} × F [1]

유사하게, 제2 피크위치 D2에 작용하는 하중 fb는 공식 [2]로 표현된다:Similarly, the load fb acting on the second peak position D2 is represented by the formula [2]:

fb = (b/a) × F [2]fb = (b / a) × F [2]

공식 [1]과 [2]로부터 알수 있는 바와 같이, 거리 a가 작아질수록 제1 마찰부재(50)에 작용하는 하중 fa와 제2 마찰부재(60)에 작용하는 하중 fb는 커진다. 다시 말하면, 제1 마찰부재(50)의 마찰면(51)을, 도3의 파선 H에서 보는 바와 같이, 밑면(27)으로 연장하여 제1 피크위치 D1을 밑면(27)측(도3의 D'1)에 위치시킴으로써 하중 fa와 fb를 증가시키는 것이 가능하다. 하중 fa와 fb가 증가하면 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에 발생하는 마찰저항도 함께 증가하고, 텐션장치(10)의 댐핑력을 증가시키는 것이 가능하다. 이때, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)는 피크위치 D1과 D2에 작용하는 하중 fa와 fb에 충분히 견딜수 있도록 형성되어야 한다.As can be seen from the formulas [1] and [2], as the distance a becomes smaller, the load fa acting on the first friction member 50 and the load fb acting on the second friction member 60 become larger. In other words, the friction surface 51 of the first friction member 50 extends to the bottom surface 27 as shown by the broken line H in Fig. 3, and the first peak position D1 is lowered to the bottom surface 27 (in Fig. 3). By positioning at D'1) it is possible to increase the loads fa and fb. When the load fa and fb increase, the frictional resistance which arises in the 1st friction member 50 and the 2nd friction member 60 also increases, and it is possible to increase the damping force of the tension apparatus 10. FIG. At this time, the first friction member 50 and the second friction member 60 should be formed to sufficiently withstand the loads fa and fb acting on the peak positions D1 and D2.

제1 마찰부재(50)를 형성하는 부재가 하중 fa를 견디기 위해 필요한 영역 A는 공식 [3]으로 표현되는데, 여기서 견뎌낼 압력값(내압값)에 대한 안전을 확보하기 위한 여유값을 포함한 값은 P이다.The area A necessary for the member forming the first friction member 50 to withstand the load fa is expressed by the formula [3], where a value including a margin value for ensuring safety for the pressure value (withstand pressure value) to be endured is obtained. Is P.

A = fa/P [3]A = fa / P [3]

공식 [3]으로부터 알 수 있는 바와 같이, 내압값 P가 커질수록 마찰면(51)에 필요한 면적은 작아진다. 실시형태에서 제1 마찰부재(50)는 높은 내압값 P를 가진 물질로 만들어지기 때문에 필요한 면적 A를 비교적 작게 할 수 있다. 또한, 공식 [3]에 따르면, 하중 fa가 더 커질수록 더 넓은 면적 A가 만들어져야 한다. 따라서, 하중 fa를 증가시키기 위하여 제1 마찰부재(50)를 연장하고 제1 피크위치 D1을 밑면(27)측(즉, D´1)으로 이동하면, 영역 A를 크게 만들어 제1 마찰부재(50)의 내구성을 향상시키는 것이 가능하다.As can be seen from formula [3], the area required for the friction surface 51 becomes smaller as the internal pressure value P increases. In the embodiment, since the first friction member 50 is made of a material having a high internal pressure value P, the required area A can be made relatively small. Also, according to formula [3], the larger the load fa, the larger area A should be made. Therefore, when the first friction member 50 is extended to increase the load fa and the first peak position D1 is moved to the bottom 27 side (that is, D'1), the area A is made large and the first friction member ( It is possible to improve the durability of 50).

공식 [1]을 공식 [3]에 대입함으로써 마찰면(51)의 면적 A는 공식 [4]로 표현된다:By substituting Formula [1] into Formula [3], area A of friction surface 51 is represented by Formula [4]:

A = {(a+b)/a} × F/P [4]A = {(a + b) / a} × F / P [4]

유사하게, 제2 마찰부재(60)의 마찰면의 면적 B는 공식 [5]로 표현된다: Similarly, the area B of the friction surface of the second friction member 60 is represented by the formula [5]:

B = (b/a) × F/P [5]B = (b / a) × F / P [5]

상기 기술한 바와 같이, 제1 마찰부재(50)의 마찰면(51)을 밑면(27) 방향으로 연장함으로써, 제1 마찰부재(50)에 작용하는 하중 fa와 제2 마찰부재(60)에 작용하는 하중 fb가 증가한다. 또한, 이들 하중을 견딜 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)를 형성함으로써, 암(30)의 요동으로 인하여 발생하는 마찰저항은 더 커지게 된다.As described above, by extending the friction surface 51 of the first friction member 50 in the direction of the bottom surface 27, the load fa acting on the first friction member 50 and the second friction member 60. The acting load fb increases. Further, by forming the first friction member 50 and the second friction member 60 to withstand these loads, the frictional resistance generated due to the rocking of the arm 30 becomes larger.

텐션장치(10)의 댐핑력은 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에서 발생하는 마찰력의 합으로부터 계산된다. 즉, 텐션장치(10)의 댐핑력 DF는 공식 [6]으로 표현된다. 여기서, μ1는 제1 마찰부재(50)를 형성하는 물질의 마찰계수인 한편, μ2는 제2 마찰부재(60)를 형성하는 물질의 마찰계수이다. The damping force of the tension device 10 is calculated from the sum of the frictional forces generated by the first friction member 50 and the second friction member 60. That is, the damping force DF of the tension device 10 is expressed by the formula [6]. Here, μ1 is the friction coefficient of the material forming the first friction member 50, while μ2 is the friction coefficient of the material forming the second friction member 60.

DF = μ1 × fa + μ2 × fb [6]DF = μ1 × fa + μ2 × fb [6]

따라서, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에 작용하는 하중 fa와 fb를 증가시킴으로써 텐션장치(10)는 높은 댐핑력을 발휘한다. 그러므로, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)에 작용하는 하중 fa와 fb를 조정함으로써 텐션장치(10)의 댐핑력을 조정할 수 있다. 이때, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)의 마찰계수 μ1과 μ2를 조정함으로써 텐션장치(10)의 댐핑력을 조정하는 것도 가능하다. 예를 들면, 주로 PPS로 구성된 합성수지 G에 PTFE 또는 다른 물질을 섞음으로써 마찰계수를 변화시키는 것이 가능하다.Therefore, by increasing the loads fa and fb acting on the first friction member 50 and the second friction member 60, the tension device 10 exhibits a high damping force. Therefore, the damping force of the tension device 10 can be adjusted by adjusting the loads fa and fb acting on the first friction member 50 and the second friction member 60. At this time, it is also possible to adjust the damping force of the tension device 10 by adjusting the friction coefficients µ1 and µ2 of the first friction member 50 and the second friction member 60. For example, it is possible to change the coefficient of friction by mixing PTFE or other materials with synthetic resin G, which is mainly composed of PPS.

다음으로, 텐션장치(10)의 댐핑력에 관한 실험결과가 아래에 설명된다.Next, the experimental results regarding the damping force of the tension device 10 are described below.

도5에 도시된 텐션장치(70)는 실시형태에서의 텐션장치(10)의 댐핑 성능을 검출하기 위하여 생산된다. 텐션장치(70)의 구조는 제1 마찰부재(50, 도3 참조)를 대신하여 볼 베어링(71)이 제공되고, 제2 마찰부재(60, 도3 참조)를 대신하여 볼 베어링(72)이 제공되는 점에서 텐션장치(10)와 다르다. 텐션장치(70)의 다른 부분은 텐션장치(10)와 같다.The tension device 70 shown in Fig. 5 is produced for detecting the damping performance of the tension device 10 in the embodiment. The structure of the tension device 70 is provided with a ball bearing 71 in place of the first friction member 50 (see FIG. 3), and a ball bearing 72 in place of the second friction member 60 (see FIG. 3). This is different from the tension device 10 in that it is provided. The other part of the tension device 70 is the same as the tension device 10.

도6은 텐션장치(10)의 댐핑력의 정적인 히스테리시스를 도시하고 있다. 실선 L1과 L2가 텐션장치(10)와 관계가 있다. 실선 L1은 암(30)이 J방향인 정방향으로 움직이거나 요동할 때 암(30)에 작용하는 하중을 가리키고(도1 참조), 실선 L2는 암(30)이 I방향인 역방향으로 움직일 때 암(30)에 작용하는 하중을 가리킨다(도1 참조). 실선 L3은 텐션장치(70)와 관계가 있으며 암(30)이 정방향 또는 역방향으로 움직일 때 암(30)에 작용하는 하중을 가리킨다. 암(30)의 요동 주파수는 0.02Hz이다.6 shows a static hysteresis of the damping force of the tension device 10. Solid lines L1 and L2 are related to the tension device 10. The solid line L1 indicates the load acting on the arm 30 when the arm 30 moves or swings in the forward direction in the J direction (see FIG. 1), and the solid line L2 indicates the arm when the arm 30 moves in the reverse direction in the I direction. The load acting on 30 is indicated (see FIG. 1). The solid line L3 is related to the tension device 70 and indicates a load applied to the arm 30 when the arm 30 moves in the forward or reverse direction. The rocking frequency of the arm 30 is 0.02 Hz.

도6으로부터 알 수 있는 바와 같이, 암(30)이 정방향으로 움직이면 하중은 선형적으로 증가하고, 암(30)이 역방향으로 움직이면 하중은 선형적으로 감소한다. 볼 베어링(71, 72)을 사용하는 텐션장치(70)에서는 마찰력이 실질적으로 암(30)에 작용하지 않으므로 암(30)에 작용하는 댐핑력은 암(30)의 운동방향에 관계없이 일정하다(실선 L3 참조). 반대로, 실시형태의 텐션장치(10)에서, 제1 및 제2 마찰부재(50, 60)로 인하여, 정방향 회전 하중(실선 L1)은 역방향 회전 하중(실선 L2)보다 크고, 정방향 회전 댐핑력(S1)의 절대값은 역방향 회전 댐핑력(S2)의 절대값보다 크다. 다시 말해, 텐션장치(10)의 정적인 히스테리시스는 비등분성을 가진다.As can be seen from Fig. 6, the load increases linearly when the arm 30 moves in the forward direction, and the load decreases linearly when the arm 30 moves in the reverse direction. In the tension device 70 using the ball bearings 71 and 72, since the frictional force does not substantially act on the arm 30, the damping force acting on the arm 30 is constant regardless of the direction of movement of the arm 30. (See solid line L3). On the contrary, in the tension device 10 of the embodiment, due to the first and second friction members 50 and 60, the forward rotational load (solid line L1) is greater than the reverse rotational load (solid line L2), and the forward rotation damping force ( The absolute value of S1) is greater than the absolute value of the reverse rotation damping force S2. In other words, the static hysteresis of the tension device 10 is inequality.

도7은 텐션장치의 댐핑력의 동적인 히스테리시스를 도시한다. 실선 L4는 실시형태의 텐션장치(10)의 동적인 특성을 보여준다. 다시 말해, 실선 L4는 암(30)이 요동할 때 암(30)의 각도 위치와 암(30)에 작용하는 하중 사이의 관계를 가리킨다. 한편, 실선 L5는 볼 베어링(71, 72)을 사용하는 텐션장치(70)의 동적인 특성을 가리킨다. 암(30)의 요동 주파수는 20Hz이다. Figure 7 shows the dynamic hysteresis of the damping force of the tension device. The solid line L4 shows the dynamic characteristics of the tension device 10 of the embodiment. In other words, the solid line L4 indicates the relationship between the angular position of the arm 30 and the load acting on the arm 30 when the arm 30 swings. On the other hand, the solid line L5 indicates the dynamic characteristics of the tension device 70 using the ball bearings 71 and 72. The rocking frequency of the arm 30 is 20 Hz.

도7에서 이해할 수 있는 바와 같이, 볼 베어링(71, 72)을 사용하는 텐션장치(70)에서, 마찰력이 실질적으로 암(30)에 작용하지 않으므로 암(30)에 작용하는 댐핑력은 암(30)의 운동방향에 관계없이 일정하다(실선 L5 참조). 반대로, 실시형태의 텐션장치(10)에서, 정방향 회전 하중은 역방향 회전 하중보다 크고 히스테리시스는 상기한 대로 나타난다. 다시 말해, 정방향 회전 하중과 텐션장치(70)에 작용하는 하중의 차이인 정방향 회전 댐핑력(S3)의 절대값은 역방향 회전 하중과 텐션장치(70)에 작용하는 하중의 차이인 역방향 회전 댐핑력(S4)의 절대값보다 크다. 따라서, 텐션장치(10)의 동적인 히스테리시스는 정적인 히스테리시스와 유사하게 비등분성을 가진다.As can be understood in FIG. 7, in the tension device 70 using the ball bearings 71 and 72, the damping force acting on the arm 30 is reduced by the friction force does not substantially act on the arm 30. It is constant irrespective of the direction of movement in 30) (see solid line L5). In contrast, in the tension device 10 of the embodiment, the forward rotational load is larger than the reverse rotational load and the hysteresis appears as described above. In other words, the absolute value of the forward rotation damping force S3 which is the difference between the forward rotational load and the load applied to the tension device 70 is the reverse rotation damping force that is the difference between the reverse rotation load and the load applied to the tension device 70. It is larger than the absolute value of (S4). Therefore, the dynamic hysteresis of the tension device 10 has an inequality similar to the static hysteresis.

도8은 암(30)의 요동 주파수에 대한 정방향 회전 댐핑력과 역방향 회전 댐핑력의 변화의 측정결과를 도시하고 있고, 도9는 도8에 도시한 결과를 가리키는 그래프이다. 도면으로부터 알 수 있는 바와 같이, 요동 속도 또는 요동 주파수가 커짐에 따라 댐핑력은 요동속도가 느린(즉, 0.02Hz) 상태에서부터 증가하고, 댐핑력은 요동 주파수가 10Hz를 초과할 때 대략적으로 일정하게 된다. 다시 말해, 암(30)에 작용하는 동적인 댐핑력은 암(30)에 작용하는 정적인 댐핑력보다 크고, 요동 주파수가 20Hz일때, 예를 들면, 동적인 댐핑력은 대략적으로 정적인 댐핑력의 2.3배이다.FIG. 8 shows measurement results of changes in the forward rotational damping force and the reverse rotational damping force with respect to the swing frequency of the arm 30, and FIG. 9 is a graph showing the results shown in FIG. As can be seen from the figure, as the rocking speed or rocking frequency increases, the damping force increases from the slow rocking speed (i.e. 0.02 Hz), and the damping force is approximately constant when the rocking frequency exceeds 10 Hz. do. In other words, the dynamic damping force acting on the arm 30 is greater than the static damping force acting on the arm 30, and when the oscillation frequency is 20 Hz, for example, the dynamic damping force is approximately static damping force. 2.3 times.

자동차 엔진에서, 공전 상태의 회전 주파수는 20에서 30Hz 사이이다. 실시 형태의 텐션장치(70)에서, 회전수가 공전상태의 회전수 이상의 조건 하에서 변화될 경우 동적인 댐핑력은 거의 변화되지 않는다. 다시 말해, 텐션장치(10)에서 사용조건 하에서의 댐핑력의 속도 의존성은 작고, 심지어 엔진의 회전수가 변할때에도 트랜스미션 밸트의 텐션은 항상 일정하다.In automotive engines, the idle frequency is between 20 and 30 Hz. In the tension device 70 of the embodiment, the dynamic damping force is hardly changed when the rotational speed is changed under the condition of the rotational speed or more. In other words, the speed dependence of the damping force under the use condition in the tension device 10 is small, and even when the engine speed is changed, the tension of the transmission belt is always constant.

상술한 바와 같이, 제1 실시형태에 따르면, 텐션장치에 의해 생성되는 댐핑력은 C스프링을 사용하지 않고도 일정하게 유지된다. As described above, according to the first embodiment, the damping force generated by the tensioning device is kept constant without using the C spring.

도10을 참조로 하여 제2 실시형태를 다음에 기술한다. 제1 실시형태에서와 동일한 구성요소에는 동일한 참조번호를 붙였다.A second embodiment will next be described with reference to FIG. The same components as in the first embodiment are given the same reference numerals.

텐션장치(80)의 덮개부(81)는 밑면(27)의 방향을 따라 연장하는 요동벽면(82)이 있다. 요동벽면(82)은 컵(22)의 개구부(26)에 근접한 내부벽면(224)에 대하여 경사져서 마주하고 있다. 다시 말해, 요동벽면(82)과 내부벽면(224) 사이의 거리는 밑면(27)에 더 가깝울수록 더 좁게 된다.The cover portion 81 of the tension device 80 has a rocking wall surface 82 extending along the direction of the bottom surface 27. The rocking wall surface 82 is inclined to face the inner wall surface 224 adjacent to the opening 26 of the cup 22. In other words, the distance between the oscillation wall surface 82 and the inner wall surface 224 is narrower as it is closer to the bottom surface 27.

제1 마찰부재(90)는 요동벽면(82)과 내부벽면(224) 사이에 제공된다. 제1 마찰부재(90)의 베어링부(910)는 요동벽면(82)과 내부벽면(224)을 따라 연장하고, 밑면(27)쪽으로 폭이 점점 더 좁아지는 테이퍼형을 나타낸다. 테이퍼형의 베어링부(910)는 두께가 제1 실시형태의 관형 베어링(510, 도3 참조)과 비교해 더 두껍기 때문에, 테이퍼형의 베어링부(910)는 베어링부(910)에 작용하는 반경방향 하중에 대하여 높은 내구성을 보인다. 제2 마찰부재(60), 고정부재(20), 토션 코일 스프링(25) 및 풀리(40)의 구성은 제1 실시형태에서와 유사하다.The first friction member 90 is provided between the rocking wall surface 82 and the inner wall surface 224. The bearing portion 910 of the first friction member 90 extends along the oscillating wall surface 82 and the inner wall surface 224 and exhibits a tapered shape that becomes narrower in width toward the bottom surface 27. Since the tapered bearing portion 910 is thicker than the tubular bearing 510 of the first embodiment (see Fig. 3), the tapered bearing portion 910 acts on the bearing portion 910 in the radial direction. High durability against load The configuration of the second friction member 60, the fixing member 20, the torsion coil spring 25 and the pulley 40 is similar to that in the first embodiment.

제2 마찰부재에 의하면, 제1 실시형태에서와 같은 방식으로 C스프링등을 사용하지 않고 컵(20)에 제1 마찰부재(90)를 설치하는 것이 가능하다. 또한, 제2 실시형태에 의하면, 제1 마찰부재(90)에 작용하는 반경방향 하중에 대하여 높은 내구성을 가지는 베어링부(910)를 형성하는 것이 가능하다.According to the second friction member, it is possible to provide the first friction member 90 to the cup 20 without using a C spring or the like in the same manner as in the first embodiment. Further, according to the second embodiment, it is possible to form the bearing portion 910 having high durability against the radial load acting on the first friction member 90.

도11을 참조로 하여 제3 실시형태를 다음에 설명한다. 제1 실시형태에서와 동일한 구성요소에는 동일한 참조번호를 붙였다.A third embodiment will next be described with reference to FIG. The same components as in the first embodiment are given the same reference numerals.

텐션장치(100)에서 고정부재(110)의 설치부(111)는 밑면(27)의 외주에 형성된다. 개구부(26)쪽으로 함몰된 볼트구멍(113)은 밑 표면(112)의 중심에 형성된다. 결합볼트(23)와 디스크(24)는 이 볼트구멍(113)에 제공된다. 이 결합볼트(23)는 디스크(24)를 통하여 덮개부(30)의 요동축(311)의 팁에 나사결합된다. 제2 마찰부재(60)는 축방향 보어(223)와 요동축(311) 사이에 삽입된다.In the tension device 100, the installation part 111 of the fixing member 110 is formed on the outer circumference of the bottom surface 27. A bolt hole 113 recessed toward the opening 26 is formed in the center of the bottom surface 112. The engaging bolt 23 and the disk 24 are provided in this bolt hole 113. The coupling bolt 23 is screwed to the tip of the swing shaft 311 of the cover portion 30 through the disk 24. The second friction member 60 is inserted between the axial bore 223 and the swing shaft 311.

고정부재(110)는 밑 표면(112)과 엔진블럭(도시되지 않음)이 접합된 상태로 엔진블럭에 고정된다. 결합볼트(23)와 디스크(24)는 볼트구멍(113)에 제공되고 엔진블럭에는 간섭하지 않는다. 제1 마찰부재(50), 제2 마찰부재(60), 토션 코일 스프링(25), 암(30) 및 풀리(40)의 구성은 제1 실시형태의 것과 유사하다.The fixing member 110 is fixed to the engine block while the bottom surface 112 and the engine block (not shown) are joined. The coupling bolt 23 and the disk 24 are provided in the bolt hole 113 and do not interfere with the engine block. The configuration of the first friction member 50, the second friction member 60, the torsion coil spring 25, the arm 30 and the pulley 40 is similar to that of the first embodiment.

제3 실시형태에 의하면, 본 발명은 밸트 시스템의 형성으로 인하여 밑면(27)에 설치부(111)를 제공할 필요가 있는 경우에도 적용할 수 있다. 따라서, 제3 실시형태에 의하면, 제1 마찰부재(50)를 포함하는 구성으로 C스프링등을 포함하지 않고 텐션장치의 기능을 제공하는 것이 가능하다.According to the third embodiment, the present invention can be applied even when it is necessary to provide the mounting portion 111 on the bottom surface 27 due to the formation of the belt system. Therefore, according to the third embodiment, it is possible to provide the function of the tension device without including the C spring or the like in the configuration including the first friction member 50.

제1 내지 제3 실시형태에서, 제1 마찰부재(50)와 제2 마찰부재(60)의 물질과 형태는 상기 공식([1]∼[5])들에 기초하여 제공되지만, 마찰부재(50, 60)에 작용하는 하중의 분포나 사용 혹은 다른 요소들에 의한 마모를 고려하여 다른 수정공식이 사용될 수 있다.
본 발명의 실시형태가 첨부한 도면을 기준으로 하여 설명되었지만, 확실히 많은 개량과 변화가 본 발명의 요지를 벗어나지 않는 범위에서 당업자에 의해 이루어질 수 있을 것이다. In the first to third embodiments, the materials and shapes of the first friction member 50 and the second friction member 60 are provided based on the formulas [1] to [5], but the friction member ( Other modifications may be used, taking into account the distribution of loads applied to them (50, 60) or their use or other factors.
While embodiments of the present invention have been described with reference to the accompanying drawings, it will be apparent that many improvements and modifications can be made by those skilled in the art without departing from the scope of the present invention.

이상과 같이 본 발명에 의하면, C형 스프링을 사용하지 않고 간단한 구성에 의해 비등분성의 동적인 히스테리시스를 보이는 제진성(制振性)이 우수한 자동텐션장치를 얻을 수 있다.According to the present invention as described above, it is possible to obtain an automatic tensioning device having excellent vibration damping property exhibiting dynamic hysteresis of unequality by a simple configuration without using a C-type spring.

Claims

A cup-shaped fixing member having an axial bore and having an opening and a bottom;

An arm having a rocking shaft installed in the opening and extending to the bottom surface and inserted into the axial bore, the arm rocking about the rocking shaft and eccentric from the rocking shaft and being opposite to the rocking shaft; An arm having a stub axis extending into the arm;

A pulley rotating about the stub axis to tension the transmission belt;

A first friction member provided between an annular wall surface of the fixing member positioned near the opening and a rocking wall surface formed in the arm such that a first frictional resistance is generated by rocking of the arm; And

And a second friction member inserted between the axial bore and the swing shaft to produce a second frictional resistance by swinging the arm.

delete

The frictional surface of claim 1, wherein the first friction member has a friction surface which generates the first frictional resistance with the oscillation wall surface by oscillation of the arm, and the area of the friction surface is the maximum acting on the first friction member. Automatic tensioning device characterized in that the size is set according to the load.

The automatic tensioning device according to claim 3, wherein an area of the friction surface of the first friction member is determined by the following equation.

A = {(a + b) / a} × F / P

(A is the area of the friction surface of the first friction member, and a is the second peak at which the maximum load acts on the second friction member from the first peak position at which the maximum load acts on the first friction member. The distance to the position, b is the distance from the first peak position to the third peak position at which the maximum load acts on the pulley, F is the maximum load acting on the pulley, and P is the internal pressure of the first friction member. to be.)

The method of claim 1, wherein the first friction member is made of a synthetic resin mainly composed of polyphenyl sulfone, and substantially 2.0 MPa · m / sec when the synthetic resin slides against the arm at a speed of 0.5 m / sec. An automatic tensioning device, characterized by exceeding the limit PV value.

2. The automatic as claimed in claim 1, wherein the rocking wall surface and the annular wall surface face each other and are substantially parallel, and wherein the first friction member has a first bearing portion formed tubularly between the rocking wall surface and the annular wall surface. Tension device.

The automatic tensioning device according to claim 1, wherein the oscillating wall surface is inclined to face the annular wall surface, and the first friction member has a second bearing portion tapered between the oscillating wall surface and the annular wall surface. .

The forward damping force acting on said arm when said arm moves in a first direction in which said transmission belt is slack, wherein said arm acts on said arm when said arm moves in a second direction in which said transmission belt is tensioned. Automatic tensioning device, characterized in that greater than the acting reverse rotation damping force.

2. The automatic tensioning device of claim 1 wherein the dynamic damping force acting on the arm is greater than the static damping force acting on the arm.

10. The automatic tensioning device according to claim 9, wherein the dynamic damping force is at least two times the static damping force.