WO2017030051A1 - 油圧式オートテンショナ - Google Patents

Abstract

シリンダ（１０）と、シリンダ（１０）内に立設されたバルブスリーブ（１３）と、バルブスリーブ（１３）内に設けられたロッド（１４）と、バルブスリーブ（１３）とロッド（１４）との間に形成される圧力室（１５）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（２４）と、バルブスリーブ（１３）及びロッド（１４）の両方に対して軸方向に摺動自在なプランジャ（２８）と、プランジャ（２８）がバルブスリーブ（１３）及びロッド（１４）から抜けるのを防止する止め輪（３４）と、を備えた油圧式オートテンショナであって、エンジン（Ｅ）の通常運転時とＩＳＧ（５１）による再始動時とで、圧力室（１５）からリザーバ室（２４）への作動油の流路を切り替えることによってダンパ力を調節し、ベルト張力を常時適切な大きさとする。

Description

油圧式オートテンショナ

　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７Ａ、図７Ｂ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７Ａ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７Ｂ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、下記特許文献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にスリーブの下端が圧入されている。スリーブにはロッドの下部がスライド自在に挿入され、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７Ａ、図７Ｂ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、ＩＳＧ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、ＩＳＧ再始動不良が生じたりする虞がある。ＩＳＧ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ＩＳＧ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の内部に、軸方向に摺動自在に設けられたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドとの間に形成される圧力室と、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、前記バルブスリーブと前記ロッドに介在して設けられ、このバルブスリーブ及びロッドの両方に対して軸方向に摺動自在な筒状のプランジャと、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第二チェックバルブと、前記ロッドの下端部に設けられた、前記バルブスリーブとの間で摺動する前記プランジャの摺動部分の外径よりも大径の外径を有する止め輪と、を備え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、止め輪の外径を大きくしたことによって、この一つの止め輪で、プランジャがロッドの先端部から抜けるのを防止する抜け止め作用と、プランジャがバルブスリーブ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、それぞれの抜け止めのために、個別に止め輪を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。

　前記構成においては、前記止め輪の外周側に、この外周側を前記ロッドの軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部を形成した構成とするのが好ましい。このように、外周屈曲部を形成することにより、プランジャにロッドを挿入し、このロッドの先端に止め輪を嵌め込んだ状態で、この外周屈曲部をロッド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の先端側からプランジャを挿入することができる。

　この外周屈曲部は、プランジャのバルブスリーブへの挿入方向とは逆方向に容易に屈曲する一方で、前記挿入方向には容易に屈曲しない構成とするのが好ましい。このようにすれば、プランジャのバルブスリーブへの挿入を容易に行い得る一方で、プランジャのバルブスリーブからの抜け止め作用を確実なものとすることができる。

　前記外周屈曲部を形成する構成においては、前記外周屈曲部に、前記止め輪の外周縁から内径側に向かう切欠き部を形成した構成とするのがさらに好ましい。この切欠き部の形状は特に限定されず、Ｖ字形、Ｕ字形、線状等種々の形状とすることができる。この切欠き部を形成することにより、外周屈曲部の屈曲を容易とし、プランジャのバルブスリーブへの挿入を一層スムーズに行うことができる。

　前記各構成においては、前記止め輪の内周側に、この内周側を前記ロッドの軸方向に屈曲自在とする内周屈曲部を形成した構成とするのが好ましい。このように、内周屈曲部を形成することにより、プランジャに挿入されたロッドに止め輪を嵌め込む際に、この内周屈曲部をロッドの軸方向に屈曲して内径を拡径させつつロッドの先端側から止め輪を挿入することができる。

　前記内周屈曲部を形成する構成においては、前記内周屈曲部に、前記止め輪の内周縁から外径側に向かう切欠き部を形成した構成とするのがさらに好ましい。この切欠き部の形状は特に限定されず、Ｖ字形、Ｕ字形、線状等種々の形状とすることができる。この切欠き部を形成することにより、内周屈曲部の屈曲を容易とし、止め輪のロッドへの嵌め込みを一層スムーズに行うことができる。また、切欠き部を形成することにより、圧力室から第一狭窄路を通ってリザーバ室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。

　また、前記内周屈曲部を形成する代わりに、前記止め輪に、その外周縁から内周縁に至るスリットを形成した構成とすることもできる。このように、スリットを形成することにより、止め輪をロッドの軸方向横側からこのロッドに嵌め込むことができ、この止め輪の取り付け作業をスムーズに行うことができる。また、スリットを形成することにより、圧力室から第一狭窄路を通ってリザーバ室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の内部に、軸方向に摺動自在に設けられたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドとの間に形成される圧力室と、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、前記バルブスリーブと前記ロッドに介在して設けられ、このバルブスリーブ及びロッドの両方に対して軸方向に摺動自在な筒状のプランジャと、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第二チェックバルブと、前記ロッドの下端部に設けられた、前記バルブスリーブとの間で摺動する前記プランジャの摺動部分の外径よりも大径の外径を有する止め輪と、を備えた油圧式オートテンショナを構成した。

　このように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、止め輪の外径を大きくしたことによって、この一つの止め輪で、プランジャがロッドの先端部から抜けるのを防止する抜け止め作用と、プランジャがバルブスリーブ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、それぞれの抜け止めのために、個別に止め輪を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。

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 第一実施例に係る止め輪によるプランジャの抜け止め作用を示す縦断面図 図２Ａ中に示すｂ方向矢視図 第二実施例に係る止め輪によるプランジャの抜け止め作用を示す縦断面図 図３Ａ中に示すｂ方向矢視図 比較例に係る止め輪によるプランジャの抜け止め作用を示す縦断面図 図４Ａ中に示すｂ方向矢視図 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、第二チェックバルブが開いた状態 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、第二チェックバルブが閉じた状態 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）の反力特性の測定例を示す図 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、エンジンの通常運転状態 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、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７Ａ、図７Ｂ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の下端部が圧入されている。バルブスリーブ１３内にはロッド１４の下部が摺動自在に挿入され、バルブスリーブ１３とロッド１４の下端部との間に圧力室１５が形成されている。

　ロッド１４のシリンダ１０の外部に位置する上端部には、ばね座１６が設けられている。そのばね座１６とシリンダ１０の底面間には、バルブスリーブ１３（シリンダ１０）とロッド１４（ばね座１６）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１７が組み込まれている。

　ばね座１６の上端には、エンジンＥ（図７Ａ、図７Ｂ参照）に連結される連結片１８が設けられている。連結片１８には、一側面から他側面に貫通するスリーブ挿入孔１８ａが形成されている。このスリーブ挿入孔１８ａ内には、スリーブ１８ｂと、そのスリーブ１８ｂを回転自在に支持する滑り軸受１８ｃとが組み込まれている。連結片１８は、スリーブ１８ｂ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１６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２０と、リターンスプリング１７の上部を覆う筒状のスプリングカバー２１とが一体的に成形される。このばね座１６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２１は、ばね座１６の成形時にインサート成形される筒体２２によって外周の全体が覆われている。この筒体２２として、鋼板のプレス成形品を採用することができる。

　シリンダ１０の上側開口部内には、シール部材２３としてのオイルシール（以下において、シール部材２３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２３の内周が、筒体２２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２３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２４が形成される。リザーバ室２４と圧力室１５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２５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２６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２７が組み込まれている。第一チェックバルブ２７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２７ａの弁孔２７ｂを圧力室１５側から開閉する鋼製のチェックボール２７ｃと、そのチェックボール２７ｃを弁孔２７ｂに向けて付勢するスプリング２７ｄと、チェックボール２７ｃの開閉量を規制するリテーナ２７ｅとから構成される。圧力室１５内の作動油の圧力が、リザーバ室２４内の作動油の圧力より高くなると、チェックボール２７ｃが弁孔２７ｂを閉じ、圧力室１５と油通路２５の連通を遮断して、圧力室１５内の作動油が油通路２５を通ってリザーバ室２４に流れるのを防止する。

　図１に示すように、ロッド１４には筒状のプランジャ２８が嵌合されている。プランジャ２８は、ロッド１４の外径面及びバルブスリーブ１３の内周上部に形成された小径内径面１３ａに沿って摺動自在となっている。

　ロッド１４とプランジャ２８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２８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１５からリザーバ室２４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。

　第一狭窄路３１の隙間量は、図７Ａ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７Ｂ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１４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。

　図１に示すように、ロッド１４の下端部にはリング溝１４ｂが形成され、このリング溝１４ｂに止め輪３４が嵌め込まれている。この止め輪３４は、その内径がロッド１４の外径よりも小径であり、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２８の摺動部分の外径よりも大径である円環状の部材である。

　図２Ｂに示すように、止め輪３４の外周側には、この外周側をロッド１４の軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部３４ａが形成されている。この外周屈曲部３４ａには、中心軸周りの所定角度間隔で、止め輪３４の外周縁から内径側に向かうＵ字形の切欠き部３４ｂが形成されている。外周屈曲部３４ａを形成することにより、プランジャ２８にロッド１４を挿入し、このロッド１４の先端に止め輪３４を嵌め込んだ状態で、この外周屈曲部３４ａをロッド１４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２８を挿入することができる。

　外周屈曲部３４ａの外周側端部は、バルブスリーブ１３側（プランジャ２８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（図２Ａ参照）。このような形状とすることにより、この外周屈曲部３４ａをプランジャ２８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２８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２８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３４ａに切欠き部３４ｂ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３４ａを容易に屈曲させることができ、プランジャ２８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。

　図２Ｂに示すように、この止め輪３４の内周側には、この内周側をロッド１４の軸方向に屈曲自在とする内周屈曲部３４ｃが形成されている。この内周屈曲部３４ｃには、中心軸周りの所定角度間隔で、止め輪３４の内周縁から外径側に向かうＵ字形の切欠き部３４ｄが形成されている。内周屈曲部３４ｃを形成することにより、プランジャ２８に挿入されたロッド１４に止め輪３４を嵌め込む際に、この内周屈曲部３４ｃをロッド１４の軸方向に屈曲して内径を拡径させつつロッド１４の先端側から止め輪３４を挿入することができる。

　また、内周屈曲部３４ｃに切欠き部３４ｄ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３４ｃを容易に屈曲させることができ、ロッド１４への止め輪３４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３４ｄを形成することにより、圧力室１５から第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２４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２８に対して、ロッド１４からの引き抜き力が作用した場合、ロッド１４のリング溝１４ｂに嵌め込まれた止め輪３４がプランジャ２８に当接して、ロッド１４からのプランジャ２８の抜け止め作用が発揮される。その一方で、プランジャ２８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、この止め輪３４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に当接して、バルブスリーブ１３からのプランジャ２８の抜け止め作用が発揮される（図２Ａ参照）。

　この止め輪３４として、図３Ａ、図３Ｂに示す形状のものを採用することもできる。本図に示す止め輪３４には、図２Ｂに示す止め輪３４と同様に、その外周側をロッド１４の軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部３４ａが形成されている。この外周屈曲部３４ａには、中心軸周りの所定角度間隔で、止め輪３４の外周縁から内径側に向かうＵ字形の切欠き部３４ｂが形成されている。

　さらに、この止め輪３４には、その外周縁から内周縁に至るスリット３４ｅが形成されている。スリット３４ｅを形成することにより、止め輪３４をロッド１４の軸方向横側からこのロッド１４に形成したリング溝１４ｂに嵌め込むことができ、この止め輪３４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３４ｅを形成することにより、圧力室１５から第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２４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３４ｅ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２Ａ～図３Ｂに示す止め輪３４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２８の摺動部分の外径よりも大径となっているため、一つの止め輪３４で、プランジャ２８がロッド１４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２８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４Ａ、図４Ｂに示すように、プランジャ２８がロッド１４の先端部から抜けるのを防止するための止め輪４０と、プランジャ２８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止め輪４１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。

　ロッド１４とプランジャ２８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が設けられている。第二チェックバルブ３５は、ロッド１４上端部の大径軸部１４ａの球面状部分に形成されたバルブシート３５ａと、プランジャ２８の上端部にテーパ状に形成されたシート面３５ｂとを有する。

　プランジャ２８の上部には外向きのフランジ２８ａが設けられ、そのフランジ２８ａとばね座１６の対向面間にバルブスプリング３７が組み込まれている。バルブスプリング３７は、プランジャ２８をロッド１４の下端部に取り付けられた止め輪３４に向けて付勢している。

　圧力室１５内の圧力によって、プランジャ２８がバルブスプリング３７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り、ＩＳＧ再始動不良を確実に防止することができる。

　この実施形態においては、シート面３５ｂをテーパ状としたが、例えば、凸形の球面等の他の形状とすることもできる。また、プランジャ２８の上端側に第二チェックバルブ３５を設ける構成としたが、プランジャ２８の内部、あるいは、プランジャ２８の下端側に第二チェックバルブ３５を設ける構成とすることもできる。

　図７Ａ、図７Ｂ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１６の上端側の連結片１８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１７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１６（ロッド１４）が互いに逆向きに付勢される。このとき、ロッド１４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１５の体積が拡大する。その結果、リザーバ室２４内の作動油の圧力よりも圧力室１５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２７が開いた状態となって、油通路２５及び油溜り２６を通ってリザーバ室２４から圧力室１５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１４が押し込まれる。このとき、圧力室１５の体積が減少し、リザーバ室２４内の作動油の圧力よりも圧力室１５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２７のチェックボール２７ｃが弁孔２７ｂ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１５内の作動油の圧力上昇はそれほど大きくないため、図５Ａに示すように、バルブスプリング３７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１５内の作動油が、第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２４に流れ（図５Ａ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１５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１５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２８がバルブスプリング３７の付勢力に抗して上昇する。そして、図５Ｂ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１５内の作動油は、第二狭窄路３２を通ってリザーバ室２４に流れる（図５Ｂ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１５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１５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１５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２４に流し、エンジンＥの再始動時に、圧力室１５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２４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。

　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。）の反力特性とを比較した測定例を示す。

　実施品としては、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、下端部をシリンダ１０に圧入されたバルブスリーブ１３と、バルブスリーブ１３に上下に摺動可能に挿入されたプランジャ２８と、プランジャ２８に上下に摺動可能に挿入されたロッド１４と、バルブスリーブ１３とロッド１４の下端部との間で形成される圧力室１５と、ロッド１４とプランジャ２８の摺動面間に形成された円筒状の第一狭窄路３１と、プランジャ２８とバルブスリーブ１３の摺動面間に形成された円筒状の第二狭窄路３２と、ロッド１４の上端に固定されたばね座１６と、バルブスリーブ１３（シリンダ１０）とロッド１４（ばね座１６）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１７と、プランジャ２８のフランジ２８ａとばね座１６の対向面間に設けられ、プランジャ２８を下方に付勢するバルブスプリング３７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２４と、バルブスリーブ１３の下端部に設けられ、圧力室１５内の作動油の圧力がリザーバ室２４内の作動油の圧力よりも高いときに両室１５、２４の間の作動油の流路を閉じる第一チェックバルブ２７と、ロッド１４上端部の大径軸部１４ａの球面状部分に形成されたバルブシート３５ａと、プランジャ２８の上端部にテーパ状に形成されたシート面３５ｂとを有し、エンジンＥの再始動時に第一狭窄路３１を閉じる第二チェックバルブ３５とを備えている。このロッド１４に形成されたリング溝１４ｂには、バルブスリーブ１３との間で摺動するプランジャ２８の摺動部分の外径よりも大径の外径を有する止め輪３４が設けられている。

　また、従来品としては、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２８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。

　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１６を上下に加振し、ばね座１６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

　変位制御は、ばね座１６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１６の位置の時間変化がサイン波となるようにばね座１６の変位を制御する制御方式である。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１７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１６の下向きの変位）とテンショナ反力（ばね座１６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５Ａ、図５Ｂ及び図６を参照して説明する。

＜点Ｐ１～点Ｐ２＞
　ロッド１４（図５Ａ参照）が下降すると、プランジャ２８はバルブスプリング３７で下方に付勢され、止め輪３４に押圧されているので、プランジャ２８もロッド１４と一体に下降する。プランジャ２８とロッド１４が一体に下降すると、圧力室１５内の作動油の一部が第一狭窄路３１を通って圧力室１５からリザーバ室２４に流出するとともに（図５Ａ中の符号ｆ１参照）、圧力室１５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１５内の作動油からプランジャ２８に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング３７からプランジャ２８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１４がさらに下降すると、圧力室１５内の作動油からプランジャ２８に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング３７からプランジャ２８に作用する下向きの付勢力を上回り、プランジャ２８が上昇する。この間は、ロッド１４の下降に伴いプランジャ２８が上昇するので、圧力室１５の体積がほとんど変化せず、圧力室１５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１５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２８の上昇が停止する（図５Ｂ参照）。

＜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５Ｂ参照）、ロッド１４がさらに下降すると、プランジャ２８もロッド１４と一体に下降する。この下降に伴って、圧力室１５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１５内の作動油の一部が、第二狭窄路３２を通って圧力室１５からリザーバ室２４に流出する（図５Ｂ中の符号ｆ２参照）。

＜点Ｐ４～点Ｐ５＞
　図６の点Ｐ４においては、圧力室１５内の作動油からプランジャ２８に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング３７からプランジャ２８に作用する下向きの付勢力を上回っているので、ロッド１４（図５Ｂ参照）が上昇すると、プランジャ２８もロッド１４と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室１５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５Ｂ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１５内の作動油からプランジャ２８に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング３７からプランジャ２８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１４がさらに上昇すると、圧力室１５内の作動油からプランジャ２８に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング３７からプランジャ２８に作用する下向きの付勢力を下回り、プランジャ２８が下降する。この間は、ロッド１４の上昇に伴いプランジャ２８が下降するので、圧力室１５の体積がほとんど変化せず、圧力室１５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２８の下方の移動が止め輪３４で阻止され、プランジャ２８の下降が停止する（図５Ａ参照）。

＜点Ｐ６～点Ｐ７＞
　図６の点Ｐ６においては、プランジャ２８のロッド１４に対する下方への相対移動が止め輪３４で阻止されているので（図５Ａ参照）、ロッド１４がさらに上昇すると、プランジャ２８もロッド１４と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室の体積が増加するため、圧力室１５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１５内の作動油の圧力がリザーバ室２４内の作動油と同等の圧力まで低下し、圧力室１５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２８のロッド１４に対する下方への相対移動が止め輪３４で阻止されているので（図５Ａ参照）、ロッド１４がさらに上昇すると、プランジャ２８もロッド１４と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室１５内の作動油の圧力がリザーバ室２４内の圧力を下回って第一チェックバルブ２７が開き、作動油が油通路２５を通ってリザーバ室２４から圧力室１５に流れる。そのため、圧力室１５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２８が上昇して圧力室１５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２８が下降して圧力室１５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７Ａ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７Ｂ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７Ａ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７Ｂ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。

　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、テンショナが伸長する過程では、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７Ａ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、大きいテンショナ反力を発生させることが難しく、図７Ｂ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、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を適宜変更することが許容される。

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孔
１３　バルブスリーブ
１３ａ　小径内径面
１３ｂ　段差部
１４　ロッド
１４ａ　大径軸部
１４ｂ　リング溝
１５　圧力室
１６　ばね座
１７　リターンスプリング
１８　連結片
１８ａ　スリーブ挿入孔
１８ｂ　スリーブ
１８ｃ　滑り軸受
２０　ダストカバー
２１　スプリングカバー
２２　筒体
２３　シール部材（オイルシール）
２４　リザーバ室
２５　油通路
２６　油溜り
２７　第一チェックバルブ
２７ａ　バルブシート
２７ｂ　弁孔
２７ｃ　チェックボール
２７ｄ　スプリング
２７ｅ　リテーナ
２８　プランジャ
２８ａ　フランジ
３１　第一狭窄路
３２　第二狭窄路
３４　止め輪
３４ａ　外周屈曲部
３４ｂ　切欠き部
３４ｃ　内周屈曲部
３４ｄ　切欠き部
３４ｅ　スリット
３５　第二チェックバルブ
３５ａ　バルブシート
３５ｂ　シート面
３７　バルブスプリング
４０　止め輪
４１　止め輪
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 (6)

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）の内部に、軸方向に摺動自在に設けられたロッド（１４）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記ロッド（１４）との間に形成される圧力室（１５）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記ロッド（１４）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング（１７）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（２４）と、
   　前記圧力室（１５）と前記リザーバ室（２４）とを連通する油通路（２５）に設けられ、前記圧力室（１５）内の作動油の圧力が前記リザーバ室（２４）内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路（２５）を閉じる第一チェックバルブ（２７）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記ロッド（１４）に介在して設けられ、このバルブスリーブ（１３）及びロッド（１４）の両方に対して軸方向に摺動自在な筒状のプランジャ（２８）と、
   　前記ロッド（１４）と前記プランジャ（２８）を互いに逆向きに付勢するバルブスプリング（３７）と、
   　前記ロッド（１４）と前記プランジャ（２８）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（２８）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（１５）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（３７）の付勢力に抗して前記第一狭窄路（３１）を閉じる第二チェックバルブ（３５）と、
   　前記ロッド（１４）の下端部に設けられた、前記バルブスリーブ（１３）との間で摺動する前記プランジャ（２８）の摺動部分の外径よりも大径の外径を有する止め輪（３４）と、
   を備えた油圧式オートテンショナ。
2. 　前記止め輪（３４）の外周側に、この外周側を前記ロッド（１４）の軸方向に屈曲自在とする外周屈曲部（３４ａ）を形成した請求項１に記載の油圧式オートテンショナ。
3. 　前記外周屈曲部（３４ａ）に、前記止め輪（３４）の外周縁から内径側に向かう切欠き部（３４ｂ）を形成した請求項２に記載の油圧式オートテンショナ。
4. 　前記止め輪（３４）の内周側に、この内周側を前記ロッド（１４）の軸方向に屈曲自在とする内周屈曲部（３４ｃ）を形成した請求項１から３のいずれか１項に記載の油圧式オートテンショナ。
5. 　前記内周屈曲部（３４ｃ）に、前記止め輪（３４）の内周縁から外径側に向かう切欠き部（３４ｄ）を形成した請求項４に記載の油圧式オートテンショナ。
6. 　前記止め輪（３４）に、その外周縁から内周縁に至るスリット（３４ｅ）を形成した請求項１から３のいずれか1項に記載の油圧式オートテンショナ。

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