JP6539564B2 - 油圧式オートテンショナ - Google Patents

Description

この発明は、主として、オルタネータやウォータポンプ等のエンジン補機を駆動するベルトの張力保持に用いられる油圧式オートテンショナに関する。

近年、二酸化炭素の排出量を削減するため、車両停止時にエンジンを停止し、その後の車両発進時にエンジンを再始動するアイドルストップ機能を有するアイドルストップ車が増加している。その中でも、エンジンを再始動するときの静粛性に優れ、エネルギー回生も可能なＩＳＧ（Ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ Ｓｔａｒｔｅｒ Ｇｅｎｅｒａｔｏｒ）搭載車が注目されている。

ＩＳＧは、自動車エンジンの補機の１つであり、エンジンの定常運転時には、クランクシャフトの駆動力によって発電を行なう発電機（ジェネレータ）として作動し、エンジン始動時には、停止状態にあるクランクシャフトを強制的に回転させる電動モータ（スタータ）として作動する。

図５、図６に、ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置の一例を示す。このベルト伝動装置は、クランクシャフト５０に取り付けられたクランクプーリ５１と、ＩＳＧ５２の回転軸５３に取り付けられたＩＳＧプーリ５４と、ウォータポンプ等の補機５５の回転軸５６に取り付けられた補機プーリ５７と、これらの各プーリ５１，５４，５７に掛け渡されたベルト５８と、ベルト５８の張力を適正範囲に保つ張力調整装置６０とを有する。

張力調整装置６０は、クランクプーリ５１よりも下流側、かつ、ＩＳＧプーリ５４よりも上流側の位置でベルト５８に接触するテンションプーリ６１と、テンションプーリ６１を支持するプーリアーム６２と、テンションプーリ６１をベルト５８に押さえ付ける方向にプーリアーム６２を付勢する油圧式オートテンショナとを有する。油圧式オートテンショナの一端はプーリアーム６２に連結され、油圧式オートテンショナの他端はエンジンブロック５９に連結されている。プーリアーム６２は、エンジンブロック５９に固定された支点軸６３を中心に揺動可能に支持されている。

そして、エンジンの定常運転時には、図５に示すように、クランクシャフト５０が駆動軸として回転し、その回転がベルト５８を介して伝達することにより、ＩＳＧ５２の回転軸５３と補機５５の回転軸５６が回転駆動される。このとき、ベルト５８に対する張力調整装置６０の位置は、駆動プーリ（クランクプーリ５１）からベルト５８が送り出される部分に相当するため、ベルト５８の弛み側となる。

一方、アイドルストップ後のエンジン始動時には、図６に示すように、ＩＳＧ５２の回転軸５３が駆動軸として回転し、その回転がベルト５８を介して伝達することにより、クランクシャフト５０が回転駆動される。このとき、ベルト５８に対する張力調整装置６０の位置は、駆動プーリ（ＩＳＧプーリ５４）に向かってベルト５８が引き込まれる部分に相当するため、ベルト５８の張り側となる。

このように、ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置においては、エンジンの定常運転時とＩＳＧの駆動によるエンジン始動時とで駆動プーリの位置が切り替わるため、張力調整装置６０のテンションプーリ６１が接触しているベルト５８の部分が、エンジンの定常運転時には弛み側となり、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には張り側となるという特徴がある。

一方、補機駆動用のベルトの張力保持に用いられる油圧式オートテンショナとして、特許文献１に記載のものが知られている。この油圧式オートテンショナは、上下方向に延びるように配置されたスリーブと、そのスリーブに上下に移動可能に挿入されたロッドと、そのロッドの上端に固定されたばね座と、そのばね座を上方に付勢するリターンスプリングとを有する。リターンスプリングは、ベルトの張力とリターンスプリングの付勢力とがつり合う位置までロッドをスリーブに対して移動させることで、ベルトに初期張力を付与する。

また、油圧式オートテンショナは、ダンパ荷重を発生させるための機構として、ロッドのスリーブに対する上方への移動により容積が拡大し、ロッドのスリーブに対する下方への移動により容積が縮小するようにスリーブの内側に形成された圧力室と、スリーブの外側に形成されたリザーバ室と、圧力室およびリザーバ室に収容されたオイルと、圧力室の下部とリザーバ室の下部の間を連通する油通路と、油通路のリザーバ室の側から圧力室の側へのオイルの流れのみを許容するチェックバルブと、スリーブの内周とロッドの外周の間に形成されたリーク隙間とを有する。

そして、ベルトの張力が小さくなっときは、ロッドがスリーブに対して上方に移動し、ベルトの弛みを吸収する。このとき、圧力室内の圧力がリザーバ室の圧力よりも低下してチェックバルブが開くので、油通路を通ってリザーバ室の側から圧力室の側にオイルが流れ、すみやかにロッドは移動する。

一方、ベルトの張力が大きくなったときは、ロッドがスリーブに対して下方に移動し、ベルトの緊張を吸収する。このとき、圧力室内の圧力が上昇してチェックバルブが閉じるので、オイルは油通路を流れない。そして、圧力室内のオイルが、ロッドの外周とスリーブの内周の間のリーク隙間を通って流出し、そのオイルの粘性抵抗によってダンパ荷重が発生する。

特開２００９−２７５７５７号公報

ところで、上述した従来の油圧式オートテンショナを、図５、図６に示すようなＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に採用した場合、エンジンの定常運転時とＩＳＧの駆動によるエンジン始動時の両方において、最適なダンパ荷重を得ることが難しい。

すなわち、ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置においては、上述のように、エンジンの定常運転時に弛み側となるベルトの部分が、ＩＳＧの駆動によるエンジン始動時に張り側となる。

そのため、油圧式オートテンショナのダンパ荷重を、エンジンの定常運転時に適した大きさに設定すると、ＩＳＧの駆動によるエンジン始動時に、油圧式オートテンショナが過度に押し縮められ、プーリとベルトの間にスリップが発生してしまう。この場合、ベルトの鳴きや寿命低下が生じたり、最悪の場合、エンジンが始動できなかったりするおそれがある。

一方、油圧式オートテンショナのダンパ荷重を、ＩＳＧの駆動によるエンジン始動時に適した大きさに設定すると、エンジンの定常運転時のベルトの張力が必要以上に大きくなってしまう。この場合、ベルトとプーリの間の摩擦力によるエネルギー損失が大きくなるため、エンジンの燃費が低下する問題が生じる。

この発明が解決しようとする課題は、ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置において、エンジンの定常運転時にはベルトの張力を低く保ちながら、ＩＳＧの駆動によるエンジン始動時には、ベルトのスリップを効果的に防止することが可能な油圧式オートテンショナを提供することである。

上記の課題を解決するため、この発明では、以下の構成の油圧式オートテンショナを提供する。
上下方向に延びるように配置されたスリーブと、
前記スリーブに下部が挿入され、かつ前記スリーブから上部が突出した状態で前記スリーブに対して上下に移動可能に設けられたロッドと、
前記ロッドのスリーブからの突出部分に固定されたばね座と、
前記ばね座を上方に付勢するリターンスプリングと、
前記ロッドのスリーブに対する上方への移動により容積が拡大し、前記ロッドのスリーブに対する下方への移動により容積が縮小するように前記スリーブ内に形成された圧力室と、
前記スリーブの外側に設けられたリザーバ室と、
前記圧力室および前記リザーバ室に収容されたオイルと、
前記圧力室の下部と前記リザーバ室の下部の間を連通する油通路と、
前記油通路の前記リザーバ室の側から前記圧力室の側へのオイルの流れのみを許容するチェックバルブと、
前記スリーブに対する上方への移動により前記圧力室の容積が拡大し、前記スリーブに対する下方への移動により前記圧力室の容積が縮小するように前記ロッドの外周と前記スリーブの内周の間に上下に移動可能に組み込まれた筒状プランジャと、
前記筒状プランジャの内周と前記ロッドの外周の間に形成されたリーク隙間と、
前記ロッドに対する前記筒状プランジャの上方への可動範囲を規制する上側ストッパと、
前記筒状プランジャの上方に前記ロッドの外周を囲むように組み込まれ、前記筒状プランジャを下方に付勢する調圧スプリングと、
を有する油圧式オートテンショナ。

このようにすると、ロッドがスリーブに対して下方に移動するときに、圧力室のオイルがリーク隙間を通って流出し、そのオイルの粘性抵抗によってダンパ荷重が発生する。ここで、ロッドがスリーブに対して下方に移動し始めた直後は、圧力室の圧力も上昇し始めるが、さらにロッドがスリーブに対して下方に移動すると、圧力室のオイルから筒状プランジャに作用する上向きの圧力が、調圧スプリングから筒状プランジャに作用する下向きの付勢力を上回り、筒状プランジャがロッドに対して上方に移動することによって、圧力室の圧力上昇が吸収される。そのため、この油圧式オートテンショナをＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に使用すると、ロッドが比較的小さい振幅で変位するエンジンの定常運転時には、発生するダンパ荷重を低く抑えて、ベルトの張力を低く保つことができる。

一方、ロッドがスリーブ内に急激に押し込まれたときは、筒状プランジャがロッドに対して可動範囲の上限まで移動する。このとき、筒状プランジャは、ロッドに対するそれ以上の上方への移動が規制されるので、圧力室の圧力上昇を吸収することができない状態となる。そのため、この油圧式オートテンショナをＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に使用すると、ロッドが急激に押し込まれたときには、大きいダンパ荷重を発生して、ベルトのスリップを効果的に防止することが可能である。

前記上側ストッパと前記筒状プランジャは、前記筒状プランジャが前記上側ストッパから離れた状態では前記リーク隙間を開き、前記筒状プランジャが前記上側ストッパに当接した状態では前記リーク隙間を閉じる開閉弁を構成すると好ましい。

このようにすると、筒状プランジャがロッドに対して可動範囲の上限まで移動したときに、筒状プランジャの内周とロッドの外周の間のリーク隙間が閉じた状態となる。そのため、ロッドがスリーブ内に急激に押し込まれたときに発生するダンパ荷重を効果的に大きくすることが可能となる。

前記筒状プランジャの外周と前記スリーブの内周との間に第２リーク隙間を形成すると好ましい。

このようにすると、筒状プランジャの内周とロッドの外周の間のリーク隙間が閉じた状態で、ロッドがスリーブに対して下方に移動するときに、圧力室のオイルが第２リーク隙間を通って流出し、そのオイルの粘性抵抗によってダンパ荷重が発生する。すなわち、ロッドがスリーブ内に急激に押し込まれたときに、第２リーク隙間の大きさに対応する大きさのダンパ荷重を発生させることが可能となる。

前記第２リーク隙間の流路抵抗は、前記リーク隙間の流路抵抗よりも大きく設定することが好ましい。

このようにすると、ロッドがスリーブ内に急激に押し込まれるときに発生するダンパ荷重を効果的に大きくすることができる。

上記の油圧式オートテンショナは、更に以下の構成を加えると好ましいものとなる。
前記ロッドに対する前記筒状プランジャの下方への可動範囲を規制する下側ストッパを更に有し、
前記筒状プランジャと前記下側ストッパの間には、前記調圧スプリングの付勢力によって予圧が付与されている。

このようにすると、筒状プランジャと下側ストッパの間に付与する予圧の大きさを調節することによって、ロッドがスリーブに対して下方に移動する過程で、筒状プランジャがロッドに対して上方に移動し始めるときの圧力室の圧力を、最適な大きさに設定することが可能となる。

前記筒状プランジャの前記スリーブからの突出部分に、前記調圧スプリングの下端を支持する外向きのフランジ部を形成すると好ましい。

このようにすると、調圧スプリングの下端を安定して支持することが可能となり、ロッドがスリーブに対して下方に移動する過程で、筒状プランジャがロッドに対して上方に移動する動作が安定したものとなる。

この発明の油圧式オートテンショナをＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に使用すると、ロッドが比較的小さい振幅で変位するエンジンの定常運転時には、発生するダンパ荷重を低く抑えて、ベルトの張力を低く保つことができる。一方、ロッドが急激に押し込まれるＩＳＧの駆動によるエンジン始動時には、大きいダンパ荷重を発生して、ベルトのスリップを効果的に防止することが可能である。

この発明の実施形態に係る油圧式オートテンショナを示す断面図 図１に示す筒状プランジャの近傍を拡大した図であり、圧力室の圧力が上昇し始めた直後に、圧力室内のオイルが第１リーク隙間を通ってリークしている状態を示す図 図２に示す圧力室の圧力が更に上昇することにより、筒状プランジャがロッドに対して上昇して上側ストッパに当接し、圧力室内のオイルが第２リーク隙間を通ってリークしている状態を示す図 図１に示す油圧式オートテンショナの反力特性の測定例と、従来の油圧式オートテンショナの反力特性の測定例とを示すグラフ ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置を示す図であり、エンジンの定常運転時にクランクシャフトが駆動軸として回転している状態を示す図 ＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置を示す図であり、ＩＳＧの回転軸が駆動軸として回転することにより、エンジン始動を行なっている状態を示す図

図１に、この発明の実施形態の油圧式オートテンショナＡを示す。この油圧式オートテンショナＡは、有底筒状のシリンダ１と、シリンダ１の内部に同軸に固定されたスリーブ２と、スリーブ２に移動可能に挿入されたロッド３と、ロッド３のスリーブ２からの突出部分に固定されたばね座４と、ばね座４を上方に付勢するリターンスプリング５と、スリーブ２内に形成された圧力室６と、スリーブ２の外側に設けられたリザーバ室７と、圧力室６およびリザーバ室７に収容されたオイルと、圧力室６の下部とリザーバ室７の下部の間を連通する油通路８と、油通路８の圧力室６の側の端部に設けられたチェックバルブ９と、ロッド３の外周とスリーブ２の内周の間に上下に移動可能に組み込まれた筒状プランジャ１０と、筒状プランジャ１０の内周とロッド３の外周の間に形成された第１リーク隙間１１と、筒状プランジャ１０の外周とスリーブ２の内周の間に形成された第２リーク隙間１２と、ロッド３に対する筒状プランジャ１０の上方への可動範囲を規制する上側ストッパ１３と、ロッド３に対する筒状プランジャ１０の下方への可動範囲を規制する下側ストッパ１４と、筒状プランジャ１０を下方に付勢する調圧スプリング１５とを有する。

シリンダ１は、上端が開口し、下端が閉塞した有底筒状に形成されている。シリンダ１は、アルミ合金製である。シリンダ１の下端には、下部連結片１６が一体に設けられている。下部連結片１６には、下部連結軸１７（図５、図６参照）が挿通する貫通孔１８が設けられている。貫通孔１８には、下部連結軸１７を回動可能に支持する軸受１９が組み込まれている。

ばね座４は、リターンスプリング５の上端を支持する端板２０と、端板２０から上方に突出するように設けられた上部連結片２１と、シリンダ１の内径側に対向するように端板２０から下方に延びる内筒部２２と、シリンダ１の外径側に対向するように端板２０から下方に延びる外筒部２３とを有する。上部連結片２１には、上部連結軸２４（図５、図６参照）が挿通する貫通孔２５が設けられている。貫通孔２５には、上部連結軸２４を回動可能に支持する軸受２６が組み込まれている。

ばね座４は、合成樹脂製である。ロッド３の上端は、ばね座４の成形金型内にロッド３の上端をセットした状態で成形金型内に樹脂を注入する成形（インサート成形）を行なうことによって、ばね座４に固定されている。

シリンダ１の上部内周には、ばね座４の内筒部２２に摺接する環状のオイルシール２７が取り付けられている。オイルシール２７は、内筒部２２の外周面と摺接することでシリンダ１内のオイルを密封している。内筒部２２のオイルシール２７との摺接部分は、インサート成形によってばね座４に一体化された鋼製の薄肉円筒とされている。外筒部２３は、オイルシール２７と内筒部２２の摺接部分を外側から覆うことで、異物侵入を防止し、オイルシール２７の信頼性を高めている。

リターンスプリング５は、圧縮コイルばねである。リターンスプリング５は、スリーブ２の外周を囲むようにスリーブ２と同軸に組み込まれている。リターンスプリング５の下端はシリンダ１の底部２８で支持され、リターンスプリング５の上端はばね座４を上方に押圧している。このリターンスプリング５は、ばね座４を上方に押圧することによって、ロッド３をスリーブ２から突出する方向に付勢している。リターンスプリング５の上部は、ばね座４の内筒部２２で外径側から覆われている。

スリーブ２は、シリンダ１の内部を上下方向に延びるように配置されている。スリーブ２は、鋼製である。スリーブ２の下部は、シリンダ１の底部２８に形成されたスリーブ嵌合凹部２９に圧入されている。スリーブ２の外周とシリンダ１の内周の間には、環状のリザーバ室７が形成されている。リザーバ室７には、空気と作動油が上下二層に収容されている。スリーブ２とスリーブ嵌合凹部２９の嵌合面間には、圧力室６の下部とリザーバ室７の下部の間を連通する油通路８が形成されている。

スリーブ２の下端部には、油通路８のリザーバ室７の側から圧力室６の側へのオイルの流れのみを許容するチェックバルブ９が組み込まれている。チェックバルブ９は、スリーブ２の下端部に圧入されたバルブシート３０と、バルブシート３０の中央を上下に貫通して形成された弁孔３１と、バルブシート３０から上方に離反して弁孔３１を開く開弁位置とバルブシート３０に着座して弁孔３１を閉じる閉弁位置との間で移動可能に設けられたチェックボール３２と、チェックボール３２の移動範囲を規制するリテーナ３３と、チェックボール３２を下方に付勢するバルブスプリング３４とを有する。

このチェックバルブ９は、圧力室６の圧力がリザーバ室７の圧力より高くなると、チェックボール３２が弁孔３１を閉じることで、圧力室６の側からリザーバ室７の側にオイルが流れるのを阻止する。一方、圧力室６の圧力がリザーバ室７の圧力より低くなると、チェックボール３２が弁孔３１を開くことで、リザーバ室７の側から圧力室６の側にオイルが流れるのを許容する。

ロッド３は、スリーブ２に下部が挿入され、かつスリーブ２から上部が突出した状態で、スリーブ２に対して上下に移動可能に設けられている。ロッド３の外周には、筒状プランジャ１０が上下に摺動可能に嵌合している。ロッド３の筒状プランジャ１０との嵌合部分には、小外径面３５と、小外径面３５の下方に連続する大外径面３６とが形成されている。小外径面３５と大外径面３６はいずれも円筒状の面であり、大外径面３６の外径は、小外径面３５の外径よりもわずかに大きい。また、大外径面３６は、小外径面３５よりも小さい面粗さを有する仕上げ面である。

筒状プランジャ１０は、スリーブ２から上部が突出した状態で上下に摺動可能にスリーブ２に挿入されている。スリーブ２の内周には、小内径面３７と、小内径面３７の下方に段差部３８を介して連続する大内径面３９とが形成されている。小内径面３７と大内径面３９はいずれも円筒状の面であり、小内径面３７の内径は、大内径面３９の内径よりもわずかに小さい。また、小内径面３７は、大内径面３９よりも小さい面粗さを有する。

圧力室６は、ロッド３および筒状プランジャ１０の下側に形成されている。ここで、ロッド３がスリーブ２に対して上方に移動すると圧力室６の容積は拡大し、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動すると圧力室６の容積は縮小するようになっている。また、筒状プランジャ１０がスリーブ２に対して上方に移動すると圧力室６の容積が拡大し、筒状プランジャ１０がスリーブ２に対して下方に移動すると圧力室６の容積が縮小するようになっている。圧力室６は、空気が混入しないようにオイルで満たされている。

ロッド３の外周（大外径面３６）と筒状プランジャ１０の内周の間には、圧力室６からのオイルのリークを許容する第１リーク隙間１１が形成されている。また、筒状プランジャ１０の外周とスリーブ２の内周（小内径面３７）の間には、圧力室６からのオイルのリークを許容する第２リーク隙間１２が形成されている。第２リーク隙間１２は、第２リーク隙間１２の流路抵抗が第１リーク隙間１１の流路抵抗よりも大きくなるように、第１リーク隙間１１より狭い隙間とされている。第１リーク隙間１１の大きさは、例えば２０〜５０μｍであり、第２リーク隙間１２の大きさは、例えば１０〜２０μｍである。

上側ストッパ１３は、筒状プランジャ１０の内径よりも大きい外径を有する大径軸部である。上側ストッパ１３は、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動したときに、筒状プランジャ１０の上端部を受け止めて、筒状プランジャ１０がロッド３に対してそれ以上上方に移動するのを阻止する。

上側ストッパ１３には、筒状プランジャ１０の上方に対向する位置にシート面４０が形成されている。筒状プランジャ１０の上端部の内周には、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動したときに、上側ストッパ１３のシート面４０に当接するシート面４１が形成されている。筒状プランジャ１０のシート面４１と上側ストッパ１３のシート面４０は、シート面４１とシート面４０が互いに接触したときに、第１リーク隙間１１の出口を液密に閉鎖する形状とされている。例えば、筒状プランジャ１０のシート面４１として、下方に向かって次第に縮径するテーパ状に形成されたものを採用し、上側ストッパ１３のシート面４０として、下方に膨出する凸球面状に形成されたものを採用することができる。ここで、上側ストッパ１３と筒状プランジャ１０は、筒状プランジャ１０が上側ストッパ１３から離れた状態では第１リーク隙間１１を開き、筒状プランジャ１０が上側ストッパ１３に当接した状態では第１リーク隙間１１を閉じる開閉弁を構成している。

上側ストッパ１３のシート面４０は、表面硬化処理を施すことによって、ロッド３の内部組織よりも高い硬度を有する面とされている。同様に、筒状プランジャ１０シート面４１も、表面硬化処理を施すことによって、筒状プランジャ１０の内部組織よりも高い硬度を有する面とされている。例えば、シート面４０，４１は、ＤＬＣ（ダイヤモンドライクカーボン）皮膜等の硬質皮膜で覆われた面である。

図２に示すように、ロッド３の下端は、筒状プランジャ１０の下端よりも下方に突出している。ロッド３の筒状プランジャ１０から下方への突出部分には、円周溝４２が形成されている。円周溝４２には、ロッド３に対する筒状プランジャ１０の下方への可動範囲を規制する下側ストッパ１４としての止め輪が装着されている。この止め輪は、筒状プランジャ１０を受け止めた状態で、第１リーク隙間１１の入口を閉鎖せずに、圧力室６から第１リーク隙間１１を通ってオイルが流出するのを許容する形状（すなわち、筒状プランジャ１０が下側ストッパ１４に当接したときに、圧力室６と第１リーク隙間１１の連通を維持する形状）とされている。そのような止め輪として、円周の一部が切り離されたＣ形のスナップリングを採用することができる。Ｃ形状のスナップリングにかえて、円環部と、その円環部の周方向に間隔をおいて円環部から径方向内方に延び出す複数の内歯とを有し、その内歯の先端が円周溝４２に係合する内歯付リングを採用してもよい。

調圧スプリング１５は、螺旋状に延びる線材からなるコイルばねであり、筒状プランジャ１０の上方にロッド３の外周を囲むように組み込まれている。調圧スプリング１５の上端は、ばね座４で支持されている。調圧スプリング１５の下端は、筒状プランジャ１０のスリーブ２からの突出部分に形成された外向きのフランジ部４３で支持されている。調圧スプリング１５の内径は、上側ストッパ１３の外径よりも大きい。

筒状プランジャ１０と下側ストッパ１４の間には、調圧スプリング１５の付勢力によって予圧が付与されている。すなわち、調圧スプリング１５は、全く外力が作用していない無負荷状態からあらかじめ所定長さだけ圧縮した状態で組み込まれている。そのため、筒状プランジャ１０が下側ストッパ１４に当接している状態（すなわち、筒状プランジャ１０がロッド３に対して可動範囲の下限にある状態）での調圧スプリング１５の長さは、調圧スプリング１５の自由長さよりも短い。また、同状態での調圧スプリング１５の長さは、筒状プランジャ１０のロッド３に対する上下方向の可動ストロークの５倍以上とされている。ここでは、調圧スプリング１５としてコイルばねを例に挙げたが、他のばね（例えば、波形座金と平座金を交互に重ね合わせたもの等）を採用することも可能である。

筒状プランジャ１０の下部外周には、テーパ溝４４が設けられている。テーパ溝４４は、下方に向かって次第に浅くなるテーパ状の溝底面を有する形状とされている。テーパ溝４４には、抜け止めリング４５が取り付けられている。抜け止めリング４５は、テーパ溝４４の下端部の溝底面によって縮径変形が規制された状態となっており、その抜け止めリング４５がスリーブ２の内周の段差部３８と係止することによって、スリーブ２から筒状プランジャ１０が抜け出すのを防止するようになっている。

この油圧式オートテンショナＡは、例えば、図５、図６に示すようなＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に組み込んで使用することができる。

このベルト伝動装置は、クランクシャフト５０に取り付けられたクランクプーリ５１と、ＩＳＧ（Ｉｎｔｅｇｒａｔｅｄ Ｓｔａｒｔｅｒ Ｇｅｎｅｒａｔｏｒ）５２の回転軸５３に取り付けられたＩＳＧプーリ５４と、ウォータポンプ等の補機５５の回転軸５６に取り付けられた補機プーリ５７と、これらの各プーリ５１，５４，５７に掛け渡されたベルト５８と、ベルト５８の張力を適正範囲に保つ張力調整装置６０とを有する。ＩＳＧ５２は、エンジンの定常運転時には、クランクシャフト５０の駆動力によって発電を行なう発電機（ジェネレータ）として作動し、エンジン始動時には、停止状態にあるクランクシャフト５０を強制的に回転させる電動モータ（スタータ）として作動する補機の一種である。

張力調整装置６０は、クランクプーリ５１よりも下流側、かつ、ＩＳＧプーリ５４よりも上流側の位置でベルト５８に接触するテンションプーリ６１と、テンションプーリ６１を支持するプーリアーム６２と、テンションプーリ６１をベルト５８に押さえ付ける方向にプーリアーム６２を付勢する油圧式オートテンショナＡとを有する。

油圧式オートテンショナＡの下部連結片１６は下部連結軸１７を介してプーリアーム６２に回動可能に連結され、油圧式オートテンショナＡの上部連結片２１は上部連結軸２４を介してエンジンブロック５９に回動可能に連結されている。プーリアーム６２は、エンジンブロック５９に固定された支点軸６３を中心に揺動可能に支持されている。

図５に示すように、エンジンの定常運転時には、クランクシャフト５０が駆動軸として回転し、その回転がベルト５８を介して伝達することにより、ＩＳＧ５２の回転軸５３と補機５５の回転軸５６が回転駆動される。このとき、ベルト５８に対する張力調整装置６０の位置は、駆動プーリ（すなわちクランクプーリ５１）からベルト５８が送り出される部分に相当するため、ベルト５８の弛み側となる。

このエンジンの定常運転時において、ベルト５８の張力は所定の周波数で増減を繰り返し、そのベルト５８の張力変動に応じて油圧式オートテンショナＡのロッド３は比較的小さい振幅で変位する。すなわち、エンジンの定常運転時、エンジンが爆発を繰り返すことによってクランクシャフト５０には回転変動が生じ、その回転変動がベルト５８を介して油圧式オートテンショナＡに伝わるため、油圧式オートテンショナＡのロッド３は、比較的小さい振幅でスリーブ２に対して上下の往復運動をする。例えば、一般的な４気筒エンジンの場合、エンジンが３０００回転／分で回転すると、油圧式オートテンショナＡのロッド３は１００Ｈｚの周波数で往復運動をする。

ここで、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動するとき、圧力室６内の圧力が上昇してチェックバルブ９が閉じるので、オイルは油通路８を流れない。そして、図２に示すように、圧力室６のオイルが第１リーク隙間１１を通って流出し、そのオイルの粘性抵抗によってダンパ荷重が発生する。ここで、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動し始めた直後は、圧力室６の圧力も上昇し始めるが、さらにロッド３がスリーブ２に対して下方に移動すると、圧力室６のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力が、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力を上回り、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動することによって、圧力室６の圧力上昇が吸収される。そのため、油圧式オートテンショナＡで発生するダンパ荷重が低く抑えられる。

一方、ロッド３がスリーブ２に対して上方に移動するときは、圧力室６内の圧力が低下してチェックバルブ９が開くので、油通路８を通ってリザーバ室７の側から圧力室６の側にオイルが流れ、すみやかにロッド３は移動する。

一方、図６に示すように、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、ＩＳＧ５２の回転軸５３が駆動軸として回転し、その回転がベルト５８を介して伝達することにより、クランクシャフト５０が回転駆動される。このとき、ベルト５８に対する張力調整装置６０の位置は、駆動プーリ（すなわちＩＳＧプーリ５４）に向かってベルト５８が引き込まれる部分に相当するため、ベルト５８の張り側となる。

このＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時においては、ベルト５８の張力が急激に上昇するため、油圧式オートテンショナＡのロッド３がスリーブ２内に急激に押し込まれ、図３に示すように、筒状プランジャ１０がロッド３に対して可動範囲の上限まで移動する。このとき、筒状プランジャ１０は、ロッド３に対するそれ以上の上方への移動が規制されるので、圧力室６の圧力上昇を吸収することができない状態となる。またこのとき、筒状プランジャ１０のシート面４１が上側ストッパ１３のシート面４０に着座し、第１リーク隙間１１の出口が閉鎖されるため、圧力室６のオイルは第２リーク隙間１２を通って流出し、この第２リーク隙間１２を流れるオイルの粘性抵抗によって比較的大きいダンパ荷重が発生する。

以上のように、この油圧式オートテンショナＡをＩＳＧ搭載車のベルト伝動装置に使用すると、ロッド３が比較的小さい振幅で変位するエンジンの定常運転時には、発生するダンパ荷重を低く抑えて、ベルト５８の張力を低く保つことができる。その結果、ベルト５８と各プーリの間の摩擦力によるエネルギー損失を低く抑えて、エンジンの低燃費化を図ることができ、また各プーリ５１，５４，５７を支持する転がり軸受やベルト５８等の各部品の寿命を向上することができる。一方、ロッド３が急激に押し込まれるＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、大きいダンパ荷重を発生して、ベルト５８のスリップを効果的に防止することが可能である。

また、この油圧式オートテンショナＡは、筒状プランジャ１０がロッド３に対して可動範囲の上限まで移動したときに、筒状プランジャ１０のシート面４１が上側ストッパ１３のシート面４０に当接し、筒状プランジャ１０の内周とロッド３の外周の間の第１リーク隙間１１が閉じた状態となる。そのため、ロッド３がスリーブ２内に急激に押し込まれたときに発生するダンパ荷重を効果的に大きくすることが可能となっている。

また、この油圧式オートテンショナＡは、筒状プランジャ１０の内周とロッド３の外周の間の第１リーク隙間１１が閉じた状態で、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動するときに、圧力室６のオイルが第２リーク隙間１２を通って流出し、その第２リーク隙間１２を流れるオイルの粘性抵抗によってダンパ荷重が発生する。そして、この第２リーク隙間１２の流路抵抗は、第１リーク隙間１１の流路抵抗よりも大きく設定されているので、ロッド３がスリーブ２内に急激に押し込まれるときに発生するダンパ荷重を効果的に大きくすることが可能となっている。

また、この油圧式オートテンショナＡは、筒状プランジャ１０と下側ストッパ１４の間に付与する予圧の大きさを調節することによって、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動する過程で、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動し始めるときの圧力室６の圧力を、最適な大きさに設定することが可能である。

また、この油圧式オートテンショナＡは、筒状プランジャ１０のスリーブ２からの突出部分に、調圧スプリング１５の下端を支持する外向きのフランジ部４３が形成されているので、調圧スプリング１５の下端を安定して支持することが可能である。そのため、ロッド３がスリーブ２に対して下方に移動する過程で、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動する動作が安定している。

また、この油圧式オートテンショナＡは、ロッド３の外周を囲むように組み込んだ調圧スプリング１５を採用しているので、調圧スプリング１５の径が比較的大きく、筒状プランジャ１０に対して安定した付勢力を付与することが可能である。そのため、筒状プランジャ１０がロッド３に対して上方に移動する動作が安定している。

また、この油圧式オートテンショナＡは、筒状プランジャ１０の上端面とその上方に位置するばね座４との間に調圧スプリング１５を配置しているので、調圧スプリング１５の長さを比較的長く設定することが可能である。そのため、筒状プランジャ１０のロッド３に対する上下方向の可動ストロークの全域にわたって、筒状プランジャ１０に対して安定した付勢力を付与することができる。

また、この油圧式オートテンショナＡは、ロッド３の筒状プランジャ１０との嵌合部分に、小外径面３５とその下方に連続する大外径面３６とを形成し、大外径面３６と筒状プランジャ１０の内周との間に第１リーク隙間１１を形成した構成を採用しているので、ロッド３の筒状プランジャ１０との嵌合部分をその全長にわたって同一外径とした場合よりも、ロッド３の外周の加工コストを抑えながら、安定したダンパ荷重を得ることが可能となっている。

図４に、上記実施形態の油圧式オートテンショナＡ（以下「実施品」という）の反力特性と、従来の油圧式オートテンショナ（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。以下説明する。

実施品としては、図１に示す構成の油圧式オートテンショナＡを使用した。そして、油圧式オートテンショナＡのシリンダ１を固定した状態でばね座４を上下に加振し、ばね座４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。

また、従来品としては、特開２００９−２７５７５７号公報の図１に示すテンショナ（実施品の筒状プランジャ１０や調圧スプリング１５等に相当する部材が無く、ロッド３がスリーブ２に直接摺動する構成のもの）を使用した。

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４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４の位置の時間変化がサイン波となるようにばね座４の変位を制御する制御方式である。加振の振幅は、エンジンの定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。実施品および従来品は、いずれもばね係数が約３５Ｎ／ｍｍのリターンスプリング５を使用している。

上記の加振試験により得たテンショナ変位（ばね座４の下向きの変位）とテンショナ反力（ばね座４に作用する上向きの力。リターンスプリング５の付勢力と調圧スプリング１５の付勢力とダンパ荷重とを合計したものに相当する）の関係を図４に示す。

図４に示すように、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１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２行程（点Ｐ２〜点Ｐ３）と、比較的急に増加する第３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、実施品は、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段階の行程で変化する。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１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２行程（点Ｐ５〜点Ｐ６）と、比較的急に減少する第３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４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、従来品は、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１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２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上記反力特性を示す理由を、図１〜図４を参照して説明する。

＜点Ｐ１〜点Ｐ２＞
図２に示すロッド３がスリーブ２に対して下降し始める。このとき、筒状プランジャ１０は調圧スプリング１５で下方に付勢して下側ストッパ１４に押圧されているので、筒状プランジャ１０もロッド３と一体に下降する。筒状プランジャ１０とロッド３が一体に下降すると、圧力室６内のオイルの一部が第１リーク隙間１１を通って圧力室６から流出するとともに、圧力室６内のオイルが圧縮される。圧力室６内のオイルが圧縮すると、圧力室６内のオイルの圧力が上昇し、テンショナ反力が比較的急に増加する（図４の点Ｐ１〜点Ｐ２）。そして、図４の点Ｐ２において、圧力室６内のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力と、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。

＜点Ｐ２〜点Ｐ３＞
図２に示すロッド３がさらに下降する。このとき、圧力室６内のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力が、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力を上回ることにより、筒状プランジャ１０がスリーブ２に対して上昇する。この間は、筒状プランジャ１０が上昇することによって圧力室６の圧力上昇が抑えられ、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４の点Ｐ２〜点Ｐ３）。すなわち、ロッド３の下降に伴い筒状プランジャ１０が上昇するので、圧力室６の容積がほとんど変化せず、圧力室６の圧力がほぼ一定となる。このとき、圧力室６の容積がほとんど変化しないため、第１リーク隙間１１および第２リーク隙間１２にはオイルがほとんど流れない。そして、図４の点Ｐ３において、図３に示すように、筒状プランジャ１０が上側ストッパ１３で受け止められ、筒状プランジャ１０の上昇が停止する。

＜点Ｐ３〜点Ｐ４＞
図３に示すロッド３がさらに下降する。このとき、図３に示すように、筒状プランジャ１０が上側ストッパ１３で受け止められているので、筒状プランジャ１０もロッド３と一体に下降する。筒状プランジャ１０とロッド３が一体に下降すると、圧力室６内のオイルがさらに圧縮されるので、圧力室６内のオイルの圧力が再び増加し、テンショナ反力が再び急に増加する（図４の点Ｐ３〜点Ｐ４）。このとき、図３に示すように、筒状プランジャ１０のシート面４１が上側ストッパ１３のシート面４０に着座しているので、第１リーク隙間１１にはオイルが流れず、圧力室６内のオイルの一部が第２リーク隙間１２を通って圧力室６から流出する。

＜点Ｐ４〜点Ｐ５＞
図３に示すロッド３が上昇を開始する。このとき、圧力室６内のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力が、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力を上回っているので、筒状プランジャ１０もロッド３と一体に上昇する。筒状プランジャ１０とロッド３が一体に上昇すると、圧力室６内のオイルの圧縮が次第に解放されるので、圧力室６内のオイルの圧力が減少し、テンショナ反力が比較的急に減少する（図４の点Ｐ４〜点Ｐ５）。このとき、圧力室６内のオイルの圧縮が解放される（すなわち圧力室６内のオイルが膨張する）ことにより圧力室６内のオイルの容積が増加するので、第２リーク隙間１２にはオイルがほとんど流れない。また、図３に示すように、筒状プランジャ１０のシート面４１が上側ストッパ１３のシート面４０に着座しているので、第１リーク隙間１１にもオイルは流れない。そして、図４の点Ｐ５において、圧力室６内のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力と、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。

＜点Ｐ５〜点Ｐ６＞
図３に示すロッド３がさらに上昇する。このとき、圧力室６内のオイルから筒状プランジャ１０に作用する上向きの圧力が、調圧スプリング１５から筒状プランジャ１０に作用する下向きの付勢力を下回ることにより、筒状プランジャ１０がスリーブ２に対して下降する。この間は、筒状プランジャ１０が下降することによって、圧力室６の圧力下降が抑えられ、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４の点Ｐ５〜点Ｐ６）。すなわち、ロッド３の上昇に伴い筒状プランジャ１０が下降するので、圧力室６の容積がほとんど変化せず、圧力室６の圧力がほぼ一定となる。そして、図４の点Ｐ６において、図２に示すように、筒状プランジャ１０が下側ストッパ１４で受け止められ、筒状プランジャ１０の下降が停止する。

＜点Ｐ６〜点Ｐ７＞
図２に示すロッド３がさらに上昇する。このとき、図２に示すように、筒状プランジャ１０のロッド３に対する下方への相対移動が下側ストッパ１４で阻止されているので、筒状プランジャ１０もロッド３と一体に上昇する。筒状プランジャ１０とロッド３が一体に上昇すると、圧力室６内のオイルの圧縮がさらに解放されるので、圧力室６内のオイル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４の点Ｐ６〜点Ｐ７）。このとき、点Ｐ４〜点Ｐ５のときと同じく、圧力室６内のオイルの圧縮が解放される（すなわち圧力室６内のオイルが膨張する）ことにより圧力室６内のオイルの容積が増加するので、第１リーク隙間１１および第２リーク隙間１２にはオイルがほとんど流れない。そして、図４の点Ｐ７において、図１に示す圧力室６内のオイルの圧力がリザーバ室７内のオイルと同等の圧力まで低下し、圧力室６内のオイルの圧縮が完全に解放された状態となる。

＜点Ｐ７〜点Ｐ１＞
図１に示すロッド３がさらに上昇する。このとき、筒状プランジャ１０のロッド３に対する下方への相対移動が下側ストッパ１４で阻止されているので、筒状プランジャ１０もロッド３と一体に上昇する。筒状プランジャ１０とロッド３が一体に上昇すると、圧力室６内のオイルの圧力がリザーバ室７内の圧力を下回ることによりチェックバルブ９が開き、オイルが油通路８を通ってリザーバ室７から圧力室６に流れる。そのため、圧力室６内のオイル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４の点Ｐ７〜点Ｐ１）。

以上のとおり、実施品の油圧式オートテンショナＡ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４の点Ｐ２のときの値）に達すると、筒状プランジャ１０が上昇して圧力室６の容積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４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。

また、実施品の油圧式オートテンショナＡは、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４の点Ｐ５のときの値）に達すると、筒状プランジャ１０が下降して圧力室６の容積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図４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。

実施品の油圧式オートテンショナＡは、上述の反力特性を有することにより、エンジンの定常運転時には、テンショナ反力の大きさを小さく抑えて、図５に示すテンションプーリ６１がベルト５８に付与する張力を小さく抑えることができ、一方、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、大きいテンショナ反力を発生させて、図６に示すベルト５８と各プーリ５１，５４，５７の間のスリップを効果的に防止することができる。

すなわち、エンジンの定常運転時には、図４に符号Ｓ１で示すように、テンショナが±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、エンジンの定常運転時には、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５に示すテンションプーリ６１がベルト５８に付与する張力を小さく抑えて、エンジンの低燃費化を図ることができる。

一方、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、テンショナは、図４に符号Ｓ２で示すように、±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。そのため、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、大きいテンショナ反力を発生させることができ、図６に示すベルト５８と各プーリ５１，５４，５７の間のスリップを効果的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、エンジンの定常運転時には、ベルト５８の張力が過大となりやすい傾向がある。すなわち、図４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、エンジンの定常運転時には、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５に示すテンションプーリ６１がベルト５８に付与する張力が過大となりやすく、エンジン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、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時には、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４に符号Ｓ２で示す±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、ＩＳＧ５２の駆動によるエンジン始動時に、大きいテンショナ反力を発生させることが難しく、図６に示すベルト５８と各プーリ５１，５４，５７の間にスリップが生じやすい。

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

２ スリーブ
３ ロッド
４ ばね座
５ リターンスプリング
６ 圧力室
７ リザーバ室
８ 油通路
９ チェックバルブ
１０ 筒状プランジャ
１１ 第１リーク隙間
１２ 第２リーク隙間
１３ 上側ストッパ
１４ 下側ストッパ
１５ 調圧スプリング
４３ フランジ部
Ａ 油圧式オートテンショナ

Claims (6)

1. 上下方向に延びるように配置されたスリーブ（２）と、
   前記スリーブ（２）に下部が挿入され、かつ前記スリーブ（２）から上部が突出した状態で前記スリーブ（２）に対して上下に移動可能に設けられたロッド（３）と、
   前記ロッド（３）のスリーブ（２）からの突出部分に固定されたばね座（４）と、
   前記ばね座（４）を上方に付勢するリターンスプリング（５）と、
   前記ロッド（３）のスリーブ（２）に対する上方への移動により容積が拡大し、前記ロッド（３）のスリーブ（２）に対する下方への移動により容積が縮小するように前記スリーブ（２）内に形成された圧力室（６）と、
   前記スリーブ（２）の外側に設けられたリザーバ室（７）と、
   前記圧力室（６）および前記リザーバ室（７）に収容されたオイルと、
   前記圧力室（６）の下部と前記リザーバ室（７）の下部の間を連通する油通路（８）と、
   前記油通路（８）の前記リザーバ室（７）の側から前記圧力室（６）の側へのオイルの流れのみを許容するチェックバルブ（９）と、
   前記スリーブ（２）に対する上方への移動により前記圧力室（６）の容積が拡大し、前記スリーブ（２）に対する下方への移動により前記圧力室（６）の容積が縮小するように前記ロッド（３）の外周と前記スリーブ（２）の内周の間に上下に移動可能に組み込まれた筒状プランジャ（１０）と、
   前記筒状プランジャ（１０）の内周と前記ロッド（３）の外周の間に形成されたリーク隙間（１１）と、
   前記ロッド（３）に対する前記筒状プランジャ（１０）の上方への可動範囲を規制する上側ストッパ（１３）と、
   前記筒状プランジャ（１０）の上方に前記ロッド（３）の外周を囲むように組み込まれ、前記筒状プランジャ（１０）を下方に付勢する調圧スプリング（１５）と、
   を有する油圧式オートテンショナ。
2. 前記上側ストッパ（１３）と前記筒状プランジャ（１０）は、前記筒状プランジャ（１０）が前記上側ストッパ（１３）から離れた状態では前記リーク隙間（１１）を開き、前記筒状プランジャ（１０）が前記上側ストッパ（１３）に当接した状態では前記リーク隙間（１１）を閉じる開閉弁を構成している請求項１に記載の油圧式オートテンショナ。
3. 前記筒状プランジャ（１０）の外周と前記スリーブ（２）の内周との間に第２リーク隙間（１２）が形成されている請求項２に記載の油圧式オートテンショナ。
4. 前記第２リーク隙間（１１）の流路抵抗が、前記リーク隙間（１１）の流路抵抗よりも大きい請求項３に記載の油圧式オートテンショナ。
5. 前記ロッド（３）に対する前記筒状プランジャ（１０）の下方への可動範囲を規制する下側ストッパ（１４）を更に有し、
   前記筒状プランジャ（１０）と前記下側ストッパ（１４）の間には、前記調圧スプリング（１５）の付勢力によって予圧が付与されている請求項１から４のいずれかに記載の油圧式オートテンショナ。
6. 前記筒状プランジャ（１０）の前記スリーブ（２）からの突出部分に、前記調圧スプリング（１５）の下端を支持する外向きのフランジ部（４３）が形成されている請求項１から５のいずれかに記載の油圧式オートテンショナ。

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