JP3455193B2

JP3455193B2 - オートテンショナ

Info

Publication number: JP3455193B2
Application number: JP2001129141A
Authority: JP
Inventors: 一正鮎川; 博巳松浦
Original assignee: Gates Unitta Asia Co
Current assignee: Gates Unitta Asia Co
Priority date: 2001-04-26
Filing date: 2001-04-26
Publication date: 2003-10-14
Anticipated expiration: 2021-04-26
Also published as: JP2002323100A

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、自動車エンジンの
タイミングベルト、または複数の補機を駆動するベルト
に適切な張力を付与するオートテンショナに関するもの
である。

【０００２】

【従来の技術】オートテンショナは、エンジンの駆動力
を単一の無端ベルトで複数の装置に伝達するベルト駆動
機構に採用され、ベルトに適切な張力を付与するととも
に、エンジンの回転数や負荷の変動により生じるベルト
の振動を減衰させる。これによりエンジンの駆動力が各
装置に確実に伝達される。

【０００３】一般にオートテンショナは、エンジンブロ
ック等に固定されるベースと、ベースに対して揺動自在
に軸支される揺動アームと、揺動アームの先端に取付け
られてベルトに当接するプーリを備える。揺動アームは
その揺動軸心と略同軸上に設けられコイル径が増大する
方向に弾性復帰しようとするねじりコイルスプリングの
捩りトルクによってベルトが緊張する方向に回転付勢さ
れ、これによりベルトに適切な張力が付与される。

【０００４】また、オートテンショナにはベルトを制振
するためのダンピング機構、例えば揺動アームおよびベ
ース間に摩擦部材を設け、揺動アームがベルトの張力変
動に追随して揺動する際に摩擦抵抗即ちダンピング力を
発生させて上記揺動を制動する摩擦式ダンピング機構が
設けられる。

【０００５】近年では、エンジンの高性能化に伴ってエ
ンジン回転数やベルトにかかる負荷の変動が増大し、ベ
ルトの張力変動も大きくなっている。このためダンピン
グ力が小さい場合にはベルトの張力変動が抑えきれずに
ベルトと共に振動する結果となる。そこで、オートテン
ショナの制振性能を向上させるためには、高ダンピング
化する必要があり、特にベルト緊張時に揺動アームへ作
用するダンピング力（第１ダンピング力）を、ベルト弛
緩時に揺動アームへ作用するダンピング力（第２ダンピ
ング力）よりさらに大きく設定することが好ましい。

【０００６】この要求に応えるために、従来の第１の摩
擦式ダンピング機構として、摩擦部材をねじりコイルス
プリングの捩りトルクの反力によって揺動アームまたは
ベースに押し付けて高い摩擦抵抗を生じさせるという構
成が知られている。揺動アームがベルト弛緩方向に回転
したときには、捩りトルクの反力はベルト緊張時への回
転時に比べて大きくなり、反力の増大に応じて摩擦抵抗
も大きくなる。従って第１ダンピング力を第２ダンピン
グ力より大きく設定できる。ねじりコイルスプリングの
捩りトルクを大きく設定すれば、その反力の大きさに依
存する摩擦抵抗即ちダンピング力の増大を図ることがで
きる。

【０００７】しかし、捩りトルクを大きくすると、摩擦
抵抗だけでなくベルトへの押圧力も大きくなるため、ベ
ルトの伸びや磨耗が生じ易くなる。このため捩りトルク
の大きさは制限され、高ダンピング化にも自ずと限界が
生ずる。また、ねじりコイルスプリングによって摩擦部
材を付勢することで第１ダンピング力は第２ダンピング
力より大きくなるが、揺動アームの回転方向による捩り
トルクの変化はさほど大きいものではなく、第１ダンピ
ング力を第２ダンピング力に対して大きく異ならせるこ
とは困難である。従って、捩りトルクを上げて高ダンピ
ング化すると第１ダンピング力でなく第２ダンピング力
も増大し、ベルトを緊張させるタイミングが遅くなる、
いわゆるベルトへの追随性が低下するという問題も生じ
る。

【０００８】また第２の摩擦ダンピング機構として、摩
擦部材をねじりコイルスプリングとは別体の付勢部材に
よって揺動アームまたはベースに押し付けて安定した高
い摩擦抵抗を生じさせるという構成が知られている。こ
の場合、摩擦抵抗の大きさは付勢部材の付勢力に依存
し、捩りトルクには関係ないので、捩りトルクを増大さ
せずに付勢部材の付勢力を変更するだけで大きなダンピ
ング力を得ることができる。即ち、第１の摩擦ダンピン
グ機構と比較すると、捩りトルクを変更させずに高ダン
ピング化できるという利点を有している。

【０００９】しかし第２の摩擦式ダンピング機構による
と、ベルト緊張方向あるいはベルト弛緩方向の何れの方
向に揺動アームが回転しても一定の摩擦抵抗が作用する
ため、付勢部材による付勢力を大きくすれば、第１の摩
擦式ダンピング機構と同様、第１ダンピング力だけでな
く第２ダンピング力も増大する。即ち、この構成では第
１ダンピング力と第２ダンピング力とを大きく異ならせ
ることは困難であり、高ダンピング化によって追随性が
低下するという問題点は依然として解決されない。ま
た、第１の摩擦式ダンピング機構に比べて部品点数およ
び組立工程数が増加し、製造コストがかかるという別の
問題点が新たに生じる。

【００１０】

【発明が解決しようとする課題】このように、上記２種
の摩擦式ダンピング機構では、オートテンショナの制振
性能を向上させることと、ベルトへの追随性を良好に保
つこととの双方の要求を同時に満たすことはできなかっ
た。

【００１１】本発明は上記問題点に鑑みてなされたもの
であり、オートテンショナの追随性を低下させることな
く制振性能を向上させることが目的である。

【００１２】

【課題を解決するための手段】本発明によるオートテン
ショナは、ベルトに当接するプーリと、一端にプーリが
取付けられるとともに有底筒状のベースの内側に回転自
在に支持される円筒部を有する揺動アームと、この揺動
アームをベースに対してベルトの緊張する方向に回転付
勢するねじりコイルスプリングとを備えたオートテンシ
ョナであって、ねじりコイルスプリングがベースの軸心
に対して偏心して取付けられると共に、揺動アームがベ
ースに相対変位可能に支持されることによって、ベルト
の緊張時に揺動アームに作用する第１ダンピング力が、
ベルトの弛緩時に揺動アームに作用する第２ダンピング
力より相対的に大きくなることを特徴とする。これによ
り制振性能が向上するとともにベルトへの追随性が良好
となる。

【００１３】上記オートテンショナにおいて揺動アーム
がベースに対して径方向に移動自在に取付けられる。ま
た、ねじりコイルスプリングがベースに対して偏心して
装着される。

【００１４】オートテンショナは、揺動アームの円筒部
の外周面とベースの内周面との間に介在すると共にベー
スの軸心周りに少なくとも１８０度の範囲に渡って設け
られる摩擦部材をさらに備え、ねじりコイルスプリング
によって円筒部の一部が摩擦部材に押圧付勢される。こ
れにより大きな摩擦力を発生させることができる。

【００１５】オートテンショナにおいて、第１ダンピン
グ力の大きさは第２ダンピング力の大きさの１．５ない
し３．５倍であることが好ましい。

【００１６】オートテンショナに用いられる摩擦部材
は、ねじりコイルスプリングがアーム円筒部を押圧付勢
する方向に作用する荷重を分散させるための複数の突起
を備えていてもよく、これにより摩擦部材の局所的な磨
耗および破損が防止できる。

【００１７】オートテンショナは摩擦部材とは別体のダ
ンピング部材をさらに備えてもよく、具体的にはこのダ
ンピング部材が揺動アームと径方向に相対移動可能に係
合すると共にベースと摩擦摺動し、さらに大きなダンピ
ング力を設定できる。

【００１８】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態について
添付図面を参照して説明する。

【００１９】図１は、本発明の第１実施形態であるオー
トテンショナを適用したベルト駆動機構を示す図であ
る。このベルト駆動機構は、単一の無端ベルト１０を有
し、このベルト１０は、エンジン（図示せず）の出力軸
に取付けられる駆動プーリ１２と、複数の装置に取付け
られた従動プーリ、例えばエアコンディショナ用プーリ
１４、パワーステアリング装置用プーリ１６およびオル
タネータ用プーリ１８とに巻回される。駆動プーリ１２
が回転するとベルト１０が図の時計回り方向に回転し、
各装置のプーリ１４、１６および１８に回転駆動力が伝
達される。

【００２０】オートテンショナ２０は、駆動プーリ１２
の近傍、詳しくはベルト回転方向においてベルト１０が
最も弛みやすい駆動プーリ１２の後方に配され、オート
テンショナ２０のプーリ２２はベルト１０の背面、即ち
外周側からベルト１０に当接しつつ相対回転する。揺動
アーム２４は、ベルト１０の緊張する矢印Ａ方向にプー
リ２２を回転付勢し、これによりベルト１０には常に適
切な張力が付与される。

【００２１】ベルト１０がエンジン回転数や負荷の変動
により振動すると、この振動はプーリ２２を介して揺動
アーム２４に伝達され、揺動アーム２４が揺動軸心Ｌ４
を中心にして揺動し、プーリ２２を実線で示す第１位置
と破線で示す第２位置との間で相対移動させる。揺動ア
ーム２４の揺動時には、揺動アーム２４とブッシング２
６とが摩擦摺動し、生じた摩擦力が揺動アーム２４を制
動するダンピング力として作用し、プーリ２２の相対移
動が抑えられてベルト１０の振動が減衰させられる。

【００２２】ベルト１０の張力が急激に増大してプーリ
２２が第２位置に向かって押されると、揺動アーム２４
は時計回り方向（矢印Ａ方向）に相対回転し、このとき
揺動アーム２４には相対的に大きい第１ダンピング力が
作用して、プーリ２２はゆっくり動いてベルト１０の振
動を効果的に抑制する。一方、ベルト１０が弛緩し、プ
ーリ２２がベルト１０に追随して第１位置に向かって動
くと、揺動アーム２４は揺動軸心Ｌ４を中心に反時計回
り方向（矢印Ｂ方向）に相対回転する。このとき、揺動
アーム２４には相対的に小さい第２ダンピング力が作用
し、プーリ２２はベルト１０へ向かって素早く動き、ベ
ルト１０を緊張させる。

【００２３】図２はオートテンショナ２０の断面図であ
り、図３はオートテンショナ２０をプーリ２２側から見
た平面図である。図３において揺動アーム２４の一部を
破断して示し、プーリ２２を一点鎖線で示す。

【００２４】オートテンショナ２０は、アルミニウム合
金等の金属素材から有底筒状に一体成形されたベース３
０を備え、ベース底面部３２はエンジンブロック（図示
せず）に固定される。ベース底面部３２の外周縁からは
ベース円筒部３４が垂直に延び、その内側は段差状に形
成される。即ち、ベース軸心Ｌ１を軸心とし径の異なる
２つの円筒面、即ち開口側内周面３４ａおよび底面側内
周面３４ｂと、これら２つの内周面３４ａおよび３４ｂ
を繋ぐ環状座面３４ｃとが形成される。開口側内周面３
４ａの直径Ｄ１は底面側内周面３４ｂの直径Ｄ２より大
きく、環状座面３４ｃは一定の幅Ｄ３を有しベース軸心
Ｌ１に垂直な平面である。

【００２５】ベース底面部３２の中央には円形のベース
軸穴部３８が形成され、このベース軸穴部３８の内側に
は図２下方から段付ボルト４０が挿通する。この段付ボ
ルト４０によって揺動アーム２４がベース３０に対して
揺動自在に取付けられる。ベルト１０が巻きかけられて
いない状態では、段付ボルト４０の軸心および揺動アー
ム２４の揺動軸心Ｌ４はベース軸心Ｌ１に実質的に一致
している。

【００２６】揺動アーム２４はアルミニウム合金等の金
属素材から一体成形され、ベース底面部３２に向かって
開口した有底筒状を呈している。アーム底面部２４２は
ベース３０の開口部の内側に配され、その中央にはベー
ス底面部３２に向かって延びる筒状の揺動軸部２４４が
設けられる。揺動軸部２４４は両端部において開口して
おり、その内周面には雌ねじ２４４ａが形成される。こ
の雌ねじ２４４ａが段付ボルト４０の先端に形成された
雄ねじ部４２に螺合することにより、段付ボルト４０と
揺動アーム２４とが一体的に固定される。

【００２７】揺動軸部２４４の先端はベース軸穴部３８
内に進入し、段付ボルト４０の円柱部４６に当接する。
この円柱部４６の一部はベース軸穴部３８の内側に配さ
れており、揺動軸部２４４と同じ外径を有する。揺動軸
部２４４および円柱部４６とベース軸穴部３８との間に
はクリアランスが設けられており、揺動アーム２４はベ
ース３０に干渉することなく相対回転できる。

【００２８】段付ボルト４０の頭部４４は、ベース軸穴
部３８の内径より大きい外径を有する円板であり、ベー
ス底面部３２に係止される。詳述すると、ベース底面部
３２には頭部４４より大きい円柱穴であるボルト収容部
３３が形成され、このボルト収容部３３はベース軸穴部
３８に連通するとともに図２下方に開口している。頭部
４４はベース底面部３２から突出しないようにボルト収
容部３３に収容される。揺動アーム２４はベース軸心Ｌ
１方向に圧縮されたねじりコイルスプリング６０により
ベース３０から離間する方向（図２の上方）に付勢され
ており、頭部４４がスラスト軸受５０を介してボルト収
容部３３に係止されることにより、揺動アーム２４のベ
ース軸心Ｌ１方向に沿う相対移動が規制される。

【００２９】スラスト軸受５０は、段付ボルト４０の頭
部４４とボルト収容部３３との間に設けられた環状部材
であり、頭部４４とボルト収容部３３とを円滑に相対回
転させる。スラスト軸受５０は例えば自己潤滑性を有す
る合成樹脂素材から成型される。

【００３０】ベース軸穴部３８の内径Ｄ１２は、揺動軸
部２４４およびボルト円柱部４６外径Ｄ１１より僅かに
大きく形成され、またボルト収容部３３の内径Ｄ１４は
ボルト頭部４４の外径Ｄ１３より僅かに大きく形成され
る。これにより、揺動アーム２４および段付ボルト４０
がベース３０に干渉することなく円滑に相対回転でき、
またベース軸心Ｌ１に対する揺動軸心Ｌ４の僅かな変位
が許容される。

【００３１】揺動アーム２４は、アーム底面部２４２か
らベース３０の反対側に突出するプーリ軸受部２４８を
有し、プーリ軸受部２４８の径方向外側にはボールベア
リング７０を介してプーリ２２が回転自在に取付けられ
る。プーリ２２の回転軸心Ｌ２は揺動軸心Ｌ４に平行で
ある。ボールベアリング７０は、プーリ軸受部２４８内
に螺合固定される取付ボルト７４と、取付ボルト７４の
頭部とボールベアリング７０の上端面との間に介装され
るワッシャ７２とによりプーリ軸受部２４８に固定され
る。

【００３２】アーム底面部２４４の外周縁にはベース底
面部３２に向かって延びるアーム円筒部２４６が一体的
に設けられる。アーム外周面２４６ａはベース円筒部３
４の内側において開口側内周面３４ａと平行かつ所定距
離だけ離れて対向しており、アーム外周面２４６ａと開
口側内周面３４ａとの間には軸方向全体に渡って両面に
接する円筒状のブッシング２６が設けられる。

【００３３】アーム内周面２４６ｂは、ベース３０の底
面側内周面３４ｂの直径Ｄ２に等しい直径を有し、ベー
ス３０に揺動アーム２４が取付けられた状態において底
面側内周面３４ｂと同一円筒面上に位置する。ベース底
面部３２およびアーム円板部２４２と、ベース３０の底
面側内周面３４ｂおよびアーム内周面２４６ｂと、ベー
ス軸穴部３８および揺動軸部２４４とによって外径Ｄ２
の環状室１００が形成され、この環状室１００にねじり
コイルスプリング６０が収容される。

【００３４】ねじりコイルスプリング６０はアーム内周
面２４６ａに近接して巻回された巻きばねであり、その
一端部６２はベース底面部３２に係止され、他端部６４
はアーム底面部２４２に係止される。ねじりコイルスプ
リング６０はコイル径が縮小する図１の時計回り方向に
所定角度だけねじられ、かつベース軸心Ｌ１方向に圧縮
された状態で介装される。コイル径が増大する方向に弾
性復帰しようとするねじりコイルスプリング６０の捩り
トルクによって、揺動アーム２４はベース軸心Ｌ１周り
に図１の反時計回り方向へ付勢され、プーリ２２に巻き
掛けられたベルト１０に所定の張力が付与される。

【００３５】ねじりコイルスプリング６０は巻きばねで
あることから、その捩りトルクの反力はベース軸心Ｌ１
周りに均一に作用するわけではなく、アーム円筒部２４
６の一部は、ねじりコイルスプリング６０により径方向
外側にあるブッシング２６およびベース円筒部３４の所
定部位に向かって押圧付勢される。プーリ２２にベルト
１０が巻き掛けられた状態（図３参照）では、アーム円
筒部２４６とブッシング２６との間にはベルト１０がプ
ーリ２２を押圧する力とねじりコイルスプリング６０の
付勢力との合力によって摩擦力が発生する。

【００３６】図４および図５を参照して詳述する。図４
は静止したベルト１０が巻き掛けられたオートテンショ
ナ２０の平面図であり、図５はベース軸心Ｌ１を通るＶ
−Ｖ線断面における端面図である。なお、図５において
は図の複雑化を避けるために揺動アーム２４、ベース３
０および段付ボルト４０のみを示し、他の構成を省略す
る。

【００３７】ベルト１０がプーリ２２を押圧すると、段
付ボルト４０および揺動アーム２４にはベルト巻き掛け
角γを２等分する直線Ｐに平行な軸荷重方向Ｙに荷重が
かかる。このとき、図５に示すように揺動軸心Ｌ４をベ
ース軸心Ｌ１に対してベース底面３２側を支点として傾
かせようとするモーメントが揺動アーム２４に作用す
る。前述したように、揺動軸部２４４およびボルト円柱
部４６とベース軸穴部３８との間、ボルト頭部４４およ
びボルト収容部３３との間にはクリアランスが設けられ
ているため、ベルト１０の押圧力により揺動軸心Ｌ４は
ベース軸心Ｌ１に垂直な平面において軸荷重方向Ｙに僅
かに相対移動する（図４）と共に、軸荷重方向Ｙ側へ僅
かに傾く、厳密には回転する（図５）。

【００３８】実際にはベース３０と揺動アーム２４との
間にはブッシング２６およびスラスト軸受５０が介在し
ているため、図５のように目視で確認できるほど傾くわ
けではなく、傾斜角度θは極めて小さい値である。

【００３９】ねじりコイルスプリング６０は、アーム円
筒部２４６およびブッシング２６を押圧方向Ｚへ付勢
し、ベース円筒部３４に押し付ける。この押圧方向Ｚは
軸荷重方向Ｙと実質的に同じ方向とされ、これにより揺
動アーム２４がブッシング２６を押圧する力はねじりコ
イルスプリング６０の押圧方向Ｚへの付勢力とベルト１
０の軸荷重方向Ｙへの押圧力との総和となる。ブッシン
グ２６はアーム円筒部２４６およびベース円筒部３４に
よって強く挟持され、特に図４においてハッチングで示
される押圧部位２６ｗには局所的な力が集中する。押圧
方向Ｚは厳密に軸荷重方向Ｙに一致しなくてもよいが、
その範囲は軸荷重方向Ｙに対してベース軸心Ｌ１周りに
±２０度（反時計回り方向を正とする）の範囲内である
ことが好ましい。

【００４０】ベルト１０が巻き掛けられた状態でベルト
１０の張力が増加すると、ベルト１０の軸荷重方向Ｙへ
の押圧力が増加し、また揺動アーム２４が図４の時計回
り方向に相対回転するため、ねじりコイルスプリング６
０がコイル径の縮小する方向に弾性変形して捩りトルク
の反力が増大し、これに伴ってねじりコイルスプリング
６０による押圧方向Ｚへの付勢力も増加する。従って、
両者の和に実質的に一致する力、即ち揺動アーム２４が
ブッシング２６の押圧部位２６ｗを半径方向外側に押圧
する力は、相対的に大きくなる。

【００４１】揺動アーム２４とブッシング２６との間に
生じる摩擦力は、接触面である揺動アーム外周面２４６
ａおよびブッシング内周面２６ａにかかる垂直荷重に比
例する、即ち半径方向外側に押圧する力に比例する。上
述したように、ベルト張力が増加する時にはこの垂直荷
重は相対的に大きくなるので、大きな摩擦力が発生す
る。また、ブッシング２６がベース３０の開口側内周面
３４ａに強く押し付けられるので、ブッシング外周面２
６ｂと開口側内周面３４ａとの間にも大きな摩擦力が発
生する。従って、揺動アーム２４が図４の時計回り方向
に相対回転するときには相対的に大きな摩擦抵抗が第１
ダンピング力として揺動アーム２４に作用し、これによ
り揺動アーム２４に強い制動がかかって、プーリ１０は
ベルト１０にゆっくり追随し、ベルト１０の振動が減衰
させられる。

【００４２】さらに、図６の部分拡大図に示すように、
揺動軸心Ｌ４が角度θだけ傾いたとすると、揺動アーム
円筒部２４６はベース円筒部３４と平行に対置するので
はなく、角度θだけ軸荷重方向Ｙ側へ傾く（図６では左
下に向かって回転する）。言い換えると、押圧部位２６
ｗの近傍においては、開口側内周面３４ａとアーム外周
面２４６ａとの間隔はベース３０の開口部に向かって徐
々に小さくなる。これにより、押圧部位２６ｗは開口側
内周面３４ａとアーム外周面２４６ａとによって、楔が
挟まるがごとく開口部に向かうほどより強く挟まれる。
従って、押圧による摩擦抵抗にいわゆる楔効果のような
作用が加わって、大きいダンピング力を安定して発揮で
きる。なお、図６では説明のために傾斜の度合いを強調
して示しており、実際には図示するほど傾斜することは
ない。

【００４３】一方、ベルト１０の張力が減少すると、ベ
ルト１０から受ける力が減少し、揺動アーム２４はねじ
りコイルスプリング６０の捩りトルクにより図４の反時
計回り方向に相対回転し、ねじりコイルスプリング６０
はコイル径の増大する方向に弾性変形するため、捩りト
ルクが減少する。これにより、揺動軸心Ｌ４がベース軸
心Ｌ１に一致すべく揺動アーム２４は相対移動し、揺動
アーム２４がブッシング２６を押圧方向Ｚに押圧する力
は極めて小さくなる。また、揺動アーム２４の傾斜の度
合いが小さくなって開口側内周面３４ａおよびアーム外
周面２４６ａがほぼ平行に対置するため、押圧部位２６
ｗの挟み込む力も小さくなり、ブッシング２６に加えら
れた力が開放される。従って、上述の楔効果のような現
象は解消され、摩擦力は極端に減少する。このように、
揺動アーム２４が図４の反時計回り方向に相対回転する
ときには、揺動アーム２４に作用する第２ダンピング力
は低いレベルに抑えられ、揺動アーム２４に制動は余り
かからないので、プーリ２２のベルト１０への追随性が
高くなって、ベルト１０に所定の張力が速やかに付与さ
れる。

【００４４】以上のように、本実施形態のオートテンシ
ョナ２０によると、揺動アーム２４をその回転方向に応
じて変位させることによってダンピング力を相対変化さ
せることができ、ベルト１０の張力を低下させることな
く効果的に制振できる。

【００４５】従来では、ベース（３０）と、ベース（３
０）に対して相対回転する揺動アーム（２４）あるいは
段付ボルト（４０）との間は、合成樹脂製ブッシングに
よって隙間なく埋められており、揺動アーム（２４）の
傾きあるいは径方向への相対変位は許容されていなかっ
た。従って、ブッシング（２６）を半径方向外側に押圧
する力は揺動アーム２４の回転方向に関係なくほぼ一定
であり、第１ダンピング力と第２ダンピング力とを大き
く異ならせることは困難であった。しかし、本実施形態
のオートテンショナ２０においては、揺動アーム２４お
よび段付ボルト４０とベース３０との間に揺動軸心Ｌ４
の変位を許容するクリアランスを設けるだけで、揺動ア
ーム２４がブッシング２６を押圧する力を大きく変化さ
せることができ、第１および第２ダンピング力の差を大
きくすることができる。このようなオートテンショナ２
０は、従来に比べて新たな部品や製作工程を追加する必
要はなく、むしろ揺動軸部２４４や軸穴部３８の加工精
度を要求されないので製造は容易になる。

【００４６】また、ブッシング２６の押圧部位２６ｗの
磨耗量は他の部位に比べて大きいが、揺動アーム２４が
変位可能であるため押圧部位２６ｗの厚みが減少して
も、ベース３０に対して揺動アーム２４および段付ボル
ト４０はねじりコイルスプリング６０の付勢力によって
厚みの減少した方向（図４の押圧方向Ｚに一致する）へ
僅かに変位でき、常にブッシング２６と揺動アーム２４
を密着させることができる。従って、安定した摩擦抵抗
が得られる。

【００４７】図７はブッシング２６の斜視図である。ブ
ッシング２６は例えばポリフェニレンサルファイドを主
成分とする合成樹脂素材から射出成形により一体形成さ
れた円筒部材である。ポリフェニレンサルファイドは、
結晶性の高い高分子構造を有する合成樹脂であり、耐熱
性、耐磨耗性、強度、寸法安定性に優れ、また吸水率も
極めて低い。従って、ブッシング２６にポリフェニレン
サルファイドを適用することによって、ブッシング２６
は水や塩水にさらされた場合においても摩擦力の増大を
阻止することができる。なお素材には、上記ポリフェニ
レンサルファイドの他、自己潤滑性を持たせるためのモ
リブデンや、熱安定剤、酸化防止剤、紫外線劣化防止剤
などを添加してもよい。また素材の主成分として、従来
用いられているポリエーテルサルフォンを用いてもよ
い。

【００４８】ブッシング２６は円周方向において一部が
破断しており、この破断部は温度変化による膨張および
収縮を許容する。またブッシング２６のベース３０側の
端部には径方向内側に延びる一定幅のフランジ２６２が
略全周にわたって設けられる。フランジ２６２はアーム
筒状部２４６の先端面とベース３０の環状座面３４ｃと
の間に設けられ、両者の接触による磨耗を防止すると共
に、ベース３０からのブッシング２６の脱落を防止す
る。ブッシング２６の外径は自然長でベース円筒部３４
の内径Ｄ１より僅かに大きく、半径方向に収縮した状態
でベース円筒部３４内に介装される。従って、ブッシン
グ２６は径方向に拡大しようとする力によってベース３
０の開口側内周面３４ａに密着する。ブッシング２６は
揺動アーム２４の円筒部２４６およびベース円筒部３４
の軸長さＨ１と略同じ軸長さを有し、ベース円筒部３４
とアーム円筒部２４６とに軸心方向全体に渡って密着す
る。

【００４９】ブッシング２６の内周面２６ａには軸心方
向全体にわたって延びる溝２６８が複数本形成される。
この溝２６８はブッシング２６が揺動アーム２４と摩擦
した際に生じる摩耗粉を吸収して外部へ逃がす役割を果
たす。これにより、摩耗粉による内周面２６ａの損耗が
防止される。なお、溝２６８の断面形状は本実施形態で
は半円形であるが、特に半円形に限定されるものではな
い。また溝深さも特に限定されないが、深くしすぎると
撓みが生じ、浅くしすぎると摩耗粉が溝２６８に溜まる
ので、適切な溝深さを有していることが必要である。溝
幅についても同様、大きすぎると必要な摩擦力が得られ
ず、狭くすると摩耗粉が溝２６８に溜まるので、適切な
溝幅に設定することが必要である。

【００５０】ブッシング２６の破断部位は、磨耗の最も
大きい押圧部位２６ｗ（図３参照）の反対側、即ち図３
の右上方に配される。これにより磨耗による径方向拡大
が容易であり、安定した摩擦力を得ることができる。な
お、本実施形態においてブッシング２６は一部破断した
円筒形状であるが、揺動アーム２４が押圧する範囲に設
けられていればよく、具体的には軸荷重方向Ｙからベー
ス軸心Ｌ１周りに±９０度の範囲にわたって設けられて
いればよい。

【００５１】本実施形態のオートテンショナ２０におい
ては、ベース３０の直径がその軸長さに対して相対的に
大きい薄型を呈しており、またねじりコイルスプリング
６０の外側にブッシング２６を設けているため、ブッシ
ング２６の直径は相対的に大きく、揺動アーム２４との
摩擦面積を大きく設定できる。また、ブッシング２６は
アーム円筒部２４６とに軸心方向全体に渡って密着して
いるため、摩擦面積を大きくとることができる。従っ
て、揺動アーム２４の回転角度が小さくても相対的に大
きな摩擦力を得ることができる。またさらに、摩擦力の
作用位置を揺動軸心Ｌ４（またはベース軸心Ｌ１）から
遠方に設定できるため、揺動アーム２４に効果的に制動
をかけることができる。

【００５２】ブッシング２６のプーリ側端部２６４は外
部に露出しているため、ベース円筒部３４との界面およ
びアーム円筒部２４６との界面への水や塩水の浸入を許
し、外表面が水や塩水にさらされ易い構造となってい
る。しかし、ブッシング２６がポリフェニレンサルファ
イドを主成分とする素材で形成されているので、水にさ
らされても摩擦力は増大せず、揺動アーム２４の円滑な
揺動を阻害することがなく、スティックスリップ現象や
ベルト鳴き現象等が防止される。

【００５３】図８はねじりコイルスプリング６０を揺動
アーム２４側から見た平面図である。ねじりコイルスプ
リング６０は無負荷の状態で直径Ｄ４を有する螺旋部６
６を備える。螺旋部６６の巻数は約２．２巻である。ベ
ース３０に係止される一端部６２は螺旋部６６から直線
状に延び、螺旋部６６より螺旋軸心Ｌ３側であって、か
つ螺旋軸心Ｌ３に垂直である。揺動アーム２４に係止さ
れる他端部６４も一端部６２と同様の構成である。螺旋
軸心Ｌ３に垂直な平面において、一端部６２の中心を通
って曲折部６３側へ延びる直線Ｋ１と、他端部６４の中
心を通って曲折部６５側へ延びる直線Ｋ２とが成す角α
は約６０度であるが、５０〜８０度の範囲が好適であ
る。

【００５４】図９はベース３０にねじりコイルスプリン
グ６０を取付けた状態を揺動アーム２４側から見た平面
図である。なお、ねじりコイルスプリング６０をハッチ
ングで示し、かつベース３０側の１巻分だけ示してい
る。ベース底面部３２には一端部６２を挟持する２つの
係止突起３２２および３２４が形成される。第１の係止
突起３２２はベース円筒部３４から内側に張り出した弦
月形を呈し、その平面上の側面３２２ａが径方向外側か
ら一端部６２を支持する。第２の係止突起３２４はベー
ス軸穴部３８の周囲に全周に渡って設けられた円環状を
呈し、第１の係止突起３２２に対向する外周面３２４ａ
において径方向内側から一端部６２に当接している。第
２の係止突起３２４の外周面は一部で径方向外側に円弧
状に突出しており、この突出した曲面３２４ｂがねじり
コイルスプリング６０の曲折部６３に当接している。以
上のようにして一端部６２はベース底面部３２に係止さ
れ、係止状態において一端部６２は軸荷重方向Ｙに対し
て略平行である。

【００５５】螺旋部６６の外径Ｄ４は収容されるべき環
状室１００の直径Ｄ２より大きく、ベース３０に一端部
６２を係止した端部６４を自由端にして負荷をかけない
状態では、螺旋軸心Ｌ３はベース軸心Ｌ１と一致せず、
図中左下方に外れた位置に偏心している。ベース軸心Ｌ
１に対する螺旋軸心Ｌ３の偏心方向は、軸荷重方向Ｙと
略同じ方向である。

【００５６】図１０は揺動アーム２４にねじりコイルス
プリング６０を取付けた状態をベース３０側から見た平
面図である。図中ねじりコイルスプリング６０をハッチ
ングで示し、かつ揺動アーム２４側の１巻分だけ示して
いる。アーム底面部２２４にはアーム円筒壁２４６から
内側に張り出した弦月形の第３の係止突起２４３と、プ
ーリ軸受部２４８の裏側に設けられた三日月状の第４の
係止突起２４５とが設けられる。第３の係止突起２４３
はねじりコイルスプリング６０の他端部６４を径方向外
側から支持し、第４の係止突起２４５は他端部６４と螺
旋部６６との接続部位である曲折部６５に径方向内側か
ら支持する。以上のようにしてねじりコイルスプリング
６０の他端部６４が揺動アーム２４に係止される。

【００５７】オートテンショナ２０を組立てる場合に
は、まずブッシング２６を嵌めたベース３０にねじりコ
イルスプリング６０の一端部６２を係合させる（第１工
程）。他端部６４が自由端の状態では螺旋部６６はベー
ス３０内に収容出来ないので、次にねじりコイルスプリ
ング６０の上から揺動アーム２４を被せて他端部６４を
第３および第４の係合突起２４３、２４５に係合させ
（第２工程）、揺動アーム２４を回転させることによっ
て螺旋部６６の径が縮小する方向（図９の時計回り方
向）にねじりコイルスプリング６０をねじる(第３工
程)。これにより、螺旋部６６の外径が直径Ｄ２より小
さくなって環状室１００内に収容可能となる。その後、
揺動アーム２４をベース３０側に押圧してねじりコイル
スプリング６０をベース軸心Ｌ１方向に圧縮させ（第４
工程）、圧縮状態のままで段付ボルト４０を揺動アーム
２４に螺合させて、揺動アーム２４をベース３０に回転
自在に固定する（第５工程）。そして、プーリ２２、ボ
ールベアリング７０、ワッシャ７２および取付ボルト７
４を組付ける（第６工程）。以上の第１〜第６工程によ
り図２に示す状態のオートテンショナ２０が得られる。

【００５８】一般に、ねじりコイルスプリング６０を収
容するベース３０の大きさは、オートテンショナ２０に
割り当てられる取付スペースの大きさにより決定され、
ベース３０の大きさに応じてねじりコイルスプリング６
０の大きさ即ち外径と軸方向長さの限界値もおのずと定
まる。近年では、エンジンの小型化に伴ってオートテン
ショナ２０の取付けスペースも狭くなり、ベース３０の
大きさは小さくなる傾向がある。一方、エンジンの高機
能化に伴ってベルト１０にかかる負荷は増大する傾向に
あり、オートテンショナ２０にもベルト１０へ付与すべ
き出力荷重の増加、即ちばねトルクの増加が求められて
いる。しかし、ばねトルクはねじりコイルスプリング６
０のコイル太さに比例するため、ベース３０を小さくす
れば出力荷重は低下し、出力荷重を高く設定すればベー
ス３０を大きくせざるを得ないという問題があった。

【００５９】従来、ねじりコイルスプリングは、ベース
や揺動アームに接触しないように、ベースや揺動アーム
の内径よりも小さい外径を備えたねじりコイルスプリン
グをベース内に収容し、所定角度だけねじって組付ける
ことにより揺動アームを付勢させていた。しかし、ねじ
ることによりねじりコイルスプリングの外径はさらに小
さくなるため、ねじりコイルスプリングとベースとの間
隙は大きくなり、収容スペース（環状室１００）を有効
に使用することはできなかった。そこで、本出願人はね
じられることによりねじりコイルスプリングの外径が小
さくなる点に着目し、環状室１００の直径Ｄ２よりもあ
る程度大きい外径Ｄ４のねじりコイルスプリング６０を
ねじってから収容させることによって環状室１００を有
効に利用するという方法を見出した。これにより、従来
と環状室１００の容積が同じでも従来より長いねじりコ
イルスプリング６０を用いることができ、ベース３０や
揺動アーム２４を大型化することなく出力荷重を増大で
きるという効果が得られる。また、組立工数も従来と変
わることがない。

【００６０】この構成は、本実施形態のように外径が軸
長さより相対的に大きい薄型のオートテンショナ２０に
適用した場合に効果的である。なぜなら、ねじりコイル
スプリング６０の軸長さを変えずに外径を大きくする場
合、外径の増分は同じでも大径のねじりコイルスプリン
グ６０ほどコイル長さの増分が大きくなるからである。
また、薄型の場合はベース３０の軸長さが短いため、ね
じりコイルスプリング６０を傾けて収容させつつその一
端部をベース３０に係合させるという作業が極めて容易
であり、また小径のねじりコイルスプリングに比べて同
じねじり角でも外径の縮小量は大きいので、ねじるだけ
で十分に径を縮小させることができる。

【００６１】図１１は、第３工程（ねじり工程）の前後
のねじりコイルスプリング６０を比較した図である。ね
じる前のねじりコイルスプリング６０を破線で示し、ね
じった後のねじりコイルスプリング６０を実線で示す。

【００６２】一端部６２を係止させた状態で、他端部６
４を軸心Ｌ１を中心として時計回り方向にねじり角βだ
けねじると、ねじりコイルスプリング６０の外径はＤ４
からＤ５にまで縮小する。このとき、螺旋部６６におけ
る一端部６２から離れた部位、特にベース３０に係止さ
れた曲折部６３から遠い部位はベース軸心Ｌ１側に寄せ
られ、螺旋軸心Ｌ３は白丸で示す初期位置から、係止さ
れた曲折部６３に近い黒丸で示す位置に偏心する。オー
トテンショナ２０の組立後の螺旋軸心Ｌ３はベース軸心
Ｌ１に対して図中右上方向、即ち軸荷重中心Ｙのほぼ反
対の方向に偏心している。

【００６３】ねじり後の螺旋部６６の外径Ｄ５は、環状
室１００の直径Ｄ２より小さい値に設定される、具体的
には螺旋部６６の外周部がアーム内周面２４６ｂや底面
側内周面３４ｂに干渉しない程度に離すためのクリアラ
ンス分だけ直径Ｄ２より小さい値に設定される。

【００６４】このように、ねじりコイルスプリング６０
は偏心しかつねじられた状態でベース３０に収容されて
おり、これにより揺動アーム２４を軸荷重方向Ｙとほぼ
一致する押圧方向Ｚに押圧し、また揺動アーム２４を傾
かせている。従って、ベルト緊張時に揺動アーム２４が
ブッシング２６を押圧する力を大きくでき、第１ダンピ
ング力を極めて大きい値に設定して制振効果を高めるこ
とができる。ねじりコイルスプリング６０の組付工程は
従来と同じであり、容易である。

【００６５】オートテンショナ２０の組立後における螺
旋軸心Ｌ３の偏心位置および偏心量は、両端部６２およ
び６４の成す角α、ねじり角β、およびベース３０の係
止突起３２２、３２４および外周面３２４ｂの位置によ
り決定される。これらの値や位置、さらにねじりコイル
スプリング６０を収容する環状室１００の直径Ｄ２、ね
じりコイルスプリング６０の巻き数および自然長の外径
Ｄ４は、特に本実施形態に限定されるものではなく、オ
ートテンショナ２０の制振性能が最も効果的に発揮でき
る値および位置にそれぞれ設計変更できることはいうま
でもない。

【００６６】図１２のグラフを参照して、オートテンシ
ョナ２０の特性について説明する。図１２（ａ）は、ブ
ッシング２６を取り除きねじりコイルスプリング６０の
みを設けたオートテンショナ２０の出力特性を示すグラ
フである。このグラフにおいて揺動アーム２４の所定の
初期位置からの回転角を横軸にとり、オートテンショナ
２０の出力荷重を縦軸にとる。

【００６７】揺動アーム２４を初期位置から回転角Ｄ１
まで回転させたとき即ち正転時には、比例増加する捩り
トルクのみが揺動アーム２４に作用するので、オートテ
ンショナ２０から出力される正転荷重Ｃａは回転角の増
加に伴って比例増加する。回転角Ｄ１まで回転した揺動
アーム２４がねじりコイルスプリング６０の捩りトルク
により初期位置にまで戻るとき即ち逆転時には、捩りト
ルクは比例減少するため、オートテンショナ２０から出
力される逆転荷重Ｃｂは回転角の減少に比例して減少す
る。正転荷重Ｃａおよび逆転荷重Ｃｂを示す直線は略一
致し、それら直線の傾きはねじりコイルスプリング６０
の捩りばね定数に一致する。

【００６８】図１２（ｂ）は、ブッシング２６およびね
じりコイルスプリング６０の双方を設けたオートテンシ
ョナ２０の出力特性を示すグラフである。参照のために
ねじりコイルスプリング６０単体の出力特性（正転荷重
Ｃａおよび逆転荷重Ｃｂ）を一点鎖線で示す。

【００６９】ブッシング２６を設けたときの正転荷重Ｔ
ａは、ねじりコイルスプリング６０単体のときの正転荷
重Ｃａより荷重Ｐａ（Ｐａ＝Ｔａ−Ｃａ）だけ大きく、
この荷重Ｐａはブッシング２６によって生じる摩擦抵抗
即ち第１ダンピング力に相当する。また、ブッシング２
６を設けたときの逆転荷重Ｔｂは、ねじりコイルスプリ
ング６０単体のときの逆転荷重Ｃｂより荷重Ｐｂ（Ｐｂ
＝Ｔｂ−Ｃｂ）だけ小さく、この荷重Ｐｂはブッシング
２６によって生じる摩擦抵抗即ち第２ダンピング力であ
る。

【００７０】図１２（ｂ）に示すように、第２ダンピン
グ力Ｐｂは初期位置から角度Ｄ１に至るまで略一定であ
り、第１ダンピング力Ｐａは回転角度が大きくなるに連
れ徐々に大きくなり、常に第２ダンピング力Ｐｂよりも
大きい。このように、ブッシング２６を設けることによ
り揺動アーム２４の回転方向に応じて大きさの異なるダ
ンピング力ＰａまたはＰｂを付与できる。第１ダンピン
グ力Ｐａおよび第２ダンピング力Ｐｂの大きさの比はＰ
ａ：Ｐｂ＝１．５〜３．５：１である。この比は、ブッ
シング２６の摩擦係数やアーム円筒部２４６の外径を変
更することにより任意の値に設定できる。

【００７１】以上のように、本実施形態のオートテンシ
ョナ２０においては、揺動アーム２４および段付ボルト
４０とベース３０との間にクリアランスを設けて揺動ア
ーム２４の相対変位を許容し、かつねじりコイルスプリ
ング６０を偏心させて揺動アーム２４を軸荷重方向Ｙと
ほぼ一致する押圧方向Ｚに押圧するという構成を備えて
いる。これにより、揺動アーム２４がＡ方向（図１）に
動く場合には、ねじりコイルスプリング６０がねじられ
るとともに揺動アーム２４が軸荷重方向Ｙに相対変位し
て揺動アーム２４がブッシング２６に強く押し付けら
れ、相対的に大きな第１ダンピング力によって揺動アー
ム２４の時計回り回転が制動される。一方、揺動アーム
２４がＢ方向に動く場合には、ねじりコイルスプリング
６０のねじりが戻って、揺動アーム２４がブッシング２
６から離れて第２ダンピング力が小さくなり揺動アーム
２４は容易に反時計回り回転できる。即ち、オートテン
ショナ２０の制振性能を向上でき、かつ追随性は極めて
良好である。

【００７２】図１３および図１４を参照して本発明によ
るオートテンショナの第２実施形態を説明する。図１３
はオートテンショナの平面図であって、ベースに取付け
たブッシングおよび揺動アームの一部のみを示す図であ
る。図１４はブッシングを一部破断して示す斜視図であ
る。第２実施形態のオートテンショナは、ブッシングの
形状が異なる点以外は第１実施形態と同じ構成を備えて
おり、同一の構成については同符号を付し、説明を省略
する。

【００７３】第２実施形態のブッシング４２６はベース
軸心Ｌ１周りに１８０度の範囲に渡って設けられた半円
筒部材であり、その周方向の中心は軸荷重方向Ｙ上にあ
る。即ち、ブッシング４２６は軸荷重方向Ｙから±９０
度の範囲に渡ってアーム外周面２４６ａに摺接する。

【００７４】第１実施形態のブッシング２６は円筒状で
あったが、実際に最も荷重を受ける部分は軸荷重方向Ｙ
にある押圧部位２６ｗ（図４）であり、軸荷重方向Ｙか
ら約±９０度の範囲だけで荷重を受けている。従ってそ
の反対側の部位ではブッシング２６はアーム外周面２４
６ａから離れており、摩擦力は発生しない。このことか
ら、第３実施形態では摩擦摺動に必要な軸荷重方向Ｙか
ら±９０度の範囲に渡る半円筒の部位だけをブッシング
４２６として用いており、このような形状であっても第
１実施形態と同様の効果を得ることができる。なお、図
示しないが、ブッシング４２６を位置決めするための回
り止めをブッシング４２６あるいはベース３０に設けら
れることが好ましい。このように、本発明の第２実施形
態によると、第１実施形態と同様、追随性を低下させる
ことなく制振性能を向上でき、さらに第１実施形態より
材料が少なくて済む。

【００７５】図１５および図１６を参照して本発明によ
るオートテンショナの第３実施形態を説明する。図１５
はオートテンショナの平面図であって、ベースに取付け
たブッシングおよび揺動アームの一部のみを示す図であ
る。図１６はブッシングを一部破断して示す斜視図であ
る。第３実施形態のオートテンショナは、ブッシングの
形状が異なる点以外は第１実施形態と同じ構成を備えて
おり、同一の構成については同符号を付し、説明を省略
する。

【００７６】ブッシング５２６は径方向内側に突出する
２つの突起５５２および５５４を備え、アーム外周面２
４６ａは突起５５２および５５４においてのみブッシン
グ５２６に密着し、他の部位とは接触しない。突起５５
２および５５４はブッシング５２６の軸方向全体に渡っ
て設けられ、円周方向においては軸荷重方向Ｙ（押圧方
向Ｚ）からそれぞれ４５度離れている。ベルト１０が巻
き掛けられたときにブッシング５２６を押圧する力は軸
荷重方向Ｙに集中する。しかし、第３実施形態において
は突起５５２および５５４が荷重を受けており、荷重が
分散される。また、突起５５２および５５４が軸荷重方
向Ｙに対して４５度の位置にあるため、それぞれにかか
る荷重は軸荷重方向Ｙにかかる荷重の１／√２で済む。
従って、本発明の第３実施形態によると、第１実施形態
と同様、追随性を低下させることなく制振性能を向上で
きるだけでなく、ブッシング５２６の早期破損、早期磨
耗を防止でき、オートテンショナ２０の耐久性を向上で
きる。

【００７７】なお、突起５５２および５５４の軸荷重方
向Ｙに対して成す角度は上記４５度に限定されず、３０
度または６０度であってもよい。また、ブッシング５２
６は円筒部材であるが、第２実施形態のように半円筒部
材であってもよい。

【００７８】図１７および図１８を参照して本発明によ
るオートテンショナの第４実施形態を説明する。図１７
はオートテンショナの断面図であり、図１８はブッシン
グの斜視図である。第４実施形態のオートテンショナ
は、ブッシングおよびスラスト軸受の形状が異なる点お
よびさらにダンピング機構を設ける点以外は第１実施形
態と同様の構成を備えており、同様の構成については符
号に６００を加算して付し、説明を省略する。なお、プ
ーリおよび周辺の構成は破線で示される。

【００７９】第４実施形態のオートテンショナ６２０に
おいては、ベース底面部６３２およびアーム円板部８４
２と、ベース６３０の底面側内周面６３４ｂおよびアー
ム内周面８４６ｂと、ベース軸穴部６３８および揺動軸
部８４４とによって環状室７００が形成され、この環状
室７００にはねじりコイルスプリング６６０だけでな
く、ダンピング機構が収容される。

【００８０】第１実施形態では摩擦抵抗を揺動アーム２
４に付与する部材はブッシング２６のみであったが、こ
のブッシング２６だけでは十分なダンピング力が得られ
ない場合も生じる。第４実施形態はこの要求に応えるた
めに揺動アーム６２４に摩擦抵抗を付与する別のダンピ
ング機構をさらに設けており、これにより高いダンピン
グ力を発生させている。

【００８１】このダンピング機構は、ベース３０に一体
的な第２円筒部７０２と、揺動アーム６２４に取付けら
れる筒状のダンピング部材７０４と、このダンピング部
材７０４を内側から第２円筒部７０２に押圧するリング
スプリング７０６とを備える。これらの構成は特許第２
９８１４３３号に示すダンピング機構と同一であり、詳
細な説明は省略する。ダンピング部材７０４は揺動アー
ムと一体的に回転し、第２円筒部７０２に摩擦摺動す
る。このとき発生する摩擦力はリングスプリング７０６
の付勢力に比例する。揺動アーム６２４にはブッシング
６２６において発生する摩擦力だけでなくダンピング部
材７０４において発生する摩擦力も作用し、揺動アーム
６２４により強い制動をかけることができる。

【００８２】ダンピング部材７０４の取付穴７１０と、
取付穴７１０に係合する揺動アーム６２４の取付ピン７
１２との間には、揺動アーム６２４の相対変位を許容す
るクリアランスが設けられ、これにより揺動アーム６２
４が変位したときにダンピング部材７０４にひずみが生
じて破損することが防止され、また揺動アーム６２４の
変位によらず安定した摩擦力を発生させることができ
る。

【００８３】スラスト軸受６５０は環状部材ではなく、
フランジを備えた筒状部材である。スラスト軸受６５０
はベース軸穴部６３８に隙間なく嵌められており、内側
を挿通する段付ボルト６４０の円柱部６４６に対しては
クリアランスを持って対向している。ベース軸心Ｌ１方
向に関しては、スラスト軸受６５０はボルト頭部６４４
およびベース底面部６３２により隙間なく挟持される。
これにより揺動アーム６２４の相対変位が許容され、さ
らに共に金属部材から形成されるベース３０と段付ボル
ト４０との相互干渉による磨耗を防止できる。なお、ス
ラスト軸受６５０の円筒部は揺動アーム６２４側に向か
って径が小さくなるテーパー状に形成されてもよい。

【００８４】ブッシング６２６は、ベース底面部６３２
に向かって径が徐々に小さくなるテーパー断面を有し、
円筒部の一端には径方向内側に向かって延びるフランジ
８６２が約１８０度に渡って一体的に形成され、このフ
ランジ部８６２はベース３０と揺動アーム円筒部８４４
の先端面との間に軸方向に挟持され、ブッシング６２６
のベース３０からの脱落を防止するだけでなく、周方向
への回り止めの機能をも有する。図示しないが、ベース
６３０の環状座面６３４ｃはフランジ８６２を周方向に
係止するために段差状に形成される。フランジ８６２は
揺動アーム６２４の極度の傾きを防止するために揺動ア
ーム６２４の傾きが最も大きい軸荷重方向から±９０度
の範囲に渡って設けることが好ましい。

【００８５】揺動アーム底面部８４２には、ブッシング
６２６を覆うフランジ７２０が全周にわたって形成され
ており、このフランジ７２０はブッシング６２６の上端
面を覆い、さらにベース円筒部６３４の開口面に至るま
で図の斜め下方に延びている。このフランジ７２０によ
りブッシング６２６の上端面は外部から保護され、ブッ
シング６２６表面への塵埃、水および塩水等の浸入が阻
止される。さらに、環状板部材状室７００内に設けられ
ているダンピング部材７０４も同時に塵埃、水および塩
水等から保護される。

【００８６】以上のように、第４実施形態のオートテン
ショナ６２０においても、第１実施形態と同様、揺動ア
ームを変位させることによりダンピング力を相対変化さ
せており、追随性を低下させることなく制振性能を向上
できる。さらに、ダンピング部材７０４を設けることに
より高いダンピング力を設定することができる。また、
スラスト軸受６５０を軸穴部６３８とボルト６４０との
間に設け、ブッシング６２６の端面を覆うフランジ７２
０を設けることにより、ベース３０やブッシング６２６
の早期破損、早期磨耗を防止でき、オートテンショナ６
２０の耐久性を向上できる。

【００８７】

【実施例】次に、オートテンショナ２０の耐久試験を行
って、経過時間に伴うダンピング力および第１および第
２ダンピング力の比率の変化を調べた。図１９は耐久試
験の様子を示すレイアウト図であり、図２０は初期状態
のオートテンショナについての測定結果を示すグラフで
ある。

【００８８】耐久試験では、オートテンショナ（２０）
からブッシング２６を外しねじりコイルスプリング６０
のみを設けたときの出力荷重と、第１実施形態（図２参
照）のブッシング２６を設けたときの出力荷重とを、組
立直後の初期状態で測定した。さらに、初期状態の測定
に用いたオートテンショナ（２０）と同じ構造を備えた
別体のオートテンショナ（２０）を、図１に示すベルト
伝達機構に１８０時間用いて、１８０時間経過後の疲労
状態におけるねじりコイルスプリング６０のみを設けた
ときの出力荷重と、ブッシング２６を設けたときの出力
荷重とを測定した。

【００８９】出力荷重の測定においては、プーリ２２の
側面にＶ字ブロック９０を当接させてプーリ２２を一方
向に押圧して揺動アーム２４を正転させた後、Ｖ字ブロ
ック９０を戻して揺動アーム２４を逆転させ、Ｖ字ブロ
ック９０がプーリ２２から受ける荷重即ちオートテンシ
ョナ２０の出力荷重を、Ｖ字ブロック９０に取付けた検
出器９２で測定した。

【００９０】表１は、初期状態のオートテンショナ（２
０）について、揺動アーム２４が図１９中実線で示す第
１位置（回転角度２８度）および図１９中破線で示す第
２位置（回転角度４０度）にあるときの正転荷重および
逆転荷重とを測定した結果と、各位置における第１およ
び第２ダンピング力ＰａおよびＰｂと、両者の比率（Ｐ
ａ／Ｐｂ）とを示す。

【００９１】

【表１】

【００９２】表２は、疲労状態のオートテンショナ（２
０）について、揺動アーム２４が第１位置および第２位
置にあるときの正転荷重および逆転荷重とを測定した結
果と、各位置における第１および第２ダンピング力Ｐａ
およびＰｂと、両者の比率（Ｐａ／Ｐｂ）とを示す。こ
こで用いたブッシング２６の寸法形状や材質即ち摩擦係
数や揺動アーム２４（アーム円筒部２４６）の外径は、
初期状態で測定したオートテンショナと同じである。

【００９３】

【表２】

【００９４】上記２つの表に示す実験結果は一例であ
り、上記実験結果とその他のブッシング２６の摩擦係数
やアーム２４の外径、耐久時間等を変更したオートテン
ショナについての実験結果とによると、第１ダンピング
力Ｐａは第２ダンピング力Ｐｂより常に大きく、その比
率Ｐａ／Ｐｂは１．５〜３．５の範囲内にあり、第１位
置および第２位置のいずれにおいても、また疲労後であ
ってもこの比率関係は常に成立することがわかった。

【００９５】

【発明の効果】以上説明したように本発明のオートテン
ショナは、揺動アームを回転方向に応じて変位させてダ
ンピング力を相対変化させており、これによりオートテ
ンショナの追随性を低下させることなく制振性能を向上
させることができるという利点がある。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明のオートテンショナを適用したベルト駆
動機構を示す図である。

【図２】本発明によるオートテンショナの第１実施形態
を示す断面図である。

【図３】図２に示すオートテンショナをプーリから見た
平面図である。

【図４】静止したベルトが巻き掛けられたオートテンシ
ョナの平面図である。

【図５】図４のＶ−Ｖ線断面におけるオートテンショナ
の端面図であって、ベース、揺動アームおよび段付ボル
トのみを示す図である。

【図６】ベースと揺動アームによってブッシングが挟ま
れた状態を示す図２の部分拡大断面図である。

【図７】図２に示すブッシングの斜視図である。

【図８】図２に示すねじりコイルスプリングの平面図で
ある。

【図９】ねじりコイルスプリングの端部をベースに取付
けた状態を示す平面図である。

【図１０】ねじりコイルスプリングの端部をアームに取
付けた状態を示す平面図である。

【図１１】ねじりコイルスプリングを組み付ける前後の
寸法差を示す図である。

【図１２】図１に示すオートテンショナについて、ブッ
シングを除いた場合とブッシングを設けた場合との出力
特性をそれぞれ示すグラフである。

【図１３】本発明によるオートテンショナの第２実施形
態を示す図であって、ベースに取付けたブッシングおよ
び揺動アームの一部を示す図である。

【図１４】図１３のブッシングを一部破断して示す斜視
図である。

【図１５】本発明によるオートテンショナの第３実施形
態を示す図であって、ベースに取付けたブッシングおよ
び揺動アームの一部を示す図である。

【図１６】図１５のブッシングを一部破断して示す斜視
図である。

【図１７】本発明によるオートテンショナの第４実施形
態を示す断面図である。

【図１８】図１７のブッシングを一部破断して示す斜視
図である。

【図１９】オートテンショナの出力荷重の測定状況を示
す図である。

【図２０】オートテンショナの出力荷重の測定結果を示
す図である。

【符号の説明】

２０、６２０オートテンショナ３０、６３０ベース３４、６３４ベース円筒部２４、６２４揺動アーム２４６、６４６アーム円筒部２６、４２６、５２６、６２６ブッシング（摩擦部
材）

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F16H 7/00 - 7/24

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】ベルトに当接するプーリと、一端に前記
プーリが取付けられるとともに有底筒状のベースの内側
に回転自在に支持される円筒部を有する揺動アームと、
この揺動アームを前記ベースに対して前記ベルトの緊張
する方向に回転付勢するねじりコイルスプリングとを備
えたオートテンショナであって、前記ねじりコイルスプリングが前記ベースの軸心に対し
て偏心して取付けられると共に、前記揺動アームが前記
ベースに対して径方向に移動自在に支持されることによ
って、前記ベルトの緊張時に前記揺動アームに作用する
第１ダンピング力が、前記ベルトの弛緩時に前記揺動ア
ームに作用する第２ダンピング力より相対的に大きくな
ることを特徴とするオートテンショナ。
【請求項２】前記第１ダンピング力の大きさが、前記
第２ダンピング力の大きさの１．５ないし３．５倍であ
ることを特徴とする請求項１に記載のオートテンショ
ナ。
【請求項３】前記揺動アームの円筒部の外周面と前記
ベースの内周面との間に介在すると共に前記ベースの軸
心周りに少なくとも１８０度の範囲に渡って設けられる
摩擦部材をさらに備え、前記ねじりコイルスプリングに
よって前記円筒部の一部が前記摩擦部材に押圧付勢され
ることを特徴とする請求項１に記載のオートテンショ
ナ。
【請求項４】前記摩擦部材は、前記ねじりコイルスプ
リングが前記円筒部を押圧付勢する方向に作用する荷重
を分散させるための複数の突起を備えることを特徴とす
る請求項３に記載のオートテンショナ。
【請求項５】前記摩擦部材とは別体のダンピング部材
をさらに備え、このダンピング部材が前記揺動アームと
径方向に移動自在に係合すると共に前記ベースと摩擦摺
動することを特徴とする請求項３に記載のオートテンシ
ョナ。
【請求項６】前記摩擦部材が、ポリフェニレンサルフ
ァイド樹脂を主成分とする素材から形成されることを特
徴とする請求項３に記載のオートテンショナ。
【請求項７】前記摩擦部材が、円周方向において一部
破断していることを特徴とする請求項３に記載のオート
テンショナ。
【請求項８】前記摩擦部材における前記揺動アームと
の摩擦摺動面に軸心方向全体に渡る溝が複数本形成され
ることを特徴とする請求項３に記載のオートテンショ
ナ。
【請求項９】前記摩擦部材が前記ベースの円筒部の軸
長さと略等しい軸長を有し、前記ベースの円筒部と前記
揺動アームの円筒部とに軸心方向全体に渡って密着する
ことを特徴とする請求項３に記載のオートテンショナ。
【請求項１０】前記揺動アームを前記ベースに回転自
在に軸支する揺動軸部が設けられ、この揺動軸部が前記
ベースの底面部に設けられた軸穴部に侵入するととも
に、前記揺動軸部と前記軸穴部との間にクリアランスを
有することを特徴とする請求項１に記載のオートテンシ
ョナ。
【請求項１１】前記ねじりコイルスプリングの軸心が
前記ベースの軸心に対して、略前記ベルトの押圧力によ
る軸荷重方向に偏心して取付けられることを特徴とする
請求項１に記載のオートテンショナ。