WO2017043412A1 - Hydraulic auto-tensioner - Google Patents

Abstract

Provided is a hydraulic auto-tensioner provided with a cylinder (10), a valve sleeve (13) disposed upright within the cylinder (10), a plunger (14) slideably inserted through the valve sleeve (13), a rod (16) slideably inserted through the plunger (14), a pressure chamber (25) formed between the valve sleeve (13) and the plunger (14) and rod (16), and a reservoir chamber (27) formed between the cylinder (10) and the valve sleeve (13), wherein during normal operation of an engine (E), working oil flows from the pressure chamber (25) to the reservoir chamber (27) through a first narrowing passage (31) between the rod (16) and the plunger (14), and during restarting by an ISG (51), working oil flows from the pressure chamber (25) to the reservoir chamber (27) through a second narrowing passage (32) between the valve sleeve (13) and the plunger (14).

Description

油圧式オートテンショナHydraulic auto tensioner

　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。 This invention relates to a hydraulic auto tensioner used for tension adjustment of an auxiliary machine drive belt for driving auxiliary machines such as an alternator, a water pump, and an air conditioner compressor.

　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。 An integrated starter generator (hereinafter referred to as ISG) that stops the engine when the vehicle is stopped and restarts the engine simultaneously with the release of the brake or depression of the accelerator pedal in order to improve vehicle fuel efficiency and reduce carbon dioxide emissions. (Hereinafter abbreviated)) has been proposed.

　図４Ａ、図４Ｂ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。 FIG. 4A and FIG. 4B show a belt transmission device for engine E provided with an idle stop mechanism of ISG 51 that achieves both driving of auxiliary machine 50 during normal operation and restart from the engine stop state. In this belt transmission, the crank pulley P ₁ provided on the crank shaft 52 of the engine E, the ISG pulley P ₂ provided on the rotation shaft of the ISG 51, and the rotation shaft of the auxiliary machine 50 such as a water pump are provided. and auxiliary spanned the accessory drive belt 53 between the pulleys P _3, (hereinafter, appropriately, simply. referred tensioner) hydraulic auto-tensioner a of this accessory drive belt 53 a tension pulley 54 provided on Press to adjust the belt tension.

　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４Ａ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４Ｂ参照）。 In normal operation of the engine, to drive the ISG pulley _{P 2} and the auxiliary pulley _{P 3} by rotating the crank pulley _{P 1} in the direction of the arrow, to function ISG51 as a generator (see FIG. 4A). On the other hand, at the time of the engine E is restarted to drive the crank pulley _{P 1} by rotating the ISG pulley _{P 2} in the direction of the arrow, to function ISG51 as a starter (see FIG. 4B).

　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。 In the belt transmission device, the tension pulley 54, loosening tends to occur in the accessory drive belt 53, with the sign 53a between the belt advancing direction (crank pulley P ₁ and ISG pulley P ₂ crank pulley P ₁ Provided). The tension pulley 54 is rotatably supported by a pulley arm 55. The pulley arm 55 is swingable by a tensioner A, and tension is applied to the accessory drive belt 53 via the tension pulley 54 by the urging force of the tensioner A. As a result, the tension change of the accessory drive belt 53 during the driving of the belt transmission is absorbed.

　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からスリーブが立設されている。スリーブにはロッドの下部が摺動自在に挿通され、このスリーブとロッドの下端部との間で圧力室が形成されている。ロッドの上端部には、ばね座が固定されており、このばね座とシリンダの内底面との間に介在して、シリンダとロッドを互いに伸長する方向に付勢するリターンスプリングが設けられている。 As a tensioner, for example, there is a configuration shown in Patent Document 1 below (see FIG. 1 of this document). The tensioner has a cylinder having a closed end formed on the inner bottom surface. A sleeve fitting hole is formed in the inner bottom surface, and the sleeve is erected from the sleeve fitting hole. A lower portion of the rod is slidably inserted into the sleeve, and a pressure chamber is formed between the sleeve and the lower end portion of the rod. A spring seat is fixed to the upper end portion of the rod, and a return spring is provided between the spring seat and the inner bottom surface of the cylinder so as to urge the cylinder and the rod in the extending direction. .

　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。 A connecting piece connected to the pulley arm is provided at the upper end of the spring seat. The spring seat is provided with a spring cover that covers the upper part of the return spring and a dust cover that covers the outer periphery of the upper part of the cylinder. The outer periphery of the spring cover is covered with a cylindrical body. An oil seal as a seal member is installed in the upper end opening of the cylinder. The inner periphery of the oil seal makes elastic contact with the outer peripheral surface of the cylinder, closes the upper opening of the cylinder, and fills the cylinder. This prevents the hydraulic fluid from leaking to the outside.

　このように弾性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。 By attaching the elastic seal in this way, a sealed reservoir chamber is formed between the cylinder and the sleeve. The reservoir chamber and the pressure chamber communicate with each other through a passage. A check valve is provided at the end of the passage on the pressure chamber side. The check valve closes the passage when the pressure in the pressure chamber becomes higher than the pressure in the reservoir chamber.

　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。 When the tension of the accessory drive belt decreases, the cylinder and the rod move relative to each other by the biasing force of the return spring, and tension is applied to the accessory drive belt via the pulley. Thus, when the cylinder and rod extend, the pressure in the pressure chamber becomes smaller than the pressure in the reservoir chamber, so the check valve opens the passage, and the hydraulic oil in the reservoir chamber flows into the pressure chamber through this passage. To do.

　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。 On the other hand, when the tension of the accessory drive belt increases, the rod moves relative to the direction in which the rod is pushed into the cylinder against the biasing force of the return spring, and the tension of the accessory drive belt is reduced. Thus, when the rod is pushed into the cylinder, the pressure in the pressure chamber becomes larger than the pressure in the reservoir chamber, so the check valve closes the passage. At this time, the hydraulic oil in the pressure chamber flows into the reservoir chamber through a minute gap formed between the inner diameter surface of the sleeve and the outer diameter surface of the rod. A damper force (hydraulic damping force) is exerted by the flow resistance when the hydraulic oil flows through a minute gap. This damper force cushions the pushing force applied to the tensioner, while the pushing force and the biasing force of the return spring are reduced. The rod is pushed into the cylinder to the balanced position. The damper force of the tensioner is determined by the size of the minute gap.

特許第５０８６１７１号公報Japanese Patent No. 5086171

　図４Ａ、図４Ｂ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。 As shown in FIGS. 4A, 4B, the tension pulley 54 is provided in the belt traveling direction of the crank pulley P ₁ is a drive source (between the crank pulley P ₁ and ISG pulley P _2), usually The looseness of the accessory drive belt 53 during operation can be appropriately eliminated. However, in the engine E provided with an idle stop system of ISG51, during ISG restarted, the mounting position of the tension pulley 54 is the opposite side of the belt traveling direction ISG pulley P ₂ which is a driving source, the accessory drive belt 53 High tension is likely to occur.

　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。 When this high tension acts on the tensioner A via the tension pulley 54, the tensioner A is pushed excessively. As a result, the accessory drive belt 53 is loosened, slipping occurs between the accessory drive belt 53 and the pulleys P ₁ , P ₂ , and P ₃ , and the life of the accessory drive belt 53 is reduced or the ISG restart is poor. May occur. If the damper force of the tensioner A is increased in order to eliminate loosening of the auxiliary machine drive belt 53 at the time of ISG restart, the auxiliary machine drive belt 53 becomes over-tensioned during normal running, and each pulley P ₁ , P ₂ , P _The bearing that rotatably supports the bearing ₃ is liable to be damaged, and the rotation resistance of the crankshaft 52 becomes a problem that the fuel consumption is reduced. The common tensioner A compensates for both normal running and ISG start. It is considered difficult to properly adjust the belt tension of the machine drive belt 53.

　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。 Therefore, an object of the present invention is to always adjust the belt tension of the accessory drive belt to an appropriate magnitude both during normal operation and when the engine is restarted by ISG.

　この課題を解決するために、この発明においては、底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダと、前記シリンダの底部から立設された筒状のバルブスリーブと、前記バルブスリーブに、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャと、前記プランジャに、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドを互いに逆向きに付勢するリターンスプリングと、前記ロッドと前記プランジャを互いに逆向きに付勢するバルブスプリングと、前記バルブスリーブと前記プランジャ及び前記ロッドとの間に形成される圧力室と、前記シリンダと前記バルブスリーブとの間に形成されるリザーバ室と、前記圧力室と前記リザーバ室とを連通する油通路に設けられ、前記圧力室内の作動油の圧力が前記リザーバ室内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路を閉じる第一チェックバルブと、前記ロッドと前記プランジャとの間に形成される第一狭窄路と、前記バルブスリーブと前記プランジャとの間に形成され、前記第一狭窄路よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路と、前記圧力室内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリングの付勢力に抗して前記第一狭窄路を閉じる、前記ロッドの下端部に形成されたバルブシート及び前記プランジャの下端部に形成されたシート面によって構成される第二チェックバルブと、を備えた油圧式オートテンショナを構成した。 In order to solve this problem, in the present invention, a cylinder having a closed end at the bottom and filled with hydraulic oil therein, a cylindrical valve sleeve erected from the bottom of the cylinder, and the valve A cylindrical plunger that is slidably inserted in the axial direction of the sleeve, a rod that is slidably inserted in the axial direction of the plunger, and the valve sleeve and the rod are attached in opposite directions. A return spring that biases, a valve spring that biases the rod and the plunger in opposite directions, a pressure chamber formed between the valve sleeve, the plunger, and the rod; the cylinder and the valve sleeve; Between the reservoir chamber formed between the pressure chamber and the reservoir chamber, and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber is A first check valve that closes the oil passage when the pressure of the hydraulic oil in the reservoir chamber is higher, a first constriction path formed between the rod and the plunger, and between the valve sleeve and the plunger. A second constriction path having a larger flow resistance than the first constriction path, and the first constriction path against the urging force of the valve spring as the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber increases. A hydraulic auto-tensioner provided with a valve seat formed at the lower end of the rod and a second check valve formed by a seat surface formed at the lower end of the plunger.

　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。 According to this configuration, the belt tension of the accessory drive belt can be adjusted to an appropriate size at all times during normal operation and when the engine is restarted by ISG.

　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。 That is, during normal operation, when the tension of the accessory drive belt acts on the tensioner via the tension pulley, the pressure of the working oil in the pressure chamber is higher than the pressure of the working oil in the reservoir chamber due to the applied pushing force. Become. Then, the first check valve is closed, and the hydraulic oil in the pressure chamber flows into the reservoir chamber through the first constriction path. A damper force is generated in the pressure chamber due to the flow resistance when the hydraulic oil flows through the first constricted path, and the pushing force is buffered by the damper force, and the accessory drive belt is held at an appropriate tension.

　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。 On the other hand, when the engine is restarted by ISG, as described above, the tension pulley is arranged on the opposite side of the belt traveling direction of the ISG pulley that is the drive source. The tension of the machine drive belt increases rapidly. Then, as in normal operation, the first check valve closes and the plunger rises against the urging force of the valve spring by the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber, and the second check valve causes the first constriction path to rise. Is closed. When the first constriction path is closed, the hydraulic oil in the pressure chamber flows into the reservoir chamber through the second constriction path. Since the flow resistance of the second constriction path is larger than the flow resistance of the first constriction path, the pressure drop in the pressure chamber is small, and the push-in of the rod is suppressed by the damper action in the pressure chamber. As a result, the tension of the accessory drive belt necessary for driving the crankshaft is ensured, and slippage between the belt and each pulley is prevented.

　しかも、ロッドをプランジャに挿通するとともに、ロッドの下端部に第二チェックバルブを構成したため、このロッドとプランジャの寸法誤差が大きい場合や、オートテンショナにモーメント荷重が作用した場合においても、ロッドとプランジャとの間の同軸を確保することができ、この第二チェックバルブを確実に閉弁することができる。このため、補機駆動ベルトの十分な張力を確保して、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。また、第二チェックバルブがプランジャの内側に収納されているため、この第二チェックバルブの小型化・軽量化を図ることができる。 In addition, since the rod is inserted into the plunger and the second check valve is configured at the lower end of the rod, the rod and plunger can be used even when the dimensional error between the rod and plunger is large or when a moment load is applied to the auto tensioner. And the second check valve can be reliably closed. For this reason, sufficient tension of the accessory drive belt can be ensured, and engine restart failure due to ISG can be reliably prevented. Further, since the second check valve is housed inside the plunger, the second check valve can be reduced in size and weight.

　前記構成においては、前記ロッドの外周面に、前記プランジャの前記ロッドに対する軸方向の可動範囲を所定の範囲内に制限する制限部材をさらに備えた構成とすることができる。このように、制限部材を設けることにより、ロッドからプランジャが脱落するのを防止することができる。 In the above configuration, the rod may further include a limiting member on the outer peripheral surface of the rod for limiting the movable range in the axial direction of the plunger with respect to the rod within a predetermined range. Thus, by providing the limiting member, it is possible to prevent the plunger from falling off the rod.

　前記各構成においては、前記バルブシート又は前記シート面のいずれか一方が凸面状に形成された構成とすることができる。このように、凸面状とすることにより、このバルブシートとシート面が面接触した場合と比較して接触面積が小さくなり、大きな接触圧を確保することができる。また、仮にロッドがプランジャに対して相対的に傾斜したとしても、バルブシートとシート面が円環状に接触した状態を維持することができる。このため、この第二チェックバルブ（第一狭窄路）からの作動油の漏れを防止することができ、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を一層確実に防止することができる。 In each of the above configurations, either the valve seat or the seat surface may be formed in a convex shape. Thus, by making it convex shape, a contact area becomes small compared with the case where this valve seat and a sheet | seat surface contact, and a big contact pressure is securable. Moreover, even if the rod is inclined relative to the plunger, the valve seat and the seat surface can be maintained in an annular shape. For this reason, it is possible to prevent the hydraulic oil from leaking from the second check valve (first constricted path), and it is possible to more reliably prevent engine restart failure due to ISG.

　この発明においては、底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダと、前記シリンダの底部から立設された筒状のバルブスリーブと、前記バルブスリーブに、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャと、前記プランジャに、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッドと、前記バルブスリーブと前記ロッドを互いに逆向きに付勢するリターンスプリングと、前記ロッドと前記プランジャを互いに逆向きに付勢するバルブスプリングと、前記バルブスリーブと前記プランジャ及び前記ロッドとの間に形成される圧力室と、前記シリンダと前記バルブスリーブとの間に形成されるリザーバ室と、前記圧力室と前記リザーバ室とを連通する油通路に設けられ、前記圧力室内の作動油の圧力が前記リザーバ室内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路を閉じる第一チェックバルブと、前記ロッドと前記プランジャとの間に形成される第一狭窄路と、前記バルブスリーブと前記プランジャとの間に形成され、前記第一狭窄路よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路と、前記圧力室内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリングの付勢力に抗して前記第一狭窄路を閉じる、前記ロッドの下端部に形成されたバルブシート及び前記プランジャの下端部に形成されたシート面によって構成される第二チェックバルブと、を備えた油圧式オートテンショナを構成した。 In the present invention, a cylinder having a closed end at the bottom and filled with hydraulic oil therein, a cylindrical valve sleeve erected from the bottom of the cylinder, and the valve sleeve are slid in the axial direction. A cylindrical plunger that is movably inserted, a rod that is slidably inserted in the plunger in the axial direction thereof, a return spring that biases the valve sleeve and the rod in opposite directions, and the rod And a valve spring for urging the plunger in opposite directions, a pressure chamber formed between the valve sleeve, the plunger and the rod, and a reservoir chamber formed between the cylinder and the valve sleeve And an oil passage communicating the pressure chamber and the reservoir chamber, and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber is the pressure of the hydraulic oil in the reservoir chamber A first check valve that closes the oil passage when it is higher, a first constriction path formed between the rod and the plunger, and formed between the valve sleeve and the plunger, A second narrowed path having a larger flow resistance than the narrowed path, and a lower end of the rod that closes the first narrowed path against the biasing force of the valve spring as the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber increases. A hydraulic auto tensioner including a valve seat formed in the portion and a second check valve configured by a seat surface formed in the lower end portion of the plunger is configured.

　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、ロッドをプランジャに挿通し、ロッドの下端部に第一狭窄路の作動油の流れを制御する第二チェックバルブを構成したため、このロッドとプランジャの寸法誤差が大きい場合や、オートテンショナにモーメント荷重が作用した場合においても、ロッドとプランジャとの間の同軸を確保することができ、この第二チェックバルブを確実に閉弁することができる。このため、補機駆動ベルトの十分な張力を確保して、ＩＳＧによるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。また、第二チェックバルブがプランジャの内側に収納されることになって、この第二チェックバルブの小型化・軽量化を図ることができる。 By configuring the tensioner in this way, the tension of the accessory drive belt can be adjusted to an appropriate magnitude at all times during normal operation and when the engine is restarted by ISG. The durability and fuel efficiency of the bearing that is rotatably supported can be improved, and reliable restartability can be ensured when the engine is restarted. In addition, the second check valve that controls the flow of hydraulic oil in the first constriction path is configured at the lower end of the rod by inserting the rod into the plunger. Even when a load is applied, the coaxiality between the rod and the plunger can be secured, and the second check valve can be reliably closed. For this reason, sufficient tension of the accessory drive belt can be ensured, and engine restart failure due to ISG can be reliably prevented. Further, since the second check valve is housed inside the plunger, the second check valve can be reduced in size and weight.

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Partial longitudinal sectional view showing an embodiment of a hydraulic auto tensioner according to the present invention 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を示すIt is a longitudinal cross-sectional view of the principal part of the hydraulic auto tensioner shown in FIG. 1, and shows a state in which the second check valve is opened. 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を示すIt is a longitudinal cross-sectional view of the principal part of the hydraulic auto tensioner shown in FIG. 1, and shows a state in which the second check valve is closed. この発明に係る油圧式オートテンショナ（実施品）と従来の油圧式オートテンショナ（従来品）の反力特性の比較を示す図The figure which shows the comparison of the reaction force characteristic of the hydraulic auto tensioner (implemented product) according to the present invention and the conventional hydraulic auto tensioner (conventional product) 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を示すIt is a front view which shows the belt transmission device of the engine by which the idle stop mechanism is mounted, Comprising: The normal driving state of an engine is shown 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を示すIt is a front view which shows the belt transmission apparatus of the engine by which the idle stop mechanism is mounted, Comprising: The state at the time of the engine restart by ISG is shown

　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４Ａ、図４Ｂ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。 FIG. 1 shows an embodiment of a hydraulic auto tensioner according to the present invention (hereinafter simply referred to as a tensioner as appropriate). As shown in FIG. 1, the cylinder 10 has a closed end at the bottom, and a connecting piece 11 connected to a pulley arm 55 (see FIGS. 4A and 4B) is provided on the lower surface side of the bottom. The connecting piece 11 is formed with a shaft insertion hole 11a penetrating from one side surface to the other side surface. A cylindrical fulcrum shaft 11b and a slide bearing 11c that rotatably supports the fulcrum shaft 11b are incorporated in the shaft insertion hole 11a. The pulley arm 55 is swingably attached to the connecting piece 11 by a bolt (not shown) inserted through the fulcrum shaft 11b.

　シリンダ１０の底部には、バルブスリーブ嵌合孔１２が形成され、そのバルブスリーブ嵌合孔１２に、鋼製のバルブスリーブ１３が立設されている。バルブスリーブ１３には、このバルブスリーブ１３と軸方向に摺動自在に、有底筒状のプランジャ１４が挿通されている。このプランジャ１４は、バルブスリーブ１３の内周上部に形成された小径内径面１３ａに沿って摺動する。プランジャ１４の上端部には径方向外向きのフランジ１４ａが、内周面には環状凹部１４ｂが、外周下部には下側ほど外径が大径となるテーパ溝１４ｃが、底部軸心には透孔１４ｄがそれぞれ形成されている。プランジャ１４に形成されたテーパ溝１４ｃには、周方向の一部に切れ目が形成された抜け止めリング１５が設けられている。この抜止めリング１５は、自然状態での外径がプランジャ１４の外径より大きい。 A valve sleeve fitting hole 12 is formed at the bottom of the cylinder 10, and a steel valve sleeve 13 is erected in the valve sleeve fitting hole 12. A bottomed cylindrical plunger 14 is inserted into the valve sleeve 13 so as to be slidable in the axial direction with respect to the valve sleeve 13. The plunger 14 slides along a small-diameter inner diameter surface 13 a formed on the inner peripheral upper portion of the valve sleeve 13. A radially outward flange 14 a is formed at the upper end of the plunger 14, an annular recess 14 b is formed at the inner peripheral surface, and a tapered groove 14 c having a larger outer diameter is formed at the lower portion of the outer peripheral portion. Each of the through holes 14d is formed. A taper groove 14c formed in the plunger 14 is provided with a retaining ring 15 having a cut in a part in the circumferential direction. The retaining ring 15 has a natural outer diameter larger than the outer diameter of the plunger 14.

　プランジャ１４には、このプランジャ１４と軸方向に摺動自在にロッド１６が挿通されている。このロッド１６は、その下端部が凸面状（半球状）に形成されている。このロッド１６の外周上部には、下側ほど外径が大径となるテーパ溝１６ａが形成されている。このテーパ溝１６ａには、周方向の一部に切れ目が形成された抜け止めリング１７が設けられている。この抜止めリング１７は、自然状態での外径がロッド１６の外径より大きい。 A rod 16 is inserted into the plunger 14 so as to be slidable in the axial direction with the plunger 14. The lower end of the rod 16 is formed in a convex shape (hemispherical shape). A taper groove 16a having an outer diameter larger toward the lower side is formed on the upper outer periphery of the rod 16. The taper groove 16a is provided with a retaining ring 17 having a cut in a part in the circumferential direction. The retaining ring 17 has an outer diameter in a natural state larger than the outer diameter of the rod 16.

　ロッド１６のシリンダ１０の外部に位置する上端部には、ばね座１８が設けられている。そのばね座１８とシリンダ１０の内底面間には、バルブスリーブ１３（シリンダ１０）とロッド１６（ばね座１８）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１９が組み込まれている。 A spring seat 18 is provided on the upper end of the rod 16 located outside the cylinder 10. A return spring 19 that urges the valve sleeve 13 (cylinder 10) and the rod 16 (spring seat 18) in opposite directions is incorporated between the spring seat 18 and the inner bottom surface of the cylinder 10.

　ばね座１８の上端には、エンジンＥ（図４Ａ、図４Ｂ参照）に連結される連結片２０が設けられている。連結片２０には、一側面から他側面に貫通するスリーブ挿入孔２０ａが形成されている。このスリーブ挿入孔２０ａ内には、スリーブ２０ｂと、そのスリーブ２０ｂを回転自在に支持する滑り軸受２０ｃとが組み込まれている。連結片２０は、スリーブ２０ｂに挿通されたボルト（図示せず）によって、エンジンＥに対し揺動自在に取り付けられる。 A connecting piece 20 connected to the engine E (see FIGS. 4A and 4B) is provided at the upper end of the spring seat 18. The connecting piece 20 is formed with a sleeve insertion hole 20a penetrating from one side surface to the other side surface. A sleeve 20b and a slide bearing 20c that rotatably supports the sleeve 20b are incorporated in the sleeve insertion hole 20a. The connecting piece 20 is swingably attached to the engine E by a bolt (not shown) inserted through the sleeve 20b.

　ばね座１８は成形品からなり、その成形時にシリンダ１０の上部外周を覆う筒状のダストカバー２１と、リターンスプリング１９の上部を覆う筒状のスプリングカバー２２とが一体的に成形される。このばね座１８として、アルミのダイキャスト成形品や、熱硬化性樹脂等の樹脂の成形品を採用することができる。スプリングカバー２２は、ばね座１８の成形時にインサート成形される筒体２３によって外周の全体が覆われている。この筒体２３として、鋼板のプレス成形品を採用することができる。 The spring seat 18 is formed of a molded product, and a cylindrical dust cover 21 that covers the upper outer periphery of the cylinder 10 and a cylindrical spring cover 22 that covers the upper part of the return spring 19 are integrally formed at the time of molding. As the spring seat 18, an aluminum die-cast molded product or a resin molded product such as a thermosetting resin can be adopted. The entire outer circumference of the spring cover 22 is covered with a cylindrical body 23 that is insert-molded when the spring seat 18 is molded. As this cylindrical body 23, a press-formed product of a steel plate can be adopted.

　プランジャ１４に形成されたフランジ１４ａとばね座１８の対向面間には、バルブスプリング２４が組み込まれている。バルブスプリング２４は、プランジャ１４をロッド１６に対して下向きに付勢している。このとき、ロッド１６に設けられた抜け止めリング１７が、プランジャ１４に形成された環状凹部１４ｂの上端部と係合して、プランジャ１４のロッド１６に対する軸方向の可動範囲を所定の範囲内に制限する制限部材として作用する。このように、抜け止めリング１７によって、プランジャ１４の可動範囲を制限することによって、ロッド１６からプランジャ１４が抜けるのを防止することができる。 A valve spring 24 is incorporated between the opposed surfaces of the flange 14 a formed on the plunger 14 and the spring seat 18. The valve spring 24 urges the plunger 14 downward with respect to the rod 16. At this time, the retaining ring 17 provided on the rod 16 engages with the upper end portion of the annular recess 14b formed on the plunger 14 so that the movable range in the axial direction of the plunger 14 with respect to the rod 16 is within a predetermined range. Acts as a limiting member to limit. In this way, by restricting the movable range of the plunger 14 by the retaining ring 17, the plunger 14 can be prevented from coming off from the rod 16.

　バルブスリーブ１３とプランジャ１４及びロッド１６の下端部との間には、圧力室２５が形成される。この圧力室２５の容量は、オートテンショナを伸縮して、プランジャ１４又はロッド１６の少なくとも一方がバルブスリーブ１３に対して軸方向に相対移動することによって変化する。 A pressure chamber 25 is formed between the valve sleeve 13 and the plunger 14 and the lower end of the rod 16. The capacity of the pressure chamber 25 changes when the auto tensioner extends and contracts and at least one of the plunger 14 or the rod 16 moves relative to the valve sleeve 13 in the axial direction.

　シリンダ１０の上側開口部内には、シール部材２６としてのオイルシール（以下において、シール部材２６と同じ符号を付する。）が組込まれている。そのオイルシール２６の内周が、筒体２３の外周面に弾性接触してシリンダ１０の上側開口を閉塞し、シリンダ１０の内部に充填された作動油の外部への漏洩を防止し、かつ、ダストの内部への侵入を防止している。 In the upper opening of the cylinder 10, an oil seal (hereinafter denoted by the same reference numeral as the seal member 26) as a seal member 26 is incorporated. The inner periphery of the oil seal 26 is in elastic contact with the outer peripheral surface of the cylinder 23 to close the upper opening of the cylinder 10 to prevent leakage of hydraulic oil filled in the cylinder 10 to the outside, and Prevents dust from entering the interior.

　このオイルシール２６の組み込みにより、シリンダ１０とバルブスリーブ１３との間に密閉されたリザーバ室２７が形成される。リザーバ室２７と圧力室２５は、バルブスリーブ嵌合孔１２とバルブスリーブ１３の嵌合面間に形成された油通路２８、及び、バルブスリーブ嵌合孔１２の底面中央部に形成された円形凹部からなる油溜り２９を介して連通している。 By incorporating this oil seal 26, a sealed reservoir chamber 27 is formed between the cylinder 10 and the valve sleeve 13. The reservoir chamber 27 and the pressure chamber 25 include an oil passage 28 formed between the fitting surfaces of the valve sleeve fitting hole 12 and the valve sleeve 13, and a circular recess formed in the center of the bottom surface of the valve sleeve fitting hole 12. It communicates via the oil sump 29 which consists of.

　バルブスリーブ１３の下端部には第一チェックバルブ３０が組み込まれている。第一チェックバルブ３０は、バルブスリーブ１３の下端部内に圧入されたバルブシート３０ａの弁孔３０ｂを圧力室２５側から開閉する鋼製のチェックボール３０ｃと、そのチェックボール３０ｃを弁孔３０ｂに向けて付勢するスプリング３０ｄと、チェックボール３０ｃの開閉量を規制するリテーナ３０ｅとから構成される。圧力室２５内の作動油の圧力が、リザーバ室２７内の作動油の圧力より高くなると、チェックボール３０ｃが弁孔３０ｂを閉じ、圧力室２５と油通路２８の連通を遮断して、圧力室２５内の作動油が油通路２８を通ってリザーバ室２７に流れるのを防止する。 The first check valve 30 is incorporated at the lower end of the valve sleeve 13. The first check valve 30 includes a steel check ball 30c that opens and closes the valve hole 30b of the valve seat 30a press-fitted into the lower end portion of the valve sleeve 13 from the pressure chamber 25 side, and the check ball 30c faces the valve hole 30b. And a spring 30d for biasing and a retainer 30e for regulating the opening / closing amount of the check ball 30c. When the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 becomes higher than the pressure of the hydraulic oil in the reservoir chamber 27, the check ball 30c closes the valve hole 30b, shuts off the communication between the pressure chamber 25 and the oil passage 28, and the pressure chamber The hydraulic oil in 25 is prevented from flowing into the reservoir chamber 27 through the oil passage 28.

　ロッド１６とプランジャ１４の摺動面間には、円筒状の第一狭窄路３１が形成されている。また、プランジャ１４とバルブスリーブ１３の摺動面間には、円筒状の第二狭窄路３２が形成されている。第二狭窄路３２の隙間量は第一狭窄路３１の隙間量より小さく、その隙間量の相違から、第二狭窄路３２の流動抵抗の方が、第一狭窄路３１の流動抵抗より大きくなっている。第一狭窄路３１又は第二狭窄路３２を通って、作動油が圧力室２５からリザーバ室２７に流動する際の流動抵抗によってダンパ作用が発揮される。ロッド１６に設けられた抜け止めリング１７には、その周方向の一部に切れ目が形成されており、この切れ目によって、第一狭窄路３１とリザーバ室２７が連通した状態となっている。 A cylindrical first constriction path 31 is formed between the sliding surfaces of the rod 16 and the plunger 14. A cylindrical second constriction path 32 is formed between the sliding surfaces of the plunger 14 and the valve sleeve 13. The gap amount of the second constriction path 32 is smaller than the gap amount of the first constriction path 31, and the flow resistance of the second constriction path 32 is larger than the flow resistance of the first constriction path 31 due to the difference in the gap amount. ing. A damper action is exerted by the flow resistance when hydraulic oil flows from the pressure chamber 25 to the reservoir chamber 27 through the first constriction path 31 or the second constriction path 32. The retaining ring 17 provided on the rod 16 is formed with a cut in a part in the circumferential direction, and the first narrow path 31 and the reservoir chamber 27 are in communication with each other by the cut.

　第一狭窄路３１の隙間量は、図４Ａ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４Ｂに示すＩＳＧ５１によるエンジンＥの再始動時に、バルブスリーブ１３にロッド１６が急激に押し込まれるのを防止可能なダンパ力が発揮されるように設定される。 The gap amount of the first constricted path 31 is set such that a damper force capable of absorbing the tension fluctuation of the auxiliary machine drive belt 53 is exhibited during the normal operation of the engine E shown in FIG. 4A. On the other hand, the gap amount of the second constriction path 32 is such that a damper force capable of preventing the rod 16 from being pushed suddenly into the valve sleeve 13 when the engine E is restarted by the ISG 51 shown in FIG. 4B is exhibited. Set to

　ロッド１６とプランジャ１４の間には、エンジン再始動時に伴う圧力上昇時に、第一狭窄路３１を閉塞する第二チェックバルブ３５が構成される。ロッド１６の下端部に形成された凸面状部分はバルブシート３５ａとして、プランジャ１４に形成された透孔１４ｄの内縁部はシート面３５ｂとしてそれぞれ機能する。圧力室２５内の圧力によって、プランジャ１４がバルブスプリング２４の付勢力に抗して上昇すると、バルブシート３５ａにシート面３５ｂが着座する。これにより、第一狭窄路３１が閉じられた状態となる。 Between the rod 16 and the plunger 14 is configured a second check valve 35 that closes the first constricted passage 31 when the pressure rises when the engine is restarted. The convex surface portion formed at the lower end portion of the rod 16 functions as a valve seat 35a, and the inner edge portion of the through hole 14d formed in the plunger 14 functions as a seat surface 35b. When the plunger 14 rises against the urging force of the valve spring 24 due to the pressure in the pressure chamber 25, the seat surface 35b is seated on the valve seat 35a. As a result, the first constricted path 31 is closed.

　このように、バルブシート３５ａ又はシート面３５ｂの少なくとも一方を凸面状とすることにより、このバルブシート３５ａとシート面３５ｂが面接触した場合と比較して接触面積が小さくなり、大きな接触圧を確保することができる。また、仮にロッド１６がプランジャ１４に対して相対的に傾斜したとしても、バルブシート３５ａとシート面３５ｂが円環状に接触した状態を維持することができる。このため、この第二チェックバルブ３５（第一狭窄路３１）からの作動油の漏れを防止することができる。このため、ＩＳＧ５１によるエンジン再始動不良を一層確実に防止することができる。この実施形態においては、ロッド１６の下端部のバルブシート３５ａを凸面状としたが、透孔の内縁部のシート面３５ｂを凸面状とした構成としてもよい。 Thus, by making at least one of the valve seat 35a or the seat surface 35b convex, the contact area becomes smaller than when the valve seat 35a and the seat surface 35b are in surface contact, and a large contact pressure is secured. can do. Even if the rod 16 is inclined relative to the plunger 14, the valve seat 35a and the seat surface 35b can be maintained in an annular contact. For this reason, it is possible to prevent the hydraulic oil from leaking from the second check valve 35 (first constricted path 31). For this reason, the engine restart failure by ISG51 can be prevented more reliably. In this embodiment, the valve seat 35a at the lower end of the rod 16 is convex, but the seat surface 35b at the inner edge of the through hole may be convex.

　プランジャ１４にバルブスリーブ１３からの引き抜き力が作用すると、プランジャ１４に設けた抜け止めリング１５が、バルブスリーブ１３の小径内径面１３ａの下端の段差部１３ｂに当接する。この当接によって、バルブスリーブ１３の上端からプランジャ１４が抜けるのを防止することができる。 When a pulling force from the valve sleeve 13 acts on the plunger 14, the retaining ring 15 provided on the plunger 14 comes into contact with the step 13b at the lower end of the small-diameter inner diameter surface 13a of the valve sleeve 13. By this contact, the plunger 14 can be prevented from coming off from the upper end of the valve sleeve 13.

　図４Ａ、図４Ｂに示すベルト伝動装置においては、テンションプーリ５４は、補機駆動ベルト５３に緩みが生じやすい、クランクプーリＰ_１のベルト進行方向側（クランクプーリＰ_１とＩＳＧプーリＰ_２との間）に設けられる。このテンションプーリ５４を揺動自在に支持するプーリアーム５５は、テンショナのシリンダ１０の底部側の連結片１１に、エンジンＥは、このテンショナのばね座１８の上端側の連結片２０にそれぞれ取り付けられる。 Figure 4A, the belt drive system shown in FIG. 4B, the tension pulley 54, loosening tends to occur in the accessory drive belt 53, the crank pulley _{P 1} of belt travel direction (between the crank pulley _{P 1} and ISG pulley _{P 2} Between). A pulley arm 55 for swingably supporting the tension pulley 54 is attached to the connecting piece 11 on the bottom side of the cylinder 10 of the tensioner, and the engine E is attached to the connecting piece 20 on the upper end side of the spring seat 18 of the tensioner.

　図１に示すテンショナの作用について説明する。エンジンＥの運転時において、補機５０の負荷変動等によって補機駆動ベルト５３の張力が小さくなると、リターンスプリング１９の付勢力によって、シリンダ１０（バルブスリーブ１３）とばね座１８（ロッド１６）が互いに逆向きに付勢される。このとき、ロッド１６がバルブスリーブ１３から抜ける方向に相対移動し、圧力室２５の体積が拡大する。その結果、リザーバ室２７内の作動油の圧力よりも圧力室２５内の作動油の圧力の方が低くなる。このため、第一チェックバルブ３０が開いた状態となって、油通路２８及び油溜り２９を通ってリザーバ室２７から圧力室２５に作動油がスムーズに流れ、テンショナの全長が伸長して、補機駆動ベルト５３の緩みが直ちに吸収される。 The operation of the tensioner shown in FIG. 1 will be described. During operation of the engine E, if the tension of the accessory drive belt 53 decreases due to load fluctuations of the accessory 50, the cylinder 10 (valve sleeve 13) and the spring seat 18 (rod 16) are moved by the urging force of the return spring 19. They are energized in opposite directions. At this time, the rod 16 moves relative to the valve sleeve 13 and the volume of the pressure chamber 25 increases. As a result, the hydraulic oil pressure in the pressure chamber 25 is lower than the hydraulic oil pressure in the reservoir chamber 27. For this reason, the first check valve 30 is opened, the hydraulic oil smoothly flows from the reservoir chamber 27 to the pressure chamber 25 through the oil passage 28 and the oil reservoir 29, and the overall length of the tensioner is extended. The looseness of the machine drive belt 53 is immediately absorbed.

　その一方で、補機駆動ベルト５３の張力が高くなると、補機駆動ベルト５３からテンショナの全長を短縮する押し込み力が作用し、バルブスリーブ１３内にロッド１６が押し込まれる。このとき、圧力室２５の体積が減少し、リザーバ室２７内の作動油の圧力よりも圧力室２５内の作動油の圧力の方が高くなるため、第一チェックバルブ３０のチェックボール３０ｃが弁孔３０ｂを閉鎖する。 On the other hand, when the tension of the accessory drive belt 53 increases, a pushing force that shortens the total length of the tensioner acts from the accessory drive belt 53 and the rod 16 is pushed into the valve sleeve 13. At this time, the volume of the pressure chamber 25 decreases and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 becomes higher than the pressure of the hydraulic oil in the reservoir chamber 27. The hole 30b is closed.

　通常運転時においては、補機駆動ベルト５３の張力上昇がそれほど急激ではなく、圧力室２５内の作動油の圧力上昇はそれほど大きくないため、図２Ａに示すように、バルブスプリング２４の付勢力によって第二チェックバルブ３５は開いたままの状態となる。このため、圧力室２５内の作動油が、第一狭窄路３１を通ってリザーバ室２７に流れ（図２Ａ中の矢印ｆ１参照）、この第一狭窄路３１を通る際の流動抵抗によって、圧力室２５にダンパ力が発生する。このダンパ力によって前記押し込み力が緩衝され、補機駆動ベルト５３は適正張力に保持される。 During normal operation, the increase in the tension of the auxiliary drive belt 53 is not so rapid and the increase in the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is not so large. Therefore, as shown in FIG. The second check valve 35 remains open. For this reason, the hydraulic oil in the pressure chamber 25 flows to the reservoir chamber 27 through the first constriction path 31 (see arrow f1 in FIG. 2A), and the pressure due to the flow resistance when passing through the first constriction path 31 A damper force is generated in the chamber 25. The pushing force is buffered by this damper force, and the accessory drive belt 53 is held at an appropriate tension.

　その一方で、エンジン再始動時においては、通常運転時と比較して補機駆動ベルト５３の張力上昇が急激に生じ、圧力室２５内の作動油の圧力が急激に上昇する。この急激な圧力上昇に伴って、プランジャ１４がバルブスプリング２４の付勢力に抗して上昇する。そして、図２Ｂに示すように、バルブシート３５ａにシート面３５ｂが着座して、第二チェックバルブ３５が閉じた状態となる。第二チェックバルブ３５が閉じられると、圧力室２５内の作動油は、第二狭窄路３２を通ってリザーバ室２７に流れる（図２Ｂ中の矢印ｆ２参照）。 On the other hand, when the engine is restarted, the tension of the auxiliary drive belt 53 is rapidly increased as compared with the normal operation, and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is rapidly increased. With this rapid pressure increase, the plunger 14 rises against the biasing force of the valve spring 24. As shown in FIG. 2B, the seat surface 35b is seated on the valve seat 35a, and the second check valve 35 is closed. When the second check valve 35 is closed, the hydraulic oil in the pressure chamber 25 flows into the reservoir chamber 27 through the second constriction path 32 (see arrow f2 in FIG. 2B).

　上述したように、第二狭窄路３２の流動抵抗は、第一狭窄路３１の流動抵抗よりも大きいため、圧力室２５内の作動油は、第一狭窄路３１を流れる場合と比較して、第二狭窄路３２をゆっくりと流れる。このため、圧力室２５の急激な圧力低下が生じず、エンジンＥの再始動時におけるベルト張力を維持するための十分なダンパ作用が発揮され、補機駆動ベルト５３とプーリＰ_１からＰ_３との間のスリップを防止することができる。 As described above, since the flow resistance of the second constriction path 32 is larger than the flow resistance of the first constriction path 31, the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is compared with the case of flowing through the first constriction path 31. It flows slowly through the second constriction path 32. Therefore, without causing sudden pressure drop in the pressure chamber 25, sufficient damping action for maintaining the belt tension at the time of the engine E is restarted is exhibited, the accessory drive belt 53 and P ₃ from the pulley P ₁ It is possible to prevent slipping between the two.

　この実施形態によると、エンジンＥの通常運転時に、圧力室２５内の作動油を流動抵抗の小さな第一狭窄路３１からリザーバ室２７に流し、エンジンＥの再始動時に、圧力室２５内の作動油を流動抵抗の大きな第二狭窄路３２からリザーバ室２７に流すことができるので、エンジンＥの通常運転時及び再始動時のそれぞれにおいて、補機駆動ベルト５３に適正な張力を付与することができる。しかも、ロッド１６をプランジャ１４に挿通するとともに、ロッド１６の下端部に第二チェックバルブ３５を構成したため、このロッド１６とプランジャ１４の寸法誤差が大きい場合や、オートテンショナにモーメント荷重が作用した場合においても、ロッド１６とプランジャ１４との間の同軸を確保することができ、この第二チェックバルブ３５を確実に閉弁することができる。このため、補機駆動ベルト５３の十分な張力を確保して、ＩＳＧ５１によるエンジン再始動不良を確実に防止することができる。また、第二チェックバルブ３５がプランジャ１４の内側に収納されているため、この第二チェックバルブ３５の小型化及び軽量化を図ることもできる。 According to this embodiment, during normal operation of the engine E, the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is caused to flow from the first constricted passage 31 having a small flow resistance to the reservoir chamber 27, and when the engine E is restarted, the operation in the pressure chamber 25 is performed. Since oil can flow from the second constriction path 32 having a large flow resistance to the reservoir chamber 27, an appropriate tension can be applied to the accessory drive belt 53 during normal operation and restart of the engine E. it can. In addition, since the rod 16 is inserted into the plunger 14 and the second check valve 35 is configured at the lower end of the rod 16, the dimensional error between the rod 16 and the plunger 14 is large, or the moment load is applied to the auto tensioner. In this case, the coaxiality between the rod 16 and the plunger 14 can be secured, and the second check valve 35 can be reliably closed. For this reason, sufficient tension of the auxiliary machine drive belt 53 can be secured, and the engine restart failure due to the ISG 51 can be surely prevented. Further, since the second check valve 35 is housed inside the plunger 14, the second check valve 35 can be reduced in size and weight.

　図３に、この実施形態に係るテンショナ（以下「実施品」という。）の反力特性と、従来のテンショナ（以下「従来品」という。）の反力特性の比較を示す。 FIG. 3 shows a comparison between the reaction force characteristics of a tensioner according to this embodiment (hereinafter referred to as “implemented product”) and the reaction force characteristics of a conventional tensioner (hereinafter referred to as “conventional product”).

　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、シリンダ１０の底部から立設されたバルブスリーブ１３と、バルブスリーブ１３に、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャ１４と、プランジャ１４に、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッド１６と、バルブスリーブ１３とロッド１６を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング１９と、ロッド１６とプランジャ１４を互いに逆向きに付勢するバルブスプリング２４と、バルブスリーブ１３とプランジャ１４及びロッド１６との間に形成される圧力室２５と、シリンダ１０とバルブスリーブ１３との間に形成されるリザーバ室２７と、圧力室２５とリザーバ室２７とを連通する油通路２８に設けられ、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の作動油の圧力よりも高いときに油通路２８を閉じる第一チェックバルブ３０と、ロッド１６とプランジャ１４との間に形成される第一狭窄路３１と、バルブスリーブ１３とプランジャ１４との間に形成され、第一狭窄路３１よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路３２と、圧力室２５内の作動油の圧力の上昇に伴って、バルブスプリング２４の付勢力に抗して第一狭窄路３１を閉じる、ロッド１６の下端部に形成されたバルブシート３５ａ及びプランジャ１４の下端部に形成されたシート面３５ｂによって構成される第二チェックバルブ３５とを備えている。 As the implemented product, the tensioner described in the above embodiment was used. As shown in FIG. 1 and the like, this tensioner has a cylindrical cylinder 10 having a closed end at the bottom, a valve sleeve 13 erected from the bottom of the cylinder 10, and a valve sleeve 13 that slides in the axial direction thereof. A cylindrical plunger 14 that is freely inserted; a rod 16 that is slidably inserted in the axial direction of the plunger 14; a return spring 19 that urges the valve sleeve 13 and the rod 16 in opposite directions; A valve spring 24 for urging the rod 16 and the plunger 14 in opposite directions, a pressure chamber 25 formed between the valve sleeve 13, the plunger 14 and the rod 16, and a cylinder 10 and the valve sleeve 13 are formed. Provided in an oil passage 28 communicating with the reservoir chamber 27, the pressure chamber 25, and the reservoir chamber 27, and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is The first check valve 30 that closes the oil passage 28 when the pressure of the hydraulic oil in the server chamber 27 is higher, the first constriction path 31 formed between the rod 16 and the plunger 14, the valve sleeve 13 and the plunger 14, the second constriction path 32 having a larger flow resistance than the first constriction path 31, and the urging force of the valve spring 24 as the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 increases. And a second check valve 35 comprising a valve seat 35 a formed at the lower end of the rod 16 and a seat surface 35 b formed at the lower end of the plunger 14, which closes the first constricted path 31.

　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１４に相当する部材が無いテンショナ。ロッドがバルブスリーブに直接摺動する。）を使用した。 Further, as a conventional product, a tensioner (a tensioner having no member corresponding to the plunger 14 of the practical product. The rod slides directly on the valve sleeve) shown in FIG. 1 of Japanese Patent No. 5086171 was used.

　両テンショナに対し、シリンダ１０を固定した状態でばね座１８を上下に加振し、ばね座１８に作用する上向きの力（テンショナ反力）の変化を測定した。加振条件は以下のとおりである。
　・制御方法：変位制御
　・加振波形：サイン波
　・加振周波数：１０Ｈｚ With respect to both tensioners, the spring seat 18 was vibrated up and down with the cylinder 10 fixed, and the change in upward force (tensioner reaction force) acting on the spring seat 18 was measured. The excitation conditions are as follows.
・ Control method: Displacement control ・ Excitation waveform: Sine wave ・ Excitation frequency: 10Hz

　変位制御の方式として、ばね座１８に作用する力（テンショナ反力）がどのように増減するかによらず、ばね座１８の位置の時間変化がサイン波となるようにばね座１８の変位を制御する方式を採用した。加振の振幅は、エンジンＥの通常運転時にテンショナに加わる一般的な加振の振幅（例えば±０．１ｍｍ～±０．２ｍｍ程度）よりも大きい±０．５ｍｍとした。実施品及び従来品には、いずれもばね定数が約３５Ｎ／ｍｍのリターンスプリング１９を使用した。 As a displacement control method, the displacement of the spring seat 18 is changed so that the time change of the position of the spring seat 18 becomes a sine wave regardless of how the force (tensioner reaction force) acting on the spring seat 18 increases or decreases. The control method was adopted. The vibration amplitude was set to ± 0.5 mm, which is larger than the general vibration amplitude (for example, about ± 0.1 mm to ± 0.2 mm) applied to the tensioner during normal operation of the engine E. In both the practical product and the conventional product, a return spring 19 having a spring constant of about 35 N / mm was used.

　上記の加振試験により得たテンショナ変位（ばね座１８の下向きの変位）とテンショナ反力（ばね座１８に作用する上向きの力）の関係を図３に示す。 FIG. 3 shows the relationship between the tensioner displacement (downward displacement of the spring seat 18) and the tensioner reaction force (upward force acting on the spring seat 18) obtained by the above vibration test.

　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。 ¡In the product, the tensioner reaction force changes in three steps: sudden, slow, and abrupt as the tensioner contracts. In other words, during the process in which the tensioner contracts, the tensioner reaction force of the product is almost increased with the first stroke (points P1 to P2) that starts relatively rapidly from the minimum value of the tensioner reaction force (point P1). The maximum value of the tensioner reaction force after passing through the second stroke (points P2 to P3) that maintains a substantially constant size without increasing and the third stroke (points P3 to P4) that increases relatively rapidly. It changes to (point P4).

　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。 After that, as the tensioner extends, the tensioner reaction force changes in four stages: sudden, slow, sudden and slow. In other words, during the extension of the tensioner, the tensioner reaction force of the product is almost reduced with the first stroke (points P4 to P5) where the maximum value of the tensioner reaction force (point P4) starts as a starting point. The second stroke (points P5 to P6) that maintains a substantially constant size without any reduction, and the third stroke (points P6 to P7) that decreases relatively abruptly. Through the fourth stroke (point P7 to point P1) for maintaining the height, the tensioner reaction force changes to the minimum value (point P1).

　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。 On the other hand, in the conventional product, the tensioner reaction force generally increases monotonously from the minimum value (point Q1) to the maximum value (point Q2) during the process of contraction of the tensioner. Further, during the process of extending the tensioner, the tensioner reaction force changes in two steps of sudden and slow. In other words, in the process of tensioner extension, the tensioner reaction force of the conventional product is almost reduced with the first stroke (points Q2 to Q3) that decreases relatively rapidly starting from the maximum value of the tensioner reaction force (point Q2). Without going through the second stroke (points Q3 to Q1) maintaining a substantially constant magnitude, the tensioner reaction force changes to the minimum value (point Q1).

　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、テンショナ反力の増加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。 That is, in the tensioner of the product, the change point P2 in which the increase rate of the tensioner reaction force changes from sudden to slow and the change point P3 in which the increase rate of the tensioner reaction force changes from slow to sudden in the course of contraction of the tensioner in order. The reaction force characteristic is shown. Further, the tensioner of the practical product has a change point P5 where the rate of decrease of the tensioner reaction force changes from abrupt to moderate during the extension of the tensioner, a change point P6 where the rate of increase of the tensioner reaction force changes suddenly and suddenly, and the tensioner. The reaction force characteristic which has the change point P7 in which the decreasing rate of reaction force changes from sudden to moderate is shown.

　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２Ａ、図３を参照して説明する。 The reason why the tensioner of the product exhibits such a reaction force characteristic will be described with reference to FIGS. 2A and 3.

＜点Ｐ１～点Ｐ２＞
　ロッド１６（図２Ａ参照）が下降すると、プランジャ１４はバルブスプリング２４によって下向きに付勢されて、ロッド１６と一体に下降する。プランジャ１４とロッド１６が一体に下降すると、圧力室２５内の作動油の一部が第一狭窄路３１を通って圧力室２５からリザーバ室に流出するとともに（図２Ａ中の符号ｆ１参照）、圧力室２５内の作動油が加圧される。そして、この加圧に伴って、テンショナ反力が比較的急に増加する（図３の点Ｐ１～点Ｐ２）。図３の点Ｐ２において、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。 <Point P1 to Point P2>
When the rod 16 (see FIG. 2A) descends, the plunger 14 is urged downward by the valve spring 24 and descends integrally with the rod 16. When the plunger 14 and the rod 16 are integrally lowered, a part of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 flows out from the pressure chamber 25 to the reservoir chamber through the first constriction path 31 (see reference numeral f1 in FIG. 2A). The hydraulic oil in the pressure chamber 25 is pressurized. With this pressurization, the tensioner reaction force increases relatively abruptly (points P1 and P2 in FIG. 3). At point P2 in FIG. 3, the upward pressure acting on the plunger 14 from the hydraulic oil in the pressure chamber 25 and the downward biasing force acting on the plunger 14 from the valve spring 24 are balanced.

＜点Ｐ２～点Ｐ３＞
　ロッド１６がさらに下降すると、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を上回り、プランジャ１４が上昇する。この間は、ロッド１６の下降に伴いプランジャ１４が上昇するので、圧力室２５の体積がほとんど変化せず、圧力室２５の圧力がほぼ一定となる。このため、テンショナ反力は、ほぼ一定となる（図３の点Ｐ２～点Ｐ３）。このとき、圧力室２５の体積がほとんど変化しないため、第一狭窄路３１および第二狭窄路３２には作動油がほとんど流れない。図３の点Ｐ３において、シート面３５ｂがバルブシート３５ａに着座して第二チェックバルブ３５が閉じた状態となり、プランジャ１４の上昇が停止する（図２Ｂ参照）。 <Points P2 to P3>
When the rod 16 is further lowered, the upward pressure acting on the plunger 14 from the hydraulic oil in the pressure chamber 25 exceeds the downward urging force acting on the plunger 14 from the valve spring 24, and the plunger 14 rises. During this time, since the plunger 14 rises as the rod 16 descends, the volume of the pressure chamber 25 hardly changes, and the pressure in the pressure chamber 25 becomes substantially constant. Therefore, the tensioner reaction force is substantially constant (points P2 to P3 in FIG. 3). At this time, since the volume of the pressure chamber 25 hardly changes, almost no hydraulic oil flows through the first constriction path 31 and the second constriction path 32. At the point P3 in FIG. 3, the seat surface 35b is seated on the valve seat 35a, the second check valve 35 is closed, and the plunger 14 stops rising (see FIG. 2B).

＜点Ｐ３～点Ｐ４＞
　図５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２Ｂ参照）、ロッド１６がさらに下降すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に下降する。この下降に伴って、圧力室２５内の作動油がさらに加圧される。そして、この加圧に伴って、テンショナ反力が再び急に増加する（図３の点Ｐ３～点Ｐ４）。このとき、第二チェックバルブ３５が閉じているため、第一狭窄路３１には作動油が流れず、圧力室２５内の作動油の一部が、第二狭窄路３２を通って圧力室２５からリザーバ室２７に流出する（図２Ｂ中の符号ｆ２参照）。 <Points P3 to P4>
At point P3 in FIG. 5, the seat surface 35b is seated on the valve seat 35a (see FIG. 2B), so when the rod 16 is further lowered, the plunger 14 is also lowered integrally with the rod 16. Along with this lowering, the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is further pressurized. With this pressurization, the tensioner reaction force suddenly increases again (points P3 to P4 in FIG. 3). At this time, since the second check valve 35 is closed, the hydraulic oil does not flow through the first constriction path 31, and a part of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 passes through the second constriction path 32. To the reservoir chamber 27 (see symbol f2 in FIG. 2B).

＜点Ｐ４～点Ｐ５＞
　図３の点Ｐ４においては、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を上回っているので、ロッド１６（図２Ｂ参照）が上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５内の作動油の圧力が低下し、テンショナ反力が比較的急に減少する（図３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２Ｂ参照）、第一狭窄路３１にも作動油は流れない。図３の点Ｐ５において、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力と、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力とが釣り合う。 <Points P4 to P5>
At point P4 in FIG. 3, the upward pressure acting on the plunger 14 from the hydraulic oil in the pressure chamber 25 exceeds the downward biasing force acting on the plunger 14 from the valve spring 24, so the rod 16 (FIG. 2B When the reference is raised, the plunger 14 is also raised integrally with the rod 16. As this rises, the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 decreases, and the tensioner reaction force decreases relatively abruptly (points P4 to P5 in FIG. 3). At this time, almost no hydraulic oil flows through the second constricted path 32. Further, since the seat surface 35b is seated on the valve seat 35a (see FIG. 2B), no hydraulic oil flows through the first constricted path 31. 3, the upward pressure acting on the plunger 14 from the hydraulic oil in the pressure chamber 25 and the downward biasing force acting on the plunger 14 from the valve spring 24 are balanced.

＜点Ｐ５～点Ｐ６＞
　ロッド１６がさらに上昇すると、圧力室２５内の作動油からプランジャ１４に作用する上向きの圧力が、バルブスプリング２４からプランジャ１４に作用する下向きの付勢力を下回り、プランジャ１４が下降する。この間は、ロッド１６の上昇に伴いプランジャ１４が下降するので、圧力室２５の体積がほとんど変化せず、圧力室２５の圧力がほぼ一定となる。このため、テンショナ反力は、ほぼ一定となる（図３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３の点Ｐ５において、プランジャ１４の下方の移動が抜け止めリング１７と環状凹部１４ｂとの係合によって阻止され、プランジャ１４の下降が停止する（図２Ａ参照）。 <Points P5 to P6>
When the rod 16 further rises, the upward pressure acting on the plunger 14 from the hydraulic oil in the pressure chamber 25 falls below the downward urging force acting on the plunger 14 from the valve spring 24, and the plunger 14 descends. During this time, since the plunger 14 descends as the rod 16 moves up, the volume of the pressure chamber 25 hardly changes and the pressure in the pressure chamber 25 becomes substantially constant. Therefore, the tensioner reaction force is substantially constant (points P5 to P6 in FIG. 3). At this time, almost no hydraulic oil flows through the first constriction path 31 and the second constriction path 32. At point P5 in FIG. 3, the downward movement of the plunger 14 is prevented by the engagement between the retaining ring 17 and the annular recess 14b, and the lowering of the plunger 14 stops (see FIG. 2A).

＜点Ｐ６～点Ｐ７＞
　図３の点Ｐ６においては、プランジャ１４のロッド１６に対する下方への相対移動が、抜け止めリング１７と環状凹部１４ｂとの係合によって阻止されているので（図２Ａ参照）、ロッド１６がさらに上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５の体積が増加するため、圧力室２５内の作動油の圧力が再び減少し始め、テンショナ反力が再び急に減少する（図３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３の点Ｐ７において、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の作動油と同等の圧力まで低下し、圧力室２５内の作動油の加圧が完全に解放される。 <Points P6 to P7>
At point P6 in FIG. 3, the downward relative movement of the plunger 14 with respect to the rod 16 is prevented by the engagement between the retaining ring 17 and the annular recess 14b (see FIG. 2A), so that the rod 16 is further raised. Then, the plunger 14 also rises integrally with the rod 16. Along with this increase, the volume of the pressure chamber 25 increases, so the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 begins to decrease again, and the tensioner reaction force suddenly decreases again (points P6 to P7 in FIG. 3). . At this time, almost no hydraulic oil flows through the first constriction path 31 and the second constriction path 32. 3, the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is reduced to a pressure equivalent to that of the hydraulic oil in the reservoir chamber 27, and the pressurization of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 is completely released.

＜点Ｐ７～点Ｐ８＞
　図３の点Ｐ７においては、プランジャ１４のロッド１６に対する下方への相対移動が、抜け止めリング１７と環状凹部１４ｂとの係合によって阻止されているので（図２Ａ参照）、ロッド１６がさらに上昇すると、プランジャ１４もロッド１６と一体に上昇する。この上昇に伴って、圧力室２５内の作動油の圧力がリザーバ室２７内の圧力を下回って第一チェックバルブ３０が開き、作動油が油通路２８を通ってリザーバ室２７から圧力室２５に流れる。そのため、圧力室２５内の作動油の圧力はほとんど変化せず、テンショナ反力もほぼ一定となる（図３の点Ｐ７～点Ｐ１）。 <Points P7 to P8>
At point P7 in FIG. 3, the downward relative movement of the plunger 14 with respect to the rod 16 is prevented by the engagement between the retaining ring 17 and the annular recess 14b (see FIG. 2A). Then, the plunger 14 also rises integrally with the rod 16. Along with this rise, the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 falls below the pressure in the reservoir chamber 27 and the first check valve 30 opens, and the hydraulic oil passes from the reservoir chamber 27 to the pressure chamber 25 through the oil passage 28. Flowing. For this reason, the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber 25 hardly changes, and the tensioner reaction force becomes substantially constant (points P7 to P1 in FIG. 3).

　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３の点Ｐ２のときの値）に達すると、プランジャ１４が上昇して圧力室２５の体積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図３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。 As described above, when the tensioner reaction force reaches a predetermined value (the value at the point P2 in FIG. 3) in the process in which the tensioner contracts, the plunger 14 rises to change the volume of the pressure chamber 25. During the absorption, the tensioner reaction force becomes substantially constant (points P2 to P3 in FIG. 3). For this reason, in the process in which the tensioner contracts, the implemented product has a change point P2 at which the rate of increase in the tensioner reaction force changes from sudden to moderate, and a change point P3 at which the rate of increase in the tensioner reaction force changes from slow to sudden. Shows force characteristics.

　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３の点Ｐ５のときの値）に達すると、プランジャ１４が下降して圧力室２５の体積の変化を吸収し、その間、テンショナ反力がほぼ一定となる（図３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、テンショナ反力の増加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。 On the other hand, when the tensioner reaction force reaches a predetermined value (value at the point P5 in FIG. 3) in the process of extending the tensioner, the plunger 14 descends to absorb the change in the volume of the pressure chamber 25, The tensioner reaction force becomes substantially constant (points P5 to P6 in FIG. 3). For this reason, in the process in which the tensioner is extended, the implemented product has a change point P5 in which the rate of decrease in the tensioner reaction force changes from abrupt to moderate and a change point P6 in which the rate of increase in the tensioner reaction force changes from moderate to abrupt. Shows force characteristics.

　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４Ａ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４Ｂ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。 Since the tensioner of the actual product has the above-described reaction force characteristics, the tension pulley 54 shown in FIG. 4A is applied to the accessory drive belt 53 while suppressing the magnitude of the tensioner reaction force during normal operation of the engine E. Tension can be kept small. On the other hand, at the time of restart of the engine E by ISG51, large tensioners to generate a reaction force, it is possible to reliably prevent slippage between the accessory drive belt 53 and the ISG pulley P ₂ shown in Figure 4B.

　すなわち、エンジンＥの通常運転時には、図３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４Ａ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。 That is, during normal operation of the engine E, as indicated by reference numeral S1 in FIG. 3, the tensioner has an amplitude smaller than ± 0.5 mm (for example, about ± 0.1 mm to ± 0.2 mm) obtained in the above vibration test. Displacement). At this time, the tensioner reaction force increases from the point P1 to the value between the points P2 and P3 in the process where the tensioner contracts, and then increases to the value between the points P2 and P3, and then in the process where the tensioner extends. Starting from the value between point P3 and point P3, it decreases to a value between point P5 and point P6, and further passes through point P6 and point P7 in order and decreases to point P1. As described above, when the tensioner of the actual product is used, the maximum value of the tensioner reaction force can be suppressed to a value between the points P2 and P3 during the normal operation of the engine E, and the tension pulley 54 shown in FIG. The tension applied to the machine drive belt 53 can be kept small, and the fuel consumption of the engine E can be reduced.

　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３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４Ｂに示すベルト５４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。 On the other hand, when the engine E is restarted by the ISG 51, the tensioner contracts to the maximum value of the amplitude of ± 0.5 mm performed in the above vibration test or the vicinity thereof, as indicated by reference numeral S2 in FIG. . At this time, the tensioner reaction force increases to the point P4 or the vicinity thereof. According to tensioner implementation are, as at restart, the area tensioner displacement is large, large tensioner reaction force can be generated, ensuring a slippage between the belt 54 and the ISG pulley P ₂ shown in FIG. 4B Can be prevented.

　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３に符号Ｓ１で示す振幅でテンショナが変位するとき、テンショナが収縮する過程では、テンショナ反力が、点Ｑ１を起点として、点Ｑ１と点Ｑ２の間の値まで増加し、その後、テンショナが収縮する過程では、点Ｑ１と点Ｑ２の間の値を起点として、点Ｑ３と点Ｑ１の間の値まで減少し、さらに点Ｑ１まで減少する。このように、従来品のテンショナを使用すると、通常運転時には、テンショナ反力の最大値が点Ｑ１と点Ｑ２の間の値まで増加するので、図４Ａ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。 On the other hand, in the conventional tensioner, the tension of the auxiliary drive belt 53 tends to be excessive during the normal operation of the engine E. That is, when the tensioner is displaced with the amplitude indicated by S1 in FIG. 3, in the process in which the tensioner contracts, the tensioner reaction force increases from the point Q1 to a value between the points Q1 and Q2, and then In the process in which the tensioner contracts, the value between the point Q1 and the point Q2 is set as a starting point, the value is decreased to a value between the point Q3 and the point Q1, and further decreased to the point Q1. In this way, when the conventional tensioner is used, the maximum value of the tensioner reaction force increases to a value between the points Q1 and Q2 during normal operation. Therefore, the tension pulley 54 shown in FIG. The tension applied to the engine is likely to be excessive, and it is difficult to reduce the fuel consumption of the engine E.

　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３に符号Ｓ２で示すように、上記の加振試験で行った±０．５ｍｍの振幅の最大値かその近傍まで収縮したとき、テンショナ反力は、点Ｑ２かその近傍までしか増加しない。そのため、再始動時に、図４Ｂ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。 Further, it is difficult for the conventional tensioner to generate a large tensioner reaction force when the engine E is restarted by the ISG 51. That is, when the tensioner contracts to the maximum value of the amplitude of ± 0.5 mm obtained in the above vibration test or the vicinity thereof, as indicated by S2 in FIG. 3, the tensioner reaction force is the point Q2 or the vicinity thereof. Only increases. Therefore, at the time of restart, a slip is likely to occur between the accessory drive belt 53 and the ISG pulley P ₂ shown in Figure 4B.

　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、特に、第二チェックバルブ３５を構成するバルブシート３５ａ（ロッド１６の下端部）やシート面３５ｂ（プランジャ１４に形成した透孔１４ｄの内縁部）の形状を適宜変更することができる。 The tensioner according to the above embodiment is merely an example, and the belt tension of the accessory drive belt 53 is always adjusted to an appropriate magnitude both during normal operation and when the engine is restarted by ISG. As long as the problem can be solved, the shape and arrangement of each member, particularly the valve seat 35a (the lower end portion of the rod 16) and the seat surface 35b (the inner edge of the through hole 14d formed in the plunger 14) constituting the second check valve 35. Part) can be changed as appropriate.

１０　シリンダ
１１　連結片
１１ａ　軸挿入孔
１１ｂ　支点軸
１１ｃ　滑り軸受
１２　バルブスリーブ嵌合穴
１３　バルブスリーブ
１３ａ　小径内径面
１４　プランジャ
１４ａ　フランジ
１４ｂ　環状凹部
１４ｃ　テーパ溝
１４ｄ　透孔
１５　抜け止めリング
１６　ロッド
１６ａ　テーパ溝
１７　抜け止めリング（制限部材）
１８　ばね座
１９　リターンスプリング
２０　連結片
２０ａ　スリーブ挿入孔
２０ｂ　スリーブ
２０ｃ　滑り軸受
２１　ダストカバー
２２　スプリングカバー
２３　筒体
２４　バルブスプリング
２５　圧力室
２６　シール部材（オイルシール）
２７　リザーバ室
２８　油通路
２９　油溜り
３０　第一チェックバルブ
３０ａ　バルブシート
３０ｂ　弁孔
３０ｃ　チェックボール
３０ｄ　スプリング
３０ｅ　リテーナ
３１　第一狭窄路
３２　第二狭窄路
３５　第二チェックバルブ
３５ａ　バルブシート
３５ｂ　シート面
５０　補機
５１　インテグレーテッド・スタータ・ジェネレータ（ＩＳＧ）
５２　クランクシャフト
５３　補機駆動ベルト
５４　テンションプーリ
５５　プーリアーム
Ｐ_１　クランクプーリ
Ｐ_２　ＩＳＧプーリ
Ｐ_３　補機プーリ
Ａ　油圧式オートテンショナ DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Cylinder 11 Connecting piece 11a Shaft insertion hole 11b Support shaft 11c Sliding bearing 12 Valve sleeve fitting hole 13 Valve sleeve 13a Small-diameter inner surface 14 Plunger 14a Flange 14b Annular recess 14c Tapered groove 14d Through hole 15 Retaining ring 16 Rod 16a Tapered groove 17 Retaining ring (restricting member)
18 Spring seat 19 Return spring 20 Connecting piece 20a Sleeve insertion hole 20b Sleeve 20c Slide bearing 21 Dust cover 22 Spring cover 23 Cylindrical body 24 Valve spring 25 Pressure chamber 26 Seal member (oil seal)
27 Reservoir chamber 28 Oil passage 29 Oil reservoir 30 First check valve 30a Valve seat 30b Valve hole 30c Check ball 30d Spring 30e Retainer 31 First constriction path 32 Second constriction path 35 Second check valve 35a Valve seat 35b Seat surface 50 51 Integrated starter generator (ISG)
52 Crankshaft 53 Auxiliary machine drive belt 54 Tension pulley 55 Pulley arm P ₁ Crank pulley P ₂ ISG pulley P ₃ Auxiliary machine pulley A Hydraulic auto tensioner

Claims (3)

1. 　底部に閉塞端を有し、内部に作動油が充填されたシリンダ（１０）と、
   　前記シリンダ（１０）の底部から立設された筒状のバルブスリーブ（１３）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）に、その軸方向に摺動自在に挿通された筒状のプランジャ（１４）と、
   　前記プランジャ（１４）に、その軸方向に摺動自在に挿通されたロッド（１６）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記ロッド（１６）を互いに逆向きに付勢するリターンスプリング（１９）と、
   　前記ロッド（１６）と前記プランジャ（１４）を互いに逆向きに付勢するバルブスプリング（２４）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記プランジャ（１４）及び前記ロッド（１６）との間に形成される圧力室（２５）と、
   　前記シリンダ（１０）と前記バルブスリーブ（１３）との間に形成されるリザーバ室（２７）と、
   　前記圧力室（２５）と前記リザーバ室（２７）とを連通する油通路（２８）に設けられ、前記圧力室（２５）内の作動油の圧力が前記リザーバ室（２７）内の作動油の圧力よりも高いときに前記油通路（２８）を閉じる第一チェックバルブ（３０）と、
   　前記ロッド（１６）と前記プランジャ（１４）との間に形成される第一狭窄路（３１）と、
   　前記バルブスリーブ（１３）と前記プランジャ（１４）との間に形成され、前記第一狭窄路（３１）よりも流動抵抗が大きい第二狭窄路（３２）と、
   　前記圧力室（２５）内の作動油の圧力の上昇に伴って、前記バルブスプリング（２４）の付勢力に抗して前記第一狭窄路（３１）を閉じる、前記ロッド（１６）の下端部に形成されたバルブシート（３５ａ）及び前記プランジャ（１４）の下端部に形成されたシート面（３５ｂ）によって構成される第二チェックバルブ（３５）と、
   を備えた油圧式オートテンショナ。 A cylinder (10) having a closed end at the bottom and filled with hydraulic oil inside;
   A cylindrical valve sleeve (13) erected from the bottom of the cylinder (10);
   A cylindrical plunger (14) that is slidably inserted in the valve sleeve (13) in its axial direction;
   A rod (16) slidably inserted in the plunger (14) in its axial direction;
   A return spring (19) for urging the valve sleeve (13) and the rod (16) in opposite directions;
   A valve spring (24) for urging the rod (16) and the plunger (14) in opposite directions;
   A pressure chamber (25) formed between the valve sleeve (13) and the plunger (14) and the rod (16);
   A reservoir chamber (27) formed between the cylinder (10) and the valve sleeve (13);
   An oil passage (28) communicating the pressure chamber (25) and the reservoir chamber (27) is provided, and the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber (25) is reduced by the hydraulic oil in the reservoir chamber (27). A first check valve (30) that closes the oil passage (28) when higher than the pressure;
   A first constriction path (31) formed between the rod (16) and the plunger (14);
   A second constriction path (32) formed between the valve sleeve (13) and the plunger (14) and having a larger flow resistance than the first constriction path (31);
   The lower end of the rod (16) closes the first constriction path (31) against the urging force of the valve spring (24) as the pressure of the hydraulic oil in the pressure chamber (25) increases. A second check valve (35) constituted by a valve seat (35a) formed on the lower surface of the plunger (14) and a seat surface (35b) formed on the lower end of the plunger (14),
   Hydraulic auto tensioner with
2. 　前記ロッド（１６）の外周面に、前記プランジャ（１４）の前記ロッド（１６）に対する軸方向の可動範囲を所定の範囲内に制限する制限部材（１７）をさらに備えた請求項１に記載のオートテンショナ。 The restriction member (17) according to claim 1, further comprising a restriction member (17) for restricting an axial movable range of the plunger (14) with respect to the rod (16) within a predetermined range on an outer peripheral surface of the rod (16). Auto tensioner.
3. 　前記バルブシート（３５ａ）又は前記シート面（３５ｂ）のいずれか一方が凸面状に形成されている請求項１又は２に記載の油圧式オートテンショナ。 The hydraulic auto tensioner according to claim 1 or 2, wherein either one of the valve seat (35a) or the seat surface (35b) is formed in a convex shape.

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