JP7296346B2

JP7296346B2 - Auto tensioner life estimation method

Info

Publication number: JP7296346B2
Application number: JP2020121174A
Authority: JP
Inventors: 謙和田中
Original assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Current assignee: Mitsuboshi Belting Ltd
Priority date: 2019-07-31
Filing date: 2020-07-15
Publication date: 2023-06-22
Anticipated expiration: 2040-07-15
Also published as: JP2021025661A

Description

本発明は、車両搭載エンジンのベルトシステムに備わる、オートテンショナの寿命推定方法に関するものである。 The present invention relates to a life estimation method for an auto tensioner provided in a belt system of a vehicle engine.

車両搭載エンジンのベルトシステムに備わる、オートテンショナの開発にあたっては、部品供給メーカにおいて設計したオートテンショナの実際の耐久寿命が車両メーカの要求（例えば、対象車両の市場走行距離に換算して２０万ｋｍ以上）に合致しているかどうかを、本格的な市場（耐久）走行試験段階（設計最終段階）よりも前の早い段階（設計変更可能な設計初期段階）で予測しておくことは、開発の信頼性（品質）や開発の効率性（コスト、時間）の観点から極めて重要である。 In the development of the auto tensioner installed in the belt system of the vehicle engine, the actual durable life of the auto tensioner designed by the parts supplier is required by the vehicle manufacturer (for example, 200,000 km in terms of the market mileage of the target vehicle). (above)), it is important to make a prediction at an early stage (initial design stage where design changes are possible) before the full-scale market (durability) driving test stage (final stage of design). It is extremely important from the viewpoint of reliability (quality) and development efficiency (cost, time).

オートテンショナの場合（例えば、特許文献１、特許文献２参照）、寿命となるのは、軸受や摩擦部材（ダンピング部材）等の摺動部材が、アームの揺動に伴い摺動面に対して繰り返し摺動する際の摺動部材の摩耗に起因する場合が多い。例えば、オートテンショナの摺動部材が比較的緩やかではあるが長期に渡り摩耗が次第に進むことにより、アームがベースに対して軸方向（軸部の軸心に沿った方向）に移動したり傾いたりする。これにより、オートテンショナが備わるベルトシステムにミスアライメントが発生するとともに、異音等の不具合が発生し、最終的に寿命に至る。場合によっては、ベルトがテンショナプーリから外れるおそれがある。そのためにも、設計変更可能な設計初期段階からオートテンショナの寿命を予測することは極めて重要である。 In the case of an auto-tensioner (see, for example, Patent Documents 1 and 2), the service life is reached when sliding members such as bearings and friction members (damping members) move against the sliding surface as the arm swings. It is often caused by abrasion of the sliding member during repeated sliding. For example, the sliding member of the auto tensioner wears out gradually over a long period of time, albeit relatively slowly, causing the arm to move or tilt with respect to the base in the axial direction (along the axis of the shaft). do. As a result, misalignment occurs in the belt system equipped with the auto tensioner, and problems such as abnormal noise occur, eventually leading to the end of the service life. In some cases, the belt may come off the tensioner pulley. For this reason, it is extremely important to predict the life of the auto tensioner from the initial design stage when design changes are possible.

特開２０１６－１２１７９８号公報JP 2016-121798 A 特開２０１８－００４０８１号公報JP 2018-004081 A

（ｉ）市場走行試験による場合
オートテンショナの寿命を予測するのに、比較的確実なのは、車両メーカから開発対象車両ごとに得られる市場走行条件（平均車速、エンジンの回転数及び負荷の水準別発生頻度、等）を基に近似車両を市場走行させて、得られた複数の途中結果（市場走行距離、寿命に関わるデータ）からオートテンショナの寿命（例えば、対象車両の市場走行距離に換算）を予測することである。 (i) In the case of market driving test To predict the life of the auto tensioner, the market driving conditions (average vehicle speed, engine speed, load level) obtained from the vehicle manufacturer for each vehicle to be developed are relatively reliable. frequency, etc.), and based on multiple interim results obtained (market mileage, data related to life), calculate the life of the auto tensioner (e.g., convert it to the market mileage of the target vehicle). It is to predict.

しかしながら、特に、対象車両が乗用車の場合、市場走行時の平均車速が比較的低く見積もられること（例えば25km／hr程度）が多く、設計初期段階の比較的短期間（オートテンショナの場合、概ね４カ月以内）で遂行するのは物理的に困難である。具体的には、寿命予測に必要な途中段階の走行距離を10万km、平均車速を25km／hrとし、3名交代制で1日あたり20時間走行するとしても、1回の評価に200日（6～7カ月）を要する。ちなみに、寿命に達する距離、例えば20万kmまで市場走行させるには、400日（1年強）を要する。 However, especially when the target vehicle is a passenger car, the average vehicle speed during market driving is often estimated to be relatively low (for example, about 25km/hr), and the relatively short period of time in the initial stage of design (in the case of an auto tensioner, approximately 4 hours). within a month) is physically difficult. Specifically, assuming that the intermediate mileage required for life prediction is 100,000 km, the average vehicle speed is 25 km/hr, and the three-person shift system drives 20 hours a day, one evaluation takes 200 days. (6-7 months). By the way, it takes 400 days (a little more than a year) to run the market until it reaches the end of its life, for example, 200,000 km.

（ｉｉ）台上エンジンを用いた耐久試験と市場走行試験との併用による場合
現実的には、多くの場合、台上エンジンを用いた耐久試験と市場走行試験とを併用して、オートテンショナの寿命（例えば、対象車両の市場走行距離に換算）を予測する。例えば、台上エンジンを用いてエンジンの回転変動に伴うアームの揺動幅が最大（例えば１０°）となる走行パターン（比較的低回転数、高負荷）で連続的に走行させる耐久試験（促進試験）を実施した場合の結果（試験時間、寿命に関わるデータ）と、上述の近似車両で市場走行させた場合の途中結果（市場走行距離、寿命に関わるデータ）とを突き合わせることを繰り返すことによって得られる、蓄積データを基にした経験則（独自の判定基準）に頼って、実際の市場でのオートテンショナの寿命をいわば大まかに推定しているのが現状であった。 (ii) Combined use of endurance test using bench engine and market running test Predict life (eg, in terms of market mileage for the target vehicle). For example, an endurance test (accelerated test) (test time, data related to service life) and interim results (market mileage, data related to service life) of running the above-mentioned approximate vehicle in the market. Currently, the life of the auto tensioner in the actual market is roughly estimated by relying on empirical rules (original judgment criteria) based on the accumulated data obtained by the company.

このため、オートテンショナの寿命に係るデータに関し、当オートテンショナの設計初期段階評価の結果と、本格的な市場（耐久）走行試験段階（設計最終段階）での結果とに大きな差異が生じることがあり、場合によっては、設計最終段階で更なる寿命の上乗せが必要となり、設計変更の内容によっては、開発納期に対応できなくなる場合がある。なお、台上エンジンを用いた耐久試験（前述の促進試験）で寿命に達するまでに要する時間は、例えば2000時間程度（３カ月程度）である。 For this reason, regarding data related to the life of the auto tensioner, there is a large difference between the results of the auto tensioner's initial design stage evaluation and the full-scale market (durability) driving test stage (final stage of design). In some cases, it may be necessary to extend the service life in the final stage of design, and depending on the content of the design change, it may not be possible to meet the development deadline. In the endurance test (the above-mentioned accelerated test) using a bench engine, the time required to reach the end of life is, for example, about 2000 hours (about 3 months).

当該オートテンショナの寿命予測に関し、（ｉ）による場合、短期間（概ね４カ月以内）では困難であり、（ｉｉ）による場合、正確性に欠けることがあった。つまるところ、これまで、市場走行時（実際に車両が使用される状況（市場走行条件）が反映された走行時）におけるオートテンショナの寿命（例えば、対象車両の市場走行距離に換算）を短期間（概ね４カ月以内）で且つ正確に推定できる方法は確立されておらず（開示されておらず）、現在のところ有効な手段がないのが現状であった。 Regarding the life prediction of the auto tensioner, in the case of (i), it is difficult in a short period of time (within about four months), and in the case of (ii), accuracy may be lacking. In short, until now, the life of the auto tensioner (for example, converted to the market mileage of the target vehicle) during market driving (driving that reflects the actual vehicle usage (market driving conditions)) has been shortened ( within about 4 months), and no method for accurate estimation has been established (not disclosed), and currently there is no effective means.

そこで、本発明の目的は、市場走行時においてオートテンショナが寿命に達する対象車両の市場走行距離を短期間（概ね４カ月以内）で且つ正確に推定することができる、オートテンショナの寿命推定方法を提供することである。 Accordingly, an object of the present invention is to provide a method for estimating the life of an auto tensioner that can accurately estimate the market travel distance of a target vehicle when the auto tensioner reaches the end of its life while running on the market in a short period of time (within approximately four months). to provide.

上記の課題を解決するために、本発明は、固定部材と、
前記固定部材に対して回動自在に支持されたアームと、
前記アームに回転自在に設けられるとともに、ベルトを押圧するプーリと、
前記固定部材と前記アームとの間に設けられ、摺動面に対して摺動する摺動部材と、
前記固定部材と前記アームとの間に軸方向に圧縮された状態で配置され、前記アームを前記固定部材に対して一方向に回動付勢するコイルばねと、を備えたオートテンショナの寿命を推定する方法であって、
（Ｓ１）前記オートテンショナを作動させ、前記アームに所定の揺動幅を付与し、前記アームの揺動を繰り返す揺動試験を行い、前記摺動部材の摩耗によって前記オートテンショナが寿命に達するまでの、前記摺動部材の前記摺動面に沿った総摺動距離を求めることと、
（Ｓ２）エンジンを用いて、前記オートテンショナを作動させ、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、前記アームの各揺動幅を測定し、測定した前記アームの各揺動幅を、前記エンジン回転数及び前記エンジン負荷率に対応する、前記摺動部材の前記摺動面に沿った各摺動距離に換算することと、
（Ｓ３）前記Ｓ２で換算した、前記エンジン回転数及び前記エンジン負荷率に対応する、前記摺動部材の前記摺動面に沿った各摺動距離に、対象車両ごとに得られる市場走行時間における、前記エンジン回転数及び前記エンジン負荷率に対応する発生頻度の割合をそれぞれ乗じて、前記対象車両の市場走行時間における、前記エンジン回転数及び前記エンジン負荷率に対応する、前記摺動部材の前記摺動距離にそれぞれ換算することにより、前記対象車両の市場走行時間と前記摺動部材の前記総摺動距離との関係を求めることと、
（Ｓ４）前記Ｓ３で求めた、前記対象車両の市場走行時間と前記摺動部材の前記総摺動距離との関係、前記Ｓ１で求めた、前記オートテンショナが寿命に達するまでの、前記摺動部材の前記摺動面に沿った前記総摺動距離、及び、市場走行時の平均車速情報に基づき、前記オートテンショナが寿命に達するまでの前記対象車両の市場走行距離を推定すること、を含むことを特徴としている。 In order to solve the above problems, the present invention provides a fixing member,
an arm rotatably supported with respect to the fixed member;
a pulley rotatably provided on the arm and pressing the belt;
a sliding member provided between the fixed member and the arm and sliding on a sliding surface;
and a coil spring disposed between the fixed member and the arm in an axially compressed state to urge the arm to rotate in one direction with respect to the fixed member. A method of estimating,
(S1) Operate the auto tensioner, apply a predetermined swing width to the arm, perform a swing test in which the arm swings repeatedly until the life of the auto tensioner reaches the end of its life due to wear of the sliding member. determining the total sliding distance along the sliding surface of the sliding member;
(S2) Using the engine, operate the auto tensioner, measure each swing width of the arm corresponding to the engine speed and the engine load factor, and measure each swing width of the arm, Converting each sliding distance along the sliding surface of the sliding member corresponding to the rotation speed and the engine load factor;
(S3) For each sliding distance along the sliding surface of the sliding member corresponding to the engine speed and the engine load factor converted in S2, the market running time obtained for each target vehicle , by multiplying the rate of the frequency of occurrence corresponding to the engine speed and the engine load factor, respectively, the sliding member corresponding to the engine speed and the engine load factor during the market running time of the target vehicle. Obtaining a relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member by converting each into a sliding distance;
(S4) The relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member obtained in S3, and the sliding distance until the auto tensioner reaches the end of its life obtained in S1. estimating the market travel distance of the target vehicle until the auto tensioner reaches the end of its life based on the total sliding distance along the sliding surface of the member and average vehicle speed information during market travel. It is characterized by

上記方法によれば、
（１）Ｓ１を行うことにより、市場走行試験を省くことができるとともに、市場走行試験の結果からオートテンショナの寿命（例えば、対象車両の市場走行距離に換算）を予測する場合（所要６～７カ月）と比べ、市場走行時においてオートテンショナが寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を設計初期段階の比較的短期間（概ね４カ月以内）で推定することができる。
（２）Ｓ３を行うことにより、対象車両ごとに得られる市場走行時間における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する発生頻度の割合を考慮しない場合と比べて、対象車両の市場走行時間と摺動部材の総摺動距離との関係に対する正確性を担保することができる。
これにより、対象車両においてオートテンショナが寿命に達するまでの市場走行時間、ならびに、市場走行時においてオートテンショナが寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を正確に推定することができる。
従って、市場走行時においてオートテンショナが寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を設計初期段階の比較的短期間（概ね４カ月以内）で且つ正確に推定することができる。 According to the above method,
(1) By performing S1, it is possible to omit the market driving test, and to predict the life of the auto tensioner (for example, converted to the market driving distance of the target vehicle) from the results of the market driving test (requires 6 to 7 months), it is possible to estimate the market driving distance of the target vehicle until the auto tensioner reaches the end of its life during market driving in a relatively short period of time (within about four months) at the initial stage of design.
(2) By performing S3, the market running time of the target vehicle and the market running time of the target vehicle are more consistent than when the rate of occurrence frequency corresponding to the engine speed and the engine load factor is not taken into account in the market running time obtained for each target vehicle. Accuracy of the relationship with the total sliding distance of the moving member can be ensured.
As a result, it is possible to accurately estimate the market driving time until the auto tensioner of the target vehicle reaches the end of its life, and the market driving distance of the target vehicle until the auto tensioner reaches the end of its life during market driving.
Therefore, it is possible to accurately estimate the market travel distance of the subject vehicle until the auto tensioner reaches the end of its service life during market travel in a relatively short period of time (within approximately four months) in the initial stage of design.

また、本発明は、上記オートテンショナの寿命推定方法において、前記Ｓ１の前記揺動試験は、電動モータと、駆動軸を介して前記電動モータに接続され、前記駆動軸の軸心方向に見て前記駆動軸の軸心がプーリの中心から所定の偏心量だけ離れた位置に形成されている駆動プーリと、前記オートテンショナとを備えた揺動装置で、前記アームを強制的に繰返し揺動させて行われることを特徴としている。 Further, according to the present invention, in the auto tensioner life estimating method described above, the rocking test in S1 is performed by connecting an electric motor and a drive shaft to the electric motor. A oscillating device comprising a drive pulley formed at a position away from the center of the pulley by a predetermined eccentricity, and the auto tensioner, for forcibly repeatedly oscillating the arm. It is characterized by being carried out

上記方法によれば、Ｓ１の揺動試験は、エンジンを用いず、駆動軸を介して電動モータ（駆動源）に接続された駆動プーリを偏心プーリとする揺動装置で、アームに所定の揺動幅（例えば揺動幅が最大となる水準の角度範囲である１０°）を付与し、アームを強制的に繰返し揺動させて行うことができる。
このため、台上エンジンを用いて行う場合に比べ、さほど手間を掛けずに揺動試験を行うことができる。従って、試験時間を短縮することができる。 According to the above method, the rocking test of S1 does not use an engine. A swing width (for example, 10°, which is the standard angle range for maximizing the swing width) is given, and the arm is forcibly swung repeatedly.
Therefore, compared with the case of using a bench engine, the rocking test can be performed without much trouble. Therefore, test time can be shortened.

市場走行時においてオートテンショナが寿命に達する対象車両の市場走行距離を短期間（概ね４カ月以内）で且つ正確に推定することができる、オートテンショナの寿命推定方法を提供することができる。 It is possible to provide an auto tensioner life estimation method capable of accurately estimating in a short period of time (within approximately four months) the market travel distance of a target vehicle whose auto tensioner reaches the end of its life during market travel.

寿命を推定する対象となるオートテンショナが備わる補機駆動ベルトシステムの一例であって、Ｓ２のステップで用いる試験装置（実施例）を示す概略図である（軸Ｒ方向に見た図）。FIG. 4 is an example of an accessory drive belt system equipped with an auto tensioner whose service life is to be estimated, and is a schematic diagram showing a test apparatus (example) used in step S2 (viewed in the direction of axis R). 寿命を推定する対象となるオートテンショナの一例（実施例）の断面図（図１のＡ－Ａ線断面図）である。FIG. 2 is a cross-sectional view (cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1) of an example (working example) of an auto tensioner whose service life is to be estimated; Ｓ１のステップで用いる揺動装置であって、エンジンを用いず、オートテンショナを作動させ、アームに所定の揺動幅を付与し、アームの揺動を繰り返す揺動装置の一例（実施例）を示す構成図である。An example (embodiment) of a swinging device used in step S1, in which an auto-tensioner is actuated without using an engine, a predetermined swinging width is given to the arm, and the arm swings repeatedly. It is a configuration diagram shown. 実施例のオートテンショナにおける、Ｓ１のステップでの揺動試験結果を示すグラフであって、摺動部材の摺動距離とテンショナの高さｈの変化量との関係を示すグラフである。4 is a graph showing the results of a swing test at step S1 in the auto tensioner of the example, and showing the relationship between the sliding distance of the sliding member and the amount of change in height h of the tensioner. 実施例のオートテンショナにおける、Ｓ２のステップでの試験結果を示すグラフであって、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応した、アームの揺動幅を例示したグラフである。4 is a graph showing the test results in step S2 in the auto tensioner of the example, and is a graph showing an example of swing width of the arm corresponding to the engine speed and the engine load factor. 実施例のオートテンショナにおける、Ｓ３での算出結果を示すグラフであって、対象車両の市場走行時間と摺動部材の総摺動距離との関係を示すグラフである。4 is a graph showing the calculation results in S3 in the auto tensioner of the example, and showing the relationship between the market running time of the subject vehicle and the total sliding distance of the sliding members. アームの揺動波形の説明図である（参考図）。FIG. 4 is an explanatory diagram of a swing waveform of an arm (reference diagram); 本発明の方法の概要を説明するためのフローチャートである。It is a flow chart for explaining the outline of the method of the present invention.

（実施形態）
本実施形態では、以下、図面に基づき、寿命を推定する対象となるオートテンショナ１について説明する。オートテンショナ１は、図１に示すように、車両搭載エンジンの補機駆動ベルトシステム１００（試験装置）などに搭載される。なお、オートテンショナ１は、主機駆動用ベルトシステムにも搭載される場合がある。 (embodiment)
In this embodiment, the auto tensioner 1 whose life is to be estimated will be described below with reference to the drawings. As shown in FIG. 1, the auto tensioner 1 is mounted on an accessory drive belt system 100 (testing apparatus) for an engine mounted on a vehicle. Note that the auto tensioner 1 may also be installed in a main engine drive belt system.

（補機駆動ベルトシステム１００）
補機駆動ベルトシステム１００は、図１に示すように、クランク軸に固定されたクランクプーリ１０１と、オルタネータ（ＡＬＴ）に接続されたＡＬＴプーリ１０２と、ウォーターポンプ（ＷＰ）に接続されたＷＰプーリ１０３と、エアコン・コンプレッサ（ＡＣ）に接続されたＡＣプーリ１０４と、オートテンショナ１とを備えている。エンジンの出力は、１本のベルト１０５を介して、クランク軸に固定されたクランクプーリ１０１から時計回りに、ＡＬＴプーリ１０２、ＷＰプーリ１０３、ＡＣプーリ１０４に対してそれぞれ伝達され、各補機（オルタネータ、ウォーターポンプ、エアコン・コンプレッサ）が駆動される。オートテンショナ１は、クランクプーリ１０１とＡＬＴプーリ１０２とのベルトスパン間に、オートテンショナ１のテンショナプーリ４がベルト１０５に接触するように設けられる。ベルト１０５は、例えば、Ｖリブドベルト、Ｖベルト、歯付ベルト、平ベルト等の伝動ベルトである。 (Accessory drive belt system 100)
As shown in FIG. 1, the accessory drive belt system 100 includes a crank pulley 101 fixed to the crankshaft, an ALT pulley 102 connected to an alternator (ALT), and a WP pulley connected to a water pump (WP). 103 , an AC pulley 104 connected to an air conditioner compressor (AC), and an auto tensioner 1 . The output of the engine is transmitted clockwise from a crank pulley 101 fixed to the crankshaft through one belt 105 to an ALT pulley 102, a WP pulley 103, and an AC pulley 104. Alternator, water pump, air conditioner/compressor) are driven. The auto tensioner 1 is provided so that the tensioner pulley 4 of the auto tensioner 1 contacts the belt 105 between the belt spans of the crank pulley 101 and the ALT pulley 102 . The belt 105 is, for example, a transmission belt such as a V-ribbed belt, V-belt, toothed belt, or flat belt.

（オートテンショナ１）
オートテンショナ１は、図２に示すように、固定部材２と、固定部材２に対して回動自在に支持されたアーム３と、アーム３に回転自在に設けられるとともに、ベルト１０５を押圧するテンショナプーリ４と、固定部材２とアーム３との間に設けられ、摺動面に対して摺動する摺動部材５と、固定部材２とアーム３との間に軸方向に圧縮された状態で配置され、アーム３を固定部材２に対して一方向に回動付勢するコイルばね６とを有している。なお、図２において、紙面上方向を前方向、紙面下方向を後方向と定義する。 (Auto tensioner 1)
As shown in FIG. 2, the auto tensioner 1 includes a fixed member 2, an arm 3 rotatably supported with respect to the fixed member 2, and a tensioner rotatably provided on the arm 3 and pressing the belt 105. A pulley 4, a sliding member 5 which is provided between the fixed member 2 and the arm 3 and slides against the sliding surface, and which is axially compressed between the fixed member 2 and the arm 3. A coil spring 6 is provided to urge the arm 3 to rotate in one direction with respect to the fixed member 2 . In FIG. 2, the upward direction on the page is defined as the forward direction, and the downward direction on the page is defined as the rearward direction.

固定部材２は、ベース２１と、径方向の長さ（直径）が軸心Ｒに沿って前方に向かうほど大きくなるように前方の部分が逆円錐形状（断面テーパ形状）に形成された軸部２２とがボルト２３を介して一体に形成されている。また、ベース２１と軸部２２とは、後方に設けられた、互いの凹凸嵌合部同士（凹凸嵌合部２１１と凹凸嵌合部２２１）の嵌合（軸心Ｒ方向に沿った複数の凹溝部分と軸心Ｒ方向に沿った複数の凸条部分とが嵌合）により、周方向に相対回転不能に連結されている。 The fixing member 2 includes a base 21 and a shaft portion formed in an inverted cone shape (tapered cross-section) at the front portion so that the length (diameter) in the radial direction increases toward the front along the axis R. 22 are integrally formed via bolts 23 . In addition, the base 21 and the shaft portion 22 are connected to each other by the concave-convex fitting portions (the concave-convex fitting portion 211 and the concave-convex fitting portion 221) provided at the rear (a plurality of fitting portions along the direction of the axis R). The concave groove portion and a plurality of ridge portions along the direction of the axis R are engaged with each other so as to be non-rotatable relative to each other in the circumferential direction.

ベース２１は、アルミニウム合金鋳物からなる金属部品である。ベース２１の底部（前面）の縁部には、コイルばね６の一端部が係止される凹部が設けられている（不図示）。軸部２２は、材質が炭素鋼（Ｓ４５Ｃ）からなる切削加工品であって、摺動部材５の摺動面となる外周面２２２は、軟窒化処理による表面硬化処理（表面処理前の外周面２２２の表面硬度がＨＶ２００に対し、表面処理後の表面硬度はＨＶ６００）が施されるとともに、鏡面仕上げされている。また、軸部２２は、肉抜きされている。 The base 21 is a metal component made of aluminum alloy casting. An edge of the bottom (front surface) of the base 21 is provided with a recess (not shown) in which one end of the coil spring 6 is locked. The shaft portion 22 is a machined product made of carbon steel (S45C), and the outer peripheral surface 222, which serves as the sliding surface of the sliding member 5, is surface hardened by nitrocarburizing (outer peripheral surface before surface treatment). While the surface hardness of 222 is HV200, the surface hardness after surface treatment is HV600) and is mirror-finished. Further, the shaft portion 22 is hollowed out.

アーム３は、軸部２２の外周側に、径方向の長さ（直径）が軸心Ｒに沿って前方に向かうほど大きくなるように逆円錐形状（断面テーパ形状）に形成されたボス部３１と、ボス部３１の外周側に設けられ、テンショナプーリ４の軸受３２１を有する円盤部３２とが一体形成されている。ボス部３１は、摺動部材５を介して固定部材２の軸部２２に回動自在に嵌合されている。また、ボス部３１は、コイルばね６の軸方向の付勢力（アーム３を前方に移動させようとする力）により、摺動部材５を介して軸部２２（前方の逆円錐形部分の外周面２２２）に圧接している。また、ボス部３１の逆円錐形部分（内周面）には、凹状に窪み、側面視で略軸心Ｒ方向に延びるキー溝部３１１が１カ所形成されている（図１参照）。また、円盤部３２（後面）の縁部には、コイルばね６の他端部が係止される凹部が設けられている（不図示）。 The arm 3 has a boss portion 31 formed on the outer peripheral side of the shaft portion 22 to have an inverted conical shape (tapered cross section) so that the length (diameter) in the radial direction increases toward the front along the axis R. and a disk portion 32 provided on the outer peripheral side of the boss portion 31 and having a bearing 321 for the tensioner pulley 4 are integrally formed. The boss portion 31 is rotatably fitted to the shaft portion 22 of the fixed member 2 via the sliding member 5 . In addition, the boss portion 31 is moved through the sliding member 5 by the axial biasing force of the coil spring 6 (force to move the arm 3 forward). 222). The inverted conical portion (inner peripheral surface) of the boss portion 31 is formed with one key groove portion 311 that is recessed and extends substantially in the direction of the axis R when viewed from the side (see FIG. 1). In addition, the edge of the disk portion 32 (rear surface) is provided with a recess (not shown) in which the other end of the coil spring 6 is locked.

テンショナプーリ４は、アーム３の円盤部３２の軸受３２１に挿通された軸４１を介して回転自在に設けられている。 The tensioner pulley 4 is rotatably provided via a shaft 41 inserted through a bearing 321 of the disc portion 32 of the arm 3 .

摺動部材５は、固定部材２の軸部２２（外周面２２２）とアーム３のボス部３１（内周面）との間に設けられ、摺動面となる外周面２２２に対して摺動する。摺動部材５は、軸部２２及びボス部３１の互いの逆円錐形部分に径方向及び軸方向に挟まれるよう、逆円錐形のスリーブ状に形成されている。摺動部材５は、軸方向に見て、有端環状（環状であるが、周方向の両端がつながっていない略Ｃ字状）の部材であり、周方向の両端部の間に隙間５１が形成されている（図１参照）。また、摺動部材５の周方向の両端部の間の隙間５１に対し径方向の反対側には、径方向外方に突出し、側面視で略軸心Ｒ方向に延びる凸条部５２が１カ所形成されている（図１参照）。そして、摺動部材（外周面）に形成された凸条部５２とボス部３１の内周面に形成されたキー溝部３１１とが嵌合されることにより、摺動部材５は、アーム３のボス部３１の内周面に対しては周方向に摺動不能で、軸部２２の外周面２２２に対しては周方向に摺動可能に、固定部材２の軸部２２及びアーム３のボス部３１の互いの逆円錐形部分に径方向及び軸方向に挟まれるようになっている。つまり、摺動部材５は、軸部２２（逆円錐形部分）の外周面２２２を摺動面として、摺動面に対して摺動する。 The sliding member 5 is provided between the shaft portion 22 (outer peripheral surface 222) of the fixed member 2 and the boss portion 31 (inner peripheral surface) of the arm 3, and slides on the outer peripheral surface 222 serving as a sliding surface. do. The sliding member 5 is formed in an inverted conical sleeve shape so as to be sandwiched between the opposite conical portions of the shaft portion 22 and the boss portion 31 in the radial and axial directions. The sliding member 5 is a ring-shaped member with ends (although it is ring-shaped, but substantially C-shaped in which both ends in the circumferential direction are not connected) when viewed in the axial direction, and a gap 51 is formed between both ends in the circumferential direction. formed (see FIG. 1). On the opposite side in the radial direction of the gap 51 between the circumferential ends of the sliding member 5, there is a protruding portion 52 that protrudes radially outward and extends substantially in the direction of the axis R when viewed from the side. It is formed in places (see FIG. 1). The sliding member 5 is attached to the arm 3 by fitting the protruding portion 52 formed on the sliding member (outer peripheral surface) and the key groove portion 311 formed on the inner peripheral surface of the boss portion 31 . The shaft portion 22 of the fixed member 2 and the boss of the arm 3 are non-slidable in the circumferential direction with respect to the inner peripheral surface of the boss portion 31 and slidable in the circumferential direction with respect to the outer peripheral surface 222 of the shaft portion 22 . It is adapted to be radially and axially sandwiched between mutually inverted conical portions of portion 31 . That is, the sliding member 5 slides on the outer peripheral surface 222 of the shaft portion 22 (inverted conical portion) as a sliding surface.

また、摺動部材５は、硬質（ロックウェルＲスケールが１１４）のポリアセタール樹脂（熱可塑性樹脂）（商品名「ベスタールＧ」（三ツ星ベルト社製））で形成されている。 The sliding member 5 is made of a hard (Rockwell R scale of 114) polyacetal resin (thermoplastic resin) (trade name "Bestal G" (manufactured by Mitsuboshi Belting Co., Ltd.)).

本実施形態の摺動部材５は、滑り軸受機能とダンピング（減衰）機能とを兼ね備えている。即ち、摺動部材５は、摺動部材を滑り軸受としてのみ機能させる構成のオートテンショナと比較して、コイルばね６の軸方向の付勢力（アーム３を前方に移動させようとする力）が高めに設定されており、摺動面（軸部２２の逆円錐形部分の外周面２２２）に強く押し付けられている。その分、増大する摺動部材５の摺動抵抗をアーム３に対するダンピング力としてアーム３に確実に作用させることができる。なお、アーム３の回動により摺動部材５の表面が摩耗しても、アーム３は、コイルばね６で軸方向に押されて前方へ移動することにより、軸部２２（逆円錐形部分の外周面２２２）と摺動部材５との間が常に圧接した状態に維持されることになり、摺動部材５の摺動に伴うダンピング力をアーム３に確実に作用させることができる。 The sliding member 5 of this embodiment has both a sliding bearing function and a damping function. That is, the sliding member 5 has an axial biasing force (a force to move the arm 3 forward) of the coil spring 6 compared to an auto tensioner having a structure in which the sliding member functions only as a sliding bearing. It is set high and strongly pressed against the sliding surface (the outer peripheral surface 222 of the inverted conical portion of the shaft portion 22). Accordingly, the increased sliding resistance of the sliding member 5 can be reliably applied to the arm 3 as a damping force to the arm 3 . Even if the surface of the sliding member 5 wears due to the rotation of the arm 3, the arm 3 is pushed in the axial direction by the coil spring 6 and moves forward. The outer peripheral surface 222 ) and the sliding member 5 are always kept in pressure contact, so that the damping force associated with the sliding of the sliding member 5 can be reliably applied to the arm 3 .

コイルばね６は、アーム３（円盤部３２）を固定部材２（ベース２１）に対して一方向に回動付勢する。さらに、コイルばね６は、固定部材２のベース２１とアーム３の円盤部３２との間に軸方向に圧縮された状態で配置され、アーム３を前方に押し上げる方向に付勢している。なお、車両メーカの要求に対応し、オートテンショナ１のダンピング力を増加させたい場合は、コイルばね６のばね定数（ばねの反発力の強さ）を増加させる。 The coil spring 6 urges the arm 3 (disk portion 32) to rotate in one direction with respect to the fixed member 2 (base 21). Further, the coil spring 6 is arranged in an axially compressed state between the base 21 of the fixed member 2 and the disk portion 32 of the arm 3, and urges the arm 3 forward. If it is desired to increase the damping force of the auto tensioner 1 in response to the vehicle manufacturer's request, the spring constant of the coil spring 6 (strength of repulsive force of the spring) is increased.

また、コイルばね６は、その一端部および他端部がコイルばね６の外側に折り曲げられた形状に形成されている。コイルばね６の一端部は、ベース２１の底部（前面）の縁部に設けられた凹部に係止され（不図示）、コイルばね６の他端部は、アーム３の円盤部３２（後面）の縁部に設けられた凹部に係止されている（不図示）。 Also, the coil spring 6 is formed in a shape in which one end and the other end thereof are bent outwardly of the coil spring 6 . One end of the coil spring 6 is engaged with a recess (not shown) provided at the edge of the bottom (front surface) of the base 21, and the other end of the coil spring 6 is engaged with the disk portion 32 (rear surface) of the arm 3. (not shown).

（オートテンショナ１が寿命に至る過程の説明）
オートテンショナ１が寿命に至る過程としては、軸受（滑り軸受機能）を兼ねた摺動部材５が摩耗する。そして、コイルばね６の軸心Ｒ方向の付勢力により、アーム３及びテンショナプーリ４が前方（アーム３がベース２１から軸心Ｒ方向に離れる方向、テンショナ高さｈ（図２参照）が増加する方向）に移動する。これにより、補機駆動ベルトシステム１００にミスアライメントが発生するとともに、異音等の不具合が生じ、最終的には寿命に至る。 (Description of the process in which the auto tensioner 1 reaches the end of its life)
As a process for the life of the auto tensioner 1 to reach the end of its life, the sliding member 5 that also serves as a bearing (functioning as a sliding bearing) wears out. Then, due to the biasing force of the coil spring 6 in the direction of the axis R, the arm 3 and the tensioner pulley 4 move forward (in the direction in which the arm 3 moves away from the base 21 in the direction of the axis R, the tensioner height h (see FIG. 2) increases. direction). As a result, misalignment occurs in the accessory drive belt system 100, problems such as abnormal noise occur, and eventually the service life of the belt system 100 is reached.

（オートテンショナ１の寿命を推定する方法）
次に、上記実施形態で説明した、オートテンショナ１の寿命を推定する方法を、実施例として、図８に示す、Ｓ１～Ｓ４のステップに従い具体的に説明する。 (Method for estimating life of auto tensioner 1)
Next, the method for estimating the life of the auto tensioner 1 described in the above embodiment will be described in detail as an example according to steps S1 to S4 shown in FIG.

〈Ｓ１のステップ〉
まず、図３に示す、偏心プーリ４０３を備えた揺動装置４００において、オートテンショナ１を、偏心プーリ４０３と従動プーリ４０６とのベルトスパン間に、テンショナプーリ４がベルト４０７に接触するように設置する。そして、この揺動装置４００を用いて、オートテンショナ１（図２参照）を作動させ、アーム３に所定の揺動幅（θ°）を付与し、アーム３の揺動を繰り返す揺動試験を行い、摺動部材５の摩耗に伴い、オートテンショナ１が寿命（テンショナ高さｈ変化量が寿命判定値）に達するまでの、摺動部材５の摺動面に沿った総摺動距離を求める（図４参照）。 <Step S1>
First, in the oscillating device 400 provided with the eccentric pulley 403 shown in FIG. do. Then, using this swinging device 400, the auto tensioner 1 (see FIG. 2) is operated, the arm 3 is given a predetermined swing width (θ°), and a swing test is performed in which the arm 3 swings repeatedly. Then, as the sliding member 5 wears, the total sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 until the auto tensioner 1 reaches the end of its life (the amount of change in tensioner height h is the life judgment value) is obtained. (See Figure 4).

ここで、摺動距離とは、摺動部材５が摺動面（軸部２２の外周面２２２）に沿って摺動する距離である。また、アーム３の揺動幅とは、オートテンショナ１において、ベルトの張力が増加した場合にアーム３が揺動する角度と、ベルトの張力が減少した場合にアーム３が揺動する角度とを合わせた角度を、アームの揺動幅（θ°）という。換言すれば、アーム３の揺動幅とは、エンジンが回転変動した際にアーム３が揺動する角度範囲（θ°）（Peak to Peak）（以下、Ｐ－Ｐ）のことを指し、端的には、アーム３の揺動時中心角（θ°）を指す（図３、図７参照）。なお、一般的な自動車エンジンの補機駆動ベルトシステム１００のオートテンショナ１において、アーム３は激しく揺動するが、アーム３の揺動幅自体は比較的小さく、概ね１０°以下である。 Here, the sliding distance is the distance that the sliding member 5 slides along the sliding surface (the outer peripheral surface 222 of the shaft portion 22). In the auto tensioner 1, the swing width of the arm 3 is defined as the swing angle of the arm 3 when the belt tension increases and the swing angle of the arm 3 when the belt tension decreases. The combined angle is called the swing width (θ°) of the arm. In other words, the swing width of the arm 3 refers to the angle range (θ°) (Peak to Peak) (hereinafter referred to as PP) within which the arm 3 swings when the rotation of the engine fluctuates. indicates the central angle (θ°) of the swinging arm 3 (see FIGS. 3 and 7). In addition, in the auto tensioner 1 of the accessory drive belt system 100 of a general automobile engine, the arm 3 swings violently, but the swing width of the arm 3 itself is relatively small, approximately 10° or less.

図７（アームの揺動波形図）に示すとおり、４気筒エンジンの場合、エンジン（クランク軸）１回転あたりに、回転変動は２回起きる。また、回転変動１周期あたりのアーム３の揺動量（角度θ°）は、揺動幅（Ｐ－Ｐ）２回分に相当する。また、エンジン（クランク軸）１回転あたりのアーム３の揺動量（角度θ°）は、揺動幅（Ｐ－Ｐ）４回分に相当する。 As shown in FIG. 7 (arm oscillation waveform diagram), in the case of a four-cylinder engine, rotation fluctuation occurs twice per engine (crankshaft) rotation. Further, the swing amount (angle θ°) of the arm 3 per cycle of rotation fluctuation corresponds to two swing widths (PP). The swing amount (angle θ°) of the arm 3 per engine (crankshaft) rotation corresponds to four swing widths (PP).

（揺動装置）
揺動装置４００は、図３に示すように、鉛直上方に延びる１枚のフレーム４２０に固定されており、このフレーム４２０は、床等に固定されて略水平方向に延在する架台４２１に固定されている。揺動装置４００は、駆動モータ（電気モータ）により回転する駆動軸４０４に接続された偏心プーリ４０３（駆動プーリ）と、従動プーリ４０６と、ベルト４０７と、偏心プーリ４０３と従動プーリ４０６とのベルトスパン間に配置されたオートテンショナ１とを有する。 (Oscillating device)
As shown in FIG. 3, the rocking device 400 is fixed to a single frame 420 extending vertically upward. This frame 420 is fixed to a base 421 that is fixed to the floor or the like and extends substantially horizontally. It is The oscillating device 400 includes an eccentric pulley 403 (drive pulley) connected to a drive shaft 404 rotated by a drive motor (electric motor), a driven pulley 406, a belt 407, and a belt of the eccentric pulley 403 and the driven pulley 406. and an auto tensioner 1 disposed between the spans.

駆動軸４０４は、フレーム４２０と直交する方向に配置されている。従動プーリ４０６には補機を接続していない。偏心プーリ４０３は、オートテンショナ１のアーム３を強制的に揺動させることができるよう、駆動軸４０４の軸心Ｒ１方向に見て駆動軸４０４の軸心Ｒ１が、偏心プーリ４０３の中心Ｃから所定の偏心量ｄだけ離れた位置に形成（偏心）されている。アーム３の揺動幅（θ°）（摺動部材５の摺動幅）が１０°となるように、偏心量ｄは４ｍｍとした。ベルト４０７は、Ｖリブドベルトで、ベルト呼称が６ＰＫ７３０（Ｋ形リブ、ベルト幅方向のリブ山の数６、ベルト長さ（ＰＯＣ）７３０ｍｍ、ベルト幅２１．４ｍｍ）のものを用いた。ベルト４０７に埋設されている心線は、ポリエステルコードを用いた撚糸ロープである。 The drive shaft 404 is arranged in a direction perpendicular to the frame 420 . No accessories are connected to the driven pulley 406 . The eccentric pulley 403 is arranged such that the axis R1 of the drive shaft 404 is positioned from the center C of the eccentric pulley 403 when viewed in the direction of the axis R1 of the drive shaft 404 so that the arm 3 of the auto tensioner 1 can be forcibly oscillated. They are formed (eccentrically) at positions separated by a predetermined eccentricity d. The eccentricity d was set to 4 mm so that the swing width (θ°) of the arm 3 (sliding width of the sliding member 5) was 10°. The belt 407 was a V-ribbed belt with a belt designation of 6PK730 (K-shaped ribs, 6 rib crests in the belt width direction, belt length (POC) 730 mm, belt width 21.4 mm). The core wires embedded in the belt 407 are twisted ropes using polyester cords.

上記揺動装置４００を使用して揺動試験を行うことにより、台上エンジンを用いて揺動試験を行う場合に比べ、さほど手間を掛けずに揺動試験を行うことができる。従って、試験時間を短縮することができる。 By using the rocking apparatus 400 to perform the rocking test, the rocking test can be performed with less trouble than when the rocking test is performed using a bench engine. Therefore, test time can be shortened.

なお、本実施形態の揺動装置４００では、ベルト４０７にＶリブドベルトを用いているが、より非伸縮性が高いワイヤーを用いてもよい。また、本実施形態の揺動装置４００では、従動プーリ４０６を配置させているが、従動プーリ４０６を配置させなくてもよい。また、揺動試験では、駆動モータを使用した揺動装置４００ではなく、エンジンを用いた揺動装置を使用して行ってもよい。 In addition, in the rocking device 400 of the present embodiment, a V-ribbed belt is used for the belt 407, but a wire having a higher non-stretchability may be used. Further, although the driven pulley 406 is arranged in the swing device 400 of the present embodiment, the driven pulley 406 may not be arranged. Further, the rocking test may be performed using a rocking device using an engine instead of the rocking device 400 using a drive motor.

（揺動試験の条件）
雰囲気温度：９０℃
揺動幅（θ°）：１０°（Ｐ－Ｐ）（アーム３の揺動時中心角）
揺動周波数：３３Ｈｚ（揺動幅が最大となる４気筒エンジンの回転数１０００ｒｐｍ相当）
摺動部材５の摺動面の平均半径（ｒ１：図２参照）：１５ｍｍ (Conditions of rocking test)
Ambient temperature: 90°C
Swing width (θ°): 10° (PP) (central angle of arm 3 when swinging)
Oscillation frequency: 33 Hz (equivalent to 1000 rpm of a 4-cylinder engine with maximum oscillation width)
Average radius of sliding surface of sliding member 5 (r1: see FIG. 2): 15 mm

（評価項目・評価方法）
テンショナ高さｈの変化量（ｍｍ）を評価項目とする。
評価方法としては、テンショナ高さｈを逐次（例えば３００時間ごとに装置を停止させ）、ノギスで測定し、試験前（新品時）からの変化量（増加量）に相当するテンショナ高さｈの変化量を監視した。 (Evaluation items and evaluation methods)
The change amount (mm) of the tensioner height h is used as an evaluation item.
As an evaluation method, the tensioner height h is measured sequentially (for example, the device is stopped every 300 hours), measured with a vernier caliper, and the tensioner height h corresponding to the amount of change (increase) from before the test (when new). Monitored the amount of change.

（評価基準）
摺動部材５の摩耗に伴い、アーム３及びテンショナプーリ４が前方に移動し、テンショナ高さｈが増加する（図２参照）。
ここで、過去の蓄積データを基にした経験則（独自の判断基準）により、テンショナプーリ４の位置が軸心Ｒ方向（前方又は後方）に１．５ｍｍずれてしまうと、補機駆動ベルトシステム１００にミスアライメントが発生し、異音等のトラブルに発展する虞が高まることがわかっている。
したがって、テンショナ高さｈの変化量に関し、オートテンショナ１が寿命に達したとみなし得る水準の値（寿命判定値）を１．５ｍｍに設定した。 (Evaluation criteria)
As the sliding member 5 wears, the arm 3 and the tensioner pulley 4 move forward, increasing the tensioner height h (see FIG. 2).
Here, according to empirical rules (original judgment criteria) based on past accumulated data, if the position of the tensioner pulley 4 deviates by 1.5 mm in the direction of the axis R (forward or backward), the accessory drive belt system It is known that misalignment occurs in 100, increasing the risk of developing trouble such as abnormal noise.
Therefore, regarding the amount of change in the tensioner height h, the standard value (life judgment value) at which the auto tensioner 1 can be considered to have reached the end of its life was set at 1.5 mm.

（揺動試験結果）
揺動試験の結果を図４に示す。
図４の摺動部材５の摺動距離とテンショナ高さｈの変化量との関係によると、オートテンショナ１が摺動部材５の摩耗に伴い寿命（テンショナ高さｈの変化量が寿命判定値の１．５ｍｍ）に達するまでの、摺動部材５の摺動面に沿った総摺動距離は、１２４０ｋｍとなった。 (Oscillation test result)
The results of the rocking test are shown in FIG.
According to the relationship between the sliding distance of the sliding member 5 and the amount of change in the height h of the tensioner shown in FIG. of 1.5 mm), the total sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 was 1240 km.

ここで、エンジンの回転変動周期（図７参照）に対応する摺動部材５の摺動距離（ｍｍ）は、（１揺動幅あたりの、摺動面上の摺動部分の弧長）×（１回転変動周期に揺動幅２回分）であることから、『１５ｍｍ×２×３．１４×（１０ｄｅｇ/３６０ｄｅｇ）×２』＝５．２３ｍｍ、と計算される。
そして、摺動部材５の１時間ごとの摺動距離（ｋｍ）は、５．２３ｍｍ×３３Ｈｚ×３６００×１０^-6＝０．６２１ｋｍと計算される。
したがって、Ｓ１の揺動試験で、オートテンショナ１が寿命（摺動部材５の総摺動距離１２４０ｋｍ）に達するまでには、１２４０÷０．６２１≒２０００時間弱（約８３日間、３カ月弱）を要することになる。 Here, the sliding distance (mm) of the sliding member 5 corresponding to the rotation fluctuation period of the engine (see FIG. 7) is (arc length of the sliding portion on the sliding surface per swing width)× (Twice the oscillation width in one rotation fluctuation period), it is calculated as "15 mm×2×3.14×(10 deg/360 deg)×2"=5.23 mm.
The sliding distance (km) of the sliding member 5 per hour is calculated as 5.23 mm×33 Hz×3600×10 ⁻⁶ =0.621 km.
Therefore, in the swing test of S1, it takes 1240÷0.621≈2000 hours (approximately 83 days, a little less than 3 months) until the auto tensioner 1 reaches its life (total sliding distance of the sliding member 5 is 1240 km). will be required.

〈Ｓ２のステップ〉
次に、試験装置として、車両搭載エンジンの補機駆動ベルトシステム１００を台上に設置し、対象のエンジンを用いて、オートテンショナ１を作動させ、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、アーム３の各揺動幅を測定し、測定したアーム３の各揺動幅を、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、摺動部材５の摺動面に沿った各摺動距離に換算する（表１参照）。 <Step S2>
Next, as a test device, the accessory drive belt system 100 for the vehicle-mounted engine is installed on a table, and the target engine is used to operate the auto tensioner 1, and the arm Each swing width of the arm 3 is measured, and each swing width of the arm 3 thus measured is converted into each sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 corresponding to the engine speed and the engine load factor. (See Table 1).

ここで、エンジン負荷とは、運転中のエンジンにかかる抵抗のことを指す。このエンジンにかかる抵抗とは、路面（グリップ状態、勾配）、車重、風圧等に伴う走行抵抗が主なものであり、更には、エンジン以外のエンジンにより回転駆動される部分（変速装置や、プロペラシャフトやタイヤ等の駆動装置）の機械的ロス（フリクションロスを含む）、が挙げられる。エンジン負荷の大きさが大になるほど、エンジンにかかる抵抗が増すため、エンジンの回転変動が大になり、その結果、オートテンショナ１におけるアーム３の揺動幅が大になる（表１参照）。なお、このエンジン負荷の大きさとアーム３の揺動幅との関係は略直線的な比例関係と見なしてよい。本実施例におけるエンジン負荷率とは、スロットル開度全開時のエンジン負荷（エンジンにかかる抵抗）を１００（最大負荷状態）とした場合の、各エンジン負荷（エンジンにかかる抵抗）の割合（百分率）のことをいう。 Here, the engine load refers to the resistance applied to the engine during operation. The resistance applied to the engine is mainly running resistance due to road surface (grip condition, slope), vehicle weight, wind pressure, etc. In addition, parts other than the engine that are rotationally driven by the engine (transmission, (Drivers such as propeller shafts and tires) mechanical loss (including friction loss). As the magnitude of the engine load increases, the resistance applied to the engine increases, so that the rotation fluctuation of the engine increases. Note that the relationship between the magnitude of the engine load and the swing width of the arm 3 may be regarded as a substantially linear proportional relationship. The engine load factor in this embodiment is the ratio (percentage) of each engine load (resistance applied to the engine) when the engine load (resistance applied to the engine) when the throttle is fully opened is 100 (maximum load state). That's what I mean.

例示すると、以下のように説明できる。
・エンジン負荷率０～１９％：スロットル開度全閉（アクセルオフ）。例えば、アイドル運転時（エンジン回転数６００～７９９ｒｐｍ）の極低負荷状態や、減速走行時の低負荷状態。
・エンジン負荷率２０～３９％：例えば、スロットル開度１／５～２／５程度。通常の発進時（エンジン回転数６００～７９９ｒｐｍ）や、巡航走行時等、比較的低負荷～中負荷状態。
・エンジン負荷率４０～７９％：例えば、スロットル開度２／５～４／５程度。登坂時や、巡航走行時からの加速時等、比較的高負荷状態。
・エンジン負荷率１００％：スロットル開度全開。超高負荷状態。市場走行時での発生頻度はゼロとみなされる。市場走行時とはみなさない、サーキット走行時に限定。
・このエンジン負荷の大きさ（エンジン負荷率の各水準の割出し）は、（開度センサーによる）スロットル開度や（圧力センサーによる）吸気側の吸気圧などを常時監視・計測することにより得られる。
なお、本実施例では、上記エンジン負荷率の各水準を１１段階に振り分けている（表１～３参照）。 For example, it can be explained as follows.
・Engine load factor 0 to 19%: Throttle opening fully closed (accelerator off). For example, an extremely low load state during idling (engine speed 600 to 799 rpm) and a low load state during deceleration.
・Engine load factor of 20 to 39%: For example, throttle opening of about 1/5 to 2/5. Relatively low to medium load conditions, such as normal starting (engine speed 600 to 799 rpm) and cruising.
・Engine load factor 40 to 79%: For example, throttle opening about 2/5 to 4/5. Relatively high load conditions such as when climbing hills or accelerating from cruising.
・Engine load factor 100%: Throttle opening is fully open. Super high load condition. The frequency of occurrence during market driving is considered zero. Limited to circuit driving, not considered market driving.
・The magnitude of this engine load (indexing of each level of the engine load factor) is obtained by constantly monitoring and measuring the throttle opening (using the opening sensor) and the intake pressure on the intake side (using the pressure sensor). be done.
In this embodiment, each level of the engine load factor is divided into 11 stages (see Tables 1 to 3).

（試験装置）
台上に設置した、試験装置としての補機駆動ベルトシステム１００（図１参照）のエンジンを作動させる（エンジン台上ファイアリング試験）。 (test equipment)
The engine of the accessory drive belt system 100 (see FIG. 1) as a test device installed on a bench is started (engine bench firing test).

（試験条件）
雰囲気温度：９５℃ (Test condition)
Ambient temperature: 95°C

（試験項目）
アーム３の揺動幅（ｍｍ）を測定する。 (Test items)
A swing width (mm) of the arm 3 is measured.

（試験方法）
まず、オートテンショナ１を、対象エンジンの補機駆動ベルトシステム１００（図１参照）に組み付けて、ベルト１０５を巻き掛ける。ベルト１０５は、Ｖリブドベルト（三ツ星ベルト社製）で、ベルト呼称が６ＰＫ１５５５（Ｋ形リブ、ベルト幅方向のリブ山の数６、ベルト長さ（ＰＯＣ）１５５５ｍｍ、ベルト幅２１．４ｍｍ）のものを用いた。ベルト１０５に埋設されている心線は、ポリエステルコードを用いた撚糸ロープである。ベルト１０５の初期張力は３３０Ｎとした。 (Test method)
First, the auto tensioner 1 is assembled to the accessory drive belt system 100 (see FIG. 1) of the target engine, and the belt 105 is wound around it. The belt 105 is a V-ribbed belt (manufactured by Mitsuboshi Belting Co., Ltd.) with a belt designation of 6PK1555 (K-shaped ribs, 6 rib crests in the belt width direction, belt length (POC) 1555 mm, belt width 21.4 mm). Using. The cords embedded in the belt 105 are twisted ropes using polyester cords. The initial tension of the belt 105 was set to 330N.

次に、エンジンを始動し、初期張力付与後の慣らし走行（エンジン回転数５００～８００ｒｐｍで約５～１０分）を実施した。 Next, the engine was started and run-in (about 5 to 10 minutes at an engine speed of 500 to 800 rpm) was performed after initial tension was applied.

次に、慣らし走行後、実車を想定した雰囲気温度（当補機駆動ベルトシステム１００を囲む恒温槽内の温度）９５℃のもと、エンジン回転数及びエンジン負荷率の各水準下での、アーム３の揺動幅をレーザー変位計を用いて時系列に測定した（後述の手順１－１参照）。 Next, after the break-in, under each level of the engine speed and the engine load factor, under the ambient temperature (the temperature in the constant temperature bath surrounding the accessory drive belt system 100) of 95° C. assuming the actual vehicle, the arm 3 was measured in chronological order using a laser displacement meter (see procedure 1-1 below).

なお、エンジン負荷の大きさ（エンジン負荷率の各水準の割出し）は、（開度センサーによる）スロットル開度や（圧力センサーによる）吸気側の吸気圧などを常時監視・計測することにより得られるものである。
しかしながら、装置自体の構成が煩雑になること、エンジン負荷の大きさとアーム揺動幅との関係は略直線的な比例関係と見なしてよいことが考慮されてよい。
そのため、実施例におけるエンジン負荷率に対応する、アーム３の揺動幅の測定は、（ａ）スロットル開度全閉時（エンジン回転数７００ｒｐｍ）のエンジン負荷率０～９％の範囲、及び、（ｂ）スロットル開度全開時のエンジン負荷率１００％、の２水準についてのみ実施した。 The magnitude of the engine load (indexing of each level of the engine load factor) is obtained by constantly monitoring and measuring the throttle opening (using the opening sensor) and the intake air pressure (using the pressure sensor). It is something that can be done.
However, it may be taken into consideration that the configuration of the device itself becomes complicated, and that the relationship between the magnitude of the engine load and the swing width of the arm may be regarded as a substantially linear proportional relationship.
Therefore, the swing width of the arm 3, which corresponds to the engine load factor in the embodiment, is measured in the range of (a) the engine load factor of 0 to 9% when the throttle opening is fully closed (engine speed 700 rpm), and (b) Only two levels of 100% engine load factor at full throttle opening were tested.

詳細には、上記２水準の内、上記（ａ）においては、エンジン回転数が２５００ｒｐｍを超える高回転側でスロットル開度をオフ（全閉）にし、エンジン回転数７００ｒｐｍまで減速する間の、各エンジン回転数ごとの平均のエンジン回転数に達した瞬間のアーム３の揺動幅をレーザー変位計による変位量の記録チャートから読み取った（図５参照）。 Specifically, among the above two levels, in the above (a), the throttle opening is turned off (fully closed) on the high rotation side when the engine speed exceeds 2500 rpm, and while the engine speed is decelerated to 700 rpm, each The swing width of the arm 3 at the moment when the average engine speed for each engine speed was reached was read from the displacement record chart by the laser displacement meter (see FIG. 5).

また、上記（ｂ）においては、アイドル状態（エンジン回転数７００ｒｐｍ前後）からスロットル開度を全開にし、エンジン回転数２５００ｒｐｍまで加速する間の、各エンジン回転数ごとの平均のエンジン回転数に達した瞬間のアーム３の揺動幅をレーザー変位計による変位量の記録チャートから読み取った（図５参照）。 Also, in the above (b), the throttle opening is fully opened from the idle state (engine speed around 700 rpm), and the average engine speed for each engine speed is reached while accelerating to the engine speed of 2500 rpm. The swing width of the arm 3 at an instant was read from the displacement record chart by the laser displacement meter (see FIG. 5).

次に、残る９水準の各エンジン負荷率（１０～１９％、２０～２９％、３０～３９％、４０～４９％、５０～５９％、６０～６９％、７０～７９％、８０～８９％、９０～９９％）ごとのアーム３の揺動幅については、上記２水準（０～９％、１００％）のエンジン負荷率におけるアーム３の揺動幅をエンジン回転数の水準ごとに比例配分することで、振り分けた（不図示）。 Next, the remaining 9 levels of engine load factors (10-19%, 20-29%, 30-39%, 40-49%, 50-59%, 60-69%, 70-79%, 80-89 %, 90 to 99%), the swing width of the arm 3 at the engine load factor of the above two levels (0 to 9%, 100%) is proportional to each level of the engine speed. By allocating, it was sorted (not shown).

次に、エンジン回転数及びエンジン負荷率の全ての各水準下でのアーム３の揺動幅を、後述の手順（１―２）に従い、アーム３の揺動幅に対応する摺動部材５の摺動距離に変換した（表１参照）。 Next, the swing width of the arm 3 under all the levels of the engine speed and the engine load factor is determined according to the procedure (1-2) described later, and the swing width of the sliding member 5 corresponding to the swing width of the arm 3 is determined. It was converted to sliding distance (see Table 1).

アーム３の揺動幅（図５参照）を摺動部材５の摺動距離（表１参照）に換算する手順１について説明する。 Procedure 1 for converting the swing width of the arm 3 (see FIG. 5) into the sliding distance of the sliding member 5 (see Table 1) will be described.

（手順１－１）
レーザー変位計を用いた測定値、つまり、アーム３上のテンショナプーリ４側の測定点（例えば、テンショナプーリ４の軸心Ｒ４上の測定点）が、軸部２２の軸心Ｒ回りに回動する変位量（弦長さに相当）（ｍｍ）を、下記式１を用いてアーム３の揺動幅（アーム３の揺動時中心角）（θ°）に換算する（図５参照）。
半径がｒ（本実施形態では図２に示すｒ２）で中心角がθ°である場合の弦の長さ（Ｓｔ）
Ｓｔ＝２ｒ・ｓｉｎ（θ／２）（式１） (Procedure 1-1)
A measured value using a laser displacement meter, that is, a measurement point on the tensioner pulley 4 side on the arm 3 (for example, a measurement point on the axis R4 of the tensioner pulley 4) rotates around the axis R of the shaft portion 22. The amount of displacement (corresponding to the length of the chord) (mm) is converted into the swing width of the arm 3 (central angle of the arm 3 when swinging) (θ°) using Equation 1 below (see FIG. 5).
Chord length (St) when the radius is r (r2 shown in FIG. 2 in this embodiment) and the central angle is θ°
St=2r·sin(θ/2) (Formula 1)

（手順１―２）
手順１―１で換算した、アーム３の揺動幅（θ°）を基に、摺動部材５の摺動距離（摺動部材５が摺動面に沿って摺動する距離）（弧の長さに相当）を、下記式２により換算する（表１参照）。
半径がｒ（本実施形態では図２に示すｒ１）で中心角がθ°である扇形の弧の長さ（Ａｒ）
Ａｒ＝２πｒ・θ／３６０＝πｒθ／１８０（式２） (Step 1-2)
Based on the swing width (θ°) of the arm 3 converted in procedure 1-1, the sliding distance of the sliding member 5 (the distance that the sliding member 5 slides along the sliding surface) (arc equivalent to length) is converted by the following formula 2 (see Table 1).
The arc length (Ar) of a sector having a radius of r (r1 shown in FIG. 2 in this embodiment) and a central angle of θ°
Ar=2πr·θ/360=πrθ/180 (Formula 2)

（エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、摺動部材５の摺動面に沿った摺動距離）

(Sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 corresponding to the engine speed and engine load factor)

本実施例では、上記手順１により、アーム３の揺動幅を摺動部材５の摺動距離（表１参照）に換算したが、下記手順２により換算してもよい。 In this embodiment, the swing width of the arm 3 is converted into the sliding distance of the sliding member 5 (see Table 1) by the procedure 1 above, but it may be converted by the procedure 2 below.

（手順２）
レーザー変位計を用いた測定値、つまり、アーム３上のテンショナプーリ４側の測定点（例えば、テンショナプーリ４の軸心Ｒ４上の測定点）が、軸部２２の軸心Ｒ回りに回動する変位量（弦長さに相当）（ｍｍ）に、軸心Ｒから上記測定点までの直線距離（ｒ２）に対する、軸心Ｒ（回転軸）から摺動部材５の摺動面までの距離（当該摺動面の平均半径）（ｒ１）の割合（ｒ１／ｒ２）を乗じることによっても求めることができる。
但し、この場合に得られた換算値は、摺動面（弧）に対する弦の長さに相当するものであり、厳密には、上記２つの式（式２のθを式１に代入）を用いて、この摺動面（弧）に対する弦の長さを摺動面（弧）に沿った長さに換算する必要がある。 (Step 2)
A measured value using a laser displacement meter, that is, a measurement point on the tensioner pulley 4 side on the arm 3 (for example, a measurement point on the axis R4 of the tensioner pulley 4) rotates around the axis R of the shaft portion 22. The distance from the axis R (rotating axis) to the sliding surface of the sliding member 5 with respect to the linear distance (r2) from the axis R to the measurement point It can also be obtained by multiplying the ratio (r1/r2) of (average radius of the sliding surface) (r1).
However, the conversion value obtained in this case corresponds to the length of the chord with respect to the sliding surface (arc). to convert the length of the chord with respect to this sliding surface (arc) to the length along the sliding surface (arc).

〈Ｓ３のステップ〉
次に、Ｓ２のステップで換算した、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、摺動部材５の摺動面に沿った各摺動距離（表１参照）に、対象車両ごとに得られる市場走行時間における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する発生頻度の割合（表２参照）をそれぞれ乗じて、対象車両の市場走行時間における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、摺動部材５の摺動距離にそれぞれ換算することにより（表３）、対象車両の市場走行時間と摺動部材５の総摺動距離との関係を求める（図６参照）。 <Step S3>
Next, for each sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 (see Table 1) corresponding to the engine speed and engine load factor converted in step S2, the market obtained for each target vehicle Sliding member corresponding to the engine speed and engine load factor during the market running time of the target vehicle by multiplying the rate of occurrence frequency corresponding to the engine speed and engine load factor (see Table 2) in the running time 5 (Table 3), the relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member 5 is obtained (see FIG. 6).

（対象車両ごとに得られる市場走行時間における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する発生頻度の割合）

(Percentage of occurrence frequency corresponding to engine speed and engine load factor in market running time obtained for each target vehicle)

（対象車両の市場走行時間１万時間における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する、摺動部材５の摺動距離の一例）

(An example of the sliding distance of the sliding member 5 corresponding to the engine speed and the engine load factor in 10,000 hours of market running time of the target vehicle)

（１－１）例えば、市場走行時間１万時間における、エンジン回転数６００～７９９ｒｐｍ（平均７００ｒｐｍ）及びエンジン負荷率３０～３９％の水準下での摺動部材５の摺動距離を求める場合を例に説明する。
・表１より、アーム３の揺動幅に対応する摺動部材５の摺動距離は、０．８３ｍｍである。
・表２より、発生頻度の割合は、２１．３７％である。
・市場走行時間１万時間における摺動部材５の摺動距離は、下記式３に従い、２９８．０６ｋｍとなった（表３）。
（市場走行時間（秒））×（１秒あたりのエンジン回転数）×（１回転変動周期あたりの摺動部材の摺動距離（ｍｍ））×（エンジン１回転あたりの回転変動数）×（発生頻度の割合）（式３）
＝（１００００×６０×６０）×（７００／６０）×（２×０．８３）×（２）×（０．２１３７）＝２９８．０６×１０⁶ｍｍ＝２９８．０６ｋｍ（表３参照） (1-1) For example, a case where the sliding distance of the sliding member 5 is obtained under a level of engine speed of 600 to 799 rpm (average 700 rpm) and engine load factor of 30 to 39% in a market running time of 10,000 hours. An example will be explained.
・From Table 1, the sliding distance of the sliding member 5 corresponding to the swing width of the arm 3 is 0.83 mm.
・From Table 2, the rate of occurrence frequency is 21.37%.
- The sliding distance of the sliding member 5 after 10,000 hours of running time on the market was 298.06 km according to Equation 3 below (Table 3).
(Market running time (seconds)) x (engine speed per second) x (sliding distance of sliding member per rotation fluctuation period (mm)) x (rotation fluctuation number per engine rotation) x ( rate of occurrence frequency) (Formula 3)
= (10000 x 60 x 60) x (700/60) x (2 x 0.83) x (2) x (0.2137) = 298.06 x ¹⁰⁶ mm = 298.06 km (see Table 3)

同様に、市場走行時間１万時間における、他のエンジン回転数の各水準、及び他のエンジン負荷率の各水準下での摺動部材５の摺動距離を求めた（算出した）（表３参照）。 Similarly, the sliding distance of the sliding member 5 was obtained (calculated) under each level of other engine speeds and other levels of engine load factors in 10,000 hours of market running time (Table 3). reference).

そして、上記算出した、市場走行時間１万時間における、エンジン回転数の各水準、及び他のエンジン負荷率の各水準下での摺動部材５の摺動距離を合算し、市場走行時間１万時間における、摺動部材の総摺動距離１２６２ｋｍを得た（表３参照、及び、図６の市場走行時間１万時間におけるプロット）。 Then, the sliding distance of the sliding member 5 under each level of the engine speed and each level of the other engine load factor at the market running time of 10,000 hours calculated above is added up, and the market running time is 10,000 hours. A total sliding distance of 1262 km of the sliding member was obtained over time (see Table 3 and plotted at 10,000 hours of market running time in FIG. 6).

同様に、市場走行時間ごとに、摺動部材５の摺動距離を算出し、摺動部材５の総摺動距離を得ることで、対象車両の市場走行時間（Ｘ）と摺動部材５の総摺動距離（Ｙ）との関係を求めた（図６参照、下記式４の関係）。
図６より、Ｙ＝０．１２６２Ｘ＋０．００１９・・・（式４） Similarly, by calculating the sliding distance of the sliding member 5 for each market traveling time and obtaining the total sliding distance of the sliding member 5, the market traveling time (X) of the target vehicle and the sliding member 5 The relationship with the total sliding distance (Y) was obtained (see FIG. 6, relationship of formula 4 below).
From FIG. 6, Y=0.1262X+0.0019 (Formula 4)

〈Ｓ４のステップ〉
次に、Ｓ３のステップで求めた、対象車両の市場走行時間と摺動部材５の総摺動距離との関係（図６、式４参照）、Ｓ１のステップ（揺動試験）で求めた、オートテンショナ１が寿命に達するまでの、摺動部材５の摺動面に沿った総摺動距離、及び、市場走行時の平均車速情報に基づき、オートテンショナ１が寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を推定する。 <Step S4>
Next, the relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member 5 (see FIG. 6, formula 4) obtained in step S3, and the relationship obtained in step S1 (rocking test), Based on the total sliding distance along the sliding surface of the sliding member 5 until the auto tensioner 1 reaches the end of its life and the average vehicle speed information during market driving, Estimate market mileage.

具体的には、下記手順により、オートテンショナ１が寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を推定する。
（１）図４より、実施例のオートテンショナ１が摺動部材５の摩耗に伴い寿命に達するまでの、摺動部材５の摺動面に沿った総摺動距離（Ｙ）は、『１２４０ｋｍ』である。
（２）図６（式４）より、対象車両においてオートテンショナ１が寿命に達するまでの市場走行時間（推定値）（Ｘ）は、摺動部材５が１２４０ｋｍ摺動する時間に相当し、Ｙ＝１２４０ｋｍを式４に代入すると、『９８２６時間』となる。
（３）車両メーカの見積で、対象車両の市場走行時の平均車速は、『２４ｋｍ／ｈｒ』であった。
（４）従って、実施例のオートテンショナ１が寿命に達するまでの、対象車両の市場走行距離は、『２３５，８２４ｋｍ（＝２４ｋｍ／ｈｒ × ９８２６時間）』、と推定できる。
（５）この対象車両（対象エンジン）用に設計した、実施例に係るオートテンショナ１の寿命推定値は、車両メーカの要求（対象車両の市場走行距離に換算して２０万ｋｍ以上）に合致するものであったと判断できた。 Specifically, the market travel distance of the subject vehicle until the auto tensioner 1 reaches the end of its life is estimated by the following procedure.
(1) From FIG. 4, the total sliding distance (Y) along the sliding surface of the sliding member 5 until the life of the auto tensioner 1 of the embodiment is reached due to wear of the sliding member 5 is 1240 km. is.
(2) From FIG. 6 (Equation 4), the market running time (estimated value) (X) until the auto tensioner 1 reaches the end of its service life in the target vehicle corresponds to the time for the sliding member 5 to slide 1240 km, and Y Substituting =1240 km into Equation 4 yields "9826 hours".
(3) According to the vehicle manufacturer's estimate, the average vehicle speed of the target vehicle during market driving was "24 km/hr".
(4) Therefore, the market travel distance of the subject vehicle until the auto tensioner 1 of the embodiment reaches the end of its life can be estimated as "235,824 km (=24 km/hr.times.9826 hours)."
(5) The estimated service life of the auto tensioner 1 according to the embodiment designed for this target vehicle (target engine) meets the requirements of the vehicle manufacturer (200,000 km or more in terms of market travel distance of the target vehicle). I was able to judge that it was something to do.

（その他の結果）
上記方法により、実施例のオートテンショナ１の寿命推定に要した時間は、８５日（３カ月弱）であった。
Ｓ１のステップでの試験：２０００時間弱（約８３日間、３カ月弱）
Ｓ２のステップでの試験：１日
Ｓ３のステップ、及び、Ｓ４のステップでの算出：１日 (Other results)
According to the above method, the time required to estimate the life of the auto tensioner 1 of Example was 85 days (a little less than 3 months).
S1 step test: 2000 hours or less (approximately 83 days, 3 months or less)
Test in step S2: 1 day Calculation in step S3 and step S4: 1 day

上記方法によれば、Ｓ１のステップの揺動試験で、摺動部材５の摩耗に伴いオートテンショナ１が寿命に達するまでの、摺動部材５の総摺動距離を求めることにより、市場走行試験を省くことができるとともに、市場走行試験の途中結果からオートテンショナ１の寿命（例えば、対象車両の市場走行距離に換算）を予測する場合（所要６～７カ月）と比べ、市場走行時においてオートテンショナ１が寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を設計初期段階の比較的短期間（概ね４カ月以内に対し、実質３カ月弱）で推定することに繋げることができることがわかった。 According to the above method, the total sliding distance of the sliding member 5 until the life of the auto tensioner 1 reaches the end of its life due to the wear of the sliding member 5 is determined in the swing test of step S1, and the market running test is performed. In addition, compared to the case of predicting the life of the auto tensioner 1 (for example, converted to the market mileage of the target vehicle) from the interim results of the market driving test (required 6 to 7 months), the auto tensioner during market driving It was found that it is possible to estimate the market mileage of the target vehicle until the tensioner 1 reaches the end of its life in a relatively short period of time in the initial stage of design (less than approximately 3 months compared to approximately within 4 months).

また、Ｓ３のステップで、対象のエンジンが搭載された対象車両ごとに得られる市場走行時における、エンジン回転数及びエンジン負荷率に対応する発生頻度の割合を考慮することによって、対象車両の市場走行時間と摺動部材５の総摺動距離との関係（図６、式４）に対する正確性が担保された。これにより、対象車両においてオートテンショナ１が寿命に達するまでの市場走行時間、ならびに、市場走行時においてオートテンショナ１が寿命に達するまでの対象車両の市場走行距離を正確に推定できることがわかった。 Further, in step S3, by considering the ratio of the frequency of occurrence corresponding to the engine speed and the engine load factor during market running for each target vehicle equipped with the target engine, the market running of the target vehicle The accuracy of the relationship between the time and the total sliding distance of the sliding member 5 (FIG. 6, Equation 4) was ensured. As a result, it was found that the market driving time until the auto tensioner 1 reaches the end of its service life in the target vehicle and the market driving distance of the target vehicle until the auto tensioner 1 reaches the end of its service life can be accurately estimated.

更には、車両搭載エンジンの補機駆動ベルトシステム１００に備わるオートテンショナ１の開発に当たって、部品供給メーカにおいて設計したオートテンショナ１の実際の耐久寿命が車両メーカの要求（例えば、対象車両の市場走行距離に換算して２０万ｋｍ以上）に合致しているかどうかを、本格的な市場（耐久）走行試験段階（設計最終段階）よりも前の早い段階（設計変更可能な設計初期段階）で正確に予測できることがわかった。 Furthermore, in the development of the auto tensioner 1 provided in the accessory drive belt system 100 of the vehicle engine, the actual endurance life of the auto tensioner 1 designed by the parts supplier is required by the vehicle manufacturer (for example, the market travel distance of the target vehicle). 200,000 km or more) accurately at an early stage (initial design stage where design changes are possible) before the full-scale market (endurance) driving test stage (final design stage). found to be predictable.

（その他の実施形態）
寿命を推定するオートテンショナとしては、摺動部材の摩耗に起因して寿命に達するオートテンショナであればよい。
即ち、オートテンショナに備わる摺動部材は、機能別に下記３つ（ａ～ｃ）のタイプが考えられるが、本発明の方法で、寿命を推定する対象とするオートテンショナに備わる摺動部材は、ａ～ｃの何れでもよい。 (Other embodiments)
As the auto tensioner whose service life is estimated, any auto tensioner that reaches the end of its service life due to wear of the sliding member may be used.
That is, the sliding member provided in the auto tensioner can be classified into the following three types (a to c) depending on the function. Any of a to c may be used.

（ａ）軸受（滑り軸受）：軸受機能を担う摺動部材であって、固定部材（ベース、軸部）とアームとの間に摩擦力をほとんど生じさせずに、摺動面に対して摺動する摺動部材。
この場合、コイルばねは、ベース（固定部材）とアームとの間に軸方向に圧縮された状態で配置されず、軸方向の付勢力を作用させないことが好ましい。 (a) Bearing (slide bearing): A sliding member that performs a bearing function, and generates little frictional force between a fixed member (base, shaft) and an arm, thereby sliding against a sliding surface. A sliding member that moves.
In this case, it is preferable that the coil spring is not placed between the base (fixing member) and the arm in an axially compressed state and does not exert an axial biasing force.

（ｂ）摩擦部材（ダンピング部材）：ダンピング（減衰）機能を発揮する摺動部材であって、固定部材（ベース、軸部）とアームとの間に摩擦力を（積極的に）生じさせつつ、摺動面に対して摺動する摺動部材。 (b) Friction member (damping member): A sliding member that exerts a damping (attenuation) function, and (actively) generates a frictional force between the fixed member (base, shaft portion) and the arm. , a sliding member that slides against a sliding surface;

（ｃ）上記（ａ）の軸受機能と上記（ｂ）のダンピング（減衰）機能とを兼ね備えた摺動部材：本実施形態及び実施例（図２）の摺動部材は、このタイプである。摺動部材を軸受としてのみ機能させる場合と比較して、コイルばね６の軸心Ｒ方向の付勢力（実施例ではアーム３をベース２１から軸心Ｒ方向に離れる方向に移動させようとする力）が高めに設定されている。 (c) Sliding member having both the bearing function of (a) and the damping function of (b): The sliding member of the present embodiment and example (FIG. 2) is of this type. Compared to the case where the sliding member functions only as a bearing, the biasing force of the coil spring 6 in the direction of the axis R (in the embodiment, the force that moves the arm 3 away from the base 21 in the direction of the axis R) ) is set high.

また、本発明の方法は、実施例（図２）のように摺動部材５が１つのオートテンショナ１内に１つとは限らず、複数の摺動部材を備えたオートテンショナを対象にしてもよい。この場合、オートテンショナは、複数の摺動部材の個々の摩耗が複合して寿命に近づくことになる。 Moreover, the method of the present invention is not limited to one sliding member 5 in one auto tensioner 1 as in the embodiment (FIG. 2), and can be applied to an auto tensioner having a plurality of sliding members. good. In this case, the auto tensioner approaches the end of its service life due to the combined wear of the plurality of sliding members.

例えば、複数の摺動部材を備えたオートテンショナの一例として、特許文献１（特開２０１６－１２１７９８）の図１に示すように、１つの滑り軸受と１つの摩擦部材を備えた構成が挙げられる。この場合、摩擦部材（１つ）の摩耗に起因し、下記過程を経て寿命に達する（段落０００５参照）。（寿命に至る過程）摩擦部材の摩耗→アームが傾く→軸受も軸方向に見て摩擦部材の摺動面側が偏摩耗することで、アームの傾きが顕著→ベルトシステムにミスアライメント発生→最悪、ベルトがテンショナプーリから外れる。 For example, as an example of an auto tensioner provided with a plurality of sliding members, there is a configuration provided with one slide bearing and one friction member, as shown in FIG. . In this case, due to wear of the friction member (one), the life is reached through the following process (see paragraph 0005). (Process to end of service life) Abrasion of the friction member→The arm tilts→Uneven wear occurs on the sliding surface side of the friction member when viewed in the axial direction, causing the arm to tilt significantly→Misalignment occurs in the belt system→Worst case, The belt comes off the tensioner pulley.

１オートテンショナ
２固定部材
２１ベース
２２軸部
２３ボルト
３アーム
３１ボス部
３２円盤部
４テンショナプーリ
５摺動部材
６コイルばね
１００補機駆動ベルトシステム
１０５ベルト
４００揺動装置
Ｒ軸心 REFERENCE SIGNS LIST 1 auto tensioner 2 fixing member 21 base 22 shaft 23 bolt 3 arm 31 boss 32 disc 4 tensioner pulley 5 sliding member 6 coil spring 100 accessory drive belt system 105 belt 400 swing device R shaft center

Claims

a fixing member;
an arm rotatably supported with respect to the fixed member;
a pulley rotatably provided on the arm and pressing the belt;
a sliding member provided between the fixed member and the arm and sliding on a sliding surface;
and a coil spring disposed between the fixed member and the arm in an axially compressed state to urge the arm to rotate in one direction with respect to the fixed member. A method of estimating,
(S1) Operate the auto tensioner, apply a predetermined swing width to the arm, perform a swing test in which the arm swings repeatedly until the life of the auto tensioner reaches the end of its life due to wear of the sliding member. determining the total sliding distance along the sliding surface of the sliding member;
(S2) Using the engine, operate the auto tensioner, measure each swing width of the arm corresponding to the engine speed and the engine load factor, and measure each swing width of the arm, Converting each sliding distance along the sliding surface of the sliding member corresponding to the rotation speed and the engine load factor;
(S3) For each sliding distance along the sliding surface of the sliding member corresponding to the engine speed and the engine load factor converted in S2, the market running time obtained for each target vehicle , by multiplying the rate of the frequency of occurrence corresponding to the engine speed and the engine load factor, respectively, the sliding member corresponding to the engine speed and the engine load factor during the market running time of the target vehicle. Obtaining a relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member by converting each into a sliding distance;
(S4) The relationship between the market running time of the target vehicle and the total sliding distance of the sliding member obtained in S3, and the sliding distance until the auto tensioner reaches the end of its life obtained in S1. estimating the market travel distance of the target vehicle until the auto tensioner reaches the end of its life based on the total sliding distance along the sliding surface of the member and average vehicle speed information during market travel;
A method for estimating the life of an auto tensioner, comprising:

The rocking test of S1 is performed by connecting an electric motor and a drive shaft to the electric motor, and when viewed in the axial direction of the drive shaft, the shaft center of the drive shaft is shifted from the center of the pulley by a predetermined eccentricity amount. 2. The life estimation of the auto tensioner according to claim 1, wherein the life estimation of the auto tensioner is performed by forcibly repeatedly swinging the arm with a swing device comprising a drive pulley formed at a position separated by a distance of Method.