CN103703220A - 机械式间隙调整器 - Google Patents

Abstract

能自动地调整阀间隙的增加和减少的机械式间隙调整器。是被夹装在由阀弹簧（14）在闭阀方向加载的阀（10）的轴端部和凸轮（19a）之间，调整阀间隙的间隙调整器（20），具备凸轮（19a）的推压力作用的柱塞（24）；与柱塞（24）经螺纹卡合部在轴向卡合，以在圆周方向不旋转的方式被保持的壳体（22）；和向与阀弹簧（14）相反方向对柱塞（24）进行加载的柱塞弹簧（26），并以如下的方式设定了螺纹牙的导程角和侧面角：螺纹卡合部能在轴负荷作用方向滑动旋转，但当作用在柱塞（24）上的推力转矩（TF）≦在柱塞（24）的与轴负荷传递构件的滑动接触面（F2）上产生的摩擦转矩（TB）时，成为相对地不动。柱塞（24）向消除阀间隙的变化的方向移动，自动地且可靠地调整阀间隙的增加和减少。

Description

机械式间隙调整器

技术领域

本发明涉及用于自动调整内燃机的动阀机构中的阀间隙（是凸轮和阀杆之间的距离，例如，在摇臂型动阀机构中，是阀杆和摇臂的间隙，在直动型动阀机构中，是阀杆和柱塞的间隙）的机械式间隙调整器。

背景技术

在将用于汽车等的发动机的吸气阀，排气阀安装在汽缸头的吸气口、排气口上时，例如，以与阀杆连结的摇臂以机械式间隙调整器为支点进行摆动的方式构成，通过机械式间隙调整器的驱动（伸缩动作）自动调整阀间隙已广为人知（例如，参照专利文献1、2、非专利文献1）。

此种机械式间隙调整器，是在内侧形成了内螺纹的筒形状的壳体内，收容了在外侧形成了外螺纹的枢轴构件下方区域，由收容在壳体内的柱塞弹簧（压缩螺旋弹簧）向上方的摇臂侧加载枢轴构件的构造，通过将由内螺纹和外螺纹构成的“锯齿螺纹”的“螺纹牙”的角度（导程角及侧面角）设定成螺纹卡合部相对于轴负荷在枢轴构件伸长方向滑动旋转、在枢轴构件缩小方向“螺纹”自立（由在螺纹卡合部产生的摩擦抑制螺纹卡合部的滑动旋转）的规定的角度，能自动调整阀间隙。下面,将由在螺纹卡合部产生的摩擦抑制螺纹卡合部的滑动旋转称为“螺纹自立”。

在先技术文献

专利文献

专利文献1:日本特公表昭61-502553（图1～5）

专利文献2:日本实开平3-1203号公报（图1～3）

非专利文献

非专利文献1:NTN TECHNICAL REVIEW No.75（2007）论文“尾端枢轴型机械式间隙调整器的开发”（第78～85页，图1～4）

发明内容

发明所要解决的课题

但是，以往的机械式间隙调整器，在阀间隙增加的情况下，可以进行使阀间隙减少的方向（枢轴构件伸长的方向）的动作，但在阀间隙减少的情况下，至于使阀间隙增加的方向（枢轴构件缩小的方向）的动作，即使有螺纹的松动量的调整余量，也没有使阀间隙积极地增加（将阀间隙调整为零）的调整构造。

详细地讲，图9是放大表示构成以往的机械式间隙调整器的枢轴构件的外螺纹（锯齿螺纹）的形状的图，但枢轴构件的外螺纹的“螺纹牙”的导程角α’，相对于作用在枢轴构件缩小方向（图9下方向）和伸长方向（图9上方向）的任一个方向的轴负荷，都被设定成螺纹卡合部可滑动旋转的规定角度。

另外，上侧侧面角θ2，通过与螺纹牙的导程角α’的组合，相对于枢轴构件伸长方向的轴负荷，被设定成螺纹卡合部可滑动旋转的规定角度（例如，15度）。另一方面，下侧侧面角θ1，通过与螺纹牙的导程角α’的组合，相对于枢轴构件缩小方向的轴负荷，根据在螺纹卡合部产生的摩擦转矩，被设定成“螺纹自立”的规定角度（例如，75度）。

因此，在阀间隙增加的情况下，枢轴构件能由柱塞弹簧的弹簧力在螺纹卡合部中滑动旋转地向伸长方向（使阀间隙减少的方向）移动，但在阀间隙减少的情况下，因为在螺纹卡合部产生的大的摩擦转矩，所以枢轴构件不能在螺纹卡合部中滑动旋转，不能向缩小方向（使阀间隙增加的方向）移动。

例如，当内燃机（发动机）在加温的状态下停止之后，在急剧地变凉的那样的情况下，起因于汽缸头（铝合金）和阀（鉄合金）的热膨胀系数的差异，由间隙调整器进行的调整状态成为阀间隙过小的（负的）状态，存在阀的端面从阀片浮起的危险。另外，在阀片面磨损的情况下，也发生同样的情况（阀间隙成为过小的状态，阀的端面从阀片浮起）。

对于这样的情形，在以往的间隙调整器中，因为不能向枢轴构件缩小的方向（使阀间隙增加的方向）动作，所以阀间隙过小（负的）状态被放置，当在低温时内燃机（发动机）再起动时，令人担心阀上升量变得过大，或者阀的端面和阀片之间的密封性（燃烧室的密封性）不良。

另外，对于此种机械式间隙调整器，虽然多年来提出了数量众多的方案，但是因为作为产品还没有被实施，所以也可以认为上述的课题依然没有被解决。

因此，发明者考虑了为了代替由在由外螺纹和内螺纹构成的螺纹卡合部产生的摩擦转矩进行“螺纹自立”这样的以往的“锯齿螺纹”地阻止螺纹卡合部中的滑动旋转，能否利用在除了枢轴构件的螺纹卡合部以外的部位，例如枢轴构件与摇臂等轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩。

即，考虑了即使伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在枢轴构件上，也不存在“螺纹自立”的情况地螺纹卡合部进行滑动旋转，但如果将构成螺纹卡合部的“螺纹”的“螺纹牙”的角度（导程角及侧面角）设定成由在枢轴构件的主要与轴负荷传递构件（例如，摇臂）的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制螺纹卡合部的滑动旋转（以下将此情况称为“螺纹卡合部相对地不动”），则在螺纹卡合部成为相对地不动的状态（枢轴构件在轴向静止的状态）下，间隙调整器（的枢轴构件）作为摇臂与凸轮轴的旋转协同地摆动（阀开闭动作）的支点发挥功能，并且除了螺纹卡合部成为相对地不动的状态以外，不用说枢轴构件向伸长的方向（使阀间隙减少的方向）动作，也向在以往的构造中不动作的枢轴构件缩小的方向（使阀间隙增加的方向）动作。

详细地讲，在摇臂式动阀机构中的间隙调整器的枢轴构件上，轴负荷（凸轮的推压力=阀弹簧的反力和柱塞弹簧的反力的合力）作用。而且，由此轴负荷，在螺纹卡合部产生使枢轴构件滑动旋转的推力转矩和抑制此滑动旋转的第一摩擦转矩。同时，在枢轴构件的与摇臂的滑动接触面上，也产生抑制螺纹卡合部的滑动旋转的第二摩擦转矩。而且，在上述推力转矩比上述第一、第二摩擦转矩的总和大的情况下，螺纹卡合部滑动旋转，相反地在上述推力转矩比第一、第二摩擦转矩的总和小的情况下，螺纹卡合部的滑动旋转被阻止。

而且，如果将构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角及侧面角设定成，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在枢轴构件上的情况下，螺纹卡合部都能滑动旋转，则由于能忽视第一摩擦转矩，所以只由上述推力转矩和第二摩擦转矩的大小关系，成为螺纹卡合部能滑动旋转的状态和滑动旋转被阻止的状态（螺纹卡合部相对地不动状态）。即，考虑了只要由推力转矩≦第二摩擦转矩设定螺纹卡合部相对地不动的导程角及侧面角即可。

而且，发明者试制了机械式间隙调整器，在验证了其效果后，确认其是有效的，在接受此确认的结果后，达到了此次的专利申请。

本发明是鉴于上述以往技术的课题而做出的，其目的在于，提供一种能自动地调整阀间隙的与以往完全不同的构造的机械式间隙调整器。

为了解决课题的手段

为了解决上述课题，本发明的机械式间隙调整器，是被夹装在由阀弹簧在闭阀方向加载的阀的轴端部和作为动阀机构构成构件的凸轮之间，调整阀间隙的机械式间隙调整器，其特征在于，

上述间隙调整器具备：凸轮的推压力作为轴负荷作用的柱塞；与上述柱塞经螺纹卡合部在轴向卡合，以在圆周方向不旋转的方式被保持的柱塞卡合构件；和向与上述阀弹簧的加载力作用方向相反方向对上述柱塞进行加载的柱塞弹簧，

以如下的方式设定了构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角和侧面角，即，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在上述柱塞上的情况下，上述螺纹卡合部都能滑动旋转，柱塞能在轴负荷作用方向移动，并且由在上述柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制上述螺纹卡合部的滑动旋转，该螺纹卡合部成为相对地不动。

另外，在机械式间隙调整器中，有间接地夹装在阀的轴端部和凸轮之间的摇臂式动阀机构规格和直接地夹装在阀的轴端部和凸轮之间的直动式动阀机构规格。

即，前者（摇臂式动阀机构规格的间隙调整器），是以凸轮的推压力和阀弹簧的加载力经摇臂作用在间隙调整器（的柱塞）上的方式经摇臂间接地夹装在阀的轴端部和凸轮之间的构造，与此相对，后者（直动式动阀机构规格的间隙调整器），是以凸轮的推压力和阀弹簧的加载力直接地作用在间隙调整器（的柱塞和柱塞卡合构件）上的方式直接地夹装在阀的轴端部和凸轮之间的构造。

另外，与相当于动阀机构的规格分开地，根据是否在柱塞和柱塞卡合构件的任一个上形成构成螺纹卡合部的外螺纹（内螺纹），可以考虑以下的第一构造和第二构造。

即，如实施例1、2、4所示，可以考虑具备在内侧形成了内螺纹，被保持成在圆周方向不旋转的作为柱塞卡合构件的筒型的壳体；在外侧形成了与上述内螺纹卡合的外螺纹，与上述壳体在轴向进行螺纹卡合的柱塞；和被装填在上述壳体内，将上述柱塞向与阀弹簧的加载力作用方向相反方向加载的柱塞弹簧的第一构造（参照图1、6、8）。

另外，如实施例3所示，可以考虑具备在外侧形成了外螺纹，被保持成在圆周方向不旋转的作为柱塞卡合构件的杆构件；在内侧形成了与上述外螺纹卡合的内螺纹，与上述杆构件在轴向进行螺纹卡合的柱塞；和被夹装在上述杆构件和上述柱塞之间，将上述柱塞向与阀弹簧的加载力作用方向相反方向加载的柱塞弹簧的第二构造（参照图7）。

（作用）在构成动阀机构的间隙调整器的柱塞上，作用轴负荷（凸轮的推压力=阀弹簧的反力和柱塞弹簧的反力的合力）。而且，由此轴负荷，在由外螺纹和内螺纹构成的螺纹卡合部，产生欲使螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩和欲抑制此滑动旋转的第一摩擦转矩，同时，在柱塞的主要与轴负荷传递构件（例如，在摇臂式动阀机构中是摇臂，在直动式动阀机构中是阀轴端部侧）的滑动接触面上也产生欲抑制螺纹卡合部的滑动旋转的第二摩擦转矩。

而且，在发动机的运转中（阀开闭动作中），螺纹卡合部是否滑动旋转（柱塞在轴负荷作用方向移动），由上述第一、第二摩擦转矩的总和和上述推力转矩的大小关系决定。

但是，因为在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，螺纹卡合部都能滑动旋转，柱塞能在轴负荷作用方向移动，所以能忽视在阀开闭动作中的柱塞和柱塞卡合构件（在实施例中，是壳体22、122；杆构件114）之间的螺纹卡合部产生的摩擦转矩（第一摩擦转矩）。

因此，在阀开闭动作中，螺纹卡合部是否能滑动旋转（柱塞是否能在轴负荷作用方向移动）（螺纹卡合部是否成为相对地不动），根据由作用在柱塞上的轴负荷在螺纹卡合部产生的推力转矩TF和由作用在柱塞上的轴负荷在柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的第二摩擦转矩（以下称为制动转矩）TB的大小关系决定。

详细地讲，通过凸轮的转动，阀的上升量，从0（闭阀状态）逐渐增加，经最大值（开阀状态）逐渐减少而成为0（闭阀状态），但在作用在柱塞上的轴负荷逐渐增加的开阀过程（从仅柱塞弹簧的加载力作为轴负荷作用的闭阀状态到最大的轴负荷作用的上升量最大的状态）及作用在柱塞上的轴负荷逐渐减少的闭阀过程（从最大的轴负荷作用的上升量最大的状态到仅柱塞弹簧的加载力作为轴负荷作用的闭阀状态）的各自中，由作用在柱塞上的轴负荷在螺纹卡合部产生的推力转矩TF和由该轴负荷在柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩（制动转矩）TB，如果推力转矩TF≦制动转矩TB，则螺纹卡合部成为相对地不动的状态（柱塞在轴向静止的状态）。在此“螺纹卡合部相对地不动的状态”下，间隙调整器（的柱塞）作为与凸轮轴的旋转协同地例如摇臂进行摆动（阀开闭）的支点发挥功能。另一方面，如果在制动转矩TB<推力转矩TF，则螺纹卡合部滑动旋转，柱塞成为能在轴负荷作用方向移动的状态。

因此，在阀间隙增加的情况下，在阀开闭动作时（例如，仅阀上升即将结束前等的柱塞弹簧的加载力作为轴负荷作用在柱塞上时），柱塞向使阀间隙减少的方向（柱塞伸长的方向）移动，阀间隙增加状态被解除。

另一方面，在阀间隙减少的情况下，在阀开闭动作时（例如，凸轮的推压力作为最大值附近的轴负荷作用在柱塞上时），柱塞向使阀间隙增加的方向（柱塞缩小的方向）移动，阀间隙减少状态被解除。

例如，当内燃机（发动机）在加温的状态下停止之后，急剧地变凉的那样的情况下，起因于汽缸头（铝合金）和阀（鉄合金）的热膨胀系数的差异，由间隙调整器进行的调整状态成为阀间隙过小的（负的）状态，当内燃机（发动机）再起动时存在阀的端面从阀片浮起的危险。另外，在阀片面磨损的情况下，也发生同样的情况（阀间隙成为过小状态，当内燃机再起动时阀的端面从阀片浮起）。

对于这样的事态，在本发明的间隙调整器中，由于在内燃机再起动时的阀开阀动作时（例如，凸轮的推压力作为最大值附近的轴负荷作用在柱塞上时），柱塞向使阀间隙增加的方向（柱塞缩小的方向）移动，阀间隙过小的（负的）状态被解除，所以当在低温时再起动内燃机时，不存在阀上升量过大或者阀的端面和阀片之间的密封性（燃烧室的密封性）不良的不良状况。

在技术方案2中，是在技术方案1记载的机械式间隙调整器中，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的角度，被设定成导程角在10～40度的范围内，侧面角在5～45度的范围内。

另外，构成螺纹卡合部的“螺纹”，即，作为外螺纹（内螺纹），也可以是梯形螺纹和三角螺纹的任一种。另外，也可以是上侧齿侧面和下侧齿侧面的角度相等的“等齿侧面螺纹”，或上侧齿侧面和下侧齿侧面的角度不同的“不等齿侧面螺纹”。

（作用）如果构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角不到10度，则由摩擦角的影响，螺纹卡合部的平滑的滑动旋转变得困难，另一方面，如果超过40度，则由在柱塞的与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制螺纹卡合部的滑动旋转，使螺纹卡合部成为相对地不动变得困难。

因此，构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角，希望在10度～40度的范围内，此范围是如下的范围：在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，螺纹卡合部都能平滑地滑动旋转，并且能由在柱塞的与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制螺纹卡合部的滑动旋转（使螺纹卡合部相对地不动）。具体地讲，当在柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩相对于作用在柱塞上的规定的轴负荷比较大（小）时，以设定小的（大的）导程角的方式设定与在柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩对应的大小的导程角。

另外，由于如果侧面角不到5度，则成为方螺纹的范畴，摩擦角小，所以没有使侧面角变化的意义，不受导程误差等影响的高精度的加工困难。另一方面，由于如果侧面角超过45度，则“螺纹”的加工容易，但因为摩擦角非常大，所以即使改变导程角，“螺纹”也非常容易自立，所以没有将侧面角作由摩擦角调整参数利用的意义。

即，首先与在柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩的大小对应地设定导程角。接着，是设定侧面角，但因为如果侧面角大（小），则螺纹卡合部容易（难以）滑动，所以为了微调整螺纹卡合部的滑动旋转的时机、滑动性，设定适当的侧面角。

在技术方案3中，是在技术方案1或2记载的机械式间隙调整器中，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”，由多条螺纹构成。

（作用）轴向等间隔地并列设置了多个呈螺旋状地延伸的“螺纹”的导程的多条螺纹，与“螺纹”的导程是一条的一条螺纹相比，例如，能增大“螺纹”的导程的间距。特别是，像本发明的那样，作为构成螺纹卡合部的“螺纹”的导程角，在采用与“在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，螺纹卡合部也滑动旋转”这样的条件对应的大的导程角的情况下，通过做成多条螺纹，能设定与“螺纹”的直径对应的间距，作为螺纹牙的形状、角度能使用JIS等的标准的设计值。

因此，在设计“螺纹”的螺纹牙的角度（导程角及侧面角）时，通过考虑“螺纹”的条数，能扩大“螺纹”的希望的角度（导程角及侧面角）的设定范围。

另外，相对于作用在柱塞上的轴负荷，在螺纹卡合部产生的面压力下降，与其相应地“螺纹”难以磨损。

发明的效果

如从以上的说明明确的那样，根据本发明的机械式间隙调整器，由于即使阀间隙向增加和减少的任一侧变化，在阀开闭动作中螺纹卡合部也滑动旋转，柱塞也向将阀间隙的变化消除的方向移动，所以能自动地且可靠地调整阀间隙。

根据技术方案2，由于在构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角及侧面角被设定成与在柱塞的与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩对应的角度，在阀间隙变化的情况下，柱塞向将其变化消除的方向平滑地移动，所以能自动地且可靠地而且快速地调整阀间隙。

根据技术方案3，通过考虑“螺纹”的条数，能提供螺纹牙的希望的角度（导程角及侧面角）的设定范围被扩大，推力转矩特性及制动转矩特性不同的机械式间隙调整器。

另外，由于在作用在柱塞上的轴负荷大的情况下，“螺纹”也难以磨损，所以能提供可使用在作用在柱塞上的轴负荷大的动阀机构中的机械式间隙调整器。

附图说明

图1表示将本发明适用于摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的第一实施例，是摇臂式动阀机构整体的剖视图。

图2表示第一实施例的机械式间隙调整器的主要部分，（a）是表示形成在柱塞上的外螺纹的螺纹牙的导程角和侧面角的图，（b）是表示形成在壳体上的内螺纹的螺纹牙的导程角和侧面角的图。

图3（a）是表示在螺纹卡合部产生的推力转矩（作用于柱塞的推力转矩）的图，（b）是表示抑制螺纹卡合部的滑动旋转的制动转矩（作用于柱塞的制动转矩）的图，（c）是表示推力转矩及制动转矩相对于轴负荷的变化的情况的图。

图4是表示发动机的转速低的情况下的阀上升量、轴负荷及柱塞的动作的图。

图5是表示发动机的转速高的情况下的阀上升量、轴负荷及柱塞的动作的图。

图6是作为本发明的第二实施例的直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵向剖视图。

图7是作为本发明的第三实施例的直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵向剖视图。

图8是作为本发明的第四实施例的摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵向剖视图。

图9是作为以往的机械式间隙调整器的主要部分的枢轴构件的放大侧视图。

具体实施方式

为了实施发明的方式

基于图1～5说明将本发明适用于摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的第一实施例。

在表示摇臂式动阀机构的图1中，符号10是以横穿设置在汽缸头11上的吸气（排气）口P的方式配设的吸气阀（排气阀），在阀10的轴端部外周，安装了楔12a及弹簧保持座12b。而且，在弹簧座面11a和弹簧保持座12b之间夹装了阀弹簧14，阀10在闭阀方向（图1上方向）被加载。符号11b是圆筒状的阀滑动导向件，符号10a是形成在阀10的伞部外周的端面，符号11c是在吸气（排气）口P的向燃烧室S的开口周缘部形成的阀片。

符号16是摇臂，其一端侧与阀10的轴端部抵接，并且在其另一端侧形成的插座部18与机械式间隙调整器20的柱塞24前端的枢轴部24a卡合。

在摇臂16的长度方向大致中间，设置了被支承在辊轴17a上的辊17b，在该辊17b上，抵接了设置在凸轮轴19上的凸轮19a。

机械式间隙调整器20具备被***设置在汽缸头11上的在上下方向延伸的钻孔13中的在内侧形成了内螺纹23的作为柱塞卡合构件的筒型的壳体22；在外侧形成了外螺纹25，以该外螺纹25与内螺纹23卡合的方式配设在壳体22内的柱塞24；和装填在壳体22内，将柱塞24从壳体22向伸长的方向（图1上方向）加载的柱塞弹簧26。符号27a是收容在壳体22内下端部侧的圆盘形状的弹簧座面板，符号27b是将弹簧座面板27a固定在壳体22上的C环。

即，凸轮19a的推压力作为轴负荷作用的柱塞24和以在圆周方向不旋转的方式被保持的作为柱塞卡合构件的壳体22，经螺纹卡合部（柱塞24侧的外螺纹25和壳体22侧的内螺纹23）在轴向卡合。

另外，壳体22虽然以其下端部与钻孔13的底面抵接的方式被***钻孔13，但是没有被压入钻孔13（没有设置积极的壳体止转组件）。但是，当经摇臂16推下柱塞24的方向的轴负荷作用于柱塞24时，在壳体22下端部和钻孔13的底面之间产生的摩擦转矩阻止壳体22的相对于钻孔13的旋转。即，壳体22由在与钻孔13的底面之间产生的摩擦转矩以相对于钻孔13不旋转的方式被保持。

另外，在凸轮19a的基圆与摇臂16（的辊17b）抵接的形态（凸轮尖不与摇臂16的辊17b抵接的形态）下，被构成为在柱塞24上仅作用柱塞弹簧26的加载力。

而且，如图2（a）、（b）放大表示的那样，构成柱塞24和壳体22之间的螺纹卡合部的柱塞24侧的外螺纹25（壳体22侧的内螺纹23），分别由梯形螺纹构成，外螺纹25（内螺纹23）的螺纹牙的导程角α，例如被设定成30度，柱塞24侧的外螺纹25（壳体22侧的内螺纹23）的螺纹牙的上侧侧面角θ25a（θ23a）及下侧侧面角θ25b（θ23b），例如分别被设定成30度，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24上的情况下，柱塞24都能一边在螺纹卡合部中滑动旋转一边在轴负荷作用方向移动，并且由在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面（枢轴部24a的与插座部18的滑动接触面）F2（参照图1）及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3（参照图1）上分别产生的摩擦转矩的总和，抑制螺纹卡合部的滑动旋转，螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞24静止）。

即，间隙调整器20，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24上的情况下，柱塞24都能在螺纹卡合部中滑动旋转而在负荷作用方向移动，并且在柱塞24的滑动接触面F2及柱塞24的滑动接触面F3上产生的摩擦转矩的总和（抑制螺纹卡合部的滑动旋转的制动转矩）超过了由作用在柱塞24上的轴负荷使螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩的情况下，螺纹卡合部的滑动旋转被抑制（螺纹卡合部成为不动状态），构成螺纹卡合部的外螺纹25（内螺纹23）的螺纹牙的导程角例如被设定成30度，侧面角例如被设定成30度，以便柱塞24前端的枢轴部24a作为与凸轮轴19的旋转协同地摆动的摇臂16的摆动支点发挥功能（作用）。

详细地讲，在间隙调整器20的柱塞24上，作用轴负荷W（凸轮19a的推压力=阀弹簧14的反力和柱塞弹簧26的反力的合力），由此轴负荷W，在柱塞24的外螺纹25和壳体22的内螺纹23之间的螺纹卡合部，产生欲使该螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩TF和欲抑制此滑动旋转的第一摩擦转矩，同时，在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面（枢轴部24a的与插座18的滑动接触面）F2及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3上，也产生欲抑制螺纹卡合部的滑动旋转的第二、第三摩擦转矩。

而且，在发动机的运转中（阀开闭动作中），螺纹卡合部是否滑动旋转（柱塞24在轴负荷作用方向移动），由上述第一、第二、第三摩擦转矩的总和与推力转矩TF的大小关系决定。

但是，因为螺纹卡合部在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24上的情况下都滑动旋转，柱塞24能在轴负荷作用方向移动，所以在阀开闭动作中的柱塞24和壳体22之间的螺纹卡合部产生的第一摩擦转矩能忽视。即，如果考虑由柱塞24的轴力（轴负荷）的分力产生的螺纹的驱动转矩，则因为成为“推力转矩=驱动转矩-摩擦转矩”，摩擦转矩不明显化，所以第一摩擦转矩能忽视。

因此，在阀开闭动作中，螺纹卡合部是否可滑动旋转（柱塞24可在轴负荷作用方向移动）（螺纹卡合部成为相对地不动），由在螺纹卡合部中产生（欲使螺纹卡合部滑动旋转）的推力转矩TF和在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面（枢轴24a的与插座18的滑动接触面）F2及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3上分别产生的第二、第三摩擦转矩的总和（制动转矩）TB的大小关系决定。

而且，欲使螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩TF，是由阀弹簧14的反力（加载力）及柱塞弹簧26的反力（加载力）分别产生的推力转矩TFbs、TFps的总和，如图3（a）所示，与轴负荷W成比例。

另外，抑制螺纹卡合部的滑动旋转的制动转矩TB，是在柱塞24（的枢轴部24a）的与摇臂16的滑动接触面F2及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3上分别产生的第二、第三摩擦转矩的总和（TB=TB2+TB3），如图3（b）所示，与轴负荷W成比例。

另外，第三摩擦转矩TB3是由柱塞弹簧26的反力（加载力）产生的摩擦转矩，但因为弹簧常数小的柱塞弹簧26的反力（加载力）比阀弹簧14的反力（加载力）小，所以不会如第二摩擦转矩TB2的那样与轴负荷W成比例，即使轴负荷W增加也是大致一定（参照图3（b））。

而且，阀10的开闭动作中的作用在柱塞24上的推力转矩TF及制动转矩TB，能将作用在柱塞24上的轴负荷W作为横轴，将作用在柱塞24上的转矩作为纵轴，由图3（c）中的直线TF、TB（+）、TB（-）表示。

即，阀10的开阀动作中的作用在柱塞24上的推力转矩TF，能伴随轴负荷W的增加地由从负（最小值）到正（最大值）向右上升地增加的直线表示，另一方面，阀10的闭阀动作中的作用在柱塞24上的推力转矩TF，能由从正（最大值）到负（最小值）向左下降地减少的直线表示。

另外，推力转矩TF与螺纹的导程角及侧面角具有相关关系，例如，如果导程角增加（导程角升起），或者侧面角减少（三角螺纹→梯形螺纹→方螺纹），则推力转矩TF的特性（直线）的倾斜变大，相反地，如果导程角减少（导程角倒下），或者侧面角増加（方螺纹→梯形螺纹→三角螺纹），则推力转矩TF的特性（直线）的倾斜变缓。

另一方面，制动转矩TB，在推力转矩TF为负（柱塞伸长方向，图1的朝上）的情况下，由向右下降的直线TB（-）表示，在推力转矩TF为正（柱塞缩小方向，图1的朝下）的情况下，由向右上升的直线TB（+）表示。

在表示推力转矩TF及制动转矩TB的相对于作用在柱塞24上的轴负荷W的变化的情况的图3（c）中，可知如果凸轮19a1旋转（阀10开闭动作），则作用在柱塞24上的轴负荷，是凸轮的推压力不作用，仅柱塞弹簧26的加载力作用的状态→凸轮的推压力作用，Wmax（凸轮的推压力最大值）作用的状态→凸轮的推压力再次不作用，仅柱塞弹簧26的加载力作用的状态进行转移，在阀10在开阀方向及闭阀方向的任一个方向动作的情况下，间隙调整器10都将阀间隙调整为零。

即，首先，因为在推力转矩TF为负（图1的朝上）的区域（从凸轮的推压力不作用，仅柱塞弹簧的加载力作用的区域直到凸轮19a开始推压摇臂的某种程度的阀上升为止的区域）中，直到推力转矩TF与制动转矩TB（-）一致的P2为止，是制动转矩TB（-）的绝对值<推力转矩TF的绝对值，所以螺纹卡合部进行滑动旋转，柱塞24能向作为轴负荷（柱塞弹簧26的反力）作用方向的伸长方向（图1上方向）移动（图3（c）的（1）的状态）。

接着，因为在推力转矩TF与制动转矩TB（-）一致（P2点）之后，在正（图1的朝下）的区域中直到与制动转矩TB（+）一致（P4-1点）为止，即使推力转矩TF处于负和正的任一个区域（（2）-1、（2）-2）中，也是推力转矩TF的绝对值≦制动转矩TB（-）或者TB（+）的绝对值，所以螺纹卡合部成为相对地不动（图3（c）的（2）的状态）。因此，柱塞24的枢轴部24a作为与凸轮轴19的旋转协同地摆动的摇臂16的摆动支点发挥功能。另外，从此P2到P4-1的期间，相当于由图4中的P3表示的（2）的状态。

另外，因为在推力转矩TF与制动转矩TB（+）一致（P4-1）之后，直到成为最大轴负荷（上升量最大，例如，图3（c）的右端），是制动转矩TB（+）的绝对值<推力转矩TF的绝对值，所以螺纹卡合部进行滑动旋转，柱塞24能向作为轴负荷（凸轮19a的推压力）作用方向的缩小方向移动（图3（c）的（3）的状态）。

这样，开阀动作时的作用在柱塞24上的推力转矩TF和制动转矩TB，从凸轮的推压力不作用在柱塞24上，仅柱塞弹簧26的加载力作用的图3（c）的（1）的状态，伴随作用在柱塞24上的轴负荷的增加，向（2）的状态（（2）-1的状态→（2）-2的状态）→（3）的状态顺序转移。而且，在暂时维持（3）的状态之后，向轴负荷逐渐减少的闭阀动作转移，闭阀动作时的作用在柱塞24上的推力转矩TF和制动转矩TB，伴随作用在柱塞24上的轴负荷的减少，在经图3（c）的（3）的状态→（2）的状态（（2）-2的状态→（2）-1的状态）→（1）的状态→再次（2）的状态这样的状况下，顺序转移。

详细地讲，P2是推力转矩直线TF和摩擦转矩直线TB（-）的交点，在作用在柱塞24上的轴负荷增加（减少）的情况下，是从图3（c）的（1）的区域向（2）的区域（从（2）的区域向（1）的区域）切换的点。另外，P4-1（P4-2）是图3（c）的推力转矩直线TF和摩擦转矩直线TB（+）的交点，在作用在柱塞24上的轴负荷增加的情况下，是从（2）的区域向（3）的区域（从（3）的区域向（2）的区域）切换的点。

例如，由于如果将图3（c）的推力转矩直线TF的右端作为上升量最大（最大上升量）位置，则由图3（c）的横轴表示的轴负荷，一旦上升到上升量最大（最大上升量）位置之后，在刚越过上升量最大（最大上升量）位置时开始下降，所以转矩和轴负荷的关系，这次在推力转矩直线TF上向左方向前进。从包含此最大轴负荷位置在内的P4-1位置到P4-2位置之间是由图4中的P4表示的状态。

而且，在作为推力转矩直线TF和摩擦转矩直线TB（+）的交点的P4-2位置，从（3）的区域切换到（2）的区域，此P4-2点以后成为图4中的P5的状态。进而，如果上升量减少，轴负荷减少，则推力转矩TF向左方向继续下降，如果推力转矩直线TF通过与摩擦转矩直线TB（-）的交点P2，则从此成为图4中的P6的状态。

在此P6的状态下，由于是柱塞24能伸长的状态，所以在P4的区域中自动地修正柱塞24缩小的量。即一旦推力转矩TF从右向左侧通过与摩擦转矩TB（-）的交点P2之后，与产生的阀间隙的状况相应地（反转），轴负荷在推力转矩直线TF上从左向右前进。此状态是（1）。

其结果，阀间隙被调整，在轴负荷增加到推力转矩直线TF和摩擦转矩直线TB（-）的交点P2（轴负荷的绝对值下降）的时刻，柱塞24停止向伸长方向的移动。这是（2）的状态，即，图4的P1的状态。

因此，在阀间隙增加的情况下，通过在成为制动转矩TB（-）的绝对值<推力转矩TF的绝对值的（1）的状态下，柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转地向柱塞伸长方向（阀间隙减少方向）移动，解除（调整）阀间隙的增加。

另一方面，在阀间隙减少的情况下，通过在成为制动转矩TB（+）的绝对值<推力转矩TF的绝对值的（3）的状态下，柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转地向柱塞缩小方向（阀间隙增加方向）移动，解除（调整）阀间隙的减少。

另外，图4（a）、（b）、（c）是表示在发动机的转速低的（例如，不到每分3000转）情况下的阀上升量、轴负荷及柱塞的动作的图，基于此图4，对凸轮19a旋转的情况下的机械式间隙调整器20的动作进一步详细地说明。

首先，在摇臂16（的辊17b）和凸轮19a的接触点处于凸轮19a的基圆上时（图4的由符号P1表示的范围），在柱塞24上，由凸轮19a产生的推压力不作为轴负荷作用，仅柱塞弹簧26的规定的反力（加载力）在柱塞伸长方向作为轴负荷作用。

而且，因为如果在动阀机构上产生了正的阀间隙，则阀弹簧14的反力（加载力）不作用在柱塞24上，所以柱塞24的与摇臂16的滑动接触面F2不被压接，在滑动接触面F2上产生的摩擦力小。另外，由于柱塞弹簧26的规定的反力本来就小（图3（b）），所以在滑动接触面F3上产生的摩擦力也小。即，在成为制动转矩TB（-）的绝对值<推力转矩TF的绝对值时，柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转地向伸长方向（图1上方向）移动。

因此，在柱塞24将摇臂16上推，摇臂16另一端侧下降，阀间隙减少而成为0的时刻，在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面F2及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3上产生摩擦力（第二、第三摩擦力）。而且，如果由此摩擦力产生的制动转矩TB和由柱塞弹簧26产生的推力转矩TF成为推力转矩TF≦制动转矩TB，则柱塞24的伸长方向的移动停止（由图4的P1表示的范围的（2）的状态）。

这样，在摇臂和阀轴端部之间的阀间隙增加的情况下，在摇臂16（的辊17b）和凸轮19a的接触点处于凸轮19a的基圆上时，柱塞24向伸长方向（阀间隙减少方向）移动，柱塞24将摇臂16上推，摇臂16另一端侧下降，将阀间隙调整成0。

接着，在凸轮19a旋转，摇臂16和凸轮19a的接触点从基圆向斜面部转移时（图4的由符号P2表示的位置），在柱塞24上作用由凸轮19a推下摇臂16的力（来自摇臂16的向下的轴向负荷）。此时，柱塞24，首先，仅被直线地推下螺纹的松动量（数十微米级的距离）。

进而，螺纹卡合部由推下此柱塞24的力（来自摇臂16的向下的轴向负荷）欲滑动旋转，但在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面F2及柱塞24的与柱塞弹簧26的滑动接触面F3上产生的摩擦力（第二，第三摩擦力），妨碍推下柱塞24的方向的旋转的产生（从摇臂16传递的轴负荷由螺纹卡合部变换成推力转矩TF）。即，因为由在滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力产生的制动转矩TB成为在螺纹卡合部中产生的推力转矩TF以上（TF≦TB），所以柱塞24，当在轴负荷作用方向（图1下方向）仅直线地移动螺纹卡合部的松动量之后，在柱塞24的外螺纹25的下侧齿侧面和壳体22的内螺纹23的上侧齿侧面接触的状态下停止（（2）的状态继续）。

如果凸轮19a进一步旋转，阀10的上升（图1中的下降）开始，则作用在柱塞24上的来自摇臂16的轴负荷进一步增加。经柱塞24作用在壳体22上的轴负荷也变大，在螺纹卡合部中产生的推力转矩TF也变大。但是，因为在柱塞24的与摇臂16、柱塞弹簧26的滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力（制动转矩TB）也与作用在柱塞24上的轴负荷成比例地变大（推力转矩TF≦制动转矩TB），所以螺纹卡合部成为相对地不动，柱塞24的不能在轴向移动的状态（在图4的由符号P3表示的范围内，（2）的状态）继续。

因为如果凸轮19a进一步旋转，摇臂16和凸轮19a的接触点来到最大上升量附近（图4的由符号P4-1表示），则在螺纹卡合部中产生的欲使柱塞24旋转的推力转矩TF超过由在滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力产生的制动转矩（抑制柱塞24的旋转的制动转矩）TB（TB<TF），所以成为柱塞24能在轴负荷作用方向（图1下方向）移动的状态（（3）的状态）。

凸轮19进一步旋转，直到摇臂16和凸轮19的接触点越过最大上升量的最大上升量附近（图4的由符号P4-2表示），因为在螺纹卡合部中产生的欲使柱塞24旋转的推力转矩TF超过由在滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力产生的制动转矩TB（TB<TF），所以柱塞24能在轴负荷作用方向移动的状态（（3）的状态）继续。

在此摇臂16和凸轮19a的接触点在包含最大上升量在内的最大上升量附近（图4的由符号P4表示）的（3）的状态下，因为柱塞24能在轴负荷作用方向移动（制动转矩TB<推力转矩TF），所以相对于凸轮19a本来的最大上升量，柱塞24向缩小方向稍微移动而导致上升量的减少（上升损耗δ）。即，因为与由凸轮19a的推压力应该移动的上升量相比，上升量仅减少与柱塞24向缩小方向移动相当的量，所以产生上升损耗δ。

因为如果凸轮19a进一步旋转，摇臂16和凸轮19a的接触点进一步越过已越过了最大上升量的最大上升量附近（图4的由符号P4-2表示）（图4的由符号P5表示），则作用在柱塞24上的轴负荷减少，所以由在柱塞24的滑动接触面F2、F3上产生的第二、第三摩擦力产生的制动转矩TB成为在螺纹卡合部产生的推力转矩TF以上（TF≦TB），螺纹卡合部成为相对地不动，柱塞24成为不能在轴向移动的状态（（2）的状态）。

如果凸轮19a进一步旋转，则弹簧26、14的加载力减少，推力转矩TF<制动转矩TB的状态被继续，螺纹卡合部成为相对地不动，柱塞24不能在轴向移动的状态（（2）的状态）继续。即，在最大上升量附近（图4的由符号P4表示）产生的上升损耗δ被保持不变地维持。

而且，在摇臂16和凸轮19a的接触点从斜面部向基圆转移时（图4的由符号P6表示），在柱塞24上，阀弹簧14的反力（加载力）几乎消失，成为仅柱塞弹簧26的规定的反力（加载力）主要作为轴负荷而起作用的状态。此时，柱塞24仅被上推螺纹的松动量（数十微米级的距离）和在最大上升量附近缩小的（上升损耗δ）量（（1）的状态）。

即，当摇臂16和凸轮19a的接触点向基圆转移时（图4的由符号P6表示），产生了与在最大上升量附近柱塞24向缩小方向移动的量和螺纹的松动量（数十微米级的距离）相当的正的阀间隙，但此阀间隙是由上升损耗δ抵消了的状态，在柱塞24的与摇臂16的滑动接触面F2上产生的摩擦力小，在滑动接触面F3上产生的摩擦力本来就小。即，因为当摇臂16和凸轮19a的接触点向基圆转移时（图4的由符号P6表示），成为制动转矩TB（-）的绝对值<推力转矩TF的绝对值，所以柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转地向伸长方向（是消除阀间隙的方向，图1上方向）移动。

而且，如果通过将柱塞24上推，阀间隙消失，则在滑动接触面F2、F3上产生摩擦力，此摩擦力妨碍将柱塞24上推的方向的旋转的产生（从柱塞弹簧26传递的轴负荷由螺纹卡合部变换成推力转矩TF）。

即，因为由在滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力产生的制动转矩TB成为在螺纹卡合部中产生的推力转矩TF以上（TF≦TB），所以柱塞24，如上所述在（1）的状态下，在伸长方向仅移动了阀间隙量之后，在柱塞24的外螺纹25的上侧齿侧面和壳体22的内螺纹23的下侧齿侧面接触的状态下停止（从（1）的状态向（2）的状态转移）。

而且，再次成为摇臂16和凸轮19a的接触点成为基圆上的当初的状态（图4的由符号P1表示），与凸轮19a的转动协同地重复（2）的状态→（3）的状态→（2）的状态→（1）的状态→（2）的状态。

这样，在本实施例的间隙调整器20中，在动阀机构中阀间隙增加的情况下，第一，当仅阀开闭动作的阀上升即将结束前的柱塞弹簧26的加载力作为轴负荷作用在柱塞24上时（图4的由符号P6表示），柱塞24向使阀间隙减少的方向（柱塞24伸长的方向）移动，阀间隙增加状态被解除。

另外，第二，当摇臂16（的辊17b）和凸轮19a的接触点处于凸轮19a的基圆上时（图4的由符号P1表示），也通过仅柱塞弹簧26的规定的反力（加载力）作为轴负荷作用在柱塞24上，柱塞24向使阀间隙减少的方向（柱塞24伸长的方向）移动，阀间隙增加状态被解除。

另外，例如，在内燃机（发动机）加温的状态下停止之后，在急剧地变凉的那样的情况下，起因于汽缸头11和阀10的热膨胀系数的差异，由间隙调整器20进行的调整状态成为阀间隙过小的（负的）状态，当内燃机（发动机）再起动时存在阀10的端面10a从阀片11b浮起的危险。另外，在阀片面10a磨损的情况下，也发生同样的情况（阀间隙成为过小状态，当内燃机再起动时阀10的端面10_a从阀片11c浮起）。

对于这样的事态，在本实施例的间隙调整器20中，由于当通过阀开闭动作，凸轮19a的推压力作为最大值附近的轴负荷作用在柱塞24上时（图4的由符号P4表示，在成为制动转矩TB<推力转矩TF的状态下），柱塞24向使阀间隙增加的方向（柱塞24缩小的方向）移动，阀间隙过小（负的）状态被解除，所以当在低温时再起动内燃机时，不存在阀上升量过大或者阀10的端面10a和阀片11c之间的密封性（燃烧室的密封性）不良的不良状况。

另外，图5（a）、（b）、（c）是表示发动机的转速高的情况下（例如，每分3000转以上）的阀上升量、轴负荷及柱塞的动作的图，发动机高速旋转时，不是像图4所示的发动机低速旋转时的那样由阀弹簧14的反力（加载力）产生的轴负荷支配的，而是构成动阀***的摇臂16、阀10等的惯性力主要支配的（强迫接受动阀***的惯性力的影响）。

即，最大的轴负荷作用在间隙调整器20的柱塞24上的时机，在发动机低速旋转时是最大上升量时，与此相对，在发动机高速旋转时，如图5（b）所示，是阀10开始开阀时和闭阀完成时。

详细地讲，如果从在初期状态下调整了阀间隙的（2）的状态，阀上升开始，则由动阀***（摇臂16、阀10等）的惯性力，轴负荷急剧地升起。

在此轴负荷急剧地升起的状态下，因为在螺纹卡合部中产生的欲使柱塞24旋转的推力转矩TF超过由在滑动接触面F2、F3上产生的摩擦力产生的制动转矩（抑制柱塞24的旋转的制动转矩）TB（TB<TF），所以成为柱塞24能在轴负荷作用方向（图1下方向，柱塞缩小方向）移动的状态（（3）的状态）。

在此轴负荷急剧地升起的（3）的状态下，与图4所示的低速旋转的情况下同样，相对于凸轮19a本来的最大上升量，柱塞24向缩小方向稍微移动而导致上升量的减少（上升损耗δ）。即，因为与由凸轮19a的推压力应该移动的上升量相比，上升量仅减少了与柱塞24向缩小方向移动的量相当的量，所以产生上升损耗δ。

而且，因为如果轴负荷超过（3）的区域而达到（1）的状态，则阀弹簧14的反力（加载力）几乎消失，成为仅柱塞弹簧26的规定的反力（加载力）主要作为轴负荷作用的状态，所以柱塞24仅被上推在（3）的状态下柱塞24向缩小方向移动的量（如果在阀侧看，则为上升损耗δ）和螺纹的松动量。

另外，作为柱塞24的动作，在发动机的转速高的情况下，也从（3）的状态经（2）的状态向（1）的状态转移，这是与在转速低的情况下（参照图4）同样，但因为（3）的状态和（2）的状态之间的轴负荷的减少速度快，几乎以0时间（能忽视的时间）通过（2）的状态，所以能看到（3）的状态→（1）的状态直接转移。

而且，如果在（1）的状态下，由柱塞24的移动调整阀间隙（上升损耗δ和螺纹的松动量的距离），则由在柱塞24的滑动接触面F2、F3上产生的第二、第三摩擦力产生的制动转矩TB，成为在螺纹卡合部产生的推力转矩TF以上（TF≦TB）（成为（2）的状态）。

在此（2）的状态下，螺纹卡合部成为相对地不动，接着，柱塞24被保持在不能移动的状态下，直到轴负荷升起。而且，如果在（2）的状态下，超过最大上升量而成为阀即将关闭完成前，则由动阀***（摇臂16、阀10等）的惯性力，轴负荷急剧地升起。

此时的柱塞24的动作，是与阀上升开始时的轴负荷急剧地升起的（3）的状态同样，柱塞24向缩小方向稍微移动而导致上升量的减少（上升损耗δ）。而且，因为经几乎能忽视的（作为特性不明显化）（2）的状态，阀弹簧14的反力（加载力）几乎消失，成为仅柱塞弹簧26的规定的反力（加载力）主要作为轴负荷作用的（1）的状态，所以柱塞24被上推在（3）的状态下柱塞24向缩小方向移动的量，返回阀间隙被调整了的（2）的状态。

接着，基于图6说明本发明的第二实施例。

在上述的第一实施例中，表示了摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器20，但在此第二实施例中，表示了直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器20A。

符号10是以横穿设置在汽缸头11上的吸气（排气）口（参照图1的符号P）的方式配设的吸气阀（排气阀），在其轴端部安装了楔12a及弹簧保持座12b，在弹簧座面（参照图1的符号11a）和弹簧保持座12b之间夹装了阀弹簧14，阀10在闭阀方向（图6上方向）被加载。

另一方面，在阀10的正上方，配置了设置在凸轮轴19上的凸轮19a，在凸轮19a和阀10的轴端部（的楔12a）之间，夹装了***设置在汽缸头11上的向上下延伸的钻孔13中的机械式间隙调整器20A。

即，机械式间隙调整器20A以如下的方式构成：具备与设置在汽缸头11上的钻孔13卡合的下方开口的圆筒型的桶110；在内侧形成了内螺纹23，固定并一体化在桶110的顶棚下面上的作为柱塞卡合构件的圆筒型的壳体122；通过使在外侧形成的外螺纹25与壳体122侧的内螺纹23卡合配设在壳体122内的上方开口的杯型的柱塞124；和被夹装在柱塞124和桶110的顶棚之间，将柱塞124向从壳体122伸长的方向（是图6的下方向，与阀弹簧14的加载力作用的方向相反方向）加载的柱塞弹簧26。

在桶110的内侧，呈圆盘状地延伸的隔壁111被一体化，并且在隔壁111中央形成的垂直圆筒部112被固定并一体化在壳体122的外周，确保了桶110和壳体122的安装强度。

另外，桶110由未图示的止转组件保持成相对于钻孔13在圆周方向不旋转，桶110（间隙调整器20A）与凸轮19a的转动协同地仅在钻孔13的轴向进行滑动动作。

另外，因为柱塞124的下端面与安装在阀10的轴端部的作为轴负荷传递构件的楔12a的上端面抵接，所以被构成为柱塞124的与阀10的滑动接触面F4的面积被扩大，在滑动接触面F4上产生的第二摩擦转矩变大。

而且，柱塞124的外螺纹25（壳体122的内螺纹23）的螺纹牙的角度（导程角及侧面角），被设定成与上述的第一实施例的间隙调整器20中的柱塞24的外螺纹23（壳体22的内螺纹23）的螺纹牙的角度（导程角及侧面角）相同角度（例如，导程角为30度，侧面角为30度），在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞124上的情况下，都被构成为螺纹卡合部滑动旋转，柱塞124能在轴负荷作用方向移动，并且由在柱塞124的与阀10的轴端部（侧的楔12b）的滑动接触面F4及柱塞124的与柱塞弹簧126的滑动接触面F5上产生的摩擦转矩（制动转矩），螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞124静止）。

在凸轮19a旋转的情况下的间隙调整器20A的动作，由于与表示上述的第一实施例的间隙调整器20的动作的图4、5同样，所以省略其说明。

接着，基于图7说明本发明的第三实施例。

此图7所示的机械式间隙调整器20B与上述的第二实施例同样，表示直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器。

在上述的第二实施例的间隙调整器20A中，以在与桶110一体化了的壳体122的内周形成的内螺纹23和在杯型柱塞124的外周形成的外螺纹25在轴向上卡合的方式配设。

另一方面，在此第三实施例的机械式间隙调整器20B中，在桶110的顶棚上一体地形成了向下方延伸的作为柱塞卡合构件的杆构件114，在杆构件114的外周形成了外螺纹25，另一方面，在上方开口的杯型柱塞124的周壁内周形成了内螺纹23，杆构件114的外螺纹25和柱塞124的内螺纹23在轴向卡合。

另外，在柱塞124上形成了法兰状的弹簧座125，弹簧座125和桶110的顶棚之间夹装了柱塞弹簧26，柱塞124的与柱塞弹簧126的滑动接触面F5由弹簧座125构成。

此外，对于与上述的第二实施例的间隙调整器20A相同的部分，通过赋予相同的符号，其重复的说明省略。

在此第三实施例中，由于柱塞弹簧126的直径比第二实施例中的柱塞弹簧26的直径大得多，所以例如能使柱塞弹簧126的弹簧力变大，扩大在滑动接触面F4上产生的摩擦转矩等，弹簧特性的选择性被扩大，例如与上述第二实施例相比，能使轴向的大小紧凑。

接着，基于图8说明本发明的第四实施例。

此图8所示的机械式间隙调整器20C，与上述的第一实施例同样，是摇臂式动阀机构规格，但配设在壳体22内的柱塞24A成为被分割成了形成外螺纹25的柱塞基端部24A1和形成枢轴24a的柱塞前端部24A2的构造。另外，壳体22与第一实施例同样，由在壳体22下端部和钻孔13的底面之间产生的摩擦转矩保持成在圆周方向不旋转。

详细地讲，柱塞基端部24A1，在外侧形成了与壳体22侧的内螺纹23卡合的外螺纹25，并被构成为向下方开口的杯型，被配设在壳体22内下方。而且，外螺纹25和内螺纹23由等侧面角的三角螺纹构成，构成螺纹卡合部的外螺纹25（内螺纹23）的螺纹牙的角度与上述第一、第二、第三实施例的情况同样，导程角例如被设定成30度，侧面角（上侧侧面角、下侧侧面角）例如被设定成30度。在柱塞基端部24A1的顶棚里面24A1a和壳体22内底面22a之间，夹装了柱塞弹簧26，将柱塞基端部24A1向上方加载。

另一方面，柱塞前端部24A2，被构成为在上端部形成了枢轴部24a的向下方开口的筒型，设置在柱塞前端部24A2的外周的台阶部24A2a与安装在壳体22的上端开口部的圆环状盖28的内周缘部卡合，防止脱落。因此，由柱塞弹簧26将柱塞基端部24A1和柱塞前端部24A2保持成在轴向压接状态，并且将柱塞24A（柱塞前端部24A2）向从壳体22突出的上方向（伸长方向）加载保持。

即，如果凸轮19a的推压力作为轴负荷作用在间隙调整器20C的柱塞24A上，则在柱塞基端部24A1的外螺纹25和壳体22的内螺纹23之间的螺纹卡合部产生使柱塞24A滑动旋转的推力转矩TF，并且在柱塞24A的与摇臂16的滑动接触面（枢轴部24a的与插座18的滑动接触面）F6、柱塞基端部24A1（的上端面24A1b）中的与柱塞前端部24A2（的下端面24A2b）的滑动接触面F7及柱塞基端部24A1（的顶棚里面24A1a）中的与柱塞弹簧26的滑动接触面F8上，分别产生欲抑制螺纹卡合部的滑动旋转的摩擦转矩（制动转矩）TB6、TB7、TB8。

而且，在此间隙调整器20C中，被构成为柱塞基端部24A1的外螺纹25（壳体22的内螺纹23）的螺纹牙的导程角，例如是30度，外螺纹25（内螺纹23）的螺纹牙的上侧（下侧）侧面角也被设定成30度的等侧面角，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24A（柱塞基端部24A1）上的情况下，柱塞24A（柱塞基端部24A1）都能一边在螺纹卡合部中滑动旋转，一边在轴负荷作用方向移动，并且由在滑动接触面F6、滑动接触面F7及滑动接触面F8上分别产生的摩擦转矩（制动转矩）TB6、TB7、TB8抑制柱塞24A（柱塞基端部24A1）的螺纹卡合部的滑动旋转，螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞24A静止）。

详细地讲，被构成为在滑动接触面F6、F7、F8上产生的摩擦转矩TB6、TB7、TB8之中的摩擦转矩TB6、TB8的总和或者摩擦转矩TB7、TB8的总和的任何小的一方的摩擦转矩（制动转矩）TB成为推力转矩TF以上的情况下，柱塞24A（柱塞基端部24A1）的螺纹卡合部的滑动旋转被抑制，螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞24A静止）。

更详细地讲，因为在滑动接触面F6、F7上作用凸轮19a的推压力，与此相对，在滑动接触面F8上只作用柱塞弹簧26的加载力，所以在滑动接触面F8上产生的摩擦转矩TB8，与在滑动接触面F6、F7上产生的摩擦转矩TB6、TB7相比，显著地小。因此，在螺纹卡合部由作用在柱塞24上的轴负荷进行滑动旋转的情况下，首先滑动接触面F8最初滑动，接下来滑动接触面F6、F7之中的摩擦转矩小的滑动接触面滑动。

因此，在本实施例中，被构成为，例如如果在滑动接触面F6、F7上产生的摩擦转矩TB6、TB7是TB7<TB6，则是推力转矩TF≦制动转矩TB（摩擦转矩TB7、TB8的总和），螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞24A静止）。换言之，构成螺纹卡合部的外螺纹25（内螺纹23）的导程角及侧面角分别被设定成30度，以便推力转矩TF≦制动转矩TB（摩擦转矩TB7、TB8的总和），螺纹卡合部成为相对地不动（柱塞24A静止）。

另一方面，如果是制动转矩TB<推力转矩TF，则螺纹卡合部滑动旋转，柱塞24A成为能在轴负荷作用方向移动的状态，阀间隙被调整。

详细地讲，发动机驱动时的柱塞24A的动作特性，与上述的第一实施例的间隙调整器中的柱塞24的动作特性（图4、5）同样，在阀间隙增加的情况下，在阀开闭动作时，例如，在仅阀上升即将结束前等的柱塞弹簧26的加载力作为轴负荷作用在柱塞24A上时（参照图4、5的（1）），柱塞24A向使阀间隙减少的方向（柱塞24A伸长的方向）移动，阀间隙增加状态被解除。

另外，在阀间隙减少的情况下，在阀开闭动作时，例如，在凸轮19a的推压力作为最大值附近的轴负荷作用在柱塞24A上时（参照图4、5的（3）），柱塞24A向使阀间隙增加的方向（柱塞24A缩小的方向）移动，阀间隙减少状态被解除。

此外，由于与上述的第一实施例的间隙调整器20同样，所以通过赋予相同的符号，其重复的说明省略。

另外，在上述的第一～第四实施例中，构成螺纹卡合部的外螺纹25（内螺纹23）的角度被分别设定成导程角30度、侧面角（上侧侧面角、下侧侧面角）30度，但导程角设定在10～40度的范围内，侧面角设定在5～45度的范围内也可以。

即，如果构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角不到10度，则由摩擦角的影响，螺纹卡合部的平滑的滑动旋转变得困难，另一方面，如果超过40度，则由在柱塞的与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制螺纹卡合部的滑动旋转变得困难。

因此，构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，也希望是螺纹卡合部能平滑地滑动旋转，并且由在柱塞的与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩能抑制螺纹卡合部的滑动旋转的10度～40度的范围。

具体地讲，挡在柱塞24、124、24A的主要与轴负荷传递构件（摇臂16、楔12a）的滑动接触面上产生的摩擦转矩相对于作用在柱塞24、124、24A上的规定的轴负荷比较大（小）时，以设定小的（大的）导程角的方式，设定与在柱塞24、124、24A的主要与轴负荷传递构件（摇臂16、楔12a）的滑动接触面F2、F4、F6上产生的摩擦转矩对应的大小的导程角。

另外，如果侧面角不到5度，则由于成为方螺纹的范畴，摩擦角小，所以没有使侧面角变化的意义，不受导程误差等影响的高精度的加工困难。另一方面，由于如果侧面角超过45度，则“螺纹”的加工容易，但因为摩擦角非常大，即使改变导程角，“螺纹”也非常容易自立，所以没有将侧面角作为调整参数来利用的意义。

即，首先，与在柱塞24、124、24A的主要与轴负荷传递构件（摇臂16、楔12a）的滑动接触面上产生的摩擦转矩的大小对应地设定导程角α。接着，是设定侧面角，但因为如果侧面角大（小），则螺纹卡合部容易（难以）滑动，所以为了微调整螺纹卡合部的滑动旋转的时机、滑动性，设定适当的侧面角。

另外，在上述的第一～第四实施例中，外螺纹25（内螺纹23）由等侧面角（上侧侧面角和下侧侧面角相同）的梯形螺纹、三角螺纹构成，但外螺纹25（内螺纹23），也可以由上侧侧面角和下侧侧面角不同的不等侧面角的梯形螺纹、三角螺纹构成。

另外，在上述的第一、第二、第四的实施例中，柱塞24、124、24A1（24A1）的外螺纹25及壳体22、122的内螺纹23，在第三实施例中，杆构件114的外螺纹25及柱塞124的内螺纹23，分别由导程为1条的1条螺纹构成，但也可以由导程为多条的2条螺纹、3条螺纹等多条螺纹构成。

轴向等间隔地并列设置多个导程的多条螺纹，与导程为1条的一条螺纹相比，能增大导程的间距。特别是，像上述的实施例的那样，作为构成螺纹卡合部的“螺纹”的导程角，在采用满足“在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，螺纹卡合部都滑动旋转”这样的条件的大的导程角（例如30度）的情况下，通过做成多条螺纹，能设定与“螺纹”的直径对应的间距，作为螺纹牙的形状、角度能使用JIS等标准的设计值。

因此，在多条螺纹中，在设计“螺纹”的螺纹牙的角度（导程角及侧面角）时，通过考虑“螺纹”的条数，能扩大“螺纹”的希望的角度（导程角及侧面角）的设定范围。

另外，在多条螺纹中，由于相对于作用在柱塞上的轴负荷，在螺纹卡合部产生的面压力下降，与其相应地“螺纹”难以磨损，所以能提供对作用在柱塞上的轴负荷大的动阀机构特别有效的机械式间隙调整器。

符号的说明：

10：阀（阀体）

11：汽缸头

12a：楔

14：阀弹簧

20、20A、20B、20C：机械式间隙调整器

22、122：作为柱塞卡合构件的壳体

23：内螺纹

24、124、24A：柱塞

24a：枢轴部

24A1：柱塞基端部

24A2：柱塞前端部

25：外螺纹

26、126：柱塞弹簧

114：作为柱塞卡合构件的杆构件

F2、F6：柱塞的与作为负荷传递构件的摇臂的滑动接触面

F3、F5、F8：柱塞的与柱塞弹簧的滑动接触面

F4：柱塞的与作为负荷传递构件的阀轴端部（的楔）的滑动接触面

F7：柱塞基端部中的与柱塞前端部的滑动接触面

W：作用于柱塞的轴负荷

α：螺纹牙的导程角

θ23a、θ25a：螺纹牙的上侧侧面角

θ23b、θ25b：螺纹牙的下侧侧面角

TF：推力转矩

TB：制动转矩（摩擦转矩）。

Claims (3)

1.一种机械式间隙调整器，是被夹装在由阀弹簧在闭阀方向加载的阀的轴端部和作为动阀机构构成构件的凸轮之间，调整阀间隙的机械式间隙调整器，其特征在于，

上述间隙调整器具备：凸轮的推压力作为轴负荷作用的柱塞；与上述柱塞经螺纹卡合部在轴向卡合，以在圆周方向不旋转的方式被保持的柱塞卡合构件；和向与上述阀弹簧的加载力作用方向相反方向对上述柱塞进行加载的柱塞弹簧，

以如下的方式设定了构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角和侧面角，即，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在上述柱塞上的情况下，上述螺纹卡合部都能滑动旋转，柱塞能在轴负荷作用方向移动，并且由在上述柱塞的主要与轴负荷传递构件的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制上述螺纹卡合部的滑动旋转，该螺纹卡合部成为相对地不动。

2.如权利要求1记载的机械式间隙调整器，其特征在于，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的角度，被设定成导程角在10～40度的范围内，侧面角在5～45度的范围内。

3.如权利要求1或2记载的机械式间隙调整器，其特征在于，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”，由多条螺纹构成。

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