WO2013136508A1 - 機械式ラッシュアジャスタ - Google Patents

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WO2013136508A1
WO2013136508A1 PCT/JP2012/056841 JP2012056841W WO2013136508A1 WO 2013136508 A1 WO2013136508 A1 WO 2013136508A1 JP 2012056841 W JP2012056841 W JP 2012056841W WO 2013136508 A1 WO2013136508 A1 WO 2013136508A1
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WO
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plunger
screw
valve
engaging portion
axial load
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/056841
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English (en)
French (fr)
Inventor
行雄 久保田
美千広 亀田
Original Assignee
日鍛バルブ株式会社
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Publication date
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Priority to US14/385,427 priority patent/US9175580B2/en
Priority to EP12870977.1A priority patent/EP2826963B1/en
Priority to PCT/JP2012/056841 priority patent/WO2013136508A1/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/18—Rocking arms or levers
    • F01L1/185—Overhead end-pivot rocking arms
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/20—Adjusting or compensating clearance
    • F01L1/22—Adjusting or compensating clearance automatically, e.g. mechanically
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L1/00—Valve-gear or valve arrangements, e.g. lift-valve gear
    • F01L1/12—Transmitting gear between valve drive and valve
    • F01L1/14—Tappets; Push rods
    • F01L1/143—Tappets; Push rods for use with overhead camshafts

Definitions

  • the present invention relates to a valve clearance (a distance between a cam and a valve stem in a valve mechanism of an internal combustion engine.
  • a valve clearance a distance between a cam and a valve stem in a valve mechanism of an internal combustion engine.
  • a valve clearance a distance between a cam and a valve stem in a valve mechanism of an internal combustion engine.
  • a valve clearance a distance between a cam and a valve stem in a valve mechanism of an internal combustion engine.
  • a valve clearance a distance between a cam and a valve stem in a valve mechanism of an internal combustion engine.
  • the rocker arm connected to the valve stem is configured to swing around the mechanical lash adjuster. It is widely known that the valve clearance is automatically adjusted by driving (extension / contraction operation) of a mechanical lash adjuster (for example, see Patent Documents 1 and 2 and Non-Patent Document 1).
  • a lower part of a pivot member having a male screw formed on the outer side is accommodated in a cylindrical housing having a female screw formed on the inner side, and pivoted by a plunger spring (compression coil spring) accommodated in the housing.
  • a plunger spring compression coil spring
  • the conventional mechanical lash adjuster can operate in the direction that decreases the valve clearance (the direction in which the pivot member extends) when the valve clearance increases, but the valve clearance decreases when the valve clearance decreases.
  • the valve clearance decreases when the valve clearance decreases.
  • FIG. 9 is an enlarged view showing the shape of the male screw (sawtooth screw) of the pivot member constituting the conventional mechanical lash adjuster, but the lead angle of the “thread” of the male screw of the pivot member ⁇ ′ is set to a predetermined angle at which the screw engaging portion can slide and rotate with respect to an axial load acting in either of the pivot member reduction direction (downward in FIG. 9) or the extension direction (upward in FIG. 9). ing.
  • the upper flank angle ⁇ 2 is also set to a predetermined angle (for example, 15 degrees) that allows the screw engaging portion to slide and rotate with respect to the axial load in the extending direction of the pivot member in combination with the lead angle ⁇ ′ of the thread.
  • the lower flank angle ⁇ 1 is combined with the lead angle ⁇ ′ of the thread and is a predetermined angle (where the screw is self-supporting) due to the friction torque generated in the screw engaging portion with respect to the axial load in the pivot member reduction direction. For example, it is set to 75 degrees.
  • the pivot member can slide and rotate at the screw engaging portion by the spring force of the plunger spring and move in the extending direction (direction to decrease the valve clearance), but the valve clearance decreases.
  • the pivot member because of the large frictional torque generated in the screw engaging portion, the pivot member cannot slide and rotate in the screw engaging portion, and cannot move in the reduction direction (direction in which the valve clearance is increased).
  • the lash adjuster adjusts due to the difference in thermal expansion coefficient between the cylinder head (aluminum alloy) and the valve (iron alloy). May be in a state where the valve clearance is too small (minus), and the face surface of the valve may float from the valve seat. Further, when the valve seat surface is worn, the same thing occurs (the valve clearance becomes excessive and the valve face surface is lifted from the valve seat).
  • the conventional lash adjuster cannot operate in the direction in which the pivot member shrinks (in the direction to increase the valve clearance). ) Is restarted, the valve lift amount may be excessive, or the sealing performance between the valve face and the valve seat (sealability of the combustion chamber) may be poor.
  • the inventor replaces the conventional “sawtooth screw” in which the screw is self-supported by the friction torque generated in the screw engaging portion constituted by the male screw and the female screw, and performs sliding rotation in the screw engaging portion.
  • the friction torque generated on the sliding contact surface with the axial load transmission member such as the rocker arm of the pivot member other than the screw engaging portion of the pivot member could be used.
  • the screw engaging portion slides and rotates without “self-standing of the screw”, but the axial load transmission member (for example, The friction torque generated on the sliding contact surface with the rocker arm) suppresses the sliding rotation of the screw engaging portion (hereinafter referred to as “the screw engaging portion becomes relatively immobile”).
  • the screw engagement portion becomes relatively stationary (the pivot member is stationary in the axial direction) )
  • the lash adjuster functions (acts) as a fulcrum for the rocker arm to swing (the valve opens and closes) in conjunction with the rotation of the camshaft, and the screw engaging portion is relatively stationary. Except Of course, it works in the direction in which the pivot member extends (in the direction to decrease the valve clearance), but also in the direction in which the pivot member shrinks (in the direction to increase the valve clearance), which did not work in the conventional structure. Thought.
  • the thrust torque is larger than the sum of the first and second friction torques, the screw engaging portion slides and rotates, and conversely, the thrust torque is less than the sum of the first and second friction torques. Further, the sliding rotation of the screw engaging portion is prevented.
  • the lead angle and flank angle of the thread of the “screw” that constitutes the screw engagement portion so that the screw engagement portion can slide and rotate when an axial load in either the expansion or contraction direction is applied to the pivot member. Since the first friction torque can be neglected, the state in which the screw engaging portion can slide and the state in which sliding rotation is prevented (screw screw) can be determined only by the magnitude relationship between the thrust torque and the second friction torque.
  • the engaging portion is relatively stationary). That is, it was considered that the lead angle and the flank angle at which the screw engaging portion is relatively stationary with thrust torque ⁇ second friction torque may be set.
  • the inventor made a prototype of a mechanical lash adjuster and verified its effect, and as a result, it was confirmed that the mechanical lash adjuster was effective.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems of the prior art, and an object thereof is to provide a mechanical lash adjuster having a completely different structure from that of the prior art, which can automatically adjust the valve clearance.
  • the valve is urged in the valve closing direction by a valve spring and a cam serving as a valve mechanism constituting member is interposed between the shaft end.
  • the lash adjuster includes a plunger in which the pressing force of the cam acts as an axial load, a plunger engaging member that is engaged in the axial direction via the plunger and the screw engaging portion and is held so as not to rotate in the circumferential direction, A plunger spring that urges the plunger in the direction opposite to the direction in which the urging force of the valve spring acts, Even when an axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger, the screw engagement portion slides and rotates, and the plunger can move in the axial load application direction.
  • the screw of the “screw” constituting the screw engaging portion so that the sliding rotation of the screw engaging portion is suppressed by the friction torque generated on the sliding contact surface of the screw so that the screw engaging portion is relatively stationary. It was configured to set the lead angle and flank angle of the mountain.
  • the mechanical lash adjuster has a rocker arm type valve operating mechanism specification that is indirectly interposed between the valve shaft end and the cam, and is directly interposed between the valve shaft end and the cam. There is a direct acting valve mechanism specification.
  • the former (the lash adjuster of the rocker arm type valve operating mechanism specification) is configured so that the cam pressing force and the urging force of the valve spring act on the lash adjuster (plunger) via the rocker arm.
  • the latter (the lash adjuster of the direct acting valve mechanism specification) has a structure in which the cam pressing force and the urging force of the valve spring are lash adjusters. (The plunger and the plunger engaging member) are directly interposed between the shaft end of the valve and the cam.
  • first structure and second structure are provided depending on whether the male screw (female screw) constituting the screw engaging portion is formed on the plunger or the plunger engaging member. Conceivable.
  • a female housing is formed on the inner side, and a cylindrical housing that is a plunger engaging member that is held so as not to rotate in the circumferential direction, and a male screw that engages with the female screw Is formed on the outside, and includes a plunger that is screw-engaged with the housing in the axial direction, and a plunger spring that is loaded in the housing and biases the plunger in a direction opposite to the direction in which the valve spring is biased.
  • a first structure (see FIGS. 1, 6 and 8) is conceivable.
  • a male screw is formed on the outer side, a rod member that is a plunger engaging member held so as not to rotate in the circumferential direction, and a female screw that engages with the male screw is formed on the inner side.
  • a plunger that is screw-engaged with the rod member in the axial direction; and a plunger spring that is interposed between the rod member and the plunger and biases the plunger in a direction opposite to the direction in which the valve spring is biased.
  • a second structure provided is conceivable.
  • the axial load transmission member for example, the rocker arm in the rocker arm type valve mechanism, the valve shaft end side in the direct acting valve mechanism
  • the screw engaging portion slides and the plunger can move in the axial load application direction.
  • the friction torque (first friction torque) generated in the screw engaging portion between the housings 22 and 122; the rod member 114 can be ignored.
  • the lift amount of the valve gradually increases from 0 (valve closed state), gradually decreases after reaching the maximum value (valve open state), and becomes 0 (valve closed state).
  • the thrust torque TF ⁇ braking torque TB, threaded engagement portion is relatively immovable state (the plunger comes to rest in the axial direction).
  • the lash adjuster (the plunger thereof) functions (acts) as a fulcrum for rocking the rocker arm (opening / closing the valve) in conjunction with the rotation of the camshaft.
  • brake torque TB ⁇ thrust torque TF the screw engagement portion slides and rotates, and the plunger can move in the axial load acting direction.
  • valve clearance increase state is canceled by moving in the direction in which the plunger extends.
  • valve clearance reduction state when the valve clearance decreases, the direction in which the plunger increases the valve clearance when the valve opens and closes (for example, when the cam pressing force acts on the plunger as an axial load near the maximum value) The valve clearance reduction state is resolved.
  • the lash adjuster adjusts due to the difference in thermal expansion coefficient between the cylinder head (aluminum alloy) and the valve (iron alloy). May be in a minus state where the valve clearance is too small, and the face of the valve may float from the valve seat when the engine (engine) is restarted. Further, when the valve seat surface is worn, the same thing occurs (the valve clearance becomes too small and the valve face lifts from the valve seat when the engine is restarted).
  • the lash adjuster when the valve is opened when the engine is restarted (for example, when the cam pressing force acts on the plunger as an axial load close to the maximum value), Moves in the direction that increases the valve clearance (the direction in which the plunger shrinks), and the excessive valve clearance (minus) state is resolved. Therefore, when the engine is restarted when the engine is cold, the valve lift amount becomes excessive. There is no problem that the sealing performance between the face face of the valve and the valve seat (sealability of the combustion chamber) becomes poor.
  • the angle of the thread of the “screw” constituting the screw engaging portion is set to a lead angle of 10 to 40 degrees and a flank angle of 5 to 45.
  • the range of degrees was set.
  • any of a trapezoidal screw and a triangular screw may be used as the “screw” constituting the screw engaging portion, that is, the male screw (female screw). Further, it may be an “equal flank screw” in which the upper flank and the lower flank have the same angle, or an “unequal flank screw” in which the upper flank and the lower flank have different angles.
  • the lead angle of the thread of the “screw” constituting the screw engaging portion can be smoothly slid and rotated even when an axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger.
  • the sliding rotation of the screw engaging portion can be suppressed (the screw engaging portion is relatively immovable) by the frictional torque generated on the sliding contact surface of the plunger with the axial load transmission member.
  • a range is desirable. Specifically, when the friction torque generated on the sliding contact surface of the plunger mainly with the axial load transmission member is relatively large (small) with respect to a predetermined axial load acting on the plunger, a small (large) lead angle is set. As set, a lead angle having a magnitude corresponding to the friction torque generated on the sliding contact surface of the plunger mainly with the shaft load transmission member is set.
  • flank angle is less than 5 degrees
  • the friction angle is small due to the category of a square screw, so the significance of changing the flank angle is lost, and high-precision machining that is not affected by lead errors is difficult.
  • flank angle exceeds 45 degrees, it is easy to process the “screw”, but the friction angle is very large, so even if the lead angle is changed, the “screw” is very self-supporting, so the flank angle is adjusted. Useless as a parameter is lost.
  • the lead angle is set according to the magnitude of the friction torque generated on the sliding contact surface of the plunger mainly with the shaft load transmission member.
  • the flank angle is set. If the flank angle is large (small), the screw engaging part is slippery (difficult), so the timing and sliding property of the screw engaging part are finely adjusted. In order to achieve this, an appropriate flank angle is set.
  • the "screw" constituting the screw engaging portion is constituted by a multi-thread screw.
  • the pitch can be increased.
  • the lead angle of the “screw” that constitutes the screw engaging portion is “the screw engaging portion slides and rotates even when an axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger.
  • the surface pressure generated in the screw engaging portion decreases, and the “screw” is less likely to wear.
  • the screw engagement portion slides and rotates during the valve opening / closing operation, regardless of whether the valve clearance increases or decreases. Since the plunger moves in a direction to cancel the change in the valve clearance, the valve clearance can be automatically and reliably adjusted.
  • the lead angle and the flank angle of the thread of the “screw” constituting the screw engaging portion are set to an angle corresponding to the friction torque generated on the sliding contact surface with the shaft load transmission member of the plunger.
  • the setting range of desirable angles (lead angle and flank angle) of the thread is expanded, and mechanical types having different thrust torque characteristics and brake torque characteristics are obtained.
  • Rush adjusters can be provided.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of an entire rocker arm type valve mechanism, showing a first embodiment in which the present invention is applied to a mechanical lash adjuster of a rocker arm type valve mechanism.
  • the principal part of the mechanical lash adjuster which concerns on 1st Example is shown, (a) is a figure which shows the lead angle and flank angle of the thread of the external thread formed in the plunger, (b) is the internal thread formed in the housing It is a figure which shows the lead angle and flank angle of this thread.
  • (A) is a figure which shows the thrust torque (thrust torque which acts on a plunger) generate
  • (b) is the brake torque (brake torque which acts on a plunger) which suppresses the sliding rotation of a screw engaging part
  • (C) is a figure which shows the mode of the change of the thrust torque with respect to an axial load, and a brake torque. It is a figure which shows the valve lift amount, axial load, and plunger movement when the engine speed is low. It is a figure which shows the valve lift amount, axial load, and plunger movement when the engine speed is high. It is a longitudinal cross-sectional view of the mechanical lash adjuster of the direct acting type valve operating mechanism specification which is the 2nd Example of this invention.
  • reference numeral 10 denotes an intake valve (exhaust valve) disposed across the intake (exhaust) port P provided in the cylinder head 11.
  • a cotter 12a and a spring retainer 12b are mounted on the outer periphery.
  • a valve spring 14 is interposed between the spring seat surface 11a and the spring retainer 12b, and the valve 10 is urged in the valve closing direction (upward in FIG. 1).
  • Reference numeral 11b denotes a cylindrical valve sliding guide
  • reference numeral 10a denotes a face surface formed on the outer periphery of the umbrella portion of the valve 10
  • reference numeral 11c denotes a peripheral edge portion of the intake (exhaust) port P to the combustion chamber S. This is a valve seat.
  • Reference numeral 16 denotes a rocker arm, one end of which is in contact with the shaft end of the valve 10, and a socket 18 formed on the other end is engaged with a pivot 24 a at the tip of the plunger 24 of the mechanical lash adjuster 20. .
  • a roller 17b supported by a roller shaft 17a is provided, and a cam 19a provided on the camshaft 19 is in contact with the roller 17b.
  • the mechanical lash adjuster 20 is inserted into a vertically extending bore 13 provided in the cylinder head 11 and has a cylindrical housing 22 which is a plunger engaging member having an internal thread 23 formed on the inside, and an external thread 25 on the outside.
  • a plunger 24 formed in the housing 22 so that the male screw 25 engages with the female screw 23, and a direction in which the plunger 24 is extended from the housing 22 by being loaded in the housing 22 (upward direction in FIG. 1)
  • a plunger spring 26 for urging the spring.
  • Reference numeral 27 a is a disc-shaped spring seat plate accommodated on the lower end side in the housing 22, and reference symbol 27 b is a C-ring that fixes the spring seat plate 27 a to the housing 22.
  • the plunger 24 in which the pressing force of the cam 19a acts as an axial load and the housing 22 which is a plunger engaging member held so as not to rotate in the circumferential direction are connected to the screw engaging portion (the male screw 25 on the plunger 24 side and the housing). It is engaged in the axial direction via a female screw 23) on the 22 side.
  • the housing 22 is inserted into the bore 13 so that the lower end of the housing 22 is in contact with the bottom surface of the bore 13, but is not press-fitted into the bore 13 (no positive housing detent means is provided). However, the friction torque generated between the lower end of the housing 22 and the bottom surface of the bore 13 prevents the rotation of the housing 22 with respect to the bore 13 when the axial load in the direction of pushing down the plunger 24 via the rocker arm 16 acts on the plunger 24. To do. That is, the housing 22 is held so as not to rotate with respect to the bore 13 due to friction torque generated between the housing 13 and the bottom surface of the bore 13.
  • the male screw 25 on the plunger 24 side (the female screw 23 on the housing 22 side) constituting the screw engaging portion between the plunger 24 and the housing 22 is respectively shown in FIG.
  • the lead angle ⁇ of the thread of the male screw 23 is, for example, 30 degrees
  • the upper flank angle ⁇ 25a ( ⁇ 23a) of the thread of the male screw 25 on the plunger 24 side is 30 degrees, for example.
  • the lower flank angle ⁇ 25b ( ⁇ 23b) is set to, for example, 30 degrees, and the plunger 24 slides and rotates in the screw engaging portion even when an axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger 24.
  • the lash adjuster 20 can move the plunger 24 in the load application direction by sliding and rotating at the screw engaging portion even when an axial load in either the expansion or contraction direction is applied to the plunger 24.
  • the sum of the friction torques generated on the contact surface F2 and the sliding contact surface F3 of the plunger 24 causes the screw engagement portion to slide and rotate by the axial load acting on the plunger 24.
  • the thrust torque is exceeded, the sliding rotation of the screw engaging portion is suppressed (the screw engaging portion is stationary), and the pivot portion 24a at the tip of the plunger 24 is linked to the rotation of the camshaft 19.
  • the screw engaging portion between the male screw 25 and the female screw 23 of the housing 22 generates a thrust torque TF for slidingly rotating the screw engaging portion and a first friction torque for suppressing the sliding rotation.
  • the sliding of the screw engaging portion on the sliding contact surface F2 of the plunger 24 with the rocker arm 16 (sliding contact surface with the socket 18 of the pivot portion 24a) F2 and the sliding contact surface F3 of the plunger 24 with the plunger spring 26 also occurs. Second and third friction torques are generated to suppress rotation.
  • the screw engaging portion slides and rotates even when an axial load in either the expansion or contraction direction is applied to the plunger 24, and the plunger 24 can move in the axial load application direction.
  • the thrust torque TF that attempts to slide and rotate the screw engaging portion is the sum of the thrust torques TFbs and TFps generated by the reaction force (biasing force) of the valve spring 14 and the reaction force (biasing force) of the plunger spring 26, respectively.
  • it is proportional to the axial load W.
  • the brake torque TB for suppressing the sliding rotation of the screw engaging portion is generated on the sliding contact surface F2 of the plunger 24 (the pivot portion 24a) with the rocker arm 16 and the sliding contact surface F3 of the plunger 24 with the plunger spring 26, respectively.
  • the sum of the second and third friction torques (TB TB2 + TB3), which is proportional to the axial load W as shown in FIG.
  • the third friction torque TB3 is a friction torque generated by the reaction force (biasing force) of the plunger spring 26, but the reaction force (biasing force) of the plunger spring 26 having a small spring constant is the reaction force of the valve spring 14. Since it is smaller than the force (biasing force), it is not proportional to the axial load W as in the second friction torque TB2, and is almost constant even if the axial load W increases (see FIG. 3B).
  • the thrust torque TF and brake torque TB acting on the plunger 24 during the opening / closing operation of the valve 10 are shown in FIG. 3 (c) with the axial load W acting on the plunger 24 as the horizontal axis and the torque acting on the plunger 24 as the vertical axis. ) In straight lines TF, TB (+), TB ( ⁇ ).
  • the thrust torque TF acting on the plunger 24 during the valve opening operation of the valve 10 is shown by a straight line that increases from the negative (minimum value) to the positive (maximum value) upward as the axial load W increases.
  • the thrust torque TF acting on the plunger 24 during the closing operation of the valve 10 can be represented by a straight line that decreases from positive (maximum value) to negative (minimum value) downward.
  • the thrust torque TF has a correlation with the lead angle and flank angle of the screw. For example, when the lead angle increases (lead angle rises) or the flank angle decreases (triangular screw ⁇ trapezoidal screw ⁇ square screw).
  • the thrust torque TF characteristic slopes steeply, conversely, the lead angle decreases (lead angle lies down), and the flank angle increases (square screw ⁇ trapezoidal screw ⁇ triangular screw). The slope of the TF characteristic (straight line) becomes gentle.
  • FIG. 3C which shows changes in the thrust torque TF and the brake torque TB with respect to the axial load W acting on the plunger 24, the axial load acting on the plunger 24 when the cam 19 a rotates once (the valve 10 opens and closes).
  • the lash adjuster 10 can adjust the valve clearance to zero when the valve 10 operates in either the valve opening direction or the valve closing direction. Recognize.
  • the cam 19a starts pushing the rocker arm, the valve lifts to some extent.
  • the thrust torque TF coincides with the brake torque TB ( ⁇ )
  • the absolute value of the brake torque TB ( ⁇ ) ⁇ the absolute value of the thrust torque TF.
  • the plunger 24 can move in the extending direction (upward direction in FIG. 1), which is the direction in which the axial load (reaction force of the plunger spring 26) acts (state (1) in FIG. 3C).
  • the brake torque TB (until the lift amount reaches the maximum, for example, the right end in FIG. 3C). Since the absolute value of (+) ⁇ the absolute value of the thrust torque TF, the screw engaging portion slides and rotates, and the plunger 24 can move in the contraction direction, which is the direction of the axial load (the pressing force of the cam 19a) (FIG. 3 ( c) (3) state).
  • the thrust torque TF and the brake torque TB acting on the plunger 24 during the valve opening operation are not affected by the cam pressing force on the plunger 24 but only the urging force of the plunger spring 26 (FIG. 3C).
  • the state (1) is shifted to the state (2) (the state (2) -1 ⁇ the state (2) -2) ⁇ the state (3).
  • the operation shifts to a valve closing operation in which the axial load gradually decreases.
  • the thrust torque TF and the brake torque TB acting on the plunger 24 during the valve closing operation are the plunger 24 (3) state in Fig. 3 (c) ⁇ (2) state ((2) -2 state ⁇ (2) -1 ⁇ state) ⁇ (1)
  • the state sequentially shifts to the state of (2) again.
  • P2 is an intersection of the thrust torque straight line TF and the friction torque straight line TB ( ⁇ ).
  • P4-1 is an intersection of the thrust torque straight line TF and the friction torque straight line TB (+) in FIG. 3C, and the axial load acting on the plunger 24 increases (decreases).
  • the area (2) is switched to the area (3) (the area (3) to the area (2)).
  • the axial load indicated by the horizontal axis in FIG. 3C is once the maximum lift amount (Max Lift). After rising to the position, it begins to drop when the lift amount exceeds the maximum lift (Max Lift) position, so the relationship between torque and shaft load now advances to the left on the thrust torque line TF.
  • the range from the P4-1 position to the P4-2 position including this maximum axial load position is the state indicated by P4 in FIG.
  • the region (3) is switched to the region (2). It becomes a state. Further, when the lift amount decreases and the axial load decreases, the thrust torque TF continues to decrease in the left direction. When the thrust torque straight line TF passes through the intersection P2 with the friction torque straight line TB ( ⁇ ), the state of P6 in FIG. become.
  • valve clearance increases, the plunger 24 slides and rotates at the screw engaging portion in the state of (1) where the absolute value of the brake torque TB ( ⁇ ) ⁇ the absolute value of the thrust torque TF.
  • the increase in valve clearance is eliminated (adjusted).
  • valve clearance decreases
  • the plunger 24 slides and rotates at the screw engaging portion in the state (3) where the absolute value of the brake torque TB (+) ⁇ the absolute value of the thrust torque TF (3). Move in the direction (valve clearance increasing direction) to eliminate (adjust) the decrease in valve clearance.
  • 4A, 4B, and 4C are diagrams showing valve lift amount, shaft load, and plunger movement when the engine speed is low (for example, less than 3000 rpm).
  • the operation of the mechanical lash adjuster 20 when the cam 19a rotates will be described in more detail with reference to FIG.
  • the plunger 24 receives the pressing force by the cam 19a. Only a predetermined reaction force (biasing force) of the plunger spring 26 acts as an axial load in the plunger extending direction without acting as a load.
  • valve clearance between the rocker arm and the valve shaft end portion increases, when the contact point between the rocker arm 16 (the roller 17b) and the cam 19a is on the base circle of the cam 19a, the plunger 24 Moving in the extension direction (valve clearance decreasing direction), the plunger 24 pushes up the rocker arm 16, the other end of the rocker arm 16 is lowered, and the valve clearance is adjusted to zero.
  • the screw engaging portion tries to slide and rotate by a force for pushing down the plunger 24 (downward axial load from the rocker arm 16), but the sliding contact surface F2 of the plunger 24 with the rocker arm 16 and the plunger spring 26 of the plunger 24
  • the frictional force (second and third frictional force) generated on the sliding contact surface F3 with the shaft generates rotation in a direction to push down the plunger 24 (the axial load transmitted from the rocker arm 16 is thrust torque TF by the screw engaging portion. To be converted).
  • the plunger 24 moves in the axial load acting direction (lower side in FIG. 1). After moving linearly in the direction) by the backlash of the screw engaging portion, it stops when the lower flank of the male screw 25 of the plunger 24 and the upper flank of the female screw 23 of the housing 22 are in contact (the state (2) continues. To do).
  • the cam 19 further rotates, and the plunger 24 generated at the screw engaging portion is rotated until the contact point between the rocker arm 16 and the cam 19 exceeds Max Lift (indicated by reference numeral P4-2 in FIG. 4). Since the thrust torque TF to be exceeded exceeds the brake torque TB due to the frictional force generated on the sliding contact surfaces F2 and F3 (TB ⁇ TF), the plunger 24 can move in the axial load acting direction (state (3)). Will continue.
  • the plunger 24 can move in the axial load acting direction (brake torque TB ⁇ thrust force). Torque TF), the plunger 24 slightly moves in the reduction direction with respect to the original Max Lift of the cam 19a, resulting in a reduction in lift amount (lift loss ⁇ ). That is, the lift loss ⁇ is generated by reducing the lift amount by an amount corresponding to the amount by which the plunger 24 moves in the reduction direction, rather than the lift amount to be moved by the pressing force of the cam 19a.
  • the plunger 24 is as described in (1). In this state, after moving in the extending direction by the valve clearance, the upper flank of the male screw 25 of the plunger 24 and the lower flank of the female screw 23 of the housing 22 are in contact with each other (from the state (1) to (2) State).
  • the plunger 24 when the valve clearance increases in the valve operating mechanism, first, only the urging force of the plunger spring 26 immediately before the valve lift of the valve opening / closing operation is applied to the plunger 24.
  • the plunger 24 When acting as an axial load (indicated by symbol P6 in FIG. 4), the plunger 24 moves in the direction of decreasing the valve clearance (the direction in which the plunger 24 extends), and the increased valve clearance state is eliminated.
  • the adjustment state by the lash adjuster 20 is caused by the difference in thermal expansion coefficient between the cylinder head 11 and the valve 10. Since the clearance is too small (minus), the face surface 10a of the valve 10 may float from the valve seat 11b when the engine (engine) is restarted. Further, when the valve seat surface 10a is worn, the same thing occurs (the valve clearance becomes too small, and the face surface 10a of the valve 10 is lifted from the valve seat 11c when the engine is restarted).
  • the lash adjuster 20 when the pressing force of the cam 19a acts on the plunger 24 as an axial load near the maximum value in the valve opening / closing operation (indicated by reference numeral P4 in FIG. 4). Since the plunger 24 moves in the direction in which the valve clearance is increased (the direction in which the plunger 24 is reduced) in a state where the brake torque TB ⁇ the thrust torque TF), the valve clearance excessively (minus) state is eliminated. When restarting the engine when it is cold, the valve lift amount becomes excessive, or the sealing performance between the face surface 10a of the valve 10 and the valve seat 11c (sealability of the combustion chamber) becomes poor. Absent.
  • 5 (a), 5 (b), and 5 (c) are diagrams showing valve lift amount, shaft load, and plunger movement when the engine speed is high (for example, 3000 rpm or more).
  • the axial load due to the reaction force (biasing force) of the valve spring 14 is not dominant as in the case of low engine rotation shown in FIG. 4, and the rocker arm 16 and the valve 10 that mainly constitute the valve operating system, etc.
  • Inertial force becomes dominant (strongly affected by the inertial force of the valve train).
  • the timing in which the maximum axial load acts on the plunger 24 of the lash adjuster 20 is at the time of Max Lift when the engine is low, whereas at the time of high engine rotation, as shown in FIG. It is when the valve starts to open and when it closes.
  • the movement of the plunger 24 at this time is the same as the state (3) in which the axial load suddenly rises when the valve lift starts, and the plunger 24 slightly moves in the reduction direction to reduce the lift amount (lift loss ⁇ ).
  • the reaction force (biasing force) of the valve spring 14 almost disappears through the state (2) that is almost negligible (characteristically not manifested), and mainly a predetermined reaction force (biasing force) of the plunger spring 26. ) Only acts as an axial load, and the plunger 24 is pushed up by the amount that the plunger 24 moves in the contracting direction in the state (3), and the valve clearance is adjusted (2). Return to the state.
  • the mechanical lash adjuster 20 of the rocker arm type valve operating mechanism specification is shown, but in the second embodiment, the mechanical lash adjuster 20A of the direct acting type valve operating mechanism specification is shown.
  • Reference numeral 10 denotes an intake valve (exhaust valve) disposed so as to cross an intake (exhaust) port (see reference numeral P in FIG. 1) provided in the cylinder head 11, and a cotter 12a and A spring retainer 12b is mounted, and a valve spring 14 is interposed between the spring seat surface (see reference numeral 11a in FIG. 1) and the spring retainer 12b, and the valve 10 is biased in the valve closing direction (upward in FIG. 6).
  • intake valve exhaust valve
  • a cam 19a provided on the camshaft 19 is disposed directly above the valve 10. Between the cam 19a and the shaft end (the cotter 12a) of the valve 10, there is an upper and lower provided on the cylinder head 11. A mechanical lash adjuster 20A inserted in the extending bore 13 is interposed.
  • the mechanical lash adjuster 20 ⁇ / b> A is engaged with a bore 13 provided in the cylinder head 11 and has a cylindrical bucket 110 that opens downward, and an internal thread 23 formed inside, and is fixed and integrated on the bottom surface of the ceiling of the bucket 110.
  • a cylindrical housing 122 that is a plunger engaging member, and a cup type that is disposed in the housing 122 by engaging a male screw 25 formed on the outside with a female screw 23 on the housing 122 side and that opens upward.
  • the plunger 124 and the direction in which the plunger 124 extends from the housing 122 (the downward direction of FIG. 6, the direction in which the biasing force of the valve spring 14 acts) is interposed between the plunger 124 and the ceiling of the bucket 110.
  • a plunger spring 26 urging in the opposite direction).
  • a partition 111 extending in a disk shape is integrated inside the bucket 110, and a vertical cylindrical portion 112 formed at the center of the partition 111 is fixed and integrated on the outer periphery of the housing 122, so that the bucket 110 and the housing 122 are integrated. Mounting strength is secured.
  • the bucket 110 is held so as not to rotate circumferentially with respect to the bore 13 by a non-rotating means (not shown), and the bucket 110 (lash adjuster 20A) is connected to the rotation of the cam 19a. It slides only in the axial direction.
  • the lower end surface of the plunger 124 comes into contact with the upper end surface of the cotter 12a which is an axial load transmitting member mounted on the shaft end portion of the valve 10, so that the area of the sliding contact surface F4 of the plunger 124 with the valve 10 is increased.
  • the second friction torque generated on the sliding contact surface F4 is increased so as to increase.
  • the thread angle (lead angle and flank angle) of the male screw 25 of the plunger 124 (the female screw 23 of the housing 122) is set so that the male screw 23 of the plunger 24 (the female screw of the housing 22) in the lash adjuster 20 of the first embodiment described above. 23) is set to the same angle as the thread angle (lead angle and flank angle) (for example, the lead angle is 30 degrees and the flank angle is 30 degrees).
  • the mechanical lash adjuster 20B shown in FIG. 7 is a mechanical lash adjuster having a direct acting valve operating mechanism specification, as in the second embodiment.
  • the internal thread 23 formed on the inner periphery of the housing 122 integrated with the bucket 110 and the external thread 25 formed on the outer periphery of the cup-type plunger 124 are engaged in the axial direction. It is arranged to do.
  • a rod member 114 which is a plunger engaging member extending downward on the top of the bucket 110, is integrally formed, and a male screw 25 is provided on the outer periphery of the rod member 114.
  • an internal thread 23 is formed on the inner periphery of the peripheral wall of the cup-shaped plunger 124 that opens upward, and the external thread 25 of the rod member 114 and the internal thread 23 of the plunger 124 are engaged in the axial direction.
  • the plunger 124 is formed with a flange-shaped spring receiver 125, and a plunger spring 26 is interposed between the spring receiver 125 and the ceiling of the bucket 110, so that the plunger 124 is in sliding contact with the plunger spring 126.
  • the surface F5 is constituted by the spring receiver 125.
  • the spring force of the plunger spring 126 is increased to generate the sliding contact surface F4.
  • the choice of spring characteristics can be expanded, for example, the friction torque to be set can be set larger, and for example, the axial size can be made more compact than in the second embodiment.
  • the mechanical lash adjuster 20C shown in FIG. 8 is of the rocker arm type valve operating mechanism specification as in the first embodiment, but the plunger 24A disposed in the housing 22 is a plunger in which a male screw 25 is formed.
  • the structure is divided into a base end portion 24A1 and a plunger tip end portion 24A2 in which a pivot 24a is formed.
  • the housing 22 is held so as not to rotate in the circumferential direction by the friction torque generated between the lower end of the housing 22 and the bottom surface of the bore 13 as in the first embodiment.
  • the plunger base end portion 24 ⁇ / b> A ⁇ b> 1 is configured in a cup shape that opens downward and has a male screw 25 that engages with the female screw 23 on the housing 22 side.
  • the male screw 25 and the female screw 23 are composed of triangular screws with equal flank angles, and the angle of the thread of the male screw 25 (female screw 23) constituting the screw engaging portion is the first, second, and third described above.
  • the lead angle is set to 30 degrees, for example, and the flank angles (upper flank angle and lower flank angle) are set to 30 degrees, for example.
  • a plunger spring 26 is interposed between the ceiling inner surface 24A1a of the plunger base end portion 24A1 and the inner bottom surface 22a of the housing 22 to urge the plunger base end portion 24A1 upward.
  • the plunger tip portion 24A2 is configured in a cylindrical shape that opens downward with a pivot portion 24a formed at the upper end portion, and a step portion 24A2a provided on the outer periphery of the plunger tip portion 24A2 is mounted on the upper end opening portion of the housing 22.
  • the inner cap is engaged with the inner peripheral edge of the annular cap 28 and is prevented from coming off.
  • the plunger spring 26 holds the plunger base end portion 24A1 and the plunger distal end portion 24A2 in a pressure contact state in the axial direction, and the plunger 24A (plunger distal end portion 24A2) protrudes upward from the housing 22 (extension direction). It is kept biased.
  • the thrust torque TF is generated, and the plunger 24A sliding contact surface with the rocker arm 16 (sliding contact surface with the socket 18 of the pivot portion 24a) F6, the plunger distal end portion 24A2 (the upper end surface 24A1b of the plunger distal end portion 24A2) The sliding contact surface F7 with the lower end surface 24A2b) and the sliding contact surface F8 with the plunger spring 26 at the plunger base end portion 24A1 (the top inner surface 24A1a) try to suppress the sliding rotation of the screw engaging portion. Friction torque (brake torque) TB6, TB7, TB8 is generated .
  • the lead angle of the screw thread of the male screw 25 (the female screw 23 of the housing 22) of the plunger base end portion 24A1 is, for example, 30 degrees, and the upper side (lower side) of the screw thread of the male screw 25 (female screw 23).
  • the plunger 24A (plunger base end 24A1)
  • the plunger can be moved in the axial load acting direction while sliding and rotating in the screw engaging portion, and the friction torque (brake torque) TB6, TB7, TB8 generated on the sliding contact surface F6, the sliding contact surface F7, and the sliding contact surface F8, respectively.
  • Slip rotation of the screw engaging portion of 24A (plunger base end portion 24A1) is suppressed, and the screw engaging portion is relatively It is configured to be immobile (the plunger 24A is stationary).
  • the smaller friction torque (brake) of the sum of the friction torques TB6, TB8 or the sum of the friction torques TB7, TB8 When the torque (TB) becomes equal to or greater than the thrust torque TF, sliding rotation of the screw engaging portion of the plunger 24A (plunger base end portion 24A1) is suppressed, and the screw engaging portion becomes relatively stationary (plunger 24A is stationary).
  • the screw engaging portion is relatively immovable (the plunger 24A is stationary).
  • the screw engagement portion is configured such that the screw engagement portion is relatively stationary (plunger 24A is stationary) with thrust torque TF ⁇ brake torque TB (sum of friction torques TB7 and TB8).
  • the lead angle and flank angle of the male screw 25 are each set to 30 degrees.
  • the operating characteristics of the plunger 24A when the engine is driven are the same as the operating characteristics (FIGS. 4 and 5) of the plunger 24 in the lash adjuster of the first embodiment described above.
  • the plunger 24A decreases the valve clearance. It moves in the direction (direction in which the plunger 24A extends), and the increased valve clearance state is eliminated.
  • valve clearance when the valve clearance is reduced, during the valve opening / closing operation, for example, when the pressing force of the cam 19a acts on the plunger 24A as an axial load near the maximum value (see (3) in FIGS. 4 and 5).
  • the plunger 24A moves in the direction in which the valve clearance is increased (the direction in which the plunger 24A is reduced), and the valve clearance reduction state is eliminated.
  • the angle of the male screw 25 (female screw 23) constituting the screw engaging portion is 30 degrees lead angle and flank angle (upper flank angle, lower flank angle) 30 degrees.
  • the lead angle may be set in the range of 10 to 40 degrees and the flank angle may be set in the range of 5 to 45 degrees.
  • the lead angle of the thread of the “screw” constituting the screw engaging portion can be smoothly slid and rotated even when an axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger.
  • the range of 10 to 40 degrees can suppress the sliding rotation of the screw engaging portion by the friction torque generated on the sliding contact surface of the plunger with the axial load transmission member.
  • a small (large) lead angle is set so that the sliding contact surface F2 of the plungers 24, 124, 24A mainly with the axial load transmission member (rocker arm 16, cotter 12a) is set.
  • a lead angle having a magnitude corresponding to the friction torque generated in F4 and F6 is set.
  • flank angle is less than 5 degrees
  • the friction angle is small due to the category of a square screw, so the significance of changing the flank angle is lost, and high-precision machining that is not affected by lead errors is difficult.
  • flank angle exceeds 45 degrees, it is easy to process the “screw”, but the friction angle is very large, so even if the lead angle is changed, the “screw” is very self-supporting, so the flank angle is adjusted. Useless as a parameter is lost.
  • the lead angle ⁇ is set in accordance with the magnitude of the friction torque generated on the sliding contact surface of the plungers 24, 124, 24A mainly with the axial load transmission member (the rocker arm 16, the cotter 12a).
  • the flank angle is set. If the flank angle is large (small), the screw engaging part is slippery (difficult), so the timing and sliding property of the screw engaging part are finely adjusted. In order to achieve this, an appropriate flank angle is set.
  • the male screw 25 is constituted by a trapezoidal screw or a triangular screw having an equal flank angle (the upper flank angle and the lower flank angle are the same).
  • 25 (female screw 23) may be formed of a trapezoidal screw or a triangular screw having unequal flank angles with different upper flank angles and lower flank angles.
  • the male screw 25 of the plunger 24, 124, 24A1 (24A1) and the female screw 23 of the housing 22, 122 are used.
  • the male screw 25 of the rod member 114 is used.
  • the internal thread 23 of the plunger 124 is composed of a single thread having one lead, but may be composed of multiple threads such as a double thread or a triple thread having a plurality of leads.
  • a multi-threaded screw with multiple leads arranged at equal intervals in the axial direction can increase the pitch of the lead compared to a single-threaded screw with a single lead.
  • the lead angle of the “screw” constituting the screw engaging portion is set as “when the axial load in either the expansion or contraction direction acts on the plunger, the screw engaging portion slips.
  • a pitch corresponding to the diameter of the “screw” can be set by using a multi-threaded screw, and the shape and angle of the thread Standard design values such as JIS can be used.
  • the surface pressure generated at the screw engaging portion decreases with respect to the axial load acting on the plunger, and the “screw” is less likely to wear out. It is possible to provide a mechanical lash adjuster that is particularly effective for the case.
  • Valve (Valve) 11 Cylinder head 12a Cotter 14 Valve spring 20, 20A, 20B, 20C Mechanical lash adjuster 22, 122 Housing which is a plunger engaging member 23 Female screw 24, 124, 24A Plunger 24a Pivot portion 24A1 Plunger base end portion 24A2 Plunger tip portion 25 Male thread 26, 126 Plunger spring 114 Rod member as plunger engaging member F2, F6 Sliding contact surface with rocker arm as plunger load transmission member F3, F5, F8 Sliding contact surface with plunger spring of plunger F4 Plunger load transmission Sliding contact surface with valve shaft end (cotter) which is member F7 Sliding contact surface with plunger tip at plunger base end W Shaft load acting on plunger ⁇ Thread lead angle ⁇ 23a, ⁇ 25a Mountain flank angle ⁇ 23b, ⁇ 25b screw Yamanoshita flank TF thrust torque TB braking torque (friction torque)

Landscapes

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Abstract

　【課題】　バルブクリアランスの増加・減少を自動的に調整できる機械式ラッシュアジャスタを提供する。　【解決手段】　バルブスプリング14により閉弁方向に付勢されたバルブ10の軸端部と、カム19aとの間に介装されて、バルブクリアランスを調整するラッシュアジャスタ20で、カム19aの押圧力が作用するプランジャ24と、プランジャ24とねじ係合部を介し軸方向に係合し、周方向に回転しないように保持されたハウジング22と、バルブスプリング14と逆方向にプランジャ24を付勢するプランジャスプリング26とを備え、ねじ係合部は、軸荷重作用方向に滑り回転できるが、プランジャ24に作用する推力トルクTF≦プランジャ24の軸荷重伝達部材との摺接面F2に発生する摩擦トルクTBで、相対的に不動となるように、ねじ山のリード角とフランク角を設定した。バルブクリアランスの変化を打ち消す方向にプランジャ24が移動し、バルブクリアランスの増加・減少を自動的にかつ確実に調整する。

Description

機械式ラッシュアジャスタ
　本発明は、内燃機関の動弁機構におけるバルブクリアランス（カムとバルブステム間の距離であり、例えば、ロッカアーム型動弁機構では、バルブステムとロッカアームとの隙間、直動型動弁機構では、バルブステムとプランジャとの隙間）を自動調整するために用いられる機械式ラッシュアジャスタに関する。
　自動車等のエンジンに用いられる吸気バルブや排気バルブをシリンダヘッドの吸気口や排気口に装着するに際して、例えば、バルブステムに連結されたロッカアームが機械式ラッシュアジャスタを支点として揺動するように構成し、バルブクリアランスを機械式ラッシュアジャスタの駆動（伸縮動作）によって自動調整することが広く知られている（例えば、特許文献１，２，非特許文献１参照）。
　この種の機械式ラッシュアジャスタは、内側に雌ねじを形成した筒形状のハウジング内に、外側に雄ねじを形成したピボット部材下方領域が収容され、ハウジング内に収容したプランジャスプリング（圧縮コイルスプリング）によりピボット部材が上方のロッカアーム側に付勢された構造で、雌ねじと雄ねじで構成する「のこ歯ねじ」の「ねじ山」の角度（リード角およびフランク角）を、軸荷重に対してピボット部材伸長方向にはねじ係合部が滑り回転し、ピボット部材縮小方向には「ねじ」が自立する（ねじ係合部に発生する摩擦によりねじ係合部の滑り回転が抑制される）所定の角度に設定することで、バルブクリアランスを自動調整できる。以下、ねじ係合部に発生する摩擦によりねじ係合部の滑り回転が抑制されることを、「ねじが自立する」という。
特公表昭６１－５０２５５３（図１～５） 実開平３－１２０３号公報（図１～３）
NTN　TECHNICAL　REVIEW　Ｎo．75(2007)論文「エンドピボット型メカニカルラッシュアジャスタの開発」（第７８～８５頁、図１～４）
　しかし、従来の機械式ラッシュアジャスタは、バルブクリアランスが増加した場合に、バルブクリアランスを減少させる方向（ピボット部材が伸長する方向）の動作は可能であるが、バルブクリアランスが減少した場合に、バルブクリアランスを増加させる方向（ピボット部材が縮小する方向）の動作については、ねじのガタ分の調整代はあっても、バルブクリアランスを積極的に増加させる（バルブクリアランスを零に調整する）アジャスト構造を有していない。
　詳しくは、図９は、従来の機械式ラッシュアジャスタを構成するピボット部材の雄ねじ（のこ歯ねじ）の形状を拡大して示す図であるが、ピボット部材の雄ねじの「ねじ山」のリード角α’は、ピボット部材縮小方向（図９下方向）・伸長方向（図９上方向）いずれの方向に作用する軸荷重に対しても、ねじ係合部が滑り回転可能な所定角度に設定されている。
　また、上側フランク角θ２も、ねじ山のリード角α’との組み合わせで、ピボット部材伸長方向の軸荷重に対し、ねじ係合部が滑り回転可能な所定角度（例えば、１５度）に設定されている。一方、下側フランク角θ１は、ねじ山のリード角α’との組み合わせで、ピボット部材縮小方向の軸荷重に対し、ねじ係合部に発生する摩擦トルクによって「ねじが自立する」所定角度（例えば、７５度）に設定されている。
　このため、バルブクリアランスが増加した場合は、ピボット部材は、プランジャスプリングのばね力によりねじ係合部において滑り回転して伸長方向（バルブクリアランスを減少させる方向）に移動できるが、バルブクリアランスが減少した場合は、ねじ係合部に発生する大きな摩擦トルクのために、ピボット部材は、ねじ係合部において滑り回転できず縮小方向（バルブクリアランスを増加させる方向）に移動できない。
　例えば、機関（エンジン）が暖まった状態で停止した後、急激に冷えるような場合、シリンダヘッド（アルミニウム合金）とバルブ（鉄合金）の熱膨張係数の違いに起因して、ラッシュアジャスタによるアジャスト状態がバルブクリアランス過小（マイナス）状態となって、バルブのフェース面がバルブシートから浮くおそれがある。また、バルブシート面が磨耗した場合にも、同様のこと（バルブクリアランスが過小状態となって、バルブのフェース面のバルブシートからの浮き上がり）が起こる。
　このような事態に対し、従来のラッシュアジャスタでは、ピボット部材が縮小する方向（バルブクリアランスを増加させる方向）に動作できないため、バルブクリアランス過小（マイナス）状態が放置されて、冷間時に機関（エンジン）が再始動する際、バルブリフト量が過大となったり、バルブのフェース面とバルブシート間のシール性（燃焼室のシール性）が不良になったりすることが危惧される。
　また、この種の機械式ラッシュアジャスタについては、長年にわたって数多くの提案がされているものの、製品としては未だに実施されていないことからも、前記した課題は依然として解決されていないと考えられる。
　そこで、発明者は、雄ねじと雌ねじで構成されたねじ係合部に発生する摩擦トルクによって「ねじが自立する」という、従来の「のこ歯ねじ」に代えて、ねじ係合部における滑り回転を阻止するために、ピボット部材のねじ係合部以外の部位、たとえば、ピボット部材のロッカアーム等の軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクを利用できないかと考えた。
　即ち、伸長・縮小いずれの方向の軸荷重がピボット部材に作用しても、「ねじが自立する」ことなくねじ係合部が滑り回転するが、ピボット部材の主に軸荷重伝達部材（例えば、ロッカアーム）との摺接面に発生する摩擦トルクによって、ねじ係合部の滑り回転が抑制される（以下、これを、「ねじ係合部が相対的に不動となる」という）ように、ねじ係合部を構成する「ねじ」の「ねじ山」の角度（リード角およびフランク角）を設定してやれば、ねじ係合部が相対的に不動となる状態（ピボット部材が軸方向に静止した状態）では、ラッシュアジャスタ（のピボット部材）は、カム軸の回転に連係してロッカアームが揺動（バルブが開閉動作）する支点として機能（作用）するとともに、ねじ係合部が相対的に不動となる状態以外では、ピボット部材が伸長する方向（バルブクリアランスを減少させる方向）に動作することは勿論、従来の構造では動作しなかった、ピボット部材が縮小する方向（バルブクリアランスを増加させる方向）にも動作する、と考えた。
　詳しくは、ロッカアーム式動弁機構におけるラッシュアジャスタのピボット部材には、軸荷重（カムの押圧力＝バルブスプリングの反力とプランジャスプリングの反力の合力）が作用する。そして、この軸荷重によって、ねじ係合部には、ピボット部材を滑り回転させる推力トルクと、この滑り回転を抑制する第１の摩擦トルクが発生する。同時に、ピボット部材のロッカアームとの摺接面にも、ねじ係合部の滑り回転を抑制する第２の摩擦トルクが発生する。そして、前記推力トルクが前記第１，第２の摩擦トルクの総和より大きい場合に、ねじ係合部が滑り回転し、逆に前記推力トルクが第１，第２の摩擦トルクの総和より小さい場合に、ねじ係合部の滑り回転が阻止される。
　そして、ピボット部材に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にもねじ係合部が滑り回転できるように、ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角およびフランク角を設定してやれば、第１の摩擦トルクを無視できるので、前記推力トルクと第２の摩擦トルクの大小関係だけで、ねじ係合部が滑り回転できる状態と、滑り回転が阻止される状態（ねじ係合部が相対的に不動状態）になる。即ち、推力トルク≦第２の摩擦トルクでねじ係合部が相対的に不動となるリード角およびフランク角を設定すればよい、と考えた。
　そして、発明者は、機械式ラッシュアジャスタを試作してその効果を検証したところ、有効であることが確認されたことを受けて、今回の特許出願にいたったものである。
　本発明は、前記従来技術の課題に鑑みてなされたもので、その目的は、バルブクリアランスを自動的に調整できる、従来とは全く異なる構造の機械式ラッシュアジャスタを提供することにある。
　前記課題を解決するために、本発明に係る機械式ラッシュアジャスタにおいては、バルブスプリングにより閉弁方向に付勢されたバルブの軸端部と、動弁機構構成部材であるカムとの間に介装されて、バルブクリアランスを調整する機械式ラッシュアジャスタにおいて、
　前記ラッシュアジャスタは、カムの押圧力が軸荷重として作用するプランジャと、前記プランジャとねじ係合部を介し軸方向に係合し、周方向に回転しないように保持されたプランジャ係合部材と、前記バルブスプリングの付勢力作用方向と逆方向に前記プランジャを付勢するプランジャスプリングとを備え、
　前記プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、前記ねじ係合部が滑り回転してプランジャが軸荷重作用方向に移動できるとともに、前記プランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによって前記ねじ係合部の滑り回転が抑制されて該ねじ係合部が相対的に不動となるように、前記ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角とフランク角を設定するように構成した。
　なお、機械式ラッシュアジャスタには、バルブの軸端部とカムとの間に間接的に介装されるロッカアーム式動弁機構仕様と、バルブの軸端部とカムとの間に直接的に介装される直動式動弁機構仕様とがある。
　即ち、前者（ロッカアーム式動弁機構仕様のラッシュアジャスタ）は、カムの押圧力とバルブスプリングの付勢力がロッカアームを介してラッシュアジャスタ（のプランジャ）に作用するように、バルブの軸端部とカムとの間にロッカアームを介して間接的に介装された構造であるのに対し、後者（直動式動弁機構仕様のラッシュアジャスタ）は、カムの押圧力とバルブスプリングの付勢力がラッシュアジャスタ（のプランジャとプランジャ係合部材）に直接作用するように、バルブの軸端部とカムとの間に直接的に介装された構造である。
　また、動弁機構に対する仕様とは別に、ねじ係合部を構成する雄ねじ（雌ねじ）を、プランジャとプランジャ係合部材のいずれに形成するかによって、以下の第１の構造と第２の構造が考えられる。
　即ち、実施例１，２，４に示すように、内側に雌ねじが形成され、周方向に回転しないように保持されたプランジャ係合部材である筒型のハウジングと、前記雌ねじと係合する雄ねじが外側に形成され、前記ハウジングと軸方向にねじ係合するプランジャと、前記ハウジング内に装填されて、前記プランジャをバルブスプリングの付勢力作用方向と逆方向に付勢するプランジャスプリングとを備えた第１の構造（図１，６，８参照）が考えられる。
　また、実施例３に示すように、外側に雄ねじが形成され、周方向に回転しないように保持されたプランジャ係合部材であるロッド部材と、前記雄ねじと係合する雌ねじが内側に形成され、前記ロッド部材と軸方向にねじ係合するプランジャと、前記ロッド部材と前記プランジャとの間に介装されて、前記プランジャをバルブスプリングの付勢力作用方向と逆方向に付勢するプランジャスプリングとを備えた第２の構造（図７参照）が考えられる。
　（作用）動弁機構を構成するラッシュアジャスタのプランジャには、軸荷重（カムの押圧力＝バルブスプリングの反力とプランジャスプリングの反力の合力）が作用する。そして、この軸荷重によって、雄ねじと雌ねじで構成されたねじ係合部には、ねじ係合部を滑り回転させようとする推力トルクと、この滑り回転を抑制しようとする第１の摩擦トルクが発生し、同時に、プランジャの主に軸荷重伝達部材（例えば、ロッカアーム式動弁機構ではロッカアーム、直動式動弁機構ではバルブ軸端部側）との摺接面にも、ねじ係合部の滑り回転を抑制しようとする第２の摩擦トルクが発生する。
　そして、エンジンの運転中（バルブ開閉動作中）に、ねじ係合部が滑り回転（プランジャが軸荷重作用方向に移動）するか否かは、前記第１，第２の摩擦トルクの総和と前記推力トルクとの大小関係によって決まる。
　しかし、プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部が滑り回転しプランジャが軸荷重作用方向に移動できることから、バルブ開閉動作中のプランジャとプランジャ係合部材（実施例では、ハウジング２２，１２２；ロッド部材１１４）間のねじ係合部に発生する摩擦トルク（第１の摩擦トルク）を無視できる。
　このため、バルブ開閉動作中に、ねじ係合部が滑り回転可能（プランジャが軸荷重作用方向に移動可能）か否（ねじ係合部が相対的に不動となる）かは、プランジャに作用する軸荷重によってねじ係合部に発生する推力トルクＴＦと、プランジャに作用する軸荷重によってプランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する第２の摩擦トルク（以下、ブレーキトルクという）ＴＢとの大小関係によって決まる。
　詳しくは、カムの回動により、バルブのリフト量は、０（閉弁状態）から徐々に増加し、最大値（開弁状態）を経て徐々に減少して０（閉弁状態）となるが、プランジャに作用する軸荷重が徐々に増加する開弁過程（プランジャスプリングの付勢力のみが軸荷重として作用する閉弁状態から最大の軸荷重が作用するリフト量最大の状態まで）、およびプランジャに作用する軸荷重が徐々に減少する閉弁過程（最大の軸荷重が作用するリフト量最大の状態からプランジャスプリングの付勢力のみが軸荷重として作用する閉弁状態まで）のそれぞれにおいて、プランジャに作用する軸荷重によってねじ係合部に発生する推力トルクＴＦと、同軸荷重によってプランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルク(ブレーキトルク)ＴＢが、推力トルクＴＦ≦ブレーキトルクＴＢでは、ねじ係合部が相対的に不動の状態（プランジャが軸方向に静止する状態）となる。この「ねじ係合部が相対的に不動の状態」では、ラッシュアジャスタ（のプランジャ）は、カム軸の回転に連係して例えばロッカアームが揺動（バルブが開閉）する支点として機能（作用）する。一方、ブレーキトルクＴＢ＜推力トルクＴＦでは、ねじ係合部が滑り回転し、プランジャは軸荷重作用方向に移動できる状態となる。
　したがって、バルブクリアランスが増加した場合は、バルブ開閉動作の際（例えば、バルブリフト終了直前等のプランジャスプリングの付勢力のみがプランジャに軸荷重として作用する際）に、プランジャがバルブクリアランスを減少させる方向（プランジャが伸長する方向）に移動して、バルブクリアランス増加状態が解消される。
　一方、バルブクリアランスが減少した場合は、バルブ開閉動作の際（例えば、カムの押圧力が最大値近くの軸荷重としてプランジャに作用する際）に、プランジャがバルブクリアランスを増加させる方向（プランジャが縮小する方向）に移動して、バルブクリアランス減少状態が解消される。
　例えば、機関（エンジン）が暖まった状態で停止した後、急激に冷えるような場合、シリンダヘッド（アルミニウム合金）とバルブ（鉄合金）の熱膨張係数の違いに起因して、ラッシュアジャスタによるアジャスト状態がバルブクリアランス過小なマイナス）状態となって、機関（エンジン）再始動時にバルブのフェース面がバルブシートから浮くおそれがある。また、バルブシート面が磨耗した場合にも、同様のこと（バルブクリアランスが過小状態となって、機関再始動時にバルブのフェース面のバルブシートからの浮き上がり）が起こる。
　このような事態に対し、本発明に係るラッシュアジャスタでは、機関再始動時のバルブ開弁動作の際（例えば、カムの押圧力が最大値近くの軸荷重としてプランジャに作用する際）に、プランジャがバルブクリアランスを増加させる方向（プランジャが縮小する方向）に移動して、バルブクリアランス過小（マイナス）状態が解消されるので、冷間時に機関を再始動する際、バルブリフト量が過大となったり、バルブのフェース面とバルブシート間のシール性（燃焼室のシール性）が不良になったりする不具合がない。
　請求項２においては、請求項１に記載の機械式ラッシュアジャスタにおいて、前記ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山の角度を、リード角が１０～４０度、フランク角が５～４５度の範囲に設定するようにした。
　なお、ねじ係合部を構成する「ねじ」、即ち、雄ねじ（雌ねじ）としては、台形ねじと三角ねじのいずれであってもよい。また、上側フランクと下側フランクの角度が等しい「等フランクねじ」、あるいは上側フランクと下側フランクの角度が異なる「不等フランクねじ」であってもよい。
　（作用）ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角が１０度未満では、摩擦角の影響により、ねじ係合部のスムーズな滑り回転が困難となり、一方、４０度を超えると、プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによって、ねじ係合部の滑り回転を抑制しねじ係合部を相対的に不動にすることが困難となる。
　このため、ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角は、プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部がスムーズに滑り回転できるとともに、プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによってねじ係合部の滑り回転を抑制（ねじ係合部を相対的に不動に）することができる、１０度～４０度の範囲が望ましい。具体的には、プランジャに作用する所定の軸荷重に対しプランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクが比較的大きい（小さい）ときは、小さい（大きい）リード角を設定するというように、プランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクに対応した大きさのリード角を設定する。
　また、フランク角が５度未満では、角ねじの範疇となって摩擦角が小さいので、フランク角を変化させる意義が無くなり、リード誤差等の影響を受けない高精度の加工が難しい。一方、フランク角が４５度を超えると、「ねじ」の加工はし易いが、摩擦角が非常に大きいため、リード角を変えても「ねじ」は極めて自立し易くなるので、フランク角を調整パラメータとして利用する意義が無くなる。
　即ち、プランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクの大きさに対応して、まずリード角を設定する。次に、フランク角を設定するのであるが、フランク角が大き（小さ）ければ、ねじ係合部が滑り易い（難い）ことから、ねじ係合部の滑り回転するタイミングや滑動性を微調整するために、適切なフランク角を設定する。
　請求項３においては、請求項１または２に記載の機械式ラッシュアジャスタにおいて、前記ねじ係合部を構成する「ねじ」を多条ねじで構成するようにした。
　（作用）らせん状に延びる「ねじ」のリードを軸方向等間隔に複数並設した多条ねじは、「ねじ」のリードが一条である一条ねじと比べて、例えば、「ねじ」のリードのピッチを大きくできる。特に、本発明のように、ねじ係合部を構成する「ねじ」のリード角として、「プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部が滑り回転する」という条件に対応した大きいリード角を採用する場合は、多条ねじとすることで、「ねじ」の径に対応したピッチを設定でき、ねじ山の形状や角度としてＪＩＳ等の標準的な設計値を使用できる。
　したがって、「ねじ」のねじ山の角度（リード角およびフランク角）を設計する際に、「ねじ」の条数を考慮することで、「ねじ」の望ましい角度（リード角およびフランク角）の設定範囲を拡大できる。
　また、プランジャに作用する軸荷重に対して、ねじ係合部に発生する面圧が下がり、それだけ「ねじ」が摩耗しにくい。
　以上の説明から明らかなように、本発明に係る機械式ラッシュアジャスタによれば、バルブクリアランスが増加・減少いずれの側に変化しても、バルブ開閉動作中にねじ係合部が滑り回転し、プランジャがバルブクリアランスの変化を打ち消す方向に移動するので、バルブクリアランスを自動的にかつ確実に調整できる。
　請求項２によれば、ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角およびフランク角がプランジャの軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクに対応した角度に設定されて、バルブクリアランスが変化した場合には、プランジャがその変化を打ち消す方向にスムーズに移動するので、バルブクリアランスを自動的にかつ確実にしかもスピーディに調整できる。
　請求項３によれば、「ねじ」の条数を考慮することで、ねじ山の望ましい角度（リード角およびフランク角）の設定範囲が拡大されて、推力トルク特性およびブレーキトルク特性の異なる機械式ラッシュアジャスタを提供できる。
　また、プランジャに作用する軸荷重が大きい場合も、「ねじ」が摩耗しにくいので、プランジャに作用する軸荷重が大きい動弁機構に使用可能な機械式ラッシュアジャスタを提供できる。
本発明をロッカアーム式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタに適用した第１の実施例を示し、ロッカアーム式動弁機構全体の断面図である。 第１の実施例に係る機械式ラッシュアジャスタの要部を示し、（ａ）は、プランジャに形成した雄ねじのねじ山のリード角とフランク角を示す図、（ｂ）は、ハウジングに形成した雌ねじのねじ山のリード角とフランク角を示す図である。 （ａ）は、ねじ係合部に発生する推力トルク（プランジャに作用する推力トルク）を示す図、（ｂ）は、ねじ係合部の滑り回転を抑制するブレーキトルク（プランジャに作用するブレーキトルク）を示す図、（ｃ）は、軸荷重に対する推力トルクおよびブレーキトルクの変化の様子を示す図である。 エンジンの回転数が低い場合のバルブリフト量，軸荷重およびプランジャの動きを示す図である。 エンジンの回転数が高い場合のバルブリフト量，軸荷重およびプランジャの動きを示す図である。 本発明の第２の実施例である直動式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタの縦断面図である。 本発明の第３の実施例である直動式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタの縦断面図である。 本発明の第４の実施例であるロッカアーム式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタの縦断面図である。 従来の機械式ラッシュアジャスタの要部であるピボット部材の拡大側面図である。
　本発明をロッカアーム式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタに適用した第１の実施例を図１～５に基づいて説明する。
　ロッカアーム式動弁機構を示す図１において、符号１０は、シリンダヘッド１１に設けられた吸気（排気）ポートＰを横切るように配設された吸気バルブ（排気バルブ）で、バルブ１０の軸端部外周には、コッタ１２ａおよびスプリングリテーナ１２ｂが装着されている。そして、ばね座面１１ａとスプリングリテーナ１２ｂとの間にバルブスプリング１４が介装されて、バルブ１０は閉弁方向（図１上方向）に付勢されている。符号１１ｂは、円筒状のバルブ摺動ガイド、符号１０ａは、バルブ１０の傘部外周に形成されたフェース面、符号１１ｃは、吸気（排気）ポートＰの燃焼室Ｓへの開口周縁部に形成されたバルブシートである。
　符号１６はロッカアームで、その一端側がバルブ１０の軸端部に当接するとともに、その他端側に形成されたソケット部１８が機械式ラッシュアジャスタ２０のプランジャ２４先端のピボット部２４ａに係合している。
　ロッカアーム１６の長手方向中程には、ローラ軸１７ａに支承されたローラ１７ｂが設けられ、該ローラ１７ｂには、カムシャフト１９に設けたカム１９ａが当接している。
　機械式ラッシュアジャスタ２０は、シリンダヘッド１１に設けた上下方向に延びるボア１３に挿入された、内側に雌ねじ２３が形成されたプランジャ係合部材である筒型のハウジング２２と、外側に雄ねじ２５が形成され、該雄ねじ２５が雌ねじ２３と係合するようにハウジング２２内に配設されたプランジャ２４と、ハウジング２２内に装填されて、プランジャ２４をハウジング２２から伸長する方向（図１上方向）に付勢するプランジャスプリング２６とを備えている。符号２７ａは、ハウジング２２内下端部側に収容された円盤形状のばね座面プレート、符号２７ｂは、ばね座面プレート２７ａをハウジング２２に固定するＣリングである。
　即ち、カム１９ａの押圧力が軸荷重として作用するプランジャ２４と、周方向に回転しないように保持されたプランジャ係合部材であるハウジング２２が、ねじ係合部（プランジャ２４側の雄ねじ２５とハウジング２２側の雌ねじ２３）を介して軸方向に係合している。
　なお、ハウジング２２は、その下端部がボア１３の底面に当接するようにボア１３に挿入されているものの、ボア１３に圧入されていない（積極的なハウジング回り止め手段は設けられていない）。しかし、ロッカアーム１６を介してプランジャ２４を押し下げる方向の軸荷重がプランジャ２４に作用する際に、ハウジング２２下端部とボア１３の底面間に発生する摩擦トルクが、ハウジング２２のボア１３に対する回転を阻止する。即ち、ハウジング２２は、ボア１３の底面との間で発生する摩擦トルクによって、ボア１３に対し回転しないように保持されている。
　また、カム１９ａのベースサークルがロッカアーム１６（のローラ１７ｂ）に当接する形態（カムノーズがロッカアーム１６のローラ１７ｂに当接しない形態）では、プランジャ２４には、プランジャスプリング２６の付勢力だけが作用するように構成されている。
　そして、図２（ａ），（ｂ）に拡大して示すように、プランジャ２４とハウジング２２間のねじ係合部を構成するプランジャ２４側の雄ねじ２５（ハウジング２２側の雌ねじ２３）は、それぞれ台形ねじで構成され、雄ねじ２３（雌ねじ２３）のねじ山のリード角αは、例えば３０度に、プランジャ２４側の雄ねじ２５（ハウジング２２側の雌ねじ２３）のねじ山の上側フランク角θ２５ａ（θ２３ａ）および下側フランク角θ２５ｂ（θ２３ｂ）は、それぞれ例えば３０度に設定されて、プランジャ２４に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、プランジャ２４は、ねじ係合部において滑り回転しながら軸荷重作用方向に移動できるとともに、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面（ピボット部２４ａのソケット部１８との摺接面）Ｆ２（図１参照）およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３（図１参照）にそれぞれ発生する摩擦トルクの総和によって、ねじ係合部の滑り回転が抑制されて、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ２４が静止する）ように構成されている。
　即ち、ラッシュアジャスタ２０は、プランジャ２４に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、プランジャ２４がねじ係合部で滑り回転して荷重作用方向に移動できるとともに、プランジャ２４の摺接面Ｆ２およびプランジャ２４の摺接面Ｆ３に発生する摩擦トルクの総和（ねじ係合部のすべり回転を抑制するブレーキトルク）が、プランジャ２４に作用する軸荷重によってねじ係合部を滑り回転させる推力トルクを上回った場合に、ねじ係合部の滑り回転が抑制されて（ねじ係合部が不動状態となって）、プランジャ２４先端のピボット部２４ａが、カムシャフト１９の回転に連係して揺動するロッカアーム１６の揺動支点として機能（作用）するように、ねじ係合部を構成する雄ねじ２５（雌ねじ２３）のねじ山のリード角が例えば３０度に、フランク角が例えば３０度にそれぞれ設定されている。
　詳しくは、ラッシュアジャスタ２０のプランジャ２４には、軸荷重Ｗ（カム１９ａの押圧力＝バルブスプリング１４の反力とプランジャスプリング２６の反力の合力）が作用し、この軸荷重Ｗによって、プランジャ２４の雄ねじ２５とハウジング２２の雌ねじ２３間のねじ係合部には、該ねじ係合部を滑り回転させようとする推力トルクＴＦと、この滑り回転を抑制しようとする第１の摩擦トルクが発生し、同時に、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面（ピボット部２４ａのソケット１８との摺接面）Ｆ２およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３にも、ねじ係合部の滑り回転を抑制しようとする第２，第３の摩擦トルクが発生する。
　そして、エンジンの運転中（バルブ開閉動作中）に、ねじ係合部が滑り回転（プランジャ２４が軸荷重作用方向に移動）するか否かは、前記第１，第２，第３の摩擦トルクの総和と推力トルクＴＦとの大小関係によって決まる。
　しかし、ねじ係合部は、プランジャ２４に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも滑り回転して、プランジャ２４は軸荷重作用方向に移動できることから、バルブ開閉動作中のプランジャ２４とハウジング２２間のねじ係合部に発生する第１の摩擦トルクは無視できる。即ち、プランジャ２４の軸力（軸荷重）の分力によるねじの駆動トルクを考えると、「推力トルク＝駆動トルク－摩擦トルク」となって、摩擦トルクが顕在化しないため、第１の摩擦トルクは無視できる。
　このため、バルブ開閉動作中に、ねじ係合部が滑り回転可能（プランジャ２４が軸荷重作用方向に移動可能）か否（ねじ係合部が相対的に不動となる）かは、ねじ係合部において発生する（ねじ係合部を滑り回転させようとする）推力トルクＴＦと、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面（ピボット２４ａのソケット１８との摺接面）Ｆ２およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３にそれぞれ発生する第２，第３の摩擦トルクの総和（ブレーキトルク）ＴＢとの大小関係によって決まる。
　そして、ねじ係合部を滑り回転させようとする推力トルクＴＦは、バルブスプリング１４の反力（付勢力）およびプランジャスプリング２６の反力（付勢力）によってそれぞれ発生する推力トルクＴＦｂｓ，ＴＦｐｓの総和であって、図３（ａ）に示すように、軸荷重Ｗに比例する。
　また、ねじ係合部の滑り回転を抑制するブレーキトルクＴＢは、プランジャ２４（のピボット部２４ａ）のロッカアーム１６との摺接面Ｆ２およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３にそれぞれ発生する第２，第３の摩擦トルクの総和（ＴＢ＝ＴＢ２＋ＴＢ３）であって、図３（ｂ）に示すように、軸荷重Ｗに比例する。
　なお、第３の摩擦トルクＴＢ３は、プランジャスプリング２６の反力（付勢力）によって発生する摩擦トルクであるが、ばね定数が小さいプランジャスプリング２６の反力（付勢力）は、バルブスプリング１４の反力（付勢力）に比べて小さいため、第２の摩擦トルクＴＢ２のように軸荷重Ｗに比例することなく、軸荷重Ｗが増加してもほぼ一定である（図３（ｂ）参照）。
　そして、バルブ１０の開閉動作中のプランジャ２４に作用する推力トルクＴＦおよびブレーキトルクＴＢは、プランジャ２４に作用する軸荷重Ｗを横軸、プランジャ２４に作用するトルクを縦軸として、図３（ｃ）における直線ＴＦ，ＴＢ（＋），ＴＢ（－）で示すことができる。
　即ち、バルブ１０の開弁動作中のプランジャ２４に作用する推力トルクＴＦは、軸荷重Ｗの増加に伴って、負（最小値）から正(最大値)まで右肩上がりに増加する直線で示すことができ、一方、バルブ１０の閉弁動作中のプランジャ２４に作用する推力トルクＴＦは、正(最大値)から負（最小値）まで左肩下がりに減少する直線で示すことができる。
　また、推力トルクＴＦは、ねじのリード角およびフランク角と相関関係があり、例えば、リード角が増えたり（リード角が立ったり）、フランク角が減る（三角ねじ→台形ねじ→角ねじ）と、推力トルクＴＦの特性（直線）の傾きが急になり、逆にリード角が減少したり（リード角が寝たり）、フランク角が増える（角ねじ→台形ねじ→三角ねじ）と、推力トルクＴＦの特性（直線）の傾きが緩くなる。
　一方、ブレーキトルクＴＢは、推力トルクＴＦが負（プランジャ伸長方向、図1の上向き）の場合は、右肩下がりの直線ＴＢ（－）で示され、推力トルクＴＦが正（プランジャ縮小方向、図1の下向き）の場合は、右肩上がりの直線ＴＢ（＋）で示される。
　プランジャ２４に作用する軸荷重Ｗに対する推力トルクＴＦおよびブレーキトルクＴＢの変化の様子を示す図３（ｃ）において、カム１９ａが１回転（バルブ１０が開閉動作）すると、プランジャ２４に作用する軸荷重は、カムの押圧力が作用せずプランジャスプリング２６の付勢力のみ作用する状態→カムの押圧力が作用しＷｍａｘ（カムの押圧力最大値）が作用する状態→再びカムの押圧力が作用せずプランジャスプリング２６の付勢力のみ作用する状態へと移行するが、バルブ１０が開弁方向および閉弁方向のいずれの方向に動作する場合も、ラッシュアジャスタ１０がバルブクリアランスをゼロに調整することがわかる。
　即ち、まず、推力トルクＴＦが負（図1の上向き）の領域（カムの押圧力が作用せずプランジャスプリングの付勢力だけが作用する領域から、カム１９ａがロッカアームを押し始めてある程度バルブがリフトするまでの領域）において、推力トルクＴＦがブレーキトルクＴＢ（－）に一致するＰ２までは、ブレーキトルクＴＢ（－）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値であるため、ねじ係合部が滑り回転し、プランジャ２４は軸荷重（プランジャスプリング２６の反力）作用方向である伸長方向（図１上方向）に移動できる（図３（ｃ）の(1)の状態）。
　次に、推力トルクＴＦがブレーキトルクＴＢ（－）と一致（Ｐ２点）した後、正（図1の下向き）の領域においてブレーキトルクＴＢ（＋）と一致（Ｐ４－１点）するまでは、推力トルクＴＦが負，正いずれの領域（(2)－１，(2)－２）にあっても、推力トルクＴＦの絶対値≦ブレーキトルクＴＢ（－）またはＴＢ（＋）の絶対値であるため、ねじ係合部が相対的に不動となる（図３（ｃ）の(2)の状態）。このため、プランジャ２４のピボット部２４ａは、カムシャフト１９の回転に連係して揺動するロッカアーム１６の揺動支点として機能する。なお、このＰ２からＰ４－１までの間は、図４におけるＰ３で示す(2)の状態に相当する。
　また、推力トルクＴＦがブレーキトルクＴＢ（＋）と一致（Ｐ４－１）した後、最大軸荷重（リフト量が最大、例えば、図３（ｃ）の右端）になるまでは、ブレーキトルクＴＢ（＋）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値であるため、ねじ係合部が滑り回転し、プランジャ２４は軸荷重（カム１９ａの押圧力）作用方向である縮小方向に移動できる（図３（ｃ）の(3)の状態）。
　このように、開弁動作時のプランジャ２４に作用する推力トルクＴＦとブレーキトルクＴＢは、プランジャ２４にカムの押圧力が作用せずプランジャスプリング２６の付勢力のみ作用する図３（ｃ）の(1)の状態から、プランジャ２４に作用する軸荷重の増加に伴って、(2)の状態（(2)-1の状態→(2)-2の状態）→(3)の状態に順次移行する。そして、暫く(3)の状態が維持された後、軸荷重が徐々に減少する閉弁動作に移行するが、閉弁動作時のプランジャ２４に作用する推力トルクＴＦとブレーキトルクＴＢは、プランジャ２４に作用する軸荷重の減少に伴って、図３（ｃ）の(3)の状態→(2)の状態（(2)-2 の状態→(2)-1 の状態）→(1)の状態を経て→再び(2)の状態という具合に、順次移行する。
　詳しくは、Ｐ２は、推力トルク直線ＴＦと摩擦トルク直線ＴＢ（－）の交点であって、プランジャ２４に作用する軸荷重が増加（減少）する場合に図３（ｃ）の(1)の領域から(2)の領域（(2)の領域から(1)の領域）に切り替わる点である。また、Ｐ４－１（Ｐ４－２）は、図３（ｃ）の推力トルク直線ＴＦと摩擦トルク直線ＴＢ（＋）の交点であって、プランジャ２４に作用する軸荷重が増加（減少）する場合に(2)の領域から(3)の領域（(3)の領域から(2)の領域）に切り替わる点である。
　例えば、図３（ｃ）の推力トルク直線ＴＦの右端をリフト量最大（Max Lift）位置とすると、図３（ｃ）の横軸で示される軸荷重は、一旦、リフト量最大（Max Lift）位置まで上がった後、リフト量最大（Max Lift）位置を越えたところで下がり始めるので、トルクと軸荷重の関係は、今度は推力トルク直線ＴＦ上を左方向に進む。この最大軸荷重位置を含むＰ４－１位置からＰ４－２位置までの間は、図４におけるＰ４で示す状態である。
　そして、推力トルク直線ＴＦと摩擦トルク直線ＴＢ（＋）の交点であるＰ４－２位置で、(3)の領域から(2)の領域に切り替わり、このＰ４－２点以降が図４におけるＰ５の状態になる。さらに、リフト量が減って軸荷重が減ると推力トルクＴＦは左方向に下がり続け、推力トルク直線ＴＦが摩擦トルク直線ＴＢ（－）との交点Ｐ２を通過すると、ここから図４におけるＰ６の状態になる。
　このＰ６の状態では、プランジャ２４が伸長できる状態なので、Ｐ４の領域でプランジャ２４が縮んだ分を自動的に補正する。即ち一旦、推力トルクＴＦが摩擦トルクＴＢ（－）との交点Ｐ２を右から左側に通過した後、発生したバルブクリアランスの状況に応じて（反転して）、軸荷重は推力トルク直線ＴＦ上を左から右に進む。この状態が(1)である。
　この結果、バルブクリアランスが調整されて、推力トルク直線ＴＦと摩擦トルク直線ＴＢ（－）の交点Ｐ２まで軸荷重が増えた（軸荷重の絶対値が下がった）時点で、プランジャ２４は伸長方向への移動を停止する。これが(2)の状態、即ち、図４のＰ１の状態である。
　このため、バルブクリアランスが増加した場合には、ブレーキトルクＴＢ（－）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値となる(1)の状態において、プランジャ２４がねじ係合部で滑り回転してプランジャ伸長方向（バルブクリアランス減少方向）に移動することで、バルブクリアランスの増加を解消（調整）する。
　一方、バルブクリアランスが減少した場合には、ブレーキトルクＴＢ（＋）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値となる(3)の状態において、プランジャ２４がねじ係合部で滑り回転してプランジャ縮小方向（バルブクリアランス増加方向）に移動することで、バルブクリアランスの減少を解消（調整）する。
　また、図４（ａ），（ｂ），（ｃ）は、エンジンの回転数が低い（例えば、毎分３０００回転未満）場合のバルブリフト量，軸荷重およびプランジャの動きを示す図であるが、この図４に基づいて、カム１９ａが回転する場合の機械式ラッシュアジャスタ２０の動作をさらに詳しく説明する。
　まず、ロッカアーム１６（のローラ１７ｂ）とカム１９ａとの接触点がカム１９ａのベースサークル上にあるとき（図４の符号Ｐ１で示す範囲）は、プランジャ２４には、カム１９ａによる押圧力が軸荷重として作用せず、プランジャスプリング２６の所定の反力（付勢力）だけがプランジャ伸長方向に軸荷重として作用している。
　そして、動弁機構に正のバルブクリアランスが発生していると、プランジャ２４にバルブスプリング１４の反力（付勢力）が作用しないため、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面Ｆ２は圧接されず、摺接面Ｆ２に発生する摩擦力は小さい。また、プランジャスプリング２６の所定の反力はもともと小さい（図３（ｂ））ので、摺接面Ｆ３に発生する摩擦力も小さい。即ち、ブレーキトルクＴＢ（－）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値となるため、プランジャ２４は、ねじ係合部において滑り回転して伸長方向（図１上方向）に移動する。
　このため、プランジャ２４がロッカアーム１６を押し上げ、ロッカアーム１６他端側が下がり、バルブクリアランスが減少して０になった時点で、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面Ｆ２およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３に摩擦力（第２，第３の摩擦力）が発生する。そして、この摩擦力によるブレーキトルクＴＢとプランジャスプリング２６による推力トルクＴＦが、推力トルクＴＦ≦ブレーキトルクＴＢとなると、プランジャ２４の伸長方向の移動が止まる（図４のＰ１で示す範囲の(2)の状態）。
　このように、ロッカアーム・バルブ軸端部間のバルブブクリアランスが増加した場合は、ロッカアーム１６（のローラ１７ｂ）とカム１９ａとの接触点がカム１９ａのベースサークル上にあるときに、プランジャ２４が伸長方向（バルブブクリアランス減少方向）に移動して、プランジャ２４がロッカアーム１６を押し上げて、ロッカアーム１６他端側が下がり、バルブブクリアランスを０に調整する。
　次に、カム１９ａが回転し、ロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がベースサークルからランプ部に移行する時（図４の符号Ｐ２で示す位置）は、プランジャ２４には、カム１９ａによりロッカアーム１６を押し下げる力（ロッカアーム１６からの下向きの軸方向荷重）が作用する。この時、プランジャ２４は、先ず、ねじのガタ分（数十ミクロンオーダの距離）だけ直線的に押し下げられる。
　さらに、このプランジャ２４を押し下げる力（ロッカアーム１６からの下向きの軸方向荷重）によってねじ係合部が滑り回転しようとするが、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面Ｆ２およびプランジャ２４のプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ３に発生する摩擦力（第２，第３の摩擦力）が、プランジャ２４を押し下げる方向の回転の発生（ロッカアーム１６から伝達される軸荷重がねじ係合部により推力トルクＴＦに変換されること）を妨げる。即ち、摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力によるブレーキトルクＴＢがねじ係合部で発生する推力トルクＴＦ以上となる（ＴＦ≦ＴＢ）ため、プランジャ２４は、軸荷重作用方向（図１下方向）にねじ係合部のガタ分だけ直線的に移動した後、プランジャ２４の雄ねじ２５の下側フランクとハウジング２２の雌ねじ２３の上側フランクが接触した状態で止まる（(2)の状態が継続する）。
　カム１９ａがさらに回転し、バルブ１０のリフト（図１における下降）が始まると、プランジャ２４に作用するロッカアーム１６からの軸荷重はさらに増加する。プランジャ２４を介してハウジング２２に作用する軸荷重も大きくなり、ねじ係合部で発生する推力トルクＴＦも大きくなる。しかし、プランジャ２４のロッカアーム１６やプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力（ブレーキトルクＴＢ）もプランジャ２４に作用する軸荷重に比例して大きくなる（推力トルクＴＦ≦ブレーキトルクＴＢ）ため、ねじ係合部が相対的に不動となって、プランジャ２４は軸方向に移動できない状態（図４の符号Ｐ３で示す範囲で、(2)の状態）が継続する。
　カム１９ａがさらに回転し、ロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がMax Lift近傍（図４の符号Ｐ４-１で示す）までくると、ねじ係合部において発生するプランジャ２４を回転させようとする推力トルクＴＦが、摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力によるブレーキトルク（プランジャ２４の回転を抑制するブレーキトルク）ＴＢを上回る（ＴＢ＜ＴＦ）ため、プランジャ２４が軸荷重作用方向（図１下方向）に移動できる状態（(3)の状態）となる。
　カム１９がさらに回転し、ロッカアーム１６とカム１９との接触点がMax Liftを越えたMax Lift近傍（図４の符号Ｐ４-２で示す）までは、ねじ係合部において発生するプランジャ２４を回転させようとする推力トルクＴＦが摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力によるブレーキトルクＴＢを上回る（ＴＢ＜ＴＦ）ため、プランジャ２４が軸荷重作用方向に移動できる状態（(3)の状態）が継続する。
　このロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がMaxLiftを含むMax Lift近傍（図４の符号Ｐ４で示す）の(3)の状態では、プランジャ２４が軸荷重作用方向に移動できる（ブレーキトルクＴＢ＜推力トルクＴＦ）ため、カム１９ａ本来のMax Liftに対して、プランジャ２４が縮小方向に僅かに移動してリフト量の減少（リフトロスδ）を招く。即ち、カム１９ａの押圧力で移動すべきリフト量よりも、プランジャ２４が縮小方向に移動する量相当だけリフト量が少なくなることで、リフトロスδが発生する。
　カム１９ａがさらに回転し、ロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がMax Liftを越えたMax Lift近傍（図４の符号Ｐ４-２で示す）をさらに越える（図４の符号Ｐ５で示す）と、プランジャ２４に作用する軸荷重が減少することで、プランジャ２４の摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する第２，第３の摩擦力によるブレーキトルクＴＢが、ねじ係合部に発生する推力トルクＴＦ以上（ＴＦ≦ＴＢ）となり、ねじ係合部が相対的に不動となって、プランジャ２４は軸方向に移動できない状態（(2)の状態）となる。
　カム１９ａがさらに回転すると、スプリング２６，１４の付勢力が減少するが、推力トルクＴＦ＜ブレーキトルクＴＢの状態が継続されて、ねじ係合部が相対的に不動となり、プランジャ２４が軸方向に移動できない状態（(2)の状態）が継続する。即ち、MaxLift近傍（図４の符号Ｐ４で示す）で発生したリフトロスδがそのまま維持される。
　そして、ロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がランプ部からベースサークルに移行する時（図４の符号Ｐ６で示す）は、プランジャ２４には、バルブスプリング１４の反力（付勢力）がほとんど消失し、主にプランジャスププリング２６の所定の反力（付勢力）だけが軸荷重として作用する状態となる。この時、プランジャ２４は、ねじのガタ分（数十ミクロンオーダの距離）とMax Lift近傍にて縮小した（リフトロスδ）分だけ押し上げられる（(1)の状態）。
　即ち、ロッカアーム１６とカム１９ａの接触点がベースサークルに移行する時（図４の符号Ｐ６で示す）は、Max Lift近傍でプランジャ２４が縮小方向に移動した分とねじのガタ分（数十ミクロンオーダの距離）相当の正のバルブクリアランスが発生しているが、このバルブクリアランスはリフトロスδで相殺された状態であり、プランジャ２４のロッカアーム１６との摺接面Ｆ２に発生する摩擦力は小さく、摺接面Ｆ３に発生する摩擦力はもともと小さい。即ち、ロッカアーム１６とカム１９ａの接触点がベースサークルに移行する時（図４の符号Ｐ６で示す）は、ブレーキトルクＴＢ（－）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値となるため、プランジャ２４は、ねじ係合部において滑り回転して伸長方向（バルブクリアランスを打ち消す方向である、図１上方向）に移動する。
　そして、プランジャ２４が押し上げられることで、バルブクリアランスがなくなると、摺接面Ｆ２，Ｆ３に摩擦力が発生し、この摩擦力が、プランジャ２４を押し上げる方向の回転の発生（プランジャスプリング２６から伝達される軸荷重がねじ係合部により推力トルクＴＦに変換されること）を妨げる。
　即ち、摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力によるブレーキトルクＴＢがねじ係合部で発生する推力トルクＴＦ以上（ＴＦ≦ＴＢ）となるため、プランジャ２４は、前記したように(1)の状態において、バルブクリアランス分だけ伸長方向に移動した後、プランジャ２４の雄ねじ２５の上側フランクとハウジング２２の雌ネジ２３の下側フランクが接触した状態で止まる（(1)の状態から(2)の状態に移行する）。
　そして、再び、ロッカアーム１６とカム１９ａとの接触点がベースサークル上となる当初の状態（図４の符号Ｐ１で示す）になり、カム１９ａの回動に連係して、(2)の状態→(3)の状態→(2)の状態→(1)の状態→(2)の状態が繰り返される。
　このように、本実施例のラッシュアジャスタ２０では、動弁機構においてバルブクリアランスが増加した場合は、第１には、バルブ開閉動作のバルブリフト終了直前のプランジャスプリング２６の付勢力のみがプランジャ２４に軸荷重として作用する際（図４の符号Ｐ６で示す）に、プランジャ２４がバルブクリアランスを減少させる方向（プランジャ２４が伸長する方向）に移動して、バルブクリアランス増加状態が解消される。
　また、第２には、ロッカアーム１６（のローラ１７ｂ）とカム１９ａとの接触点がカム１９ａのベースサークル上にあるとき（図４の符号Ｐ１で示す）も、プランジャスプリング２６の所定の反力（付勢力）のみがプランジャ２４に軸荷重として作用することで、プランジャ２４がバルブクリアランスを減少させる方向（プランジャ２４が伸長する方向）に移動して、バルブクリアランス増加状態が解消される。
　また、例えば、機関（エンジン）が暖まった状態で停止した後、急激に冷えるような場合は、シリンダヘッド１１とバルブ１０の熱膨張係数の違いに起因して、ラッシュアジャスタ２０によるアジャスト状態がバルブクリアランス過小（マイナス）状態となって、機関（エンジン）再始動時にバルブ１０のフェース面１０ａがバルブシート１１ｂから浮くおそれがある。また、バルブシート面１０ａが磨耗した場合にも、同様のこと（バルブクリアランスが過小状態となって、機関再始動時にバルブ１０のフェース面１０ａのバルブシート１１ｃからの浮き上がり）が起こる。
　このような事態に対し、本実施例に係るラッシュアジャスタ２０では、バルブ開閉動作で、カム１９ａの押圧力が最大値近くの軸荷重としてプランジャ２４に作用する際に（図４の符号Ｐ４で示す、ブレーキトルクＴＢ＜推力トルクＴＦとなった状態で）、プランジャ２４がバルブクリアランスを増加させる方向（プランジャ２４が縮小する方向）に移動して、バルブクリアランス過小（マイナス）状態が解消されるので、冷間時に機関を再始動する際、バルブリフト量が過大となったり、バルブ１０のフェース面１０ａとバルブシート１１ｃ間のシール性シール性（燃焼室のシール性）が不良になったりする不具合がない。
　また、図５（ａ），（ｂ），（ｃ）は、エンジンの回転数が高い場合（例えば、毎分３０００回転以上）のバルブリフト量，軸荷重およびプランジャの動きを示す図で、エンジン高回転時は、図４に示すエンジン低回転時のように、バルブスプリング１４の反力（付勢力）による軸荷重が支配的ではなく、動弁系を構成する主としてロッカアーム１６やバルブ１０等の慣性力が支配的となる（動弁系の慣性力の影響を強く受ける）。
　即ち、ラッシュアジャスタ２０のプランジャ２４に最大の軸荷重が作用するタインミングは、エンジン低回転時にはMax Lift時であるのに対し、エンジン高回転時には、図５（ｂ）に示すように、バルブ１０が開弁し始める時と、閉弁し切る時である。
　詳しくは、初期状態でバルブクリアランスが調整された(2)の状態から、バルブリフトが始まると、動弁系（ロッカアーム１６やバルブ１０等）の慣性力により軸荷重が急激に立ち上がる。
　この軸荷重が急激に立ち上がる状態では、ねじ係合部において発生する、プランジャ２４を回転させようとする推力トルクＴＦが、摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する摩擦力によるブレーキトルク（プランジャ２４の回転を抑制するブレーキトルク）ＴＢを上回る（ＴＢ＜ＴＦ）ため、プランジャ２４が軸荷重作用方向（図１下方向、プランジャ縮小方向）に移動できる状態（(3)の状態）となる。
　この軸荷重が急激に立ち上がる(3)の状態では、図４に示す低回転の場合と同様、カム１９ａ本来のMax Liftに対して、プランジャ２４が縮小方向に僅かに移動してリフト量の減少（リフトロスδ）を招く。即ち、カム１９ａの押圧力で移動すべきリフト量よりも、プランジャ２４が縮小方向に移動する量相当だけリフト量が少なくなることで、リフトロスδが発生する。
　そして、軸荷重が(3)の領域を過ぎて(1)の状態に達すると、バルブスプリング１４の反力（付勢力）がほとんど消失し、主にプランジャスププリング２６の所定の反力（付勢力）だけが軸荷重として作用する状態となることで、(3)の状態でプランジャ２４が縮小方向に移動した分（バルブ側で見るとリフトロスδ）とねじのガタ分だけ、プランジャ２４が押し上げられる。
　なお、プランジャ２４の動きとしては、エンジンの回転数が高い場合も、(3)の状態から(2)の状態を経て(1)の状態に移行することは、回転数が低い場合（図４参照）と同様であるが、(3)の状態と(2)の状態間における軸荷重の減少速度が速く、(2)の状態をほとんど０時間（無視できる時間）で通過するため、(3)の状態→(1)の状態に直接移行するように見える。
　そして、(1)の状態で、プランジャ２４の移動によりバルブクリアランス（リフトロスδとねじのガタ分の距離）が調整されると、プランジャ２４の摺接面Ｆ２，Ｆ３に発生する第２，第３の摩擦力によるブレーキトルクＴＢが、ねじ係合部に発生する推力トルクＴＦ以上（ＴＦ≦ＴＢ）となる（(2)の状態）となる。
　この(2)の状態では、ねじ係合部が相対的に不動となり、次に軸荷重が立ち上がるまで、プランジャ２４は移動できない状態に保持される。そして、(2)の状態において、Max Liftを過ぎて、バルブが閉じ切る直前になると、動弁系（ロッカアーム１６やバルブ１０等）の慣性力により軸荷重が急激に立ち上がる。
　この時のプランジャ２４の動きは、バルブリフトが始まる時の軸荷重が急激に立ち上がる(3)の状態と同様で、プランジャ２４が縮小方向に僅かに移動してリフト量の減少（リフトロスδ）を招く。そして、ほとんど無視できる（特性としては顕在化しない）(2)の状態を経て、バルブスプリング１４の反力（付勢力）がほとんど消失し、主にプランジャスププリング２６の所定の反力（付勢力）だけが軸荷重として作用する(1)の状態となることで、(3)の状態でプランジャ２４が縮小方向に移動した分、プランジャ２４が押し上げられて、バルブクリアランスが調整された(2)の状態に戻る。
　次に、本発明の第２の実施例を図６に基づいて説明する。
　前記した第１実施例では、ロッカアーム式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタ２０を示すが、この第２の実施例では、直動式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタ２０Ａを示している。
　符号１０は、シリンダヘッド１１に設けられた吸気（排気）ポート（図１の符号Ｐ参照）を横切るように配設された吸気バルブ（排気バルブ）で、その軸端部には、コッタ１２ａおよびスプリングリテーナ１２ｂが装着され、ばね座面（図１の符号１１ａ参照）とスプリングリテーナ１２ｂとの間にバルブスプリング１４が介装されて、バルブ１０は閉弁方向（図６上方向）に付勢されている。
　一方、バルブ１０の真上には、カムシャフト１９に設けたカム１９ａが配置されており、カム１９ａとバルブ１０の軸端部（のコッタ１２ａ）間には、シリンダヘッド１１に設けた上下に延びるボア１３に挿入された機械式ラッシュアジャスタ２０Ａが介装されている。
　即ち、機械式ラッシュアジャスタ２０Ａは、シリンダヘッド１１に設けたボア１３に係合する、下方が開口する円筒型のバケット１１０と、内側に雌ねじ２３が形成され、バケット１１０の天井下面に固定一体化されたプランジャ係合部材である円筒型のハウジング１２２と、外側に形成された雄ねじ２５をハウジング１２２側の雌ねじ２３と係合させることでハウジング１２２内に配設された、上方が開口するカップ型のプランジャ１２４と、プランジャ１２４とバケット１１０の天井との間に介装されて、プランジャ１２４をハウジング１２２から伸長する方向（図６の下方向である、バルブスプリング１４の付勢力が作用する方向と反対方向）に付勢するプランジャスプリング２６とを備えて構成されている。
　バケット１１０の内側には、円盤状に延在する隔壁１１１が一体化されるとともに、隔壁１１１中央に形成された垂直円筒部１１２がハウジング１２２の外周に固定一体化されて、バケット１１０とハウジング１２２との取り付け強度が確保されている。
　なお、バケット１１０は、図示しない回り止め手段により、ボア１３に対し周方向に回転しないように保持されており、バケット１１０（ラッシュアジャスタ２０Ａ）は、カム１９ａの回動に連係してボア１３の軸方向にのみ摺動動作する。
　また、プランジャ１２４の下端面は、バルブ１０の軸端部に装着された軸荷重伝達部材であるコッタ１２ａの上端面に当接することで、プランジャ１２４のバルブ１０との摺接面Ｆ４の面積が拡大されて、摺接面Ｆ４に発生する第２の摩擦トルクが大きくなるように構成されている。
　そして、プランジャ１２４の雄ねじ２５（ハウジング１２２の雌ねじ２３）のねじ山の角度（リード角およびフランク角）は、前記した第１の実施例のラッシュアジャスタ２０におけるプランジャ２４の雄ねじ２３（ハウジング２２の雌ねじ２３）のねじ山の角度（リード角およびフランク角）と同じ角度（例えば、リード角が３０度、フランク角が３０度）に設定されて、プランジャ１２４に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部が滑り回転してプランジャ１２４が軸荷重作用方向に移動できるとともに、プランジャ１２４のバルブ１０の軸端部（側のコッタ１２ｂ）との摺接面Ｆ４およびプランジャ１２４のプランジャスプリング１２６との摺接面Ｆ５に発生する摩擦トルク（ブレーキトルク）によって、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ１２４が静止する）ように構成されている。
　カム１９ａが回転する場合のラッシュアジャスタ２０Ａの動作は、前記した第１の実施例のラッシュアジャスタ２０の動作を示す図４，５と同様であるので、その説明は省略する。
　次に、本発明の第３の実施例を図７に基づいて説明する。
　この図７に示す機械式ラッシュアジャスタ２０Ｂは、前記した第２実施例と同様、直動式動弁機構仕様の機械式ラッシュアジャスタを示している。
　前記した第２実施例のラッシュアジャスタ２０Ａでは、バケット１１０に一体化されたハウジング１２２の内周に形成された雌ねじ２３と、カップ型プランジャ１２４の外周に形成された雄ねじ２５が軸方向に係合するように配設されている。
　一方、この第３の実施例の機械式ラッシュアジャスタ２０Ｂでは、バケット１１０の天上に下方に延出するプランジャ係合部材であるロッド部材１１４が一体的に形成され、ロッド部材１１４の外周に雄ねじ２５が形成され、一方、上方の開口するカップ型プランジャ１２４の周壁内周に雌ねじ２３が形成され、ロッド部材１１４の雄ねじ２５とプランジャ１２４の雌ねじ２３が軸方向に係合している。
　また、プランジャ１２４には、フランジ状のばね受け１２５が形成され、ばね受け１２５とバケット１１０の天井との間には、プランジャスプリング２６が介装されて、プランジャ１２４のプランジャスプリング１２６との摺接面Ｆ５がばね受け１２５によって構成されている。
　その他は、前記した第２の実施例のラッシュアジャスタ２０Ａと同一につき、同一の符号を付すことで、その重複した説明は省略する。
　この第３の実施例では、プランジャスプリング１２６の径が第２の実施例におけるプランジャスプリング２６の径よりもかなり大きいので、例えば、プランジャスプリング１２６のばね力を大きくして、摺接面Ｆ４に発生する摩擦トルクを大きく設定できるなど、ばね特性の選択肢が拡大されて、たとえば、前記第２の実施例よりも軸方向の大きさをコンパクトにできる。
　次に、本発明の第４の実施例を図８に基づいて説明する。
　この図８に示す機械式ラッシュアジャスタ２０Ｃは、前記した第１実施例と同様、ロッカアーム式動弁機構仕様であるが、ハウジング２２内に配設されたプランジャ２４Ａが、雄ねじ２５が形成されたプランジャ基端部２４Ａ１と、ピボット２４ａが形成されたプランジャ先端部２４Ａ２とに分割された構造となっている。なお、ハウジング２２は、第１の実施例と同様、ハウジング２２下端部とボア１３の底面間に発生する摩擦トルクによって、周方向に回転しないように保持されている。
　詳しくは、プランジャ基端部２４Ａ１は、ハウジング２２側の雌ねじ２３に係合する雄ねじ２５が外側に形成された、下方に開口するカップ型に構成されて、ハウジング２２内下方に配設されている。そして、雄ねじ２５と雌ねじ２３は、等フランク角の三角ねじで構成され、ねじ係合部を構成する雄ねじ２５（雌ねじ２３）のねじ山の角度は、前記した第１、第２、第３の実施例の場合と同様、リード角が例えば３０度、フランク角（上側フランク角、下側フランク角）が例えば３０度にそれぞれ設定されている。プランジャ基端部２４Ａ１の天井内面２４Ａ１ａとハウジング２２内底面２２ａ間には、プランジャスプリング２６が介装されて、プランジャ基端部２４Ａ１を上方に付勢している。
　一方、プランジャ先端部２４Ａ２は、上端部にピボット部２４ａを形成した下方に開口する筒型に構成され、プランジャ先端部２４Ａ２の外周に設けた段差部２４Ａ２ａがハウジング２２の上端開口部に装着された円環状キャップ２８の内周縁部に係合して、抜け止めされている。このため、プランジャスプリング２６によって、プランジャ基端部２４Ａ１とプランジャ先端部２４Ａ２が軸方向に圧接状態に保持されるとともに、プランジャ２４Ａ（プランジャ先端部２４Ａ２）がハウジング２２から突出する上方向（伸長方向）に付勢保持されている。
　即ち、ラッシュアジャスタ２０Ｃのプランジャ２４Ａにカム１９ａの押圧力が軸荷重として作用すると、プランジャ基端部２４Ａ１の雄ねじ２５とハウジング２２の雌ねじ２３間のねじ係合部には、プランジャ２４Ａを滑り回転させる推力トルクＴＦが発生するとともに、プランジャ２４Ａのロッカアーム１６との摺接面（ピボット部２４ａのソケット１８との摺接面）Ｆ６、プランジャ基端部２４Ａ１（の上端面２４Ａ１ｂ）におけるプランジャ先端部２４Ａ２（の下端面２４Ａ２ｂ）との摺接面Ｆ７、およびプランジャ基端部２４Ａ１（の天上内面２４Ａ１ａ）におけるプランジャスプリング２６との摺接面Ｆ８には、それぞれねじ係合部の滑り回転を抑制しようとする摩擦トルク(ブレーキトルク) ＴＢ６，ＴＢ７，ＴＢ８が発生する。
　そして、このラッシュアジャスタ２０Ｃでは、プランジャ基端部２４Ａ１の雄ねじ２５（ハウジング２２の雌ねじ２３）のねじ山のリード角が、例えば３０度で、雄ねじ２５（雌ねじ２３）のねじ山の上側（下側）フランク角も３０度の等フランク角に設定されて、プランジャ２４Ａ（プランジャ基端部２４Ａ１）に伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、プランジャ２４Ａ（プランジャ基端部２４Ａ１）がねじ係合部において滑り回転しながら軸荷重作用方向に移動できるとともに、摺接面Ｆ６，摺接面Ｆ７および摺接面Ｆ８にそれぞれ発生する摩擦トルク(ブレーキトルク) ＴＢ６，ＴＢ７，ＴＢ８によって、プランジャ２４Ａ（プランジャ基端部２４Ａ１）のねじ係合部の滑り回転が抑制されて、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ２４Ａが静止する）ように構成されている。
　詳しくは、摺接面Ｆ６，Ｆ７，Ｆ８に発生する摩擦トルクＴＢ６，ＴＢ７，ＴＢ８のうちの、摩擦トルクＴＢ６，ＴＢ８の総和または摩擦トルクＴＢ７，ＴＢ８の総和のいずれか小さい方の摩擦トルク（ブレーキトルク）ＴＢが、推力トルクＴＦ以上となった場合に、プランジャ２４Ａ（プランジャ基端部２４Ａ１）のねじ係合部の滑り回転が抑制されて、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ２４Ａが静止する）ように構成されている。
　さらに詳しくは、摺接面Ｆ６，Ｆ７にはカム１９ａの押圧力が作用するのに対し、摺接面Ｆ８にはプランジャスプリング２６の付勢力しか作用しないため、摺接面Ｆ８に発生する摩擦トルクＴＢ８は、摺接面Ｆ６，Ｆ７に発生する摩擦トルクＴＢ６，ＴＢ７に比べて著しく小さい。したがって、プランジャ２４に作用する軸荷重によってねじ係合部が滑り回転する場合は、まず摺接面Ｆ８が最初に滑り、続いて摺接面Ｆ６，Ｆ７のうちの摩擦トルクが小さい摺接面が滑ることになる。
　このため、本実施例において、例えば、摺接面Ｆ６，Ｆ７に発生する摩擦トルクＴＢ６，ＴＢ７が、ＴＢ７＜ＴＢ６であるとすると、推力トルクＴＦ≦ブレーキトルクＴＢ（摩擦トルクＴＢ７，ＴＢ８の総和）で、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ２４Ａが静止する）ように構成されている。換言すれば、推力トルクＴＦ≦ブレーキトルクＴＢ（摩擦トルクＴＢ７，ＴＢ８の総和）で、ねじ係合部が相対的に不動となる（プランジャ２４Ａが静止する）ように、ねじ係合部を構成する雄ねじ２５（雌ねじ２３）のリード角およびフランク角がそれぞれ３０度に設定されている。
　一方、ブレーキトルクＴＢ＜推力トルクＴＦでは、ねじ係合部が滑り回転し、プランジャ２４Ａは軸荷重作用方向に移動できる状態となって、バルブクリアランスが調整される。
　詳しくは、エンジン駆動時のプランジャ２４Ａの動作特性は、前記した第１の実施例のラッシュアジャスタにおけるプランジャ２４の動作特性（図４，５）と同様で、バルブクリアランスが増加した場合は、バルブ開閉動作の際、例えば、バルブリフト終了直前等のプランジャスプリング２６の付勢力のみがプランジャ２４Ａに軸荷重として作用する際（図４，５の(1)参照）に、プランジャ２４Ａがバルブクリアランスを減少させる方向（プランジャ２４Ａが伸長する方向）に移動して、バルブクリアランス増加状態が解消される。
　また、バルブクリアランスが減少した場合は、バルブ開閉動作の際、例えば、カム１９ａの押圧力がプランジャ２４Ａに最大値近くの軸荷重として作用する際（図４，５の(3)参照）に、プランジャ２４Ａがバルブクリアランスを増加させる方向（プランジャ２４Ａが縮小する方向）に移動して、バルブクリアランス減少状態が解消される。
　その他は、前記した第１の実施例のラッシュアジャスタ２０と同様であるので、同一の符号を付すことで、その重複した説明は省略する。
　なお、前記した第１～第４の実施例では、ねじ係合部を構成する雄ねじ２５（雌ねじ２３）の角度が、リード角３０度、フランク角（上側フランク角、下側フランク角）３０度にそれぞれ設定されているが、リード角は１０～４０度、フランク角は５～４５度の範囲に設定されていてもよい。
　即ち、ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角が１０度未満では、摩擦角の影響により、ねじ係合部のスムーズな滑り回転が困難となり、一方、４０度を超えると、プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによってねじ係合部の滑り回転を抑制することが困難となる。
　このため、ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角は、プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部がスムーズに滑り回転できるとともに、プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによってねじ係合部の滑り回転を抑制することができる、１０度～４０度の範囲が望ましい。
　具体的には、プランジャ２４、１２４、２４Ａに作用する所定の軸荷重に対しプランジャ２４、１２４、２４Ａの主に軸荷重伝達部材（ロッカアーム１６，コッタ１２ａ）との摺接面に発生する摩擦トルクが比較的大きい（小さい）ときは、小さい（大きい）リード角を設定するというように、プランジャ２４、１２４、２４Ａの主に軸荷重伝達部材（ロッカアーム１６，コッタ１２ａ）との摺接面Ｆ２，Ｆ４，Ｆ６に発生する摩擦トルクに対応した大きさのリード角を設定する。
　また、フランク角が５度未満では、角ねじの範疇となって摩擦角が小さいので、フランク角を変化させる意義が無くなり、リード誤差等の影響を受けない高精度の加工が難しい。一方、フランク角が４５度を超えると、「ねじ」の加工はし易いが、摩擦角が非常に大きいため、リード角を変えても「ねじ」は極めて自立し易くなるので、フランク角を調整パラメータとして利用する意義が無くなる。
　即ち、プランジャ２４、１２４、２４Ａの主に軸荷重伝達部材（ロッカアーム１６，コッタ１２ａ）との摺接面に発生する摩擦トルクの大きさに対応して、まずリード角αを設定する。次に、フランク角を設定するのであるが、フランク角が大き（小さ）ければ、ねじ係合部が滑り易い（難い）ことから、ねじ係合部の滑り回転するタイミングや滑動性を微調整するために、適切なフランク角を設定する。
　また、前記した第１～第４の実施例では、雄ねじ２５（雌ねじ２３）が等フランク角（上側フランク角と下側フランク角が同じ）の台形ねじや三角ねじで構成されているが、雄ねじ２５（雌ねじ２３）は、上側フランク角と下側フランク角が異なる不等フランク角の台形ねじや三角ねじで構成されていてもよい。
　また、前記した第１，２，４の実施例では、プランジャ２４，１２４，２４Ａ１（２４Ａ１）の雄ねじ２５およびハウジング２２，１２２の雌ねじ２３が、第３の実施例では、ロッド部材１１４の雄ねじ２５およびプランジャ１２４の雌ねじ２３が、それぞれリードが１本である１条ねじで構成されているが、リードが複数本ある２条ねじや３条ねじ等の多条ねじで構成してもよい。
　リードを軸方向等間隔に複数並設した多条ねじは、リードが一条である一条ねじと比べて、リードのピッチを大きくできる。特に、前記した実施例のように、ねじ係合部を構成する「ねじ」のリード角として、「プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、ねじ係合部が滑り回転する」という条件を満足する大きいリード角（例えば３０度）を採用する場合は、多条ねじとすることで、「ねじ」の径に応じたピッチが設定でき、ねじ山の形状や角度としてＪＩＳ等の標準的な設計値を使用できる。
　したがって、多条ねじでは、「ねじ」のねじ山の角度（リード角およびフランク角）を設計する際に、「ねじ」の条数を考慮することで、「ねじ」の望ましい角度（リード角およびフランク角）の設定範囲を拡大することができる。
　また、多条ねじでは、プランジャに作用する軸荷重に対して、ねじ係合部に発生する面圧が下がり、それだけ「ねじ」が摩耗しにくいので、プランジャに作用する軸荷重が大きい動弁機構に特に有効な機械式ラッシュアジャスタを提供できる。
　１０　バルブ（弁体）
　１１　シリンダヘッド
　１２ａ　コッタ
　１４　バルブスプリング
　２０，２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ　機械式ラッシュアジャスタ
　２２、１２２　プランジャ係合部材であるハウジング
　２３　雌ねじ
　２４、１２４、２４Ａ　プランジャ
　２４ａ　ピボット部
　２４Ａ１　プランジャ基端部
　２４Ａ２　プランジャ先端部
　２５　雄ねじ
　２６，１２６　プランジャスプリング
　１１４　プランジャ係合部材であるロッド部材
　Ｆ２，Ｆ６　プランジャの荷重伝達部材であるロッカアームとの摺接面
　Ｆ３，Ｆ５，Ｆ８　プランジャのプランジャスプリングとの摺接面
　Ｆ４　プランジャの荷重伝達部材であるバルブ軸端部（のコッタ）との摺接面
　Ｆ７　プランジャ基端部におけるプランジャ先端部との摺接面
　Ｗ　プランジャに作用する軸荷重
　α　ねじ山のリード角
　θ２３ａ，θ２５ａ　ねじ山の上側フランク角
　θ２３ｂ，θ２５ｂ　ねじ山の下側フランク
　ＴＦ　推力トルク
　ＴＢ　ブレーキトルク（摩擦トルク）

Claims (3)

  1. 　バルブスプリングにより閉弁方向に付勢されたバルブの軸端部と、動弁機構構成部材であるカムとの間に介装されて、バルブクリアランスを調整する機械式ラッシュアジャスタにおいて、
    　前記ラッシュアジャスタは、カムの押圧力が軸荷重として作用するプランジャと、前記プランジャとねじ係合部を介し軸方向に係合し、周方向に回転しないように保持されたプランジャ係合部材と、前記バルブスプリングの付勢力作用方向と逆方向に前記プランジャを付勢するプランジャスプリングとを備え、
    　前記プランジャに伸長・縮小いずれの方向の軸荷重が作用した場合にも、前記ねじ係合部が滑り回転してプランジャが軸荷重作用方向に移動できるとともに、前記プランジャの主に軸荷重伝達部材との摺接面に発生する摩擦トルクによって前記ねじ係合部の滑り回転が抑制されて該ねじ係合部が相対的に不動となるように、前記ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山のリード角とフランク角が設定されたことを特徴とする機械式ラッシュアジャスタ。
  2. 　前記ねじ係合部を構成する「ねじ」のねじ山の角度は、リード角が１０～４０度、フランク角が５～４５度の範囲に設定されたことを特徴とする請求項１に記載の機械式ラッシュアジャスタ。
  3. 　前記ねじ係合部を構成する「ねじ」は、多条ねじで構成されたことを特徴とする請求項１または２に記載の機械式ラッシュアジャスタ。
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