(57)【特許請求の範囲】
【請求項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、前記ねじ係合部の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、前記プランジャが前記ねじ係合部で滑り回転して軸荷重作用方向に移動できるとともに、
前記プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面および前記プランジャスプリングとの摺接面に発生する摩擦トルクの総和が、前記プランジャを前記ねじ係合部で滑り回転させる推力トルクを上回った場合に、前記プランジャの前記ねじ係合部で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。
【請求項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。
【請求項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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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）。
【０００３】
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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特公表昭６１−５０２５５３（図１〜５）
【特許文献２】実開平３−１２０３号公報（図１〜３）
【非特許文献】
【０００５】
【非特許文献１】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）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【０００８】
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。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
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。
【００１２】
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。
【００１３】
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。
【００１４】
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で滑り回転するが、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、ねじ係合部で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。
【００１５】
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、ねじ係合部で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、ねじ係合部がで滑り回転し、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、ねじ係合部での滑り回転が阻止される。
【００１６】
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で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、ねじ係合部がで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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【課題を解決するための手段】
【００１９】
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、前記ねじ係合部の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、前記プランジャが前記ねじ係合部で滑り回転して軸荷重作用方向に移動できるとともに、前記プランジャの軸荷重伝達部材との摺接面および前記プランジャスプリングとの摺接面に発生する摩擦トルクの総和が、前記プランジャを前記ねじ係合部で滑り回転させる推力トルクを上回った場合に、前記プランジャの前記ねじ係合部で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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
（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、プランジャをねじ係合部で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、ねじ係合部で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。
【００２６】
そして、エンジンの運転中（バルブ開閉動作中）に、プランジャがねじ係合部で滑り回転（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。
【００２７】
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、プランジャがねじ係合部で滑り回転し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。
【００２８】
このため、バルブ開閉動作中に、プランジャがねじ係合部で滑り回転可能（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。
【００２９】
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、プランジャがねじ係合部で滑り回転し、軸荷重作用方向に移動できる状態となる。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
（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、プランジャのねじ係合部で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、ねじ係合部で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。
【００３７】
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、ねじ係合部で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での滑り回転を抑制（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。
【００３８】
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。
【００３９】
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、ねじ係合部で滑り易い（難い）ことから、ねじ係合部で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。
【００４０】
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。
【００４１】
（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、ねじ係合部で滑り回転する」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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【発明の効果】
【００４４】
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プランジャがねじ係合部で滑り回転し、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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【図面の簡単な説明】
【００４８】
【図１】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。
【図２】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。
【図３】（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、ねじ係合部で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。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【図９】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。
【発明を実施するための形態】
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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（ねじ係合部で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に発生する、該プランジャ２４を滑り回転させる推力トルクを上回った場合に、プランジャ２４のねじ係合部で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。
【００５９】
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、プランジャ２４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、プランジャ２４のねじ係合部で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。
【００６０】
そして、エンジンの運転中（バルブ開閉動作中）に、プランジャ２４がねじ係合部で滑り回転（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。
【００６１】
しかし、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、ねじ係合部で滑り回転して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。
【００６２】
このため、バルブ開閉動作中に、プランジャ２４がねじ係合部で滑り回転可能（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（プランジャ２４をねじ係合部で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。
【００６３】
そして、プランジャ２４をねじ係合部で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。
【００６４】
また、プランジャ２４のねじ係合部で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。
【００６５】
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）。
【００６６】
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。
【００６７】
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。
【００６８】
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。
【００６９】
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。
【００７０】
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２０がバルブクリアランスをゼロに調整することがわかる。
【００７１】
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、プランジャ２４はねじ係合部で滑り回転し、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）。
【００７２】
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。
【００７３】
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、プランジャ２４はねじ係合部で滑り回転し、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）。
【００７４】
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。
【００７５】
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。
【００７６】
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。
【００７７】
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。
【００７８】
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。
【００７９】
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。
【００８０】
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。
【００８１】
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。
【００８２】
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。
【００８３】
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。
【００８４】
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（ａ））ので、摺接面Ｆ３に発生する摩擦力も小さい（図３（ｂ））。即ち、ブレーキトルクＴＢ（−）の絶対値＜推力トルクＴＦの絶対値（図３（ｃ）の（１）参照）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。
【００８５】
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）。
【００８６】
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。
【００８７】
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。
【００８８】
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、プランジャ２４がねじ係合部で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、ねじ係合部において発生する推力トルク（プランジャ２４をねじ係合部で滑り回転させようとする推力トルク）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）。
【００８９】
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、ねじ係合部において発生する推力トルク（プランジャ２４をねじ係合部で滑り回転させる推力トルク）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。
【００９０】
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。
【００９１】
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。
【００９２】
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。
【００９３】
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。
【００９４】
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。
【００９５】
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）。
【００９６】
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る。そして、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ので、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の絶対値となって、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。
【００９７】
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。
【００９８】
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）。
【００９９】
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。
【０１００】
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。
【０１０１】
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。
【０１０２】
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１１ｃから浮くおそれがある。また、バルブシート１１ｃ表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。
【０１０３】
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（燃焼室のシール性）が不良になったりする不具合がない。
【０１０４】
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）。
【０１０５】
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。
【０１０６】
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。
【０１０７】
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。
【０１０８】
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。
【０１０９】
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。
【０１１０】
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。
【０１１１】
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。
【０１１２】
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。
【０１１３】
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。
【０１１４】
次に、本発明の第２の実施例を図６に基づいて説明する。
【０１１５】
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。
【０１１６】
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。
【０１１７】
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。
【０１１８】
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。
【０１１９】
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。
【０１２０】
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。
【０１２１】
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。
【０１２２】
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、プランジャ１２４がねじ係合部で滑り回転して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。
【０１２３】
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。
【０１２４】
次に、本発明の第３の実施例を図７に基づいて説明する。
【０１２５】
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。
【０１２６】
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。
【０１２７】
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。
【０１２８】
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１２６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。
【０１２９】
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。
【０１３０】
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。
【０１３１】
次に、本発明の第４の実施例を図８に基づいて説明する。
【０１３２】
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。
【０１３３】
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。
【０１３４】
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。
【０１３５】
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。
【０１３６】
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）のねじ係合部で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。
【０１３７】
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）のねじ係合部で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。
【０１３８】
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２４Ａに作用する軸荷重によって、プランジャ基端部２４Ａ１がねじ係合部で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。
【０１３９】
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。
【０１４０】
一方、ブレーキトルクＴＢ＜推力トルクＴＦでは、プランジャ基端部２４Ａ１がねじ係合部で滑り回転し、プランジャ２４Ａ（プランジャ基端部２４Ａ１）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。
【０１４１】
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。
【０１４２】
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。
【０１４３】
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。
【０１４４】
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。
【０１４５】
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、プランジャのねじ係合部で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プランジャのねじ係合部での滑り回転を抑制することが困難となる。
【０１４６】
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、プランジャがねじ係合部で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で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。
【０１４７】
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。
【０１４８】
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。
【０１４９】
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、ねじ係合部で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。
【０１５０】
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。
【０１５１】
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。
【０１５２】
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、プランジャがねじ係合部で滑り回転する」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。
【０１５３】
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。
【０１５４】
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。
【符号の説明】
【０１５５】
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）
【図１】
0005973916.tif 000002
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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