"軸線方向へコイル径が連続して変化する圧縮コイルばねであって、コイル径が大径のコイル径から小径のコイル径を経て再び前記大径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回と定義し、有効巻数に数えられる範囲内の前記コイル径変化回数を2以上且つ有効巻数の1/2以下に設定し、且つ、密着長さまで圧縮された時に隣接するコイルが相互に接触する範囲内で、隣接するコイル間のコイル径を変化させることを特徴とする圧縮コイルばね。マスタシリンダのリターンスプリングとして使用されることを特徴とする請求項1に記載の圧縮コイルばね。近年、自動車業界においては、燃費性能の向上が技術的課題の一つである。そこで、自動車に使用される各作動機構の小型化軽量化が求められている。例えば、作動機構の一つであるマスタシリンダは、リターンスプリングとして使用される圧縮コイルばねのエネルギー効率を高めることで、リターンスプリングの収容スペースを縮小することが可能になり、その結果、マスタシリンダを小型化することができる。例えば、マスタシリンダのリターンスプリングを円筒形コイルばねから樽形コイルばねに置き換えた場合、樽形コイルばねは、円筒形コイルばねと比較して密着長さを低くすることができるため、エネルギー吸収量を増加させることが可能であるが、密着長さまで圧縮される過程で体積が増加する問題がある。そこで、マスタシリンダのリターンスプリングに、コイル径を連続に変化させた圧縮コイルばねを採用することが検討されたが、先行技術例えば、上記特許文献1の圧縮コイルばねは、隣接するコイル間のコイル径の変化量差が大きいため、エネルギー吸収量を増加させるために圧縮コイルばねを密着長さまで圧縮させる過程で、隣接するコイル間の接触が不連続点接触となる。その結果、点接触する部分に応力が集中し、耐久性が著しく低下する。そこで本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、密着長さまで圧縮される過程で応力が集中及び体積が増加することなく、且つエネルギー吸収量を増加させた圧縮コイルばねを提供することを課題としてなされたものである。上記課題を解決するために、本発明の圧縮コイルばねは、軸線方向へコイル径が連続して変化する圧縮コイルばねであって、コイル径が大径のコイル径から小径のコイル径を経て再び前記大径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回と定義し、有効巻数に数えられる範囲内の前記コイル径変化回数を2以上且つ有効巻数の1/2以下に設定し、且つ、密着長さまで圧縮された時に隣接するコイルが相互に接触する範囲内で、隣接するコイル間のコイル径を変化させることを特徴とする。本発明によれば、密着長さまで圧縮される過程における応力の集中及び体積の増加を抑制し、且つ、エネルギー吸収量を増加させた圧縮コイルばねを提供できる。本発明の一実施形態を添付した図を参照して説明する。図1において、符号1は、本発明に係る圧縮コイルばね10がリターンスプリング10として組み込まれたマスタシリンダであり、符号2は、このマスシリンダ1の上部に取付けられたリザーバタンクである。なお、以下、必要に応じて、圧縮コイルばね10とリターンスプリング10とを使い分けるが、両者は同一である。マスタシリンダ1は、車両のブレーキ装置に用いられ、運転者によるブレーキペダル操作に連動してブレーキ回路に作動液を給排するものである。マスタシリンダ1は、有底円筒状のシリンダ本体3内にプライマリピストン4とセカンダリピストン5が直列に配置されたタンデム型のマスタシリンダであり、シリンダ本体3内の両ピストン4,5によって隔成される第1及び第2圧力室6,7が各々図示しない給排ポートを介して車両の異なるブレーキ配管系例えば、前輪側のブレーキ配管系と後輪側のブレーキ配管系に接続されている。プライマリピストン4は、シリンダ本体3の開口側図1における右側に摺動自在に嵌合され、シリンダ本体3から突出する基端部がブースタ8を介してブレーキペダルの操作ロッドに連結されている。セカンダリピストン5は、シリンダ本体3に摺動自在に嵌合され、プライマリピストン4との間に第1圧力室6を形成するとともに、シリンダ本体3の底部との間に第2圧力室7を形成する。各圧力室6,7内には、プライマリピストン4及びセカンダリピストン5に戻り方向の操作反力を付与するためのリターンスプリング10,11が設けられている。各リターンスプリング10,11は、スプリングリテーナ12及び13に一体に組み付けられ、スプリングユニットとして各圧力室6,7内に配置されている。シリンダ本体3の上面には、リザーバタンク2を取り付けるためのボス部14が設けられ、このボス部14には、リザーバタンク2の給排口15a,15bが接続されている。そして、ボス部14には、リザーバタンク2の一方の給排口15aと第1圧力室6とを接続する第1給排孔16aと、他方の給排口15bと第2圧力室7とを接続する第2給排孔16bとが形成されている。また、シリンダ本体3の軸方向に離間した2位置には、環状溝17a,17bが形成されている。各環状溝17a,17bには、各々、給排孔16a,16bが連通されている。各環状溝17a,17bは、各々、プライマリピストン4及びセカンダリピストン5の外周面に臨む位置に形成され、各ピストン4,5の内外に設けられた2系統の通路を通して対応する圧力室5,6に接続されるように構成されている。また、シリンダ本体3の内周面の各環状溝17a,17bの軸方向の前後位置には、各々、シールリング18,19が装着され、これらのシールリング18,19によって、シリンダ本体3と各ピストン4,5の間の摺動隙間が液密にシールされている。プライマリ及びセカンダリの各ピストン4,5には、各々、前方側図1中左側の第1圧力室6と第2圧力室7に臨む円筒壁4a,5aが設けられ、各円筒壁4a,5aには、径方向に貫通する戻し孔20が形成されている。各戻し孔20は、各ピストン4,5が後退端まで後退した初期位置にある時に、各圧力室6,7と対応する各環状溝17a,17bとが連通され、ブレーキ配管から戻った作動液に余剰分があれば、その余剰分がリザーバタンク2へ戻されるように機能する。各戻し孔20は、環状溝17a,17bと圧力室6,7とを接続させる前述した2系統の通路のうちの一方を構成する。また、シリンダ本体3の内周面のうちの環状溝17a,17bの各々前方側図1における左側には、環状溝17a,17bと圧力室6,7とを接続させる連通溝21a,21bが形成されている。各連通溝21a,21bは、シリンダ本体3の軸方向に沿って形成されているが、各連通溝21a,21bの延び方向の途中には、前述した一方のシールリング18が介在されている。シールリング18は、コ字状断面の開口が前側図1における左側を向くように設けられ、その内周壁が各ピストン4,5の外周面に摺動可能に密接されるように構成されている。また、シールリング18は、前方の圧力室6,7側の圧力が後方の環状溝17a,17b側の圧力よりも低くなった場合に、外周壁が撓んで変形することによって連通溝21a,21bが開き、これにより、環状溝17a,17bリザーバタンク2から対応する圧力室6,7への作動液の流通作動液の補充が許容される。なお、各連通溝21a,21bは、環状溝17a,17bと圧力室5,6とを接続させる前述した2系統の通路のうちの他方を形成している。そして、各ピストン4,5が初期位置にある時には、リザーバタンク2と各圧力室6,7とが、ピストン4,5の戻し孔20を介して連通され、この状態から各ピストン4,5が前方へ移動して戻し孔20が環状溝17a,17bに臨む位置から前方へずれると、戻し孔20がシリンダ本体3の内周面によって閉塞され、これにより、リザーバタンク2と各圧力室6,7との連通が遮断される。ここで、各ピストン4,5の前進に応じて各圧力室6,7内の圧力が高まり、作動液がブレーキ配管へ供給される。なお、この作動液の供給時には、各圧力室6,7内の圧力が高まるため、各シールリング18が連通溝21a,21bを閉塞する。また、この状態から各ピストン4,5がリターンスプリング10,11の弾性力を受けて後退すると、ブレーキ配管から各圧力室6,7内に作動液が戻され、この時、各圧力室6,7内の圧力が一時的にリザーバタンク2内の圧力よりも低くなると、各シールリング18が連通溝21a,21bを開放し、各圧力室6,7内における不足分の作動液がリザーバタンク2から補充される。次に、圧縮コイルばね10リターンスプリング10を説明する。なお、各リターンスプリング10,11が一体に組み付けられる各スプリングリテーナ12,13については、先行技術のものをそのまま適用することができる。したがって、ここでは、説明を簡略化するため、各スプリングリテーナ12,13の詳細な説明を省略する。図2に示されるように、圧縮コイルばね10は、等線径且つ等ピッチで軸線方向図2における上下方向へコイル径が連続して変化するように形成されている。圧縮コイルばね10は、大きい設定のコイル径大径のコイル径を有する大径のコイル23Lと、小さい設定のコイル径小径のコイル径を有する小径のコイル23Sと、大径のコイル23Lのコイル径と小径のコイル23Sのコイル径との中間の設定のコイル径を有する中間のコイル23Mとを含み、図2における上から順に、大径のコイル23L、中径のコイル23M、小径のコイル23S、中径のコイル23M、大径のコイル23L、大径のコイル23L、中径のコイル23M、小径のコイル22S、中径のコイル23M、大径のコイル23Lが、連続して形成されている。言い換えると、圧縮コイルばね10は、コイル径が大きい設定のコイル径大径のコイル径から小さい設定のコイル径小径のコイル径を経て再び大きい設定のコイル径大径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回と定義した場合、コイル径変化回数が2に設定されている。なお、圧縮コイルばね10の有効巻数に数えられる範囲内のコイル径変化回数は、2以上且つ有効巻数本実施形態では、10.5の1/2以下に設定することが望ましい。また、説明の便宜上、必要に応じて、大径のコイル23L、中径のコイル23M及び小径のコイル22Sを、各々、コイル23と称する。圧縮コイルばね10は、密着長さまで圧縮された時に、隣接するコイル23が相互に接触線接触するように構成されている[図4c参照]。言い換えると、圧縮コイルばね10は、コイル23の曲率が、密着長さまで圧縮された時に、隣接するコイル23が相互に接触線接触するように構成されている。さらに言い換えると、圧縮コイルばね10は、無負荷の状態において、隣接するコイル23間の、同一軸平面上の円形断面のコイル径方向図2における左右方向の中心間距離d図2参照が、密着長さまで圧縮された時に、隣接するコイル23が相互に接触線接触する距離に設定されている。図2を参照すると、中径のコイル23Mとこれに連続する小径のコイル23Sとの中心間距離dは、圧縮コイルばね10が密着長さまで圧縮された時に、中径のコイル23Mとこれに連続する小径のコイル23Sとが相互にコイル径方向に隙間が生じないように接触線接触する距離に設定されている。なお、図3a及びbに示されるように各座標軸X軸、Y軸及びZ軸を設定した場合、有効巻数に数えられる範囲内における鋼線上記円形断面の中心点の軌跡は、以下の数式によって表すことができる。X=[9.0ΔRcos2πukcos2πuT]Y=[9.0ΔRcos2πuksin2πuT]Z=60uここで、ΔR:最大半径大径のコイル径の1/2と最小半径小径のコイル径の1/2との差u:0から1へ変化する変数T:有効巻数k:有効巻数に数えられる範囲内におけるコイル径変化回数k≦T/2次に、本実施形態の作用を説明する。ここでは、最大コイル径9.0mm、有効巻数10.5、線径2.0mmの、同一線材で形状が異なる図4に示される4種類の圧縮コイルばね25a、25b、25c、25dの密着長さ及びエネルギー効率を比較する。なお、圧縮コイルばね25aは従来形状の円筒形コイルばね、25bは従来形状の樽形コイルばね、25cは上述した圧縮コイルばね10と実質的に同一である本発明に係る圧縮コイルばねコイル径変化回数k=2、ΔR=1.4mm、25dは本発明に係る圧縮コイルばねコイル径変化回数k=3、ΔR=1.4mmである。まず、圧縮コイルばね25a、25b、25c、25dを密着長さまで圧縮させた時の体積増加を比較する。図5に示されるように、形状による体積増加に変化は見られない。すなわち、圧縮コイルばね25a、25b、25c、25dを密着長さまで圧縮させた時の体積は等しく増加する。次に、圧縮コイルばね25a、25b、25c、25dの密着長さを比較すると、円筒形コイルばね25aの推定密着長さ21mmに対し、各々、コイル径変化回数1の樽形コイルばね25bでは0.2mm、コイル径変化回数2の本発明に係る圧縮コイルばね25cでは2.0mm、コイル径変化回数3の本発明に係る圧縮コイルばね25dでは4.5mm、密着長さを短縮することができた。次に、ばね定数を一定とした場合の圧縮コイルばね25a、25b、25c、25dのエネルギー効率を比較する。図5に示されるように、密着長さまで圧縮させた時の円筒形コイルばね25aのエネルギー吸収量に対する各圧縮コイルばね25b、25c、25dのエネルギー吸収量増加率は、樽形コイルばね25bk=1では1、本発明に係る圧縮コイルばね25ck=2では5、本発明に係る圧縮コイルばね25dk=3では12であった。なお、本実施形態では、コイル径が大きい設定のコイル径大径のコイル径から小さい設定のコイル径小径のコイル径を経て再び大きい設定のコイル径大径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回と定義したが、上記樽形コイルばね25bでは、小さいコイル径小径のコイル径から大きいコイル径大径のコイル径を経て再び小径のコイル径小径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回とした。また、樽形コイルばね25bを鼓形コイルばねk=1に置き換えた場合も、図5における樽形コイルばね25bと同一の結果となった。この実施形態では以下の効果を奏する。本実施形態によれば、コイル径が大きい設定のコイル径大径のコイル径から小さい設定のコイル径小径のコイル径を経て再び大きい設定のコイル径大径のコイル径に変化した時のコイル径変化回数を1回と定義した場合、有効巻数に数えられる範囲内のコイル径変化回数を、2以上且つ有効巻数の1/2以下に設定し、且つ、密着長さまで圧縮された時に、隣接するコイル23が相互に接触線接触するように構成したので、稼働体積の増加を抑制し、単位体積当たりに蓄積されるエネルギー弾性エネルギー量を増加させることができる。この圧縮コイルばね10をマスタシリンダ1のリターンスプリング10に採用した場合、リターンスプリング収容部を省スペース化することが可能になり、製造コストを増加させることなく、設計の自由度を拡大することができ、延いては、マスタシリンダ1を小型化.軽量化することができる。また、コイル径を連続して変化させたので、コイル径が異なるコイル間の、外力に対する剛性、延いては、ばね定数及び固有振動数が異なるため、共有現象が回避され、サージング共振による振動を効果的に抑制することができる。また、密着長さ近傍で稼働させる場合、全てのコイルを線接触させることが可能であり、点接触を前提に設計された先行技術の圧縮コイルばね特許文献1参照と比較して、耐久性の点で有利である。また、エネルギー吸収量弾性エネルギー蓄積量が同等の樽形コイルばねと比較した場合、あらゆる圧縮長さにおいて、最大主応力を受けるコイルを分散させて応力の集中を抑制することができる。これにより、稼働時における鋼線の疲労が軽減され、長寿命化が可能である。なお、本実施形態では、圧縮コイルばね10をマスタシリンダ1のリターンスプリング10に採用した場合を説明したが、圧縮コイルばね10の利用をマスタシリンダ1のリターンスプリング10に限定することを意図しておらず、圧縮コイルばね10は、様々な作動機構に組み込むことができる。"