申请/专利权人：日锻汽门株式会社

申请日：2016-06-17

公开（公告）日：2021-04-27

公开（公告）号：CN108026793B

主分类号：F01L1/22(20060101)

分类号：F01L1/22(20060101)

优先权：

专利状态码：失效-未缴年费专利权终止

法律状态：2023.07.07#未缴年费专利权终止;2019.06.04#实质审查的生效;2018.05.11#公开

摘要：提供对阀间隙进行自动调整的间隙调整器。间隙调整器20被夹装在由螺旋弹簧14在闭阀方向上施力的阀10的轴端部、以及作为动阀机构构成部件的凸轮19a之间，对阀间隙进行调整，具备：凸轮19a的推压力作为轴力发挥作用的柱塞24；壳体22，与柱塞24在轴向上螺纹卡合，在该螺纹卡合部的周向上被保持固定；以及螺旋弹簧26，向与螺旋弹簧14的施加力相反的方向对柱塞24进行施力，将螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角α与牙侧角θ设定为规定值，轴力所作用的柱塞24虽然在螺纹卡合部自锁，但在通过横力T以与间隙相当的量摆动时，在螺纹卡合部滑动旋转而向轴力方向移动，自动地调整阀间隙的增加、减少。

主权项：1.一种机械式间隙调整器，被夹装在由阀弹簧在闭阀方向上施力的阀的轴端部、以及作为动阀机构构成部件的凸轮之间，对阀间隙进行调整，其特征在于，上述间隙调整器具备：凸轮的推压力作为轴负荷发挥作用的柱塞；柱塞卡合部件，与上述柱塞在轴向上螺纹卡合，被保持为在该螺纹卡合部的周向上不旋转；以及柱塞弹簧，向与上述阀弹簧的施加力作用方向相反的方向对上述柱塞进行施力，以如下的方式设定了构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与牙侧角，即，在伸长和缩小的任一方向的轴负荷作用在上述柱塞上的情况下，都利用上述螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制该柱塞在上述螺纹卡合部的滑动旋转，从而“螺纹自锁”，但在上述柱塞被作用了横负荷的情况下，该柱塞一边在上述螺纹卡合部滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动。

全文数据：机械式间隙调整器技术领域[0001]本发明涉及用于自动调整内燃机的动阀机构中的阀间隙（是凸轮与阀杆之间的距离，例如，在摇臂型动阀机构中，是阀杆与摇臂的间隙，在直动型动阀机构中，是阀杆与柱塞的间隙）的间隙调整器，特别涉及一种具备凸轮的推压力作为轴负荷发挥作用的柱塞、以及与上述柱塞在轴向上螺纹卡合并以在该螺纹卡合部的周向上不旋转的方式被保持的柱塞卡合部件在内的机械式间隙调整器。背景技术[0002]在将用于汽车等的发动机的吸气阀、排气阀安装于缸盖的吸气口、排气口时，例如，以与阀杆连结的摇臂以机械式间隙调整器为支点进行摆动的方式构成，通过机械式间隙调整器的驱动伸缩动作）自动调整阀间隙已广为人知例如，参照专利文献1、2、非专利文献1。[0003]这种机械式间隙调整器，是在内侧形成了内螺纹的作为柱塞卡合部件的筒形状的壳体内，收容了在外侧形成了外螺纹的枢轴部件下方区域，由收容在壳体内的柱塞弹簧压缩螺旋弹簧）向上方的摇臂侧施力枢轴部件的构造。而且，通过将由壳体侧的内螺纹与枢轴部件侧的外螺纹构成的“锯齿螺纹”的“螺纹牙”的角度（导程角以及侧面角）设定成如下规定的角度:在枢轴部件相对于轴负荷在从壳体突出的方向（以下，称作枢轴部件伸长方向）上，枢轴部件在螺纹卡合部滑动旋转，在枢轴部件向壳体内凹陷的方向（以下，称作枢轴部件缩小方向）上，由在螺纹卡合部产生的摩擦抑制枢轴部件在螺纹卡合部中的滑动旋转（以下，称作“螺纹”自立），从而能够自动调整阀间隙。[0004]现有技术文献[0005]专利文献[0006]专利文献1:日本特公表昭61—502553图1〜5[0007]专利文献2:日本实开平3—1203号公报（图1〜3[0008]专利文献3:W02013—136508A[0009]非专利文献[0010]非专利文献1:NTNTECHNICALREVIEWNO.752007论文“尾端枢轴型机械式间隙调整器的开发”（第78—M页，图1一4发明内容[0011]发明将要解决的问题[0012]但是，以往的机械式间隙调整器专利文献1、2以及非专利文献1在阀间隙增加的情况下，能够进行使阀间隙减小的方向（枢轴部件伸长方向）的动作，但在阀间隙减小的情况下，关于使阀间隙增加的方向（枢轴部件缩小方向）的动作，即使有螺纹的松动（间隙）量的调整余量，也不具有使阀间隙积极地增加将阀间隙调整为零的调整构造。[0013]详细地讲，图11是放大表示构成以往的机械式间隙调整器的枢轴部件的外螺纹锯齿螺纹的形状的图，但枢轴部件的外螺纹的“螺纹牙”的导程角α’相对于作用在枢轴部件缩小方向（图11下方向）和伸长方向（图11上方向）中的任一个方向的轴负荷，都被设定成枢轴部件可在螺纹卡合部滑动旋转的规定角度，例如15度。[0014]另外，上侧侧面角Θ2也通过与螺纹牙的导程角α’的组合，相对于枢轴部件伸长方向的轴负荷，被设定成可在螺纹卡合部滑动旋转的规定角度例如，15度）。另一方面，下侧侧面角Θ1通过与螺纹牙的导程角α’组合，相对于枢轴部件缩小方向的轴负荷，根据在螺纹卡合部产生的摩擦转矩，被设定成“螺纹自立”的规定角度例如，75度）。[0015]因此，在阀间隙增加的情况下，枢轴部件能够由柱塞弹簧的弹簧力在螺纹卡合部中滑动旋转地向枢轴部件伸长方向（使阀间隙减少的方向）移动，但在阀间隙减少的情况下，因为在螺纹卡合部产生的较大的摩擦转矩，枢轴部件不能在螺纹卡合部中滑动旋转，不能向枢轴部件缩小方向（使阀间隙增加的方向）移动。[0016]例如，当内燃机发动机在加温的状态下停止之后，在急剧地变凉那样的情况下，由于缸盖铝合金）与阀（铁合金）的热膨胀系数的差异，成为阀间隙过小（负的间隙）的状态，存在阀的端面从阀片浮起的隐患。另外，在阀片面磨损的情况下，也发生同样的情况阀间隙成为过小的状态，阀的端面从阀片浮起）。[0017]对于这样的情况，在以往的间隙调整器中，由于不能向枢轴部件缩小方向（使阀间隙增加的方向）动作，因此阀间隙过小（负的间隙）的状态被放置，当在低温时内燃机发动机再起动时，担心阀上升量变得过大，或阀的端面与阀片之间的密封性燃烧室的密封性）不良。[0018]因此，发明人考虑对于枢轴部件缩小方向的轴负荷，能否代替利用在由外螺纹与内螺纹构成的螺纹卡合部产生的摩擦转矩进行“螺纹自立”这一以往的“锯齿螺纹”，利用在除了枢轴部件的螺纹卡合部以外的部位、例如枢轴部件的摇臂等轴负荷传递部件的滑动接触面上产生的摩擦转矩来阻止枢轴部件与柱塞卡合部件壳体）的螺纹卡合部中的滑动旋转。[0019]S卩，考虑了即使伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在枢轴构件上，也不存在“螺纹自立”的情况地由枢轴部件在螺纹卡合部进行滑动旋转，但如果将构成螺纹卡合部的“螺纹”的“螺纹牙”的角度（导程角以及侧面角）设定成由在枢轴部件的主要与轴负荷传递部件例如，摇臂）的滑动接触面上产生的摩擦转矩抑制螺纹卡合部的滑动旋转（以下将此情况称为枢轴部件“在螺纹卡合部不动”），则在枢轴部件成为在螺纹卡合部不动的状态枢轴部件在轴向上静止的状态）下，间隙调整器（的枢轴部件作为摇臂与凸轮轴的旋转协同地摆动（阀开闭动作）的支点发挥功能作用），并且除了枢轴部件成为在螺纹卡合部不动的状态以外，不用说枢轴部件向伸长方向（使阀间隙减少的方向）动作，也向在以往的构造中不动作的枢轴部件缩小方向（使阀间隙增加的方向）动作。[0020]而且，关于“以如下方式设定构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角例如，将导程角设定为10〜40度，将侧面角设定为5〜45度的范围），即，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，柱塞都能够在螺纹卡合部中滑动旋转而向轴负荷作用方向移动，并且在柱塞的与轴负荷传递部件的滑动接触面以及与柱塞弹簧的滑动接触面分别产生的摩擦转矩的总和超过了使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩的情况下，螺纹卡合部的螺纹自立，即，柱塞的螺纹卡合部中的滑动旋转被抑制，柱塞在该螺纹卡合部成为不动。”这一发明，已进行了国际专利申请PCT201256841，该申请已作为W02013-136508A专利文献3被国际公开。[0021]而且，发明人对该专利文献3的机械式间隙调整器继续重复实验时，提出了以下的新的问题。[0022]S卩，当内燃机发动机在加温的状态下停止之后，在急剧地变凉那样的情况下、或阀片面磨损的情况下产生的阀间隙过小状态下，应在柱塞的与轴负荷传递部件的滑动接触面以及与柱塞弹簧的滑动接触面分别产生的摩擦转矩的总和超过使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩的状态的规定位置之前，柱塞以消除阀间隙过小状态的方式以适当量凹陷时，产生了柱塞凹陷适当量以上，凸轮的基圆与凸轮尖间的斜面部调整阀的加速度的部分不发挥功能，发出凸轮尖冲击摇臂的撞击声音、伞部的端面阀片端面碰撞阀片嵌入物的碰撞音这些预期外的状态新的问题）。[0023]发明人对其原因进行考察后得知，虽然在构成螺纹卡合部的外螺纹与内螺纹间必然设有间隙外螺纹与内螺纹间的间隙），但该间隙成为“柱塞的凹陷量过大”的原因。[0024]详细地说，例如，在凸轮的推压力经由摇臂作用于柱塞的摇臂式动阀机构中，在凸轮与摇臂间的接触点在摇臂上移动时，柱塞除了被作用沿着柱塞的轴线的轴负荷之外，还由于凸轮的推压力的作用方向的变化而被作用相对于轴线为横向的横负荷横向负荷）（参照图5的附图标记T1、T2。若该横负荷作用于柱塞，则柱塞以与螺纹卡合部的间隙（外螺纹与内螺纹间的间隙）相当的量向横负荷作用方向摆动，伴随着该柱塞的摆动，柱塞一边滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动，相应地，柱塞比设想的凹陷量更多地凹陷。[0025]对于该新的问题，如果能够尽量减小螺纹卡合部的间隙而忽略作用于柱塞的横负荷的影响，即，由于间隙较小，所以不会伴随着柱塞的摆动在螺纹卡合部产生力矩，则螺纹卡合部中的柱塞的凹陷量成为适当量，间隙调整器以消除阀间隙过小状态的方式恰当地动作。但是，以间隙变小的方式对构成螺纹卡合部的外螺纹与内螺纹进行螺纹加工是非常难的，实际上难以对量产的间隙调整器保证一定的质量。[0026]因此，发明人并非改善之前提出的专利文献3的发明，而是想出了虽然以相对于作用于柱塞的轴负荷使螺纹卡合部的“螺纹”自立为前提、但“不如积极地利用螺纹卡合部中存在的间隙，使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转”这一全新的构造。[0027]S卩，“在柱塞被作用伸长和缩小的任一个方向的轴负荷的情况下，都利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制柱塞在螺纹卡合部的滑动旋转而使“螺纹自立”，但若柱塞被作用横负荷，则柱塞以与螺纹卡合部的间隙相当的量向横负荷作用方向摆动，然后，伴随着该柱塞的摆动，产生使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转的力矩，由此，柱塞向轴负荷作用方向移动。”这一新的构造。[0028]而且，“柱塞在通过横负荷摆动时向轴负荷作用方向滑动旋转”这一上述柱塞的特有的动作，通过“将构成柱塞与柱塞卡合部件间的螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角设定为规定的范围”来实现。即，认为通过将螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角设定为规定的范围，轴负荷所作用的柱塞原则上成为在螺纹卡合部不动（螺纹卡合部的螺纹自立的形态），与凸轮的旋转协同地，摇臂作为进行摆动动作（阀开闭动作）的支点发挥功能作用），并且，在例如经由摇臂对柱塞作用了横负荷的情况下，柱塞不用说向轴负荷作用方向滑动旋转而向柱塞伸长方向（使阀间隙减少的方向）动作，也向缩小方向使阀间隙增加的方向）动作。[0029]而且，发明人试制了该新的机械式间隙调整器，验证了其效果时确认到有效，而进行了这次的专利申请。[0030]本发明鉴于上述现有技术的课题而完成的，其目的是提供一种能够自动地调整阀间隙的、与以往的构造不同的机械式间隙调整器。[0031]用于解决课题的手段[0032]为了解决上述课题，在本发明的第1实施方式的机械式间隙调整器中，[0033]为一种机械式间隙调整器，被夹装在由阀弹簧在闭阀方向上施力的阀的轴端部、以及作为动阀机构构成部件的凸轮之间，对阀间隙进行调整，其特征在于，[0034]上述间隙调整器具备：凸轮的推压力作为轴负荷发挥作用的柱塞;柱塞卡合部件，与上述柱塞在轴向上螺纹卡合，被保持为在上述螺纹卡合部的周向上不旋转；以及柱塞弹簧，向与上述阀弹簧的施加力作用方向相反的方向对上述柱塞进行施力，[0035]以如下的方式设定了构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角，即，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在上述柱塞上的情况下，都利用上述螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制该柱塞在上述螺纹卡合部中的滑动旋转，“螺纹自立”（=该柱塞在上述螺纹卡合部中不动），并且，在上述柱塞被作用了横负荷的情况下，该柱塞一边在上述螺纹卡合部滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动。[0036]此外，机械式间隙调整器中具有在阀的轴端部与凸轮之间经由摇臂间接地夹装有间隙调整器的摇臂式动阀机构规格、以及在阀的轴端部与凸轮之间直接地夹装有间隙调整器的直动式动阀机构规格。[0037]S卩，在前者摇臂式动阀机构规格的间隙调整器）中，为凸轮的推压力与阀弹簧的施加力经由摇臂作用于间隙调整器的柱塞）的构造，相对于此，后者直动式动阀机构规格的间隙调整器为凸轮的推压力与阀弹簧的施加力直接作用于间隙调整器（的柱塞与柱塞卡合部件的构造。[0038]另外，区别于动阀机构所对应的规格，根据是否在柱塞与柱塞卡合部件中的某一个上形成构成螺纹卡合部的外螺纹（内螺纹），可以考虑以下的第1构造与第2构造。[0039]S卩，如实施例1、2、4所示，考虑如下第1构造，具备:作为柱塞卡合部件的筒型的壳体，在内侧形成有内螺纹，被保持成在周向上不旋转;柱塞，在外侧形成有与上述内螺纹卡合的外螺纹，与上述壳体在轴向上螺纹卡合；以及柱塞弹簧，被装填在上述壳体内，将上述柱塞向与阀弹簧的施加力作用方向相反的方向施力参照图1、6、8。[0040]另外，如实施例3所示，考虑如下第2构造，具备:作为柱塞卡合部件的杆部件，在外侧形成有外螺纹，被保持成在周向上不旋转;柱塞，在内侧形成有与上述外螺纹卡合的内螺纹，与上述杆部件在轴向上螺纹卡合；以及柱塞弹簧，夹装于上述杆部件与上述柱塞之间，将上述柱塞向与阀弹簧的施加力作用方向相反的方向施力参照图7。[0041]发明的作用在构成动阀机构的间隙调整器的柱塞上，通过凸轮（凸轮轴旋转而作用轴负荷（凸轮的推压力=阀弹簧的反作用力与柱塞弹簧的反作用力的合力），利用该轴负荷，在由外螺纹与内螺纹构成的螺纹卡合部，产生欲使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转的推力转矩和欲抑制该滑动旋转的摩擦转矩。[0042]但是，由于将构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角设定为，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞上的情况下，柱塞都利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制在该螺纹卡合部的滑动旋转而“螺纹自立”，因此在发动机的运转中（阀开闭动作中），柱塞原则上不在螺纹卡合部滑动旋转柱塞不在轴负荷作用方向上移动），成为不动，例如作为轴负荷传递部件的摇臂的摆动支点发挥功能。[0043]另外，例如，在凸轮的推压力经由摇臂作用于柱塞的摇臂式动阀机构规格中，由于凸轮与摇臂的接触点在摇臂上移动，凸轮的推压力的方向变化，因此柱塞除了轴负荷之外也被作用横负荷。[0044]而且，若不在螺纹卡合部滑动旋转、而是保持为不动的柱塞被作用横负荷，则柱塞以与螺纹卡合部的间隙相当的量向横负荷作用方向摆动。而且，相对于在螺纹卡合部的周向上被止转的柱塞卡合部件，柱塞摆动，从而外螺纹的与内螺纹的接触点在周向上移动，但由于横负荷作用方向与接触点的移动方向不一致，因此该接触点的移动作为使柱塞在螺纹卡合部中滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞一边滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动。[0045]例如，如图3箭头Fl所示，在作用于柱塞24的轴负荷朝上的情况下（例如，仅柱塞弹簧26的施加力作用于柱塞24的形态），柱塞侧外螺纹25的上侧面25a接触壳体侧内螺纹23的下侧面23b。用附图标记Pl表示接触点。而且，虽然考虑例如在上下方向上配设的柱塞24的上端部被作用横负荷的情况，但在图3中，从外观察柱塞24时，假定横负荷T参照图4的输入方向为从纸面跟前朝向里侧。[0046]在图3中，柱塞24以螺纹卡合部的下端部（图1所示的柱塞下端部24b为支点，以柱塞上端部枢轴部24a从作为横负荷T的作用方向的纸面跟前朝向里侧的方式摆动。而且，在螺纹卡合部是通常的右螺纹（右旋）的情况下，在柱塞侧外螺纹25的左半部分，外螺纹23的上侧面25a向推压朝斜前下方右旋转的壳体侧内螺纹23的下侧面23b的方向动作。另一方面，在柱塞侧外螺纹25的右半部分，外螺纹25的上侧面25a向离开向斜前上方左旋转左旋）的壳体侧内螺纹23的下侧面23b的方向动作。[0047]而且，壳体侧内螺纹23由于被保持为在螺纹卡合部的周向上不转动，因此柱塞侧外螺纹25的左半部分的上侧面25a与壳体侧内螺纹23的下侧面23b的接触点Pl沿着向斜后上方左旋转的壳体侧内螺纹25的下侧面25b移动。[0048]而且，由于横负荷T作用方向与接触点P1的移动方向不一致，因此接触点P1的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24以与间隙相当的量，一边滑动旋转一边向轴负荷Fl作用方向（上方移动。[0049]换言之，在柱塞24的左半部分，如图4a所示，在柱塞24摆动时，柱塞侧外螺纹25的上侧面25a抵接于被保持为在周向上不转动的壳体侧内螺纹23的下侧面23b，不能进一步地动作（向图4a左方向移动）。另一方面，在柱塞24的右半部分，如图4b所示，在柱塞24摆动时，柱塞侧外螺纹25的上侧面25a远离壳体侧内螺纹23的下侧面23b，因此能够不受限制地动作（向图4b右方向移动）。其结果，柱塞24以与间隙相当的量，一边逆时针Rl滑动旋转一边向伸长方向移动。[0050]例如，在螺纹卡合部（柱塞侧外螺纹25是通常的右螺纹、且作用于柱塞24的轴负荷Fl朝上的情况下，柱塞24必然会一边逆时针Rl旋转（左旋转），一边向轴负荷Fl作用方向上方移动。[0051]相反，如图3箭头F2所示，在作用于柱塞24的轴负荷朝下的情况下（例如，阀弹簧14的施加力经由摇臂16作用于柱塞24的形态），柱塞侧外螺纹25的下侧面25b接触壳体侧内螺纹23的上侧面23a。用附图标记P2表示接触点。然后，若横负荷T从纸面跟前朝向里侧作用于柱塞24的上端部（枢轴部）24a，则柱塞24以螺纹卡合部的下端部（图1所示的柱塞下端部24b为支点，柱塞24的上端部从纸面跟前朝向里侧地摆动。[0052]而且，在螺纹卡合部柱塞侧外螺纹25是通常的右螺纹的情况下，在柱塞侧外螺纹25的右半部分，外螺纹25的下侧面25b向推压朝斜前上方左旋转的壳体侧内螺纹23的上侧面23a的方向动作。另一方面，在柱塞侧外螺纹25的左半部分，外螺纹25的下侧面25b向离开朝斜前下方右旋转的壳体侧内螺纹的下侧面23a的方向动作。[0053]而且，壳体侧内螺纹23由于被保持为在螺纹卡合部的周向上不转动，因此柱塞侧外螺纹25的右半部分的下侧面25b与壳体侧内螺纹23的上侧面23a的接触点P2沿着向斜后下方右旋转的壳体侧内螺纹23的下侧面23a移动。[0054]而且，由于横负荷T的作用方向与接触点P2的移动方向不一致，因此接触点P2的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24以与间隙相当的量，一边滑动旋转一边向轴负荷F2作用方向（下方移动。[0055]例如，在螺纹卡合部柱塞侧外螺纹25为右螺纹、且作用于柱塞24的轴负荷F2朝下的情况下，柱塞24必然会一边绕顺时针R2旋转（右旋转），一边向轴负荷F2作用方向（下方移动。[0056]换言之，在柱塞24的右半部分，如图4d所示，在柱塞24摆动时，柱塞侧外螺纹25的下侧面25b抵接被保持为在周向上不旋转的壳体侧内螺纹23的上侧面23a，不能进一步动作（向图4d右方向移动）。另一方面，在柱塞24的左半部分，如图4c所示，在柱塞24摆动时，柱塞侧外螺纹25的下侧面25b远离壳体侧内螺纹23的上侧面23a，因此能够不受限制地动作（向图4c左方向移动）。其结果，柱塞24以与间隙相当的量，一边顺时针R2滑动旋转，一边向缩小方向移动。[0057]特别是，通过将构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角设定为规定的范围，从而对轴负荷所作用的柱塞来说，原则上使螺纹卡合部成为相对地不动（螺纹自立），并作为摇臂与凸轮的旋转协同地摆动（阀进行开闭动作）的支点发挥功能（作用）。而且，在柱塞被作用了横负荷的情况下，当然会以与螺纹卡合部的间隙相当的量向柱塞伸长方向（使阀间隙减少的方向）动作，也向柱塞缩小方向（使阀间隙增加的方向）动作。[0058]详细地说，如图5所示，摇臂的与凸轮的接触点从凸轮圆移至凸轮尖时、或从凸轮尖移至凸轮圆时，与轴负荷一起还有横负荷经由摇臂作用于柱塞，但在阀刚开始上升之后或刚结束上升之前，柱塞通过横负荷以与螺纹卡合部的间隙相当的量摆动时，外螺纹的与内螺纹的接触点在周向上移动，该接触点的移动作为使柱塞在螺纹卡合部中滑动旋转的力矩发挥作用。即，柱塞以与螺纹卡合部的间隙相当的量在螺纹卡合部一边滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动，从而消除阀间隙的增加、减少状态。[0059]若更加详细地说进行说明，在阀间隙增加（凸轮与摇臂间产生间隙）的情况下，阀刚开始上升之后或刚结束上升之前的、仅柱塞弹簧的施加力作为轴负荷作用并自立的柱塞被经由摇臂作用横负荷，且柱塞向横负荷作用方向摆动时，在螺纹卡合部处，接触点Pl移动从而产生力矩。其结果，柱塞在螺纹卡合部一边滑动旋转一边向作为轴负荷作用方向的柱塞伸长方向、即使阀间隙减少的方向移动，从而消除阀间隙增加状态。[0060]另一方面，阀间隙成为过小（凸轮与摇臂间产生负的间隙）的情况下，阀刚开始上升之后或刚结束上升之前的、仅阀弹簧的施加力作为轴负荷作用并自立的柱塞被经由摇臂作用横负荷，且柱塞向横负荷作用方向摆动时，在螺纹卡合部处，接触点P2移动从而产生力矩。其结果，柱塞在螺纹卡合部一边滑动旋转一边向作为轴负荷作用方向的柱塞缩小方向、即使阀间隙增加的方向移动，从而消除阀间隙过小状态。[0061]另外，本发明的间隙调整器虽然是在柱塞被作用伸长和缩小的任一个方向的轴负荷的情况下，都利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制柱塞在螺纹卡合部处的滑动旋转而使“螺纹自立”这一构成，但却是积极地利用柱塞通过横负荷仅以与螺纹卡合部的间隙相当的量摆动而使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转这一构成，因此无需使螺纹卡合部的间隙比以往小，构成螺纹卡合部的外螺纹与内螺纹的螺纹加工相应地变容易。因此，对于保证一定的质量的机械式间隙调整器的量产极为有效。[0062]在技术方案2中，如技术方案1所述的机械式间隙调整器，其特征在于，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的角度被设定成，导程角小于15度，侧面角在5〜60度的范围内。[0063]此外，作为构成螺纹卡合部的“螺纹”、即外螺纹（内螺纹），也可以是梯形螺纹与三角螺纹中的某一个。另外，也可以是上侧侧面与下侧侧面的角度相等的“等侧面螺纹”、或上侧侧面与下侧侧面的角度不同的“不等侧面螺纹”。[0064]作用）虽然由构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角决定螺纹卡合部的实际的摩擦角，但导程角为15度以上时，轴负荷所作用的柱塞在螺纹卡合部滑动旋转，难以利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩“使螺纹可靠地自立”。另一方面，在导程角小于15度时，轴负荷所作用的柱塞不会在螺纹卡合部滑动旋转，利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩使“螺纹自立”。[0065]另外，在侧面角小于5度时，成为螺纹卡合部的实际的摩擦角较小的方螺纹的范畴，没有使侧面角变化的意义，难以进行不受导程误差等的影响的高精度的加工。另一方面，即使是通常“螺纹不自立”的较大导程角，如果组合较大的侧面角，螺纹卡合部的实际的摩擦角也会变大，作为自立螺纹发挥功能。但是，若侧面角超过60度，则虽然“螺纹”的加工容易，但实际的摩擦角非常大，因此润滑油带来的影响较大，发动机运转中的上升损耗变大，不能在实际中使用，即，不再具有将侧面角用作调整参数的意义。[0066]因此，构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角以及侧面角期望的是导程角小于15度、侧面角为5〜60度的范围，以便在柱塞被作用伸长和缩小的任一个方向的轴负荷的情况下，螺纹卡合部的“螺纹都会可靠地自立”，即，能够使螺纹卡合部相对地不动。顺便一提，相对于在以紧固为主要目的一般的螺栓•螺母间的螺纹卡合部中、螺纹牙的导程角为2〜3度，在与进给丝杠为相同的使用方式的、构成间隙调整器的柱塞与柱塞卡合部件间的螺纹卡合部中，期望的是以紧固为目的螺栓•螺母间的螺纹卡合部的螺纹牙的导程角（2〜3度的约3〜4倍。[0067]在技术方案3中，如技术方案1或者2所述的机械式间隙调整器，其特征在于，上述螺纹卡合部的间隙构成为在上述柱塞的轴向上恒定，或者在上述柱塞的轴向上连续或逐级地变化。[0068]作为螺纹卡合部的间隙在柱塞的轴向上恒定的构造，适用柱塞的内螺纹的有效直径以及柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径分别在轴向上恒定的形态。[0069]另外，作为螺纹卡合部的间隙在柱塞的轴向上连续地变化的构造，例如适用虽然柱塞的外螺纹的有效直径在轴向上恒定，但柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径越靠轴向上方越小或者越大），即，柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径成为锥形状的形态，或者对应柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径在轴向恒定、柱塞的外螺纹的有效直径成为锥形状的形ίέτO[0070]另外，作为螺纹卡合部的间隙在轴向上逐级地变化的构造，例如适用柱塞的外螺纹的有效直径在轴向上恒定、但柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径越靠轴向上方越逐级地变小或者变大）的形态，或者，柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径在轴向上恒定，但相对于此，柱塞的外螺纹的有效直径越靠轴向上方越逐级地变小或者变大的形态。[0071]发明效果[0072]根据以上的说明可知，根据本发明的机械式间隙调整器，即使阀间隙向增加和减少中任一侧变化，在阀的开闭动作中，柱塞也会利用作用于该柱塞的横负荷以与间隙相当的量在螺纹卡合部摆动时滑动旋转，向消除阀间隙的变化的方向移动，因此能够自动地并且可靠地调整阀间隙。[0073]另外，本发明的机械式间隙调整器虽然是在柱塞被作用伸长和缩小的任一个方向的轴负荷的情况下，都利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制柱塞在螺纹卡合部的滑动旋转而使“螺纹自立”这一构成，但却是积极地利用柱塞通过横负荷仅以与螺纹卡合部的间隙相当的量摆动而使柱塞在螺纹卡合部滑动旋转这一构成，因此无需使螺纹卡合部的间隙比以往小，构成螺纹卡合部的外螺纹与内螺纹的螺纹加工相应地变容易。因此，对于保证一定的质量的机械式间隙调整器的量产极为有效。[0074]根据技术方案2,由于构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角以及侧面角被设定成与作用于柱塞的轴负荷以及横负荷的大小对应的规定的角度，进而在阀间隙变化的情况下，柱塞向将该变化消除的方向恰当而顺畅地移动，因此能够自动地并且可靠地而且快速地调整阀间隙。[0075]根据技术方案3,将螺纹卡合部的横向上的间隙构成为在柱塞的轴向上连续或逐级地变化，使得螺纹卡合部中的轴向的间隙几乎为〇，且可较大地获取横向的间隙，因此可获得发动机运转中产生的上升损耗较小、以最小限度的转速结束阀间隙调整这一适合间隙调整器的性能。附图说明[0076]图1表示将本发明应用于摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的第1实施例，是摇臂式动阀机构整体的剖面图。[0077]图2表示第1实施例的机械式间隙调整器的主要部分，（a是表示形成于柱塞的外螺纹的螺纹牙的导程角与侧面角的图，（b是表示形成于壳体的内螺纹的螺纹牙的导程角与侧面角的图。[0078]图3是说明柱塞通过柱塞的摆动而在螺纹卡合部滑动旋转进而向轴负荷作用方向移动的原理的说明图。[0079]图4的a〜d是说明横负荷从纸面跟前朝里向柱塞上端部输入作用时的柱塞的动作的图，（a、（b是对伸长方向的轴负荷所作用的柱塞作用了横负荷的情况，（c、（d是对缩小方向的轴负荷所作用的柱塞作用了横负荷的情况，（a、（c表示相对于横负荷的输入作用方向从左侧观察柱塞的图，（b、（d表示相对于横负荷的输入作用方向从右侧观察柱塞的图。[0080]图5是表示发动机的转速低的情况下的阀上升量、作用于柱塞的横负荷以及柱塞的动作上升损耗的图。[0081]图6表示将本发明应用于直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器的第2实施例，是直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0082]图7是作为本发明的第3实施例的直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0083]图8是作为本发明的第4实施例的摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0084]图9的a、（b是作为本发明的其他实施例的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0085]图10是作为本发明的另一其他实施例的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0086]图11是作为以往的机械式间隙调整器的主要部分的枢轴部件的放大侧视图。具体实施方式[0087]基于图说明将本发明应用于摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器的第1实施例。[0088]在表示摇臂式动阀机构的图1中，附图标记10是以横穿设置在缸盖11上的吸气排气）口P的方式配设的吸气阀（排气阀），在阀10的轴端部外周安装有楔12a以及弹簧保持座12b。而且，在弹簧座面Ila与弹簧保持座12b之间夹装了阀弹簧14,阀10在闭阀方向（图1上方向）上被施力。附图标记Ilb是圆筒状的阀滑动引导件，附图标记IOa是形成于阀10的伞部外周的锥形状的阀片端面，附图标记Ilc是在吸气排气）口P的向燃烧室S的开口周缘部形成的、与阀片端面IOa对应的锥形状的片嵌入物。[0089]附图标记16是摇臂，其一端侧与阀10的轴端部抵接，并且在其另一端侧形成的插座部18卡合于机械式间隙调整器20的柱塞24前端的枢轴部24a。[0090]在摇臂16的长度方向大致中间，设置了被支承在辊轴17a上的辊17b，在该辊17b上，抵接有设置在凸轮轴19上的凸轮19a。[0091]机械式间隙调整器20具备被插入设置在缸盖11上的在上下方向上延伸的钻孔13中的作为柱塞卡合部件的筒型的壳体22、配设于壳体22内的柱塞24、以及柱塞24内的在上下方向上被装填的柱塞弹簧26,形成于壳体22的内侧的内螺纹23与形成于柱塞24外侧的外螺纹25卡合而构成螺纹卡合部，并且利用柱塞弹簧26将柱塞24从壳体22向伸长的方向（图1上方向）施力保持。[0092]附图标记27a是收容在壳体22内下端部侧的圆盘形状的弹簧座面板，附图标记27b是将弹簧座面板27a固定于壳体22的C环。[0093]S卩，凸轮19a的推压力作为轴负荷作用的柱塞24和以在周向上不旋转的方式被保持的作为柱塞卡合部件的壳体22,经由螺纹卡合部柱塞24侧的外螺纹25与壳体22侧的内螺纹23在轴向上卡合。[0094]此外，壳体22虽然以其下端部与钻孔13的底面抵接的方式被插入钻孔13,但没有被压入钻孔13没有设置积极的壳体止转组件）。但是，当经由摇臂16推下柱塞24的方向的轴负荷作用于柱塞24时，在壳体22下端部与钻孔13的底面之间产生的摩擦转矩阻止壳体22的相对于钻孔13的旋转。即，壳体22由在与钻孔13的底面之间产生的摩擦转矩以相对于钻孔13不旋转的方式被保持。[0095]另外，在凸轮19a的基圆19al抵接于摇臂16的辊17b的形态（凸轮尖19a3不与摇臂16的辊17b抵接的形态）下，被构成为在柱塞24上作用柱塞弹簧26的施加力、以及与该施加力平衡的螺纹卡合部螺纹面所产生的摩擦力。[0096]而且，如图2a、（b放大表示的那样，构成柱塞24与壳体22之间的螺纹卡合部的柱塞24侧的外螺纹25壳体22侧的内螺纹23，分别由梯形螺纹构成。而且，外螺纹25内螺纹23的螺纹牙的导程角α、外螺纹25内螺纹23的螺纹牙的上侧侧面角025a023a以及下侧侧面角92513023«被设定为如下规定的值例如，导程角€[=10度，上侧侧面角025、0233=10度，下侧侧面角925b，023b=10度），S卩，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24上的情况下，螺纹都自立螺纹卡合部成为相对地不动），在横负荷作用在柱塞24上的情况下，该柱塞24能够在螺纹卡合部滑动旋转而在轴负荷作用方向上移动。[0097]S卩，摇臂16与凸轮19a的转动协同地按压阀10的轴端部，从而阀10在上下方向上滑动，吸气排气）口P相对于燃烧室S进行开闭动作，但在此期间，轴负荷所作用的柱塞24在螺纹卡合部不动，即，螺纹卡合部处的滑动旋转被抑制螺纹卡合部的螺纹自立），柱塞24前端的枢轴部24a作为与凸轮轴19的旋转协同地摆动的摇臂16的摆动支点发挥功能作用）。[0098]另外，摇臂16与凸轮19a的旋转协同地以间隙调整器20的柱塞24前端的枢轴部24a为支点摆动，从而阀I〇在上下方向上进行往复动作，此时的阀10的上升量示出图5所示的那种山形状。[0099]而且，凸轮19a通过按压摇臂16的辊17b，从而对柱塞24作用轴负荷，但由于凸轮尖19a3与摇臂16的辊17b的接触点在摇臂16的辊17b上移动，凸轮19a的推压力的作用方向变化，因此如图5的附图标记T1、T2所示，柱塞24上也被作用横负荷。[0100]而且，在柱塞24上被作用了横负荷的情况下，柱塞24以与螺纹卡合部的间隙相当的量在横负荷作用方向上摆动。即，该柱塞24相对于在周向上被止转的壳体22摆动，从而外螺纹25的与内螺纹23的接触点沿着内螺纹23的侧面在周向上移动，但由于横负荷作用方向与接触点的移动方向不一致，因此该接触点的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24—边滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动，消除阀间隙的增加、减少状态。[0101]接下来，参照图3、4,详细地说明柱塞24在横负荷作用方向上摆动、从而在螺纹卡合部产生使柱塞24滑动旋转的力矩、由此使得柱塞24—边滑动旋转一边在轴负荷作用方向上移动的原理。[0102]例如，如图3的附图标记Fl所示，在作用于柱塞24的轴负荷朝上的情况下（例如，仅作用柱塞弹簧26的施加力的形态），外螺纹25的上侧面25a接触内螺纹23的下侧面23b。用附图标记Pl表示接触点。而且，在图3中，若横负荷T从图3的纸面跟前朝向里侧作用于沿上下方向配设的柱塞24前端的枢轴部24a参照图1，则柱塞24以螺纹卡合部的下端部、即与壳体侧内螺纹23螺纹卡合的柱塞下端部24b参照图1、4为支点，柱塞24前端的枢轴部24a从图3的纸面跟前朝向里侧摆动。[0103]而且，在螺纹卡合部（外螺纹25是通常的右螺纹的情况下，在外螺纹25的左半部分（图3的左半部分），外螺纹25的上侧面25a以顶推向斜前下方右旋转的内螺纹23的下侧面23b的方式动作。另一方面，在外螺纹25的右半部分（图3的右半部分），外螺纹25的上侧面25a向离开向斜前上方左旋转的内螺纹23的下侧面23b的方向动作。[0104]而且，壳体侧内螺纹23由于被保持为在螺纹卡合部的周向上不转动，因此外螺纹25的左半部分的上侧面25a与内螺纹23的下侧面23b的接触点Pl沿着向斜后上方左旋转的内螺纹23的下侧面23b移动。[0105]而且，由于横负荷T的作用方向（输入方向）与接触点Pl的移动方向不一致，因此接触点Pl的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部逆时针Rl滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24以与间隙相当的量，一边滑动旋转一边向轴负荷Fl作用方向（上方移动。[0106]换言之，相对于横负荷T的输入作用方向，在柱塞24的左半部分，如图4a所示，在柱塞24摆动时，外螺纹25的上侧面25a抵接于被保持为在周向上不转动的壳体侧内螺纹23的下侧面23b，不能进一步地动作（向图4a左方向移动）。另一方面，相对于横负荷T的输入作用方向，在柱塞的右半部分，如图4b所示，在柱塞24摆动时，外螺纹25的上侧面25a远离内螺纹23的下侧面23b，因此能够不受限制地动作（向图4b右方向移动）。其结果，柱塞24以与间隙相当的量，一边逆时针Rl滑动旋转一边向伸长方向（上方移动。[0107]例如，在螺纹卡合部（外螺纹25为通常的右螺纹、且作用于柱塞24的轴负荷Fl朝上的情况下，当柱塞24以横负荷T摆动时，必然会一边逆时针Rl旋转（左旋转），一边向轴负荷Fl作用方向（伸长方向）移动。[0108]相反，如图3箭头F2所示，在作用于柱塞24的轴负荷朝下的情况下例如，阀弹簧14的施加力经由摇臂16作用于柱塞24的形态），外螺纹25的下侧面25b接触内螺纹23的上侧面23a。用附图标记P2表示接触点。然后，若横负荷T从图3的纸面跟前朝向里侧作用于柱塞24前端的枢轴部24a，则柱塞24以螺纹卡合部的下端部柱塞下端部）24b为支点，柱塞24前端的枢轴部24a从图3的纸面跟前朝向里侧摆动。[0109]而且，在螺纹卡合部（外螺纹25是通常的右螺纹的情况下，在外螺纹25的右半部分（图3的右半部分），外螺纹25的下侧面25b以向推压朝斜前上方左旋转的内螺纹23的上侧面23a的方式动作。另一方面，在外螺纹25的左半部分（图3的左半部分），外螺纹25的下侧面25b向离开朝斜前下方右旋转的内螺纹23的下侧面23a的方向动作。[0110]而且，壳体侧内螺纹23由于被保持为在螺纹卡合部的周向上不转动，因此柱塞侧外螺纹25的右半部分的下侧面25b与壳体侧内螺纹23的上侧面23a的接触点P2沿着向斜后下方右旋转的内螺纹23的下侧面23a移动。[0111]而且，由于横负荷T的作用方向与接触点P2的移动方向不一致，因此接触点P2的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部顺时针R2滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24以与间隙相当的量，一边滑动旋转一边向轴负荷F2作用方向（下方移动。[0112]例如，在螺纹卡合部（外螺纹25为通常的右螺纹、且作用于柱塞24的轴负荷F2朝下的情况下，当柱塞24通过横负荷T摆动时，一定会一边顺时针R2旋转右旋转），一边向轴负荷F2作用方向（缩小方向）移动。[0113]换言之，相对于横负荷T的输入作用方向，在柱塞24的右半部分，如图4d所示，在柱塞24通过横负荷T摆动时，外螺纹25的下侧面25b抵接内螺纹23的上侧面23a，不能进一步地动作（向图4d右方向移动）。另一方面，相对于横负荷T的输入作用方向，在柱塞24的左半部分，如图4c所示，在柱塞24通过横负荷T摆动时，外螺纹25的下侧面25b远离内螺纹23的上侧面23a，因此能够不受限制地动作（向图4c的左方向移动）。其结果，柱塞24以与间隙相当的量，一边顺时针R2滑动旋转，一边向缩小方向（下方移动。[0114]这样，通过将构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角设定为规定的值例如，导程角〇=1〇度，上侧侧面角025、023=1〇度，下侧侧面角02513、023=1〇度），从而对轴负荷所作用的柱塞24来说，原则上使螺纹卡合部成为相对地不动螺纹自立），并作为摇臂16与凸轮轴19凸轮19a的旋转协同地摆动（阀10进行开闭动作）的支点发挥功能作用），并且对柱塞24作用了横负荷T的情况下，当然会以与螺纹卡合部的间隙相当的量向柱塞24伸长方向（使阀间隙减少的方向）动作，也向柱塞24缩小方向（使阀间隙增加的方向）动作。[0115]另外，图5是表示在发动机的转速较低的情况下的阀上升量、作用于柱塞的横负荷以及柱塞的动作（上升损耗）的图，基于该图5,对间隙调整器20的阀间隙调整动作进行说明。[0116]如图1、5所示，通过凸轮轴19凸轮19a旋转，摇臂16的辊17b与凸轮19a的接触点在凸轮角度为约一60度〜约+60度时位于凸轮尖19a3上，在除此以外的凸轮角度约一60度以下以及约+60度以上时位于凸轮的基圆19al上。[0117]S卩，在凸轮角度为约一60度〜0度时，凸轮的开放侧斜面部19a2〜凸轮顶部19a4的凸轮尖19a3的一侧面上具有接触点，在凸轮角度为0度〜约+60度时，凸轮顶部19a4〜凸轮的封闭侧斜面部19a2的凸轮尖19a3的另一侧面上具有接触点。[0118]详细地说，首先，摇臂16与凸轮19a的接触点处于凸轮的基圆19al上时（凸轮角度为一60度以下时），柱塞24上虽然被作用柱塞弹簧26的规定的反施加力施加力），但该施加力与螺纹卡合部螺纹面所产生的摩擦力平衡，柱塞24不会向伸长、缩小方向移动，阀间隙凸轮19a与摇臂16之间的间隙被保持为0。[0119]因此，柱塞24在螺纹卡合部进行“螺纹自立”且不动，间隙调整器20作为摇臂16的摆动支点发挥功能。[0120]另一方面，在摇臂16与凸轮19a的接触点从凸轮的开放侧斜面部19a2经由凸轮顶部19a4而位于相反侧的封闭侧斜面部19a2间时（图5的凸轮角度为一60度〜+60度的范围时），凸轮19a的推压力经由摇臂16作为轴负荷作用于柱塞24。因此，柱塞24在螺纹卡合部进行“螺纹自立”且不动，间隙调整器20作为摇臂16的摆动支点发挥功能。[0121]S卩，同摇臂16与凸轮19a的接触点的位置无关，柱塞24上始终被作用轴负荷，因此柱塞24在螺纹卡合部进行“螺纹自立”且不动，间隙调整器20作为摇臂16的摆动支点发挥功能。因此，阀10与凸轮19a旋转一周对应的上升量如图5的虚线所示，为最大上升约IOmm的山形状。此外，由于柱塞24与壳体22间的螺纹卡合部具有间隙，因此图5所示的阀10的上升量中包含伴随着柱塞24自动地滑动旋转而向缩小方向移动所产生的上升损耗δ例如，约0.2mm，但之后再进行详细说明。[0122]另外，由于柱塞24与壳体22之间的螺纹卡合部存在间隙，因此在凸轮19a所带来的推压力经由摇臂16作为轴负荷作用于柱塞24时，S卩，摇臂16的辊17b与凸轮19a的接触点伴随着凸轮19a的转动移动，凸轮19a对摇臂16的辊17b的推压力作用方向改变，因此如图5所示，柱塞24被作用约250〜150N的横负荷Tl、T2。[0123]然后，能够如下述那样说明对动阀机构所产生的阀间隙进行调整的间隙调整器20的动作。[0124]动阀机构中的正的阀间隙在摇臂16与凸轮19a的接触点位于凸轮19a的基圆19al上时，作为凸轮19a与摇臂16的辊17b间的间隙而明显化，此时的柱塞24上虽然被作用柱塞弹簧26的施加力，但该施加力与螺纹卡合部螺纹面所产生的摩擦力平衡，螺纹卡合部的螺纹被保持为自立的状态。[0125]在该状态下，在摇臂16与凸轮19a的接触点（具有间隙的接触点）从开放侧斜面部19a2移至凸轮尖19a3时，伴随着接触点的移动，柱塞24被作用横负荷T1。详细地说，伴随着凸轮19a的旋转，凸轮19a与辊17b的间隙消失，凸轮19a的推压力即将作为轴负荷发挥作用之前的、柱塞弹簧26的施加力带来的伸长方向的轴负荷所作用的不动状态的柱塞24,被经由摇臂16作用横负荷Tl参照图5时，柱塞24向作为轴负荷作用方向的伸长方向移动，柱塞24—边滑动旋转一边上推摇臂16，从而将动阀机构所产生的正的阀间隙调整为0。[0126]详细地说，若经由摇臂16对柱塞24作用横负荷Tl参照图5，则柱塞24以与内螺纹23与外螺纹25间的螺纹卡合部中的间隙相当的量，以柱塞24的下端部24b为支点向横负荷Tl的作用方向摆动。然后，该柱塞24相对于在周向上被止转的壳体22摆动，从而外螺纹25的与内螺纹23的接触点Pl参照图3沿着内螺纹23的下侧面23b在周向上移动，但该接触点Pl的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24—边滑动旋转一边向轴负荷作用方向（柱塞弹簧26的施加力作用方向、柱塞伸长方向）移动，将正的阀间隙调整为0。[0127]另一方面，动阀机构中的负的阀间隙在摇臂16与凸轮19a的接触点位于凸轮19a的基圆19al上时，摇臂16辑17b通过阀弹簧14的施加力被按压于凸轮19a的基圆19al，作为凸轮19a与辊17b间的过小的间隙（负的间隙）明显化。而且，虽然阀弹簧14的施加力作为缩小方向的轴负荷经由摇臂16作用于此时的柱塞24,但该施加力与在螺纹卡合部螺纹面产生的摩擦力平衡，螺纹卡合部的螺纹被保持为自立的状态。[0128]在该状态下，在摇臂16与凸轮19a的接触点（负的间隙）从开放侧斜面部19a2移至凸轮尖19a3时，伴随着接触点的移动，柱塞24被作用横负荷Tl。详细地说，凸轮19a的推压力即将作为轴负荷发挥作用之前的、仅有阀弹簧14的施加力作为轴负荷发挥作用的不动状态的柱塞24,被经由凸轮19a作用横负荷Tl参照图5后，柱塞24—边滑动旋转一边向作为轴负荷作用方向的缩小方向移动，凸轮19a下推摇臂16，从而将动阀机构所产生的负的阀间隙调整为0。[0129]详细地说，若经由摇臂16对柱塞24作用横负荷Tl参照图5，则柱塞24以与内螺纹23与外螺纹25间的螺纹卡合部中的间隙相当的量，以其下端部24b为支点向横负荷Tl的作用方向摆动。然后，该柱塞24相对于在周向上被止转的壳体22摆动，从而外螺纹25的与内螺纹23的接触点P2参照图3沿着内螺纹23的上侧面23a在周向上移动，但该接触点P2的移动作为使柱塞24在螺纹卡合部中滑动旋转的力矩发挥作用，由此，柱塞24—边滑动旋转一边向作为轴负荷阀弹簧14的施加力作用方向的柱塞缩小方向移动，将阀间隙调整为0。[0130]以上说明了在摇臂16与凸轮19a的接触点从开放侧斜面部19a2移至凸轮尖19a3时，间隙调整器20的柱塞24被作用横负荷Tl，从而将动阀机构所产生的正（负）的阀间隙调整为0这一间隙调整器20的动作。[0131]接下来，说明在摇臂16与凸轮19a的接触点从凸轮尖19a3移至封闭侧斜面部19a2时，间隙调整器20的柱塞24被作用横负荷T2,从而将动阀机构所产生的正（负）的阀间隙调整为0这一间隙调整器20的动作。[0132]首先，对图5的横负荷T2发挥作用、且在凸轮19a的基圆19al上存在正的阀间隙的情况进行说明。[0133]摇臂16与凸轮19a的接触点在内有间隙的接触点）从凸轮尖19a3移至封闭侧斜面部19a2时，伴随着接触点的移动，柱塞24被作用横负荷T2。详细地说，伴随着凸轮19a的旋转，凸轮19a与辊17b的接触越接近凸轮19a的封闭侧斜面19a2越变弱，在接触点移至封闭侧斜面19a2之前，在凸轮19a与辊17b之间产生间隙（在接触点内的间隙明显化）。该间隙即将产生（明显化之前的、凸轮19a对摇臂16的推压力变弱，在作用于柱塞24的轴负荷（阀弹簧14的反作用力几乎消失的状态下，经由凸轮19a，伴随着接触点的移动，横负荷T2参照图5作用于柱塞24。即，柱塞弹簧26的施加力带来的伸长方向的轴负荷所作用的柱塞24,被经由摇臂16作用横负荷Τ2参照图5。因此，柱塞24向作为轴负荷作用方向的伸长方向移动，柱塞24上推摇臂16,从而将凸轮19a的基圆19al上的正的阀间隙（动阀机构所产生的正的阀间隙）调整为0。[0134]另一方面，动阀机构中的负的阀间隙在阀10关闭吸气排气）口P的状态、即摇臂16与凸轮19a的接触点位于凸轮19a的基圆19al上时，作为阀10的片端面IOa与片嵌入物Ilc间产生间隙的形态而明显化。此时，摇臂16的辊17b通过阀弹簧14的施加力被按压于凸轮19a，因此阀弹簧14的施加力作为缩小方向的轴负荷经由摇臂16作用于间隙调整器20的柱塞24。[0135]因此，摇臂16与凸轮19a的接触点即将从凸轮尖19a3移至封闭侧斜面部19a2之前的、凸轮的推压力减少且阀弹簧14的施加力作为缩小方向的轴负荷发挥作用的柱塞24,被经由摇臂16作用横负荷T2参照图5后，柱塞24向作为轴负荷作用方向的缩小方向移动，凸轮19a下推摇臂16，从而将动阀机构所产生的负的阀间隙调整为0。[0136]然后，在内燃机发动机加温的状态下停止之后，在急剧地变凉那样的情况下，起因于缸盖铝合金与阀（铁合金）的热膨胀系数的差异，成为阀间隙过小（负状态，担心阀的端面从阀片浮起。另外，在阀片面磨损的情况下，也发生同样的情况（阀间隙成为过小状态，阀的端面从阀片浮起）。[0137]若在这样的阀间隙过小（负状态下，使内燃机发动机起动、驱动，则燃烧室不被密闭，无法获得适当的输出。[0138]然而，在本实施例中，处于阀间隙过小状态，阀刚开始上升之后或刚结束上升之前的、仅阀弹簧14的施加力作为轴负荷作用并自立的柱塞24被经由摇臂16作用横负荷，且柱塞24向横负荷作用方向摆动时，在螺纹卡合部处，接触点P2移动从而产生力矩。其结果，柱塞24在螺纹卡合部一边滑动旋转一边向作为轴负荷作用方向的柱塞缩小方向、即使阀间隙增加的方向移动，消除了阀间隙过小状态。[0139]因此，在内燃机发动机的驱动时，能够通过阀10可靠地密闭燃烧室，获得适当的输出。[0140]另外，与凸轮19a的转动协同地，摇臂16以柱塞24的枢轴部24a为支点摆动，从而应在阀10中获得规定的上升量时，由于间隙调整器20的柱塞24与壳体22间的螺纹卡合部具有间隙，因此在阀10与凸轮19a的旋转协同地进行下降动作时，柱塞24自动地向缩小方向移动而上升量变少，产生上升损耗S。[0141]S卩，在摇臂16与凸轮19a的接触点从凸轮19a的开放侧斜面部19a2移至凸轮尖19a3时，如图1、3、4、5所示，间隙调整器20必定被作用轴负荷与横负荷这两方。而且，在横负荷Tl参照图5作用的情况下，柱塞24的移动方向由轴负荷作用方向决定。详细地说，接触点处于凸轮19a的基圆19al上时（凸轮角度小于一60度时），柱塞弹簧26的施加力作用于柱塞24，但螺纹卡合部的螺纹面产生与该施加力平衡的摩擦力。因此，柱塞24不向伸长、缩小方向移动，而是被保持为不动状态，阀间隙（凸轮19a与摇臂16间的间隙被保持为0。[0142]然后，在接触点从基圆19al移至开放侧斜面部19a2时，阀10的设定负荷（凸轮19a的推压力，即阀弹簧14的施加力F2作为轴负荷急剧地作用于柱塞24。[0143]若在柱塞24被作用了缩小方向的轴负荷F2的状态下，经由摇臂16作用图5的附图标记Tl所示的横负荷，则柱塞24在向横负荷Tl作用方向摆动时，在螺纹卡合部滑动旋转而向缩小方向（图5上方移动。因此，以与柱塞24向缩小方向的移动量相当的量，摇臂16的插座部18下降摇臂16的另一端侧上升），阀10的上升量减少，这成为上升损耗δ参照图5。[0144]然后，在产生了上升损耗δ之后，由于柱塞24不能进一步摆动，因此在接触点移至凸轮尖19a3的顶部19a4之前，虽然阀10的上升量逐渐增加，但间隙调整器20被保持为缩小的状态，上升损耗衫隹持为原样。进而，在凸轮19a旋转，阀10的上升量从最大上升逐渐减少的过程中，虽然与横负荷Tl相反方向的横负荷T2参照图5经由摇臂16作用于柱塞24,但作用于柱塞24的轴负荷由于凸轮19a的推压力（阀弹簧14的施加力为主导，因此，即使作用横负荷T2,间隙调整器20也仍为缩小的状态。即，在最大上升附近，作用于柱塞的横负荷的值非常小（几乎不作用横负荷），相对于此，凸轮19a的推压力（阀弹簧14的施加力）接近最大值，因此柱塞24不摆动、滑动旋转，间隙调整器20被保持为缩小了的状态。[0145]然后，若接触点移至凸轮19a的封闭侧斜面部19a2,则作用于柱塞24的轴负荷（凸轮19a的推压力，S卩，阀弹簧14的施加力减少，柱塞弹簧26所带来的施加力作为轴负荷Fl发挥作用。这样，若在轴负荷的作用的方向改变的状态下，横负荷T2经由摇臂16作用，S卩，柱塞弹簧26所带来的施加力作为轴负荷Fl所作用的柱塞24被作用横负荷T2,则此时为止处于缩小状态的柱塞24如图4a、（b所示那样摆动、滑动旋转，向轴负荷Fl作用方向（伸长方向）移动，上升损耗δ消失。[0146]S卩，在本实施例中，由于间隙调整器20的柱塞24与壳体22间的螺纹卡合部具有间隙，因此虽然在摇臂16与凸轮19a的接触点从凸轮19a的开放侧斜面部19a2移至凸轮尖19a3时，产生上升损耗δ，但在摇臂16与凸轮19a的接触点从凸轮尖19a3移至封闭侧斜面部19a2时，上升损耗S自动地消失。[0147]这样，在间隙调整器20的阀间隙自动调整功能中，相对于凸轮1旋转的输入变动，间隙调整器20缩小、伸长，因此动阀机构必然会产生上升损耗δ。相反，在发动机的通常运转中，如果动阀机构产生上升损耗I则能够用间隙调整器20校正在发动机的运转中遇到的阀间隙的正、负的变动。[0148]接下来，基于图6说明本发明的第2实施例。[0149]虽然在上述第1实施例中，示出摇臂式动阀机构规格的机械式间隙调整器20,但在该第2实施例中，示出直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器20A。[0150]附图标记10是以横穿设置在缸盖11上的吸气（排气）口（参照图1的附图标记P的方式配设的吸气阀排气阀），在其轴端部安装有楔12a以及弹簧保持座12b，在弹簧座面参照图1的附图标记Ila与弹簧保持座12b之间夹装有阀弹簧14,阀10在闭阀方向（图6上方向）上被施力。[0151]另一方面，在阀10的正上方，配置了设置在凸轮轴19上的凸轮19a，在凸轮19a与阀I〇的轴端部（的楔12a之间，夹装了插入设置在缸盖11上的向上下延伸的钻孔13中的机械式间隙调整器20A。[0152]S卩，机械式间隙调整器20A以如下的方式构成:具备与设置在缸盖11上的钻孔13卡合的下方开口的圆筒型的桶110;在内侧形成了内螺纹23，固定并一体化在桶110的顶部下表面的作为柱塞卡合部件的圆筒型的壳体122;通过使在外侧形成的外螺纹25与壳体122侧的内螺纹23卡合而配设于壳体122内的上方开口的杯型的柱塞124;和被夹装于柱塞124与桶110的顶部之间，将柱塞124向从壳体122伸长的方向（图6的下方向，与阀弹簧14的施加力作用的方向相反的方向）施力的柱塞弹簧26。[0153]在桶110的内侧，一体化有呈圆盘状地延伸的隔壁111，并且在隔壁111中央形成的垂直圆筒部112被固定并一体化在壳体122的外周，确保了桶110与壳体122的安装强度。[0154]此外，桶110由未图示的止转组件保持成相对于钻孔13在周向上不旋转，桶110间隙调整器20A与凸轮19a的转动协同地仅在钻孔13的轴向上进行滑动动作。[0155]另外，柱塞124的下端面与安装于阀10的轴端部的作为轴负荷传递部件的楔12a的上端面抵接。[0156]而且，柱塞124的外螺纹25壳体122的内螺纹23的螺纹牙的角度（导程角以及侧面角），被设定成与上述第1实施例的间隙调整器20中的柱塞24的外螺纹23壳体22的内螺纹23的螺纹牙的角度导程角以及侧面角）相同的角度例如，导程角为10度，侧面角为10度），并构成为在柱塞124被作用伸长和缩小中的任一个方向的轴负荷的情况下，螺纹都自立螺纹卡合部相对地不动），但在柱塞24被作用横负荷的情况下，该柱塞24能够在螺纹卡合部滑动旋转而向轴负荷作用方向移动。[0157]在凸轮19a旋转的情况下的间隙调整器20A的动作，与表示上述第1实施例的间隙调整器20的动作的图3、4相同。[0158]即，间隙调整器20A桶110能够伴随着凸轮19a的旋转，相对于设于缸盖11的钻孔13向上下方向滑动，因此在钻孔13与桶110之间形成有微小间隙。[0159]因此，凸轮19a与桶110的接触点从凸轮的基圆19al移至凸轮尖19a3时，图6左方向的偏负荷经由凸轮19a作用于桶110壳体122。然后，接触点从凸轮尖19a3移至基圆19al时，图6右方向的偏负荷经由凸轮19a作用于桶110壳体122。即，伴随着凸轮19a与桶110的接触点的移动，桶110壳体122被作用基于偏负荷的力矩，桶110壳体122相对于钻孔13稍微倾斜，从而柱塞124被作用横负荷。[0160]然后，若柱塞124被作用横负荷，则柱塞124以与外壳122和柱塞124间的螺纹卡合部的间隙相当的量，相对于外壳122向横负荷作用方向（图6左右方向）摆动。然后，伴随着该柱塞124的摆动，外螺纹25与内螺纹23的接触点沿着内螺纹23的侧面移动，但由于壳体122被止转，因此在螺纹卡合部产生使柱塞124向轴负荷作用方向滑动旋转的力矩。[0161]因此，在动阀机构产生了正的阀间隙的情况下，当凸轮19a与桶110的接触点（间隙的产生接触点）从凸轮19a的基圆19al移至凸轮尖19a3时，若凸轮19a的推压力即将作为轴负荷发挥作用之前的、仅柱塞弹簧26的施加力作为轴负荷所作用的柱塞124被作用横负荷，则柱塞124向轴负荷作用方向（柱塞弹簧26的施加力作用方向，S卩，柱塞124的伸长方向）一边滑动旋转一边移动，将动阀机构中产生的正的阀间隙消除。[0162]另外，在动阀机构产生了负的阀间隙的情况下，当凸轮19a与桶110的接触点位于凸轮19a的基圆19al上时，桶110通过阀弹簧14的施加力被按压于凸轮19a的基圆19al，作为凸轮19a与桶110间的过小的间隙（负的间隙）而明显化。而且，此时的柱塞124主要经由楔12a被作用阀弹簧14的施加力准确来说是阀弹簧14的施加力与柱塞弹簧26的施加力之差）作为缩小方向的轴负荷。[0163]然后，在凸轮19a与桶110的接触点从凸轮19a的基圆19al移至凸轮尖19a3时，若凸轮19a的推压力即将作为轴负荷发挥作用之前的、主要是阀弹簧14的施加力准确来说是阀弹簧14的施加力与柱塞弹簧26的施加力之差作为轴负荷作用的柱塞124被作用横负荷，则柱塞124向轴负荷作用方向（阀弹簧14的施加力作用方向，S卩，柱塞124的缩小方向）一边滑动旋转一边移动，将动阀机构中产生的负的阀间隙消除。[0164]接下来，基于图7说明本发明的第3实施例。[0165]该图7所示的机械式间隙调整器20B与上述第2实施例相同，表示直动式动阀机构规格的机械式间隙调整器。[0166]在上述第2实施例的间隙调整器20A中，以在与桶110—体化了的壳体122的内周形成的内螺纹23和杯型柱塞124的外周形成的外螺纹25在轴向上卡合的方式配设。[0167]另一方面，在该第3实施例的机械式间隙调整器20B中，在桶110的顶部上一体地形成了向下方延伸的作为柱塞卡合部件的杆部件114,在杆部件114的外周形成有外螺纹25，另一方面，在上方开口的杯型柱塞124的周壁内周形成有内螺纹23,杆部件114的外螺纹25与柱塞124的内螺纹23在轴向上卡合。[0168]另外，在柱塞124上形成了法兰状的弹簧座125,弹簧座125与桶110的顶部之间夹装有柱塞弹簧126。[0169]此外，对于与上述第2实施例的间隙调整器20A相同的部分，通过赋予相同的附图标记，省略其重复的说明。[0170]接下来，基于图8说明本发明的第4实施例。[0171]该图8所示的机械式间隙调整器20C，与上述第1实施例相同，是摇臂式动阀机构规格，但配设在壳体22内的柱塞24A成为被分割成了形成有外螺纹25的柱塞基端部24A1、和形成有枢轴24a的柱塞前端部24A2的构造。此外，壳体22与第1实施例相同，由在壳体22下端部与钻孔13的底面间产生的摩擦转矩保持成在周向上不旋转。[0172]详细地说，关于柱塞基端部24A1，在外侧形成了与壳体22侧的内螺纹23卡合的外螺纹25,并被构成为向下方开口的杯型，配设于壳体22内下方。而且，外螺纹25与内螺纹23由等侧面角的三角螺纹构成，构成螺纹卡合部的外螺纹25内螺纹23的螺纹牙的角度与上述第1、第2、第3实施例的情况相同，分别被设定成规定的值例如，导程角α=10度，上侧侧面角以及下侧侧面角为10度）。在柱塞基端部24A1的顶部内表面24Ala与壳体22内底面22a间夹装有柱塞弹簧26，将柱塞基端部24A1向上方施力。[0173]另一方面，柱塞前端部24A2被构成为在上端部形成了枢轴部24a的向下方开口的筒型，设于柱塞前端部24A2的外周的台阶部24A2a与安装于壳体22的上端开口部的圆环状盖28的内周缘部卡合，防止脱落。因此，由柱塞弹簧26将柱塞基端部24A1与柱塞前端部24A2保持成在轴向上压接状态，并且将柱塞24A柱塞前端部24A2向从壳体22突出的上方向（伸长方向）施力保持。[0174]而且构成为，在该间隙调整器20C中，被构成为柱塞基端部24A1的外螺纹25壳体22的内螺纹23的螺纹牙的导程角例如是10度，外螺纹25内螺纹23的螺纹牙的上侧（下侦0侧面角也被设定成10度的等侧面角，在伸长和缩小的任一个方向的轴负荷作用在柱塞24A柱塞基端部24A1的情况下，螺纹都自立螺纹卡合部相对地不动），但在柱塞24A被作用了横负荷的情况下，该柱塞24A能够在螺纹卡合部滑动旋转而向轴负荷作用方向移动。[0175]此外，由于与上述第1实施例的间隙调整器20相同，因此通过赋予相同的附图标记，省略其重复的说明。[0176]另外，该间隙调整器20C的动作与第1实施例的间隙调整器20的动作（参照图3、4相同，因此省略其重复的说明。[0177]此外，在上述第1〜第4实施例中，构成螺纹卡合部的外螺纹25内螺纹23的角度被分别设定成导程角10度、侧面角上侧侧面角、下侧侧面角）10度，但导程角设定为小于15度、侧面角设定为5〜60度的范围即可。[0178]S卩，虽然由构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角决定螺纹卡合部的实际的摩擦角，但导程角为15度以上时，若柱塞24被作用轴负荷，则柱塞24在螺纹卡合部滑动旋转，难以利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩“使螺纹可靠地自立”。另一方面，在导程角小于15度时，轴负荷所作用的柱塞24不会在螺纹卡合部滑动旋转，利用螺纹卡合部所产生的摩擦转矩使“螺纹自立”。[0179]另外，在侧面角小于5度时，成为螺纹卡合部的实际的摩擦角较小的方螺纹的范畴，没有使侧面角变化的意义，难以进行不受导程误差等的影响的高精度的加工。另一方面，即使是通常“螺纹不自立”的较大导程角，如果组合较大的侧面角，螺纹卡合部的实际的摩擦角也会变大，作为自立螺纹发挥功能。但是，若侧面角超过60度，则虽然“螺纹”的加工容易，但实际的摩擦角非常大，因此润滑油带来的影响较大，发动机运转中的上升损耗变大，不能在实际中使用，即，不再具有将侧面角用作调整参数的意义。[0180]因此，构成螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角以及侧面角期望的是导程角小于15度、侧面角为5〜60度的范围，以便在柱塞24被作用伸长和缩小中任一个方向的轴负荷的情况下，螺纹卡合部的“螺纹都会可靠地自立”，即，能够使螺纹卡合部相对地不动。顺便一提，相对于在以紧固为主要目的一般的螺栓•螺母间的螺纹卡合部中、螺纹牙的导程角为2〜3度，在与进给丝杠为相同的使用方式的、构成间隙调整器的柱塞与柱塞卡合部件间的螺纹卡合部中，期望的是以紧固为目的螺栓•螺母间的螺纹卡合部的螺纹牙的导程角2〜3度的约3〜4倍。[0181]此外，作为具体地设定螺纹卡合部的“螺纹牙”的导程角以及侧面角的方法，首先，根据发动机运转中产生的阀的上升损耗S设定螺纹卡合部的必要的间隙以及“螺纹牙”的导程角α，接下来，设定侧面角0，但因为如果侧面角Θ大小），则在螺纹卡合部中，柱塞24难以容易）滑动，因此为了微调柱塞24在螺纹卡合部滑动旋转的时机及滑动性，设定适当的侧面角θ。[0182]通常，若螺纹卡合部的间隙较大，则发动机运转中产生的上升损耗δ变大，凸轮19a的斜面部19a2不再发挥功能，产生噪声，成为较大的问题，因此期望间隙较小。另一方面，间隙越大，柱塞24的伸缩快慢凸轮旋转一周的期间内，柱塞24伸长量或缩小的量越大，因此期望间隙在某种程度上较大。另外，在组装内螺纹23与外螺纹25时，间隙越大，组装越容易。[0183]因此，一边通过实验确认一边设定螺纹卡合部的适当的间隙量。[0184]详细地说，在实际的发动机中，实际测量使间隙调整器20工作时的上升损耗δ、以及间隙调整器20伸缩的最大速度，设定了间隙。具体而言，虽然以通常运转中的上升损耗δ凸轮19a旋转一周时的阀上升中，阀10因作用的轴负荷以及横负荷而伸缩的量不超过斜面部19a成为凸轮的斜面部19a2的功能的范围内）的方式设定间隙，但基于间隙调整器的阀间隙的调整速度柱塞向消除阀间隙方向的伸缩量尽量快大较好，因此根据上升损耗如勺大小与柱塞24的伸缩量伸缩的最大速度设定间隙的最佳值。[0185]另外，在上述第1〜第4实施例中，外螺纹25内螺纹23由等侧面角上侧侧面角与下侧侧面角相同）的梯形螺纹、三角螺纹构成，但外螺纹25内螺纹23也可以由上侧侧面角与下侧侧面角不同的不等侧面角的梯形螺纹、三角螺纹构成。[0186]另外，在上述第1、2、4的实施例中，柱塞24、124、24A24A1的外螺纹25以及壳体22、122的内螺纹23，在第3实施例中，杆部件114的外螺纹25以及柱塞124的内螺纹23分别由导程为1条的1条螺纹构成，但也可以由导程为多条的2条螺纹、3条螺纹等多条螺纹构成。[0187]轴向等间隔地并列设有多个导程的多条螺纹，与导程为一条的一条螺纹相比，能够增大导程的间距。[0188]因此，在多条螺纹中，在设计“螺纹”的螺纹牙的角度导程角以及侧面角）时，通过考虑“螺纹”的条数，能够扩大“螺纹”的希望的角度导程角以及侧面角）的设定范围。[0189]另外，在多条螺纹中，由于相对于作用在柱塞上的轴负荷，在螺纹卡合部产生的面压力下降，与其相应地“螺纹”难以磨损，所以能够提供对作用在柱塞上的轴负荷大的动阀机构特别有效的机械式间隙调整器。[0190]在上述各实施例中，柱塞的内螺纹的有效直径以及柱塞卡合部件的内螺纹的有效直径设为分别在轴向上恒定的形态，螺纹卡合部的间隙、即柱塞侧的外螺纹25与柱塞卡合部件侧的内螺纹23之间的间隙构成为在柱塞24的轴向上恒定，但也可以如图9a、（b、图1〇所示，将螺纹卡合部的间隙构成为在柱塞24的轴向上连续或逐级地变化。[0191]即，图9a、（b是螺纹卡合部的间隙在柱塞24的轴向上连续地变化的构造的机械式间隙调整器的纵剖面图，图10是螺纹卡合部的间隙在柱塞24的轴向上逐级地变化的构造的机械式间隙调整器的纵剖面图。[0192]详细地说，在图9a中，柱塞24的外螺纹25的有效直径在轴向上恒定，但柱塞卡合部件壳体22的内螺纹23的有效直径形成为越靠轴向上方越大越靠下方越小）的锥形状，螺纹卡合部的间隙（外螺纹25与内螺纹23间的间隙）设定为在轴向上较小、在横向（半径方向）上较大。[0193]另一方面，在图9b中，柱塞卡合部件壳体22的内螺纹23的有效直径在轴向上恒定，但柱塞24的外螺纹25的有效直径形成为越靠轴向下方越大越靠上方越小）的锥形状，螺纹卡合部的间隙（外螺纹25与内螺纹23间的间隙设定为在轴向上较小、在横向（半径方向）上较大。[0194]另外，在图10中，柱塞卡合部件壳体22的内螺纹23的有效直径在轴向上恒定，但柱塞24的外螺纹25的有效直径形成为在轴向下方侧较大、在上方侧较小的两级。[0195]详细地说，柱塞24的外螺纹25的轴向下方侧的有效直径Dl形成为比上方侧的有效直径D2大，螺纹卡合部的间隙（外螺纹25与内螺纹23间的间隙）设定为在轴向上较小、在横向（半径方向）上较大。[0196]S卩，在图9a、（b以及图10所示的间隙调整器中，由于螺纹卡合部的轴向上的间隙较小，因此能够减小阀10的上升损耗。另外，由于螺纹卡合部的横向（半径方向）上的间隙较大，因此对应于柱塞24相对于作用的横负荷的摆动量较大，伴随着螺纹卡合部外螺纹25与内螺纹23间）中的接触点的移动，螺纹卡合部所产生的力矩也较大。因此，柱塞24在螺纹卡合部中一边顺畅地滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动，将动阀机构中产生的阀间隙调整为0。[0197]附图标记说明[0198]1〇阀[0199]11缸盖[0200]12a楔[0201]13钻孔[0202]14阀弹簧[0203]19a凸轮[0204]19al凸轮的基圆[0205]19a2凸轮的斜面部[0206]19a3凸轮尖[0207]19a4凸轮尖的顶部[0208]20、20A、20B、20C机械式间隙调整器[0209]22、122作为柱塞卡合部件的壳体[0210]23内螺纹[0211]24、124、24A柱塞[0212]24a枢轴部[0213]24b柱塞下端部[0214]24A1柱塞基端部[0215]24A2柱塞前端部[0216]25外螺纹[0217]26、126柱塞弹簧[0218]114作为柱塞卡合部件的杆部件[0219]Fl、F2作用于柱塞轴负荷[0220]T、T1、T2作用于柱塞横负荷[0221]α螺纹牙的导程角[0222]023a内螺纹的螺纹牙的上侧侧面角[0223]023b内螺纹的螺纹牙的下侧侧面角[0224]025a外螺纹的螺纹牙的上侧侧面角[0225]025b外螺纹的螺纹牙的下侧侧面角

权利要求：1.一种机械式间隙调整器，被夹装在由阀弹簧在闭阀方向上施力的阀的轴端部、以及作为动阀机构构成部件的凸轮之间，对阀间隙进行调整，其特征在于，上述间隙调整器具备：凸轮的推压力作为轴负荷发挥作用的柱塞;柱塞卡合部件，与上述柱塞在轴向上螺纹卡合，被保持为在该螺纹卡合部的周向上不旋转；以及柱塞弹簧，向与上述阀弹簧的施加力作用方向相反的方向对上述柱塞进行施力，以如下的方式设定了构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的导程角与侧面角，即，在伸长和缩小的任一方向的轴负荷作用在上述柱塞上的情况下，都利用上述螺纹卡合部所产生的摩擦转矩抑制该柱塞在上述螺纹卡合部的滑动旋转，从而“螺纹自立”，但在上述柱塞被作用了横负荷的情况下，该柱塞一边在上述螺纹卡合部滑动旋转一边向轴负荷作用方向移动。2.如权利要求1所述的机械式间隙调整器，其特征在于，构成上述螺纹卡合部的“螺纹”的螺纹牙的角度被设定成，导程角小于15度，侧面角在5〜60度的范围内。3.如权利要求1或2所述的机械式间隙调整器，其特征在于，上述螺纹卡合部的间隙构成为在上述柱塞的轴向上恒定，或者在上述柱塞的轴向上连续或逐级地变化。

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