JP5100377B2 - コイルばね - Google Patents

Description

本発明は、自動車等の内機関のバルブ・スプリング等として用いられるコイルばねに関する。

従来、例えば内燃機関のバルブ・スプリングは、図１３のように取り付けられている。図１３は、動弁装置の概略断面図である。図１３の動弁装置では、吸気用又は排気用のバルブ１０１が、シリンダ・ヘッド１０３に往復動自在に取り付けられ、バルブ１０１の端部の可動部であるスプリング・リテーナ１０５と固定部であるシリンダ・ヘッド１０３の取付座１０７との間に、バルブ・スプリング１０９が介設されている。

前記バルブ１０１の端部に、揺動可能に支持されたロッカー・アーム１１１の一端が当接し、同他端がカム・シャフト１１３に当接している。

従って、カム・シャフト１１３の回転応じてロッカー・アーム１１１が揺動し、バルブ１０１が吸気口又は排気口に対して開閉動作する。

このとき、バルブ・スプリング１０９は、取付座１０７に対してスプリング・リテーナ１０５に付勢力を与え、バルブ１０１端部のロッカー・アーム１１１に対する追従性を保つようにしている。

図１４は、バルブ・スプリングの側面図、図１５は、バルブ・スプリングの平面図、図１６は、巻端部と一巻目との関係を示す断面図である。

昨今、バルブ・スプリングの高応力化及び高耐久化への要求が高まっている。この要求のため、前記バルブ・スプリング１０９は、巻端部１１５及び素線１１７の一巻目１１９間に０．５ｍｍ以上の間隙ｔを設けている。この間隙ｔにより巻端部１１３及び素線１１７の一巻目１１９間にもショット・ピーニングを施すことができる。従って、一巻目１１９の残留応力をも同様に高めて一巻目１１９の所謂フレッティング折損を抑制し、高い耐久性のバルブ・スプリング１０９を得ることができる。

しかしながら、巻端部１１５及び一巻目１１９の接触は、図１６の２点鎖線のように行われるため、巻端部１１５及び一巻目１１９間のコイル軸方向の荷重がそのまま巻端部１１５及び一巻目１１９間の面圧となり、一巻目１１９のヘルツ応力低減が十分に行われておらず、耐久性向上に限界があった。

また間隙ｔは、巻端部１１５を一巻目１１９に対してコイル軸方向に変形させて形成するため、高回転時に、巻端部１１５及び一巻目１１９が間隙ｔ間で接触離反を繰り返すため、巻端部１１５に無理な曲げ応力が働き、巻端部１１５の折損（いわゆる先端飛び）を招く恐れがあった。

登録実用新案第２５４５３５９号公報

解決しようとする問題点は、一巻目のヘルツ応力低減が十分に行われておらず、耐久性向上に限界があると共に、巻端部に無理な曲げ応力が働き折損を招く恐れがある点である。

本発明は、一巻目のヘルツ応力低減及び巻端部の無理低減を可能とするため、 可動部側となる巻端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことで、荷重が付加されない自由状態で前記巻端部の断面中心及び素線の一巻目の断面中心を結ぶ線上において前記巻端部及び素線の外周との接触点間に間隙を形成すると共に、前記間隙間で接触離反を繰り返す前記巻端部と前記素線の一巻目との前記接触点をコイル状の外径方向又は内径方向へ移行させたことを最も主要な特徴とする。

本発明のコイルばねは、可動部側となる巻端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらし、荷重が付加されない自由状態で前記巻端部の断面中心及び素線の一巻目の断面中心を結ぶ線上において前記巻端部及び素線の外周との接触点間に間隙を形成すると共に、前記間隙間で接触離反を繰り返す前記巻端部と前記素線の一巻目との前記接触点をコイル状の外径方向又は内径方向へ移行させたため、巻端部及び素線の一巻目間にもショット・ピーニングを施すことが可能となる。

しかも、前記一巻目に働く応力は、ねじり応力と接触によるヘルツ応力成分の合成応力となるが、接触圧の高い巻端部をコイル状の拡径方向へずらす場合は、一巻目側の接触点をコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減することができる。

また、巻端部及び素線の一巻目間のコイル状軸方向の荷重は、巻端部及び素線の一巻目間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、巻端部及び素線の一巻目間の面圧を下げることができ、一巻目のヘルツ応力低減を図ることができる。

さらに、巻端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことで間隙を形成するから、巻端部及び一巻目が間隙間で接触離反を繰り返しても、巻端部に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、巻端部の折損を抑制することができる。

一巻目のヘルツ応力低減及び巻端部の無理低減を図るという目的を、巻端部を、素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことにより実現した。

［コイルばね］
図１は、本発明実施例１に係るコイルばねであるバルブ・スプリングの側面図、図２は、同平面図、図３は、自由状態での巻端部及び素線の一巻目の拡大断面図、図４は、荷重作用時の巻端部及び素線の一巻目の拡大断面図である。

図１〜図３に示すバルブ・スプリング１は、例えば図１４と同様に、可動部であるスプリング・リテーナと固定部であるシリンダ・ヘッドの取付座との間に介設されたものである。

前記バルブ・スプリング１は、素線３によりコイル状に巻回形成され、取付座に支持される固定部側５からスプリング・リテーナに支持される可動部側７まで等ピッチ、等径となっている。但し、バルブ・スプリング１は、不等ピッチ、非円筒形状及び楕円等の非円形断面素材を用いて形成することもできる。

前記バルブ・スプリング１は、３６０°を１巻として先端９から０．１５巻程度の巻端部１１が先端９に向かって漸次厚みが薄くなるように形成されている。

前記巻端部１１に続いて一巻目１３が始まる。本実施例では、図３のように、巻端部１１が前記素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向へ寸法ｓずらしコイル状の軸方向への間隙ｔを形成している。すなわち、間隙ｔは、巻端部１１の中心及び素線３の一巻目３の中心を結ぶ線上において該線と巻端部１１及び素線３の外周との接点間の間隙からなっている。間隙ｔは、荷重が付加されない自由状態でのものである。吸排気バルブの少なくとも最大リフト時、つまりバルブ・スプリング１の最大圧縮時には、巻端部１１と一巻目１３とが図４のように接触し、間隙ｔが０となるように設定されている。

前記ずらしの寸法ｓ（先端拡縮量）の許容範囲は、素線３の線径の１／２以下である。本実施例では、好ましい範囲として０．２ｍｍ〜素線３の線径の１／３以下に設定しており、例えば線径４．１ｍｍに対して、ｓ≒０．２〜１．３５ｍｍとなっている。

前記間隙ｔ（口開き量）の許容範囲は、コイル状の軸方向間で０．１ｍｍ以上である。本実施例では、好ましい範囲として０．２ｍｍ〜２．０ｍｍに設定されている。

前記巻端部１１の先端９の厚み寸法（先端厚さ）の許容範囲は、前記素線３の線径の１／７〜１／２である。本実施例では、好ましい範囲として素線３の線径の１／５〜２／５に設定しており、例えば線径４．１ｍｍに対して先端９の厚み寸法は、Ｔ＝０．８２〜1．６４ｍｍに設定されている。

このように、バルブ・スプリング１は、巻端部１１及び一巻目１３間に自由状態で間隙（口開き量）がｔ＝０．２〜２．０ｍｍの範囲で設定されるので、バルブ・スプリング１の各部と同様に巻端部１１及び一巻目１３間にも確実にショット・ピーニングを施すことができる。ショット・ピーニングは鋼球を用いて行われ、間隙ｔ＝０．２〜２．０ｍｍの範囲の設定に応じた球径の鋼球が用いられる。このショット・ピーニングにより、巻端部１１及び一巻目１３間の線間にも所定の残留応力を得ることができ、疲労強度を向上させることができる。

また、バルブ・スプリング１の最大圧縮時は、前記図４のように巻端部１１と一巻目１３とが点Ｐで接触し、間隙ｔが０となる。一巻目１３に働く応力は、ねじり応力と接触によるヘルツ応力成分の合成応力となる。接触圧の高い巻端部１１をコイル状の拡径方向へ寸法ｓずらすことで、一巻目１３側の接触点Ｐをコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減することができる。

接触点Ｐに働くコイル状軸方向の荷重Ｆは、巻端部１１及び一巻目１３間の面圧方向の力Ｆ１と滑り方向の力Ｆ２とに分散され、巻端部１１及び一巻目１３間の面圧を下げることができ、一巻目１３のヘルツ応力低減を図ることができる。

このため、最大圧縮時に巻端部１１と一巻目１３とが接触する設定にしても、巻端部１１のフレッティング折損を確実に抑制又は防止することができ、耐久性を向上させることができる。

巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向へずらすことで間隙ｔを形成するから、巻端部１１及び一巻目１３が間隙ｔ間で接触離反を繰り返しても、巻端部１１に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、巻端部１１の折損を抑制することができる。 さらに、巻端部１１の先端９の厚み寸法を、素線３の線径の１／５〜２／５の範囲に設定することで、巻端部１１に働く曲げ応力に対向し、巻端部１１の折損及び一巻目１３折損を確実に防止することができる。

［確認試験］
（ショット・ピーニング性）
図５は、ショット・ピーニングによる１．０５巻目の先端側線間の残留応力を示すグラフであり、横軸は、口開き量（間隙ｔ）ｍｍ、縦軸は、巻端部１１及び一巻目１３間の線間部の表面残留応力ＭＰａである。図５において、○は、巻端部１１を、一巻目１３に対しコイル状の拡径方向、縮径方向の何れへもずらしていない場合、■は、巻端部１１を一巻目１３に対し０．２０ｍｍ拡径方向へずらした場合、▲は、巻端部１１を一巻目１３に対し０．２５ｍｍ縮径方向へずらした場合の結果である。

図５のように、間隙ｔを変化させると、巻端部１１を、一巻目１３に対しコイル状の拡径方向、縮径方向の何れへもずらしていない場合には、間隙ｔの増加に応じて線間部の表面残留応力は、漸次上昇するのに対し、巻端部１１を一巻目１３に対し０．２０ｍｍ拡径方向又は０．２５ｍｍ縮径方向へずらした場合には、間隙ｔ＝０．１ｍｍまで残留応力が急激に増加し、０．１ｍｍ以降、少なくとも２．０ｍｍまで安定する結果となった。

従って、本実施例のように、巻端部１１及び一巻目１３間に自由状態で口開き量がｔ＝０．１ｍｍ以上の範囲、好ましくはｔ＝０．２〜２．０ｍｍの範囲で設定される場合、バルブ・スプリング１の各部と同様に巻端部１１及び一巻目１３間にも確実にショット・ピーニングを施すことができ、巻端部１１及び一巻目１３間の線間に所定の残留応力を得ることができ、疲労強度を向上させることができることが確認できた。
（耐捻れ応力性）
図６は、本実施例の断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフであり、横軸は、内径からの角度ｄｅｇ、縦軸は、内径端との応力比である。内径端は、図３においてＡ点であり、角度０°となり、外径端は、同Ｂ点であり、角度１８０°となる。応力比は、内径端を１として比較した場合の値である。

図６のように、円周応力分布は、内径側が高く、外径側が低くなる。従って、一巻目１３折損を考慮すると、巻端部１１を一巻目１３に対して拡径方向へずらすのが有利である。一方、巻端部１１が折損するいわゆる先端飛びは、巻端部１１を一巻目１３に対して縮径方向へずらすのが有利となる。巻端部１１を縮径方向へずらすことで、巻端部１１の拡径方向への変位に対し、一巻目１３がこれを規制するからである。図６から、角度６０°程度、すなわち、一巻目折損で問題となる９０°から３０°程度内側へずらしても、９０°に対して捻れ応力の急激な増大はなく、一巻目１３折損を抑制できることが確認できた。（拡縮径）
図７は、巻端部である０．１５巻目の発生曲げ応力を示すグラフであり、横軸は、先端拡径量ｍｍ、縦軸は、発生応力ＭＰａを示している。図７の横軸では、３．０ｍｍが拡径側、−２．０ｍｍが縮径側となっている。

図７のように、バルブ・スプリングの線径は、４．１ｍｍを用いた結果、拡縮径量が、線径のほぼ１／２＝２．０ｍｍ程度まで応力の急激な増大がみられず、いわゆる先端飛びを抑制できることが確認できた。好ましくは、０．２ｍｍ〜線径４．１ｍｍの１／３までの範囲がよい。
（先端厚）
図８は、コイルばねの先端厚さ（巻端部先端の厚さ）と発生曲げ応力との関係のグラフであり、横軸は、先端厚さｍｍ、縦軸は、曲げ応力ＭＰａを示している。図９は、コイルばね先端厚さと最大接触応力（ヘルツ応力）ＭＰａとの関係のグラフであり、横軸が、先端厚さｍｍ、縦軸が、ヘルツ応力ＭＰａを示している。対象となるバルブ・スプリング１の線径は、４．１ｍｍとした。

図８のように、先端厚さを厚くすると曲げ応力が低くなり、先端飛びを起こし難くなって有利となる。反面、図９のように、先端厚さが厚いとヘルツ応力が上がり一巻目折損が起こり易くなる。

これらを考慮し、ショット・ピーニングが施されていない曲げ疲労限度（図８線分１５）以下で先端飛びを起こし難く、且つヘルツ応力を抑制して一巻目折損を起こし難くするため、巻端部１１の先端９の厚み寸法を、素線３の線径の１／７〜１／２の範囲、好ましくは１／５〜２／５の範囲に設定した。この構成により、巻端部１１に働く曲げ応力に対向し、巻端部１１の折損（先端飛び）及び一巻目折損を確実に防止することができる。
（動的耐久性）
図１０（ａ），（ｂ）は、動的耐久性の試験結果であり、図１０（ａ）は、剪断応力に対する耐久試験の結果を示す図表、図１０（ｂ）は、エンジン高回転耐久試験の結果を示す図表である。コイルばねは、線形ｄ＝４．１ｍｍ、線形ｄ及びコイル径Ｄの比Ｄ／ｄ＝６．２、巻数５．７５巻を使用した。

図１０（ａ）では、試験剪断応力６８６±６３７ＭＰａで耐久試験をした。 図１０（ａ）において、比較例１，２は、巻端部が一巻目に対して拡径方向及び縮径方向へのずれ（先端拡縮量）が０の従来のものであり、適用例１〜２５は、先端拡縮量を設定した例を示す。先端拡縮量の＋が拡径方向、−が縮径方向の先端拡縮量である。

図１０（ａ）の剪断応力に対する耐久試験の結果では、比較例１，２の場合、各々最も早く折損したもので、５．３２×１０６回、７．２５×１０６回において１．０〜１．１巻目の破損があり、１×１０７回全て未折損を満足できなかった。

適用例１〜８は、口開き量（間隙ｔ）が、０．２〜２．０ｍｍの範囲にあり、先端拡径量が、０．２ｍｍ〜線径の１／３、先端厚さが、線径の１／５〜２／５の範囲に設定されている。このため、適用例１〜８では、５×１０７回の耐久回数まで未折損であり、顕著な効果が認められた。

適用例９，１０は、先端拡径量が＋１．５５ｍｍ（線径比：３８％）、＋１．８０ｍｍ（線径比：４０％）と大きい。しかし、先端拡径量が、線径の１／２以下の範囲となっている。適用例９では、３．５３×１０７回、適用例１０では４．０３×１０７回で０．１５〜０．２５巻目の先端部折損があったが、比較例に対して耐久回数が１×１０７回未折損はもとより７倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。

適用例１１，１２は、先端拡縮量が＋２．３５ｍｍ（線径比：５７％）、−２．２０ｍｍ（線径比：−５４％）と大きく、線径の±１／２を上回っている。適用例１１は、９．３２×１０６回のとき０．１５〜０．３巻目、適用例１２は、４．３２×１０６回のとき１．０〜１．２巻目の先端部折損があり、効果が認められなかった。

適用例１３は、先端縮径量が−１．７０ｍｍ（線径比：４１％）と大きい。しかし、先端縮径量が、線径の１／２以下の範囲となっている。適用例１３は、１．８３×１０７回で１．０〜１．１巻目の折損があった。この１．８３×１０７回の耐久回数は比較例１，２に対して３倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。

適用例１４〜１６は、先端厚さが２．１５ｍｍ（線径比：５２．４％）、２．２５（線径比：５４．９％）、２．１０ｍｍ（線径比：５１．２％）と厚く線形の１／２を上回っている。適用例１４は、５．８５×１０６回のとき１．０〜１．１５巻目、適用例１５は、２．２２×１０６回のとき１．０〜１．２巻目、適用例１６は、７．８２×１０７回のとき１．０〜１．１巻目の折損があり、効果が認められなかった。

適用例１７は、口開き量が０．１０ｍｍと小さく、２．３１×１０７回で１．０〜１．１巻目の折損はあったが、比較例１，２に対して耐久回数が４倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。

適用例１８は、口開き量が０．１５ｍｍと小さく、３．６１×１０７回で１．０〜１．１巻目の折損はあったが、比較例１，２に対して耐久回数が６倍以上に向上し、この場合も高い効果が認められた。

図１０（ｂ）のエンジン高回転耐久試験の結果では、適用例１９，２０において、先端厚さが０．５５ｍｍ（線径比：１３．４％），０．５０ｍｍ（線径比：１２．２％）と薄く、線径の１／７を下回り、適用例１９では、エンジン高耐久テスト１１時間で０．１５巻目の先端部破損があり、適用例２０では、エンジン高耐久テスト１０時間で０．１５巻目の先端部破損があり、効果は認められなかった。

適用例２１において、先端厚さは０．６５ｍｍ（線径比：１５．９％）であるが、線径の１／７を上回り、エンジン高耐久テスト２１時間で０．１５巻目の先端部破損があるものの、許容範囲であり、効果が認められた。

適用例２２〜２５は、口開き量（間隙ｔ）が、０．２〜２．０ｍｍの範囲にあり、先端拡縮量が、線径の１／２以下、先端厚さが、線径の１／７〜１／２の範囲に設定されている。このため、適用例２１〜２４では、エンジン高耐久テスト２４時間で破損はなかった。

以上、図１０の動的試験においても、口開き量（間隙ｔ）が、０．１ｍｍ以上、２．０ｍｍ以下の範囲にあり、先端拡縮量が、線径の１／２以下、先端厚さが、線径の１／７〜１／２の範囲に設定されると、一巻目折損、先端飛び対策に有効であることが確認できた。

［実施例１の効果］
本実施例のバルブ・スプリング１は、可動部側７となる巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向へずらし荷重が付加されない自由状態で前記巻端部１１及び素線３の一巻目１３間に間隙ｔを形成するため、巻端部１１及び素線３の一巻目１３間にもショット・ピーニングを施すことが可能となる。

しかも、前記一巻目１３に働く応力は、ねじり応力と接触によるヘルツ応力成分の合成応力となるが、接触圧の高い巻端部１１をコイル状の拡径方向へずらすことで、一巻目１３側の接触点Ｐをコイル状の外径方向へ移行させ、ねじり応力を低減することができる。

また、巻端部１１及び素線３の一巻目１３間のコイル状軸方向の荷重は、巻端部１１及び素線３の一巻目１３間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、巻端部１１及び素線３の一巻目１３間の面圧を下げることができ、一巻目１３のヘルツ応力低減を図ることができる。

さらに、巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向へずらすことで間隙ｔを形成するから、巻端部１１及び一巻目１３が間隙ｔ間で接触離反を繰り返しても、巻端部１１に無理な曲げ応力が働くのを押さえ、巻端部１１の折損を抑制することができる。

［コイルばね］
図１２，図１３は、本発明の実施例２に係り、図１２は、バルブ・スプリングの側面図、図１３は、同平面図である。なお、基本的な構成は、実施例１の図１，図２の構成と同様であり、同一又は対応する構成部分には、同符号又は同符号にＡを付して説明する。

本実施例のバルブ・スプリング１Ａは、前記巻端部１１Ａは、前記素線３の一巻目１３に対しコイル状の縮径方向へずらしコイル状の軸方向への間隙ｔを形成している。この間隙ｔは、荷重が付加されない自由状態でのものである。吸排気バルブの少なくとも最大リフト時、つまりバルブ・スプリング１の最大圧縮時には、巻端部１１Ａと一巻目１３とが図４と同様に接触し、間隙が０となるように設定されている。

前記ずらしの寸法（先端拡縮量）ｓは、素線３の線径の１／２以下の設定としている。本実施例では素線３の線径の１／３としており、例えば線径４．１ｍｍに対して、ｓ≒１．３５ｍｍとなっている。

［実施例２の効果］
本実施例のバルブ・スプリング１Ａは、可動部側７となる巻端部１１を、素線３の一巻目１３に対しコイル状の縮径方向へずらし、荷重が付加されない自由状態で前記巻端部１１Ａ及び素線３の一巻目１３間に間隙ｔ（図３参照）を形成しているため、巻端部１１Ａ及び素線３の一巻目１３間にもショット・ピーニングを施すことが可能となる。

しかも、巻端部１１Ａ及び素線３の一巻目１３間のコイル状軸方向の荷重は、巻端部１１Ａ及び素線３の一巻目１３間の面圧方向の力と滑り方向の力とに分散され、巻端部１１Ａ及び素線３の一巻目１３間の面圧を下げることができ、一巻目１３のヘルツ応力低減を図ることができる。

さらに、巻端部１１Ａを、素線３の一巻目１３に対しコイル状の拡径方向へずらすことで間隙ｔを形成するから、巻端部１１Ａ及び一巻目１３が間隙ｔ間で接触離反を繰り返しても、巻端部１１Ａに無理な曲げ応力が働くのを押さえ、巻端部１１Ａの折損を抑制することができる。
［その他］
本発明のコイルばねは、クラッチ・スプリングなど他の動的荷重を受ける構造にも適用することができる。

バルブ・スプリングの側面図である（実施例１）。 バルブ・スプリングの平面図である（実施例１）。 自由状態での巻端部及び素線の一巻目の拡大断面図である（実施例１）。 荷重作用時の巻端部及び素線の一巻目の拡大断面図である（実施例１）。 ショット・ピーニングによる１．０５巻目の先端側線間の残留応力を示すグラフである（実施例１）。 断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフである（実施例１）。 断面が円形のいわゆる丸線ばねの円周応力分布を示すグラフである（実施例１）。 コイルばねの先端厚さ（巻端部先端の厚さ）と発生曲げ応力との関係のグラフである（実施例１）。 コイルばね先端厚さと最大接触応力（ヘルツ応力）ＭＰａとの関係のグラフである（実施例１）。 （ａ）は、剪断応力に対する耐久試験の結果を示す図表、（ｂ）は、エンジン高回転耐久試験の結果を示す図表である（実施例１）。 バルブ・スプリングの側面図である（実施例２）。 バルブ・スプリングの平面図である（実施例２）。 動弁装置の概略断面図である（従来例）。 バルブ・スプリングの側面図である（従来例）。 バルブ・スプリングの平面図である（従来例）。 巻端部及び一巻目の接触を示す断面図である（従来例）。

符号の説明

１，１Ａ バルブ・スプリング
３ 素線
７ 可動部側
９ 先端
１１，１１Ａ 巻端部
１３ 一巻目

Claims (5)

1. 素線をコイル状に巻回形成して可動部と固定部との間に介設されるコイルばねにおいて、
   前記可動部側となる巻端部を、前記素線の一巻目に対しコイル状の拡径方向又は縮径方向へずらすことで、荷重が付加されない自由状態で前記巻端部の断面中心及び素線の一巻目の断面中心を結ぶ線上において前記巻端部及び素線の外周との接触点間に間隙を形成すると共に、前記間隙間で接触離反を繰り返す前記巻端部と前記素線の一巻目との前記接触点をコイル状の外径方向又は内径方向へ移行させた、
   ことを特徴とするコイルばね。
2. 請求項１記載のコイルばねであって、
   前記間隙は、前記コイル状の軸方向間で０．１ｍｍ以上である
   ことを特徴とするコイルばね。
3. 請求項１又は２記載のコイルばねであって、
   前記ずらしの寸法は、前記素線の線径の１／２以下である
   ことを特徴とするコイルばね。
4. 請求項１〜３の何れかに記載のコイルばねであって、
   前記巻端部の先端厚み寸法を、前記素線径の１／７〜１／２の範囲とした
   ことを特徴とするコイルばね。
5. 請求項１〜４の何れかに記載のコイルばねであって、
   前記可動部は、内燃機関の動弁装置のスプリング・リテーナであり、
   前記固定部は、シリンダ・ヘッドの取付座である
   ことを特徴とするコイルばね。

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