以往，内燃机的气门弹簧的安装例如图13所示。图13为气门传动装置的概略剖视图。在图13的气门传动装置中，在气缸盖103上可自由往返移动地安装吸气或排气用气门101，在气门101端部的作为可动部的弹簧挡板105和作为固定部的气缸盖103的安装座107之间，设置有气门弹簧109。 
可摆动地被支撑的摇臂111的一端与上述气门101的端部抵接，另一端与凸轮轴113抵接。 
因此，摇臂111随着凸轮轴113的旋转而摆动，气门101对吸气口或排气口进行开闭动作。 
此时，气门弹簧109相对于安装座107对弹簧挡板105施加作用力，保持气门101端部对摇臂111的从动性。 
图14为气门弹簧的侧视图，图15为气门弹簧的俯视图，图16为表示线圈端部与第一圈的关系的剖视图。 
最近，对气门弹簧的高应力化及高耐久化的要求不断提高，为满足这种要求，上述气门弹簧109在线圈端部115及线材117的第一圈119之间设有0.5mm以上的间隙t。通过该间隙t也可以在线圈端部113及线材117的第一圈119之间实施喷丸硬化。从而，同样提高第一圈119中的残留应力而抑制第一圈119的所谓磨蚀折损，可得到高耐久性的气门弹簧109。 
但是，由于线圈端部115及第一圈119的接触如图16的双点划线那样进行，因此线圈端部115及第一圈119之间的螺旋轴方向的负荷照原样成为线圈端部115及第一圈119之间的表面压力，因而不能充分减少第一圈119的赫兹应力，提高耐久性具有一定的限制。 
另外，间隙t是将线圈端部115相对于第一圈119向螺旋轴方向变形而形 成的，所以在高速旋转时，线圈端部115及第一圈119在间隙t间反复接触分离，因此在线圈端部115上作用过大的弯曲应力，可能会导致线圈端部115的折损(所谓前端弹出)。 
 专利文件1：日本登陆实用新案第2545359号公报。 

本发明所要解决的问题在于：既无法充分减少第一圈的赫兹应力，提高耐久性又具有一定的限制，可能在线圈端部上作用过大的弯曲应力而发生折损。 
本发明最主要的特征在于：为了减少第一圈的赫兹应力及减少线圈端部的过大压力，通过将作为可动部侧的线圈端部相对于线材第一圈向螺旋状的扩径方向或缩径方向错开，在线圈端部及线材第一圈之间形成间隙。 
本发明具有以下效果。 
本发明的螺旋弹簧由于将作为可动部侧的线圈端部相对于线材第一圈向螺旋状的扩径方向或缩径方向错开，在没有施加负荷的自由状态下在线圈端部及线材第一圈之间形成间隙，因此，也可以在线圈端部及线材第一圈之间实施喷丸硬化。 
而且，虽然作用于上述第一圈的应力为扭曲应力和接触所产生的赫兹应力的合成应力，但在将接触压力大的线圈端部向螺旋状的扩径方向错开的情况下，可以使第一圈侧的接触点向螺旋状的外径方向移动，减少扭曲应力。 
另外，线圈端部及线材第一圈之间的螺旋状轴向的负荷被分散为线圈端部及线材的第一圈间的表面压力方向的力和滑动方向的力，可减少线圈端部及线材第一圈间的表面压力，可减少第一圈的赫兹应力。 
再有，由于将线圈端部相对于线材的第一圈向螺旋状的扩径方向或缩径方向错开而形成间隙，因此即使线圈端部及第一圈在间隙间反复接触分离，也可以抑制在线圈端部上作用过大的弯曲应力，抑制线圈端部的折损。 

通过将线圈端部相对于线材的第一圈向螺旋状的扩径方向或缩径方向错开，实现减少第一圈的赫兹应力及减少线圈端部的过大压力的目标。 
实施例1 
[螺旋弹簧] 
图1是关于本发明实施例1的作为螺旋弹簧的气门弹簧的侧视图，图2为其俯视图，图3为自由状态下的线圈端部及线材的第一圈的放大剖视图，图4为作用负荷时的线圈端部及线材的第一圈的放大剖视图。 
图1至图3所示的气门弹簧1例如与图14同样，设置在作为可动部的弹簧挡板和作为固定部的气缸盖的安装座之间。 
上述气门弹簧1由线材3以螺旋状卷绕而形成，并且从被安装座支撑的固定部侧5至被弹簧挡板支撑的可动部侧7以等间距、等直径形成。但是，气门弹簧1也可以形成为非等间距、非圆柱形，而且线材可以由椭圆等非圆形剖面形成。 
上述气门弹簧1以360°为一卷，从前端9开始为0.15卷左右的线圈端部11随着接近前端9厚度逐渐变薄。 
与上述线圈端部11连续而开始卷绕第一圈13。本实施例中，如图3所示线圈端部11相对于上述线材3的第一圈13向螺旋状的扩径方向错开尺寸s并形成在螺旋状轴向的间隙t。即，间隙t是在线圈端部11的中心及线材3第一圈13的中心的连接线上该线与线圈端部11及线材3的外周的接点之间的间隙。间隙t是在没有施加负荷的自由状态下的间隙。在吸气排气气门的至少最大升程时，即气门弹簧1被最大压缩时，线圈端部11和第一圈13如图4所示接触，间隙t成为零。 
上述错开的尺寸s(前端扩缩量)的允许范围为线材3的线径的1/2以下。本实施例中设定的理想范围为0.2mm～线材3的线径的1/3，例如当线径为4.1mm时，s0.2～1.35mm。 
上述间隙t(开口量)的允许范围在螺旋状的轴向之间为0.1mm以上。本实施例中设定的理想范围为0.2mm～2.0mm。 
上述线圈端部11的前端9的厚度尺寸(前端厚度)的允许范围为上述线材3线径的1/7～1/2。本实施例中设定的理想范围为线材3线径的1/5～2/5，例如当线径为4.1mm时，设定前端9的厚度尺寸为T＝0.82～1.64mm。 
如上所述，由于气门弹簧1在线圈端部11及第一圈13之间以自由状态将间隙(开口量)设定在t＝0.2～2.0mm的范围内，因此如同气门弹簧1的其它各部位，在线圈端部11及第一圈13之间也可以切实实施喷丸硬化。喷丸硬化 利用钢球进行，使用球径适合设定的间隙t＝0.2～2.0mm的范围的钢球。通过该喷丸硬化，线圈端部11及第一圈13的线材之间也可得到规定的残留应力，从而可以提高疲劳强度。 
另外，气门弹簧1被最大压缩时，如上述图4所示，线圈端部11和第一圈13在P点接触，间隙t为零。作用于第一圈13的应力为扭曲应力和接触产生的赫兹应力的合成应力。通过将接触压力大的线圈端部11向螺旋状的扩径方向错开尺寸s，使第一圈13侧的接触点P向螺旋状的外径方向移动，从而可减少扭曲应力。 
作用于接触点P的螺旋状轴向的负荷F被分散为线圈端部11及第一圈13之间的表面压力方向的力F1和滑动方向的力F2，从而可减少线圈端部11及第一圈13之间的表面压力，并可减少第一圈13的赫兹应力。 
因此，即使设定为在最大压缩时线圈端部11和第一圈13接触，也能可靠地抑制或防止线圈端部11的磨蚀折损，从而提高耐久性。 
由于将线圈端部11相对于线材3的第一圈13向螺旋状的扩径方向错开而形成间隙t，因此即使线圈端部11及第一圈13在间隙t之间反复进行接触分离，也可以防止在线圈端部11上作用过大的弯曲应力，可抑制线圈端部11的折损。并且，通过将线圈端部11的前端9的厚度尺寸设定为线材3线径的1/5～2/5的范围，对抗作用于线圈端部11的弯曲应力，从而能可靠地防止线圈端部11的折损及第一圈13的折损。 
[确认试验] 
(喷丸硬化性) 
图5为表示通过喷丸硬化产生的在第1.05圈的前端侧线材之间的残留应力的曲线图，横轴为开口量(间隙t)mm，纵轴为线圈端部11及第一圈13之间的线材之间部位的表面残留应力MPa。图5中，○为没有将线圈端部11相对于第一圈13向螺旋状的扩径、缩径方向的任何方向错开的情况的结果，■为将线圈端部11相对于第一圈13向扩径方向错开0.20mm时的结果，▲为将线圈端部11相对于第一圈13向缩径方向错开0.25mm时的结果。 
如图5所示，得到如下结果：如果改变间隙t，则没有将线圈端部11相对于第一圈13向螺旋状的扩径、缩径方向的任何方向错开的情况下，随间隙t 的增加线材之间部位的表面残留应力逐渐上升，与此相比，将线圈端部11相对于第一圈13向扩径方向错开0.20mm或向缩径方向错开0.25mm时，一直到间隙t＝0.1mm残留应力急剧增加，而0.1mm之后至少到2.0mm是稳定的。 
从而确认到，如本实施例所示，当在线圈端部11及第一圈13之间以自由状态将开口量设定在t＝0.1mm以上的范围，优选的是t＝0.2mm～2.0mm的范围时，如同气门弹簧1的其它各部位，在线圈端部11及第一圈13之间也可以切实实施喷丸硬化，在线圈端部11及第一圈13的线材之间可得到一定的残留应力，由此可提高疲劳强度。 
(抗扭曲应力性) 
图6为表示本实施例的剖面为圆形即所谓圆线弹簧的圆周应力分布曲线图，横轴表示相对于内径的角度deg，纵轴表示与内径端部的应力比。内径端部在图3中为A点，角度为0°，外径端部为B点，角度为180°。应力比为将内径端设为1进行比较的值。 
如图6所示，圆周应力分布为内径侧高，外径侧低。因此，如果考虑第一圈13的折损，则将线圈端部11相对于第一圈13向扩径方向错开比较有力。另一方面，将线圈端部11相对于第一圈13向缩径方向错开，比较有利于防止线圈端部11折损即前端弹出。这是因为，通过将线圈端部11向缩径方向错开，第一圈13限制线圈端部11向扩径方向的变位。由图6可以确认，在角度60°左右，即，即使从第一圈折损区间90°向内侧错开30°左右，其扭曲应力相对于90°也没有急剧增加，可抑制第一圈13的折损。 
(扩缩径) 
图7为表示在作为线圈端部的第0.15圈产生的弯曲应力的曲线图，横轴表示前端扩径量mm，纵轴表示发生应力MPa。在图7的横轴中3.0mm为扩径侧，-2.0mm为缩径侧。 
如图7所示，在气门弹簧的线径采用4.1mm的结果，确认到扩缩径量直到线径的约1/2＝2.0左右也没发现应力的急剧增加，可以防止所谓的前端弹出。理想范围为0.2mm～线径4.1mm的1/3。 
(前端厚度) 
图8是表示螺旋弹簧的前端厚度(线圈端部前端的厚度)与发生弯曲应力 的关系的曲线图，横轴表示前端厚度mm，纵轴表示弯曲应力MPa。图9是表示螺旋弹簧前端厚度与最大接触应力(赫兹应力)MPa的关系的曲线图，横轴表示前端厚度mm，纵轴表示赫兹应力MPa。作为对象的气门弹簧1的线径为4.1mm。 
如图8所示，增加前端厚度会降低扭曲应力，难以引起前端弹出而比较有利。相反，如图9所示，若前端厚度厚会加大赫兹应力而容易引起第一圈的折损。 
鉴于上述考虑，为了在未进行喷丸硬化的弯曲疲劳限度(图8线段15)以下不容易引起前端弹出，且抑制赫兹应力而不容易引起第一圈的折损，设定线圈端部11前端9的厚度尺寸为线材3线径的1/7～1/2的范围，理想范围为1/5～2/5。根据该结构，对抗作用于线圈端部11的弯曲应力，从而能可靠地防止线圈端部11的折损(前端弹出)及第一圈的折损。 
(动态耐久性) 
图10(a)、(b)为动态耐久性的试验结果，图10(a)为表示对于剪切应力的耐久试验结果的图表，图10(b)为表示引擎高速旋转耐久试验结果的图表。螺旋弹簧使用线径d＝4.1mm、线径d及线圈直径D的比值为D/d＝6.2，圈数为5.75圈的螺旋弹簧。 
图10(a)是在剪切应力为686±637MPa条件下进行了耐久试验的结果。图10(a)中，比较例1、2为以往线圈端部相对于第一圈向扩径方向及缩径方向的错位值(前端扩缩值)为0的情况，应用例1～25表示设定了前端扩缩量的例子。前端扩缩量的+表示扩径方向的前端扩缩量，-表示缩径方向的前端扩缩量。 
在图10(a)的对于剪切应力的耐久试验的结果中，比较例1、2的情况，最早折损分别在5.32×106次、7.25×106次出现于第1.0～1.1圈，在1×107次都不能满足未折损。 
应用例1～8中开口量(间隙t)范围设定为0.2～2.0mm，设定前端扩径量为0.2mm～线径的1/3的范围，设定前端厚度为线径的1/5～2/5的范围。因此，在应用例1～8中，直至5×107次的耐久次数也未折损，认为具有显著的效果。 
应用例9、10中前端扩径量为+1.55mm(线径比：38％)、+1.80mm(线 径比：40％)比较大。但是，前端扩径量处于线径的1/2以下的范围。虽然在应用例9的3.53×107次，在应用例10的4.03×107次出现第0.15～0.25圈的前端部折损，但相对于比较例，耐久次数在1×107次未发生折损而比之前提高到7倍以上，认为该情况也有很好的效果。 
应用例11、12中前端扩缩量为+2.35mm(线径比：57％)、-2.20mm(线径比：-54％)比较大，超过线径的±1/2。应用例11在9.32×106次时产生了第0.15～0.3圈的前端部折损，应用例12在4.32×106次时产生了第1.0～1.2圈的前端部折损，没得到良好的效果。 
应用例13中前端缩径量为-1.70mm(线径比：41％)比较大。但是，前端缩径量处于线径的1/2以下的范围。应用例13在1.83×107次出现了第1.0～1.1圈的折损。该1.83×107次的耐久次数相比比较例1、2提高到3倍以上，这种情况也认为有很好的效果。 
应用例14～16中前端厚度为2.15mm(线径比：52.4％)、2.25(线径比：54.9％)、2.10mm(线径比：51.2％)，比较厚超过线径的1/2。应用例14在5.85×106次时产生了第1.0～1.15圈的折损，应用例15在2.22×106次时产生了第1.0～1.2圈的折损，应用例16在7.82×107次时产生了第1.0～1.1圈的折损，没得到良好的效果。 
应用例17中开口量为0.1mm比较小，虽然在2.31×107次时出现了第1.0～1.1圈的折损，但相比比较例1、2耐久次数提高到4倍以上，这种情况也认为有很好的效果。 
应用例18中开口量为0.15mm比较小，虽然在3.61×107次时出现了第1.0～1.1圈的折损，但相比比较例1、2耐久次数提高到6倍以上，这种情况也认为有很好的效果。 
在图10(b)的引擎高速旋转耐久试验的结果中，在应用例19、20中前端厚度为0.55mm(线径比：13.4％)、0.50mm(线径比：12.2％)比较薄，小于线径的1/7，应用例19在引擎高耐久试验的11个小时后出现了第0.15圈的前端部破坏，应用例20在引擎高耐久试验的10个小时后出现了第0.15圈的前端部破坏，没得到良好的效果。 
在应用例21中前端厚度为0.65mm(线径比：15.9％)，超过线径的1/7， 虽然在引擎高耐久试验的21个小时后出现了第0.15圈的前端部破坏，但仍在允许范围内，效果被认可。 
应用例22～25中开口量(间隙t)设定为0.2～2.0mm的范围，前端扩缩量设定为线径的1/2以下，前端厚度设定为线径的1/7～1/2的范围。因此，在应用例21～24中，24小时的高耐久试验中没有出现破坏。 
在以上图10的动态试验中确认到，若开口量(间隙t)设定在0.1mm以上2.0mm以下的范围，前端扩缩量设定在线径的1/2以下的范围，前端厚度设定在线径的1/7～1/2的范围，则可有效防止第一圈的折损、前端弹出。 
实施例1的效果 
本实施例中的气门弹簧1，将作为可动部侧7的线圈端部11相对于线材3的第一圈13向螺旋状的扩径方向错开，并在没有施加负荷的自由状态下在上述线圈端部11及线材3的第一圈13之间形成间隙t，因此，在线圈端部11及线材3的第一圈13之间也可以实施喷丸硬化。 
而且，虽然作用于上述第一圈13的应力为扭曲应力和接触产生的赫兹应力的合成应力，但是可以通过将接触压力大的线圈端部11向螺旋状的扩径方向错开，使第一圈13侧的接触点P向螺旋状的外径方向移动，因此可以减少扭曲应力。 
另外，线圈端部11及线材3的第一圈13间的螺旋状的轴向的负荷F，可分散为线圈端部11及线材3的第一圈13间的表面压力方向的力和滑动方向的力，因此可以减少线圈端部11及线材3的第一圈13间的表面压力，也可以减少第一圈13的赫兹应力。 
再有，由于将线圈端部11相对于线材3的第一圈13向螺旋状的扩径方向错开而形成间隙t，因此即使线圈端部11及第一圈13在间隙t间反复进行接触分离，也可以防止线圈端部11上作用过大的弯曲应力，从而可抑制线圈端部11的折损。 
实施例2 
[螺旋弹簧] 
图12、图13为关于本发明的实施例2的图，图12为气门弹簧的侧视图，图13为其俯视图。另外，基本构成与实施例1中的图1、图2的构成相同， 相同或对应的结构部分以同样的符号或同样的符号上加A表示。 
本实施例中的气门弹簧1A，将上述线圈端部11A相对于上述线材3的第一圈13向螺旋状的缩径方向错开，在螺旋状的轴向形成间隙t。该间隙t是在没有施加负荷的自由状态下的间隙。在吸气排气气门的至少最大升程时，即气门弹簧1被最大压缩时，与图4同样线圈端部11A和第一圈13接触，间隙t为零。 
上述错开的尺寸(前端扩缩量)s，设定为线材3的线径的1/2以下。本实施例中设定为线材3的线径的1/3，例如当线径为4.1mm时，s1.35mm。 
[实施例2的效果] 
本实施例中的气门弹簧1A，将作为可动部侧7的线圈端部11相对于线材3的第一圈13向螺旋状的缩径方向错开，在没有施加负荷的自由状态下在上述线圈端部11A及下线材3的第一圈13之间形成间隙t(参照图3)，因此，在线圈端部11A及线材3的第一圈13之间也可进行喷丸硬化。 
而且，线圈端部11A及线材3的第一圈13间的螺旋状的轴向的负荷F，可分散为线圈端部11A及线材3的第一圈13间的表面压力方向的力和滑动方向的力，因此可以减少线圈端部11A及线材3的第一圈13间的表面压力，也可以减少第一圈13的赫兹应力。 
再有，由于将线圈端部11A相对于线材3的第一圈13向螺旋状的扩径方向错开而形成间隙t，因此即使线圈端部11A及第一圈13在间隙t间反复进行接触分离，也可以防止线圈端部11A上作用过大的弯曲应力，可抑制线圈端部11A的折损。 
[其它] 
本发明的气门弹簧可适用于施加离合器弹簧等其它受到动态负荷的结构。 
附图说明
图1为气门弹簧的侧视图(实施例1)。 
图2为气门弹簧的俯视图(实施例1)。 
图3为自由状态下的线圈端部及线材第一圈的放大剖视图(实施例1)。 
图4为作用负荷时的线圈端部及线材第一圈的放大剖视图(实施例1)。 
图5为表示通过喷丸硬化的第1.05圈的前端侧线材之间的残留应力的曲 线图(实施例1)。 
图6为表示剖面为圆形即所谓圆线弹簧的圆周应力分布的曲线图(实施例1)。 
图7为表示剖面为圆形即所谓圆线弹簧的圆周应力分布的曲线图(实施例1)。 
图8为表示螺旋弹簧的前端厚度(线圈端部前端的厚度)与发生弯曲应力的关系的曲线图(实施例1)。 
图9为表示螺旋弹簧前端厚度与最大接触应力(赫兹应力)MPa的关系的曲线图(实施例1)。 
图10(a)为表示对剪切应力的耐久试验结果的图表，(b)为表示引擎高速旋转耐久试验结果的图表(实施例1)。 
图11为气门弹簧的侧视图(实施例2) 
图12为气门弹簧的俯视图(实施例2) 
图13为气门传动装置的概略剖视图(现有例) 
图14为气门弹簧的侧视图(现有例) 
图15为气门弹簧的俯视图(现有例) 
图16为表示线圈端部及第一圈的接触的剖视图(现有例) 
图中： 
1、1A-气门弹簧，3-线材，7-可动部侧，9-前端，11、11A-线圈端部，13-第一圈。