JP2011085109A - ピストン及びエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】未燃排出の混合気量が少なく、ピストンリングが熱で膠着しないピストンを提供する。
【解決手段】ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストン２において、シリンダ１の内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝４ａの上面の距離Ｌとの関係をＬ／Ｂ≦０．１とし、最上部の周溝に近接して冷却室５ａを形成する。ピストンと、シリンダライナ１１と、最も上のピストンリング３ａで区画されるデッドボリウムＳが小さくなり、ここに閉じ込められて未燃で排出される混合気量が少なくなった。さらに、冷却室５ａにより最上部のピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着しにくくなった。エンジンとしての熱効率も従来より改善される。
【選択図】図２

Description

本発明は、シリンダ内の所謂デッドボリウムのために未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なく、かつピストンリングが熱負荷によって膠着するおそれが少なく、しかも熱効率に優れたピストンと、係るピストンを備えたエンジンに関するものである。

図２（ｂ）は、従来のエンジンにおいて一部の構造を省略して示したシリンダ１の断面図である。シリンダ１内にあるピストン２２の外周面には、シリンダ１内の気密保持及び潤滑油の逆流を防止する等の役割のために、複数本（図示の例では３本）のピストンリング２３が設けられている。すなわちピストン２２の外周面には、複数（図示の例では３本）の周溝２４が形成されており、それぞれピストンリング２３が移動可能かつシリンダライナー１１に摺動可能に接触するように装着されている。

これらのピストンリング２３のうち、最も上に配置されるトップリング２３ａのための周溝２４ａの位置Ｌ２は、従来はピストン２２の高さＬ５の略半分の位置（これはシリンダの直径に対して概略２０％に相当する位置である）に形成されており、その他の２本の周溝２４及びピストンリング２３はこれよりも下方に配置されていた。これは、ピストンリング２３の周辺には潤滑油があるため、シリンダ１内の燃焼による熱でこの潤滑油が炭化し、これがトップリング２３ａと周溝２４ａの間に堆積してトップリング２３ａが膠着して動けなくなってしまうことがあり、このような不都合が生じないようにするために、経験工学的な見地から、トップリング２３ａの周溝２４ａの位置Ｌ２を上述したようにピストン２２の高さＬ５の略半分の位置（前述したようにシリンダの直径に対して概略２０％に相当する位置）に定めたものである。
下記特許文献１には、上述したようなピストンの構造が開示されている。

特開２００５−１９４９７１号公報

上述したような従来のピストンの構造によれば、図２（ｂ）中にグレー領域として示すように、ピストン２２と、シリンダライナ１１と、ピストンリング２３の中で最も上に配置されるトップリング２３ａの間には、シリンダ１内の空間に連通するリング状の空間Ｓが形成される。シリンダ１内に導入された燃料と空気の混合気は、圧縮行程で圧縮された際に前記空間Ｓ中に入り込む。膨張行程では、同空間Ｓ内の混合気に火炎は伝播せず、空間Ｓ内の混合気は燃焼せずに未燃ガスとしてシリンダ１内に排出され、最終的には排気行程で排気ガス管内に放出されてしまう。この空間は、一般にデッドボリウム（以下、前記空間と同様Ｓで示す）と呼ばれる構造的に火炎が届かない領域であって、シリンダ１内の火炎の状態等に依存して燃焼が進行しない領域である所謂クエンチングゾーンの一部を構成するものである。

上述したデッドボリウムＳに起因して未燃ガスとして排出される混合ガスは、例えばガスエンジンにおいて都市ガスを燃料とした場合には、メタンを９０％程度含んでいる。このため、燃料経済性及びメタンが有する地球温暖化効果を考慮すると、未燃ガスの排出抑制は社会的要請であるといえる。

しかしながら、従来のピストン２２におけるピストンリング２３の位置は、前述した通り、燃焼による熱で潤滑油が炭化してトップリング２３ａが膠着するのを防止することを目的として経験工学的に設定されたものであり、ピストンリング２３の位置と未燃ガスの排出との関係については研究が進んでおらず、従来はデッドボリウムＳを改善して未燃ガスの排出を抑制しつつ、かつトップリング２３ａの膠着も防止できるような具体的な提案は皆無であった。

デッドボリウムＳを減少させるために、トップリング２３ａの位置をより高くして燃焼面に近づけるとの発想は机上では可能であるものの、高出力かつ高燃焼圧力（例えば１５ＭＰａ程度）の産業用エンジンにおいては、このようなピストンリング配置は直ちにピストンリング２３の熱負荷による膠着を発生させることが明らかであることから、実際には検証例がなく、結局、ピストンリング２３の位置と未燃ガスの排出の関係、そしてこれらがエンジン熱効率にどのような影響を与えるかについては何らの知見も知られていなかった。

本発明は、上述した従来の問題点を解決することを目的としており、所謂デッドボリウムに閉じ込められて未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なくて済み、かつピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着するおそれが少なく、さらに熱効率が従来よりも改善されるピストンと、係るピストンを備えたエンジンを提供することを目的としている。

請求項１に記載されたピストンは、
ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストンにおいて、
前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴としている。

請求項２に記載されたエンジンは、
外周面に形成された複数の周溝にそれぞれピストンリングが装着されたピストンがシリンダ１内に摺動可能に設けられているエンジンにおいて、
前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴としている。

請求項３に記載のエンジンは、
前記エンジンが、正味平均有効圧Ｐmeが１．８ＭＰａ以上のガスエンジンであることを特徴としている。

請求項１に記載されたピストン及び請求項２に記載されたエンジンによれば、ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝の上面の距離Ｌとの関係を、Ｌ／Ｂ≦０．１の条件が満たされるように設定したので、ピストンと、シリンダライナと、最も上に配置されるピストンリングによって区画されるデッドボリウムが可及的に小さくなり、ここに閉じ込められて未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なくなった。さらに、ピストンの内部に、最上部の周溝に近接して冷却室を形成したので、燃焼時の熱に直接晒される最上部のピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着するおそれが少なくなった。さらに、係る構成によれば、エンジンとしての熱効率が従来よりも改善されることが明らかとなった。特に、請求項３に記載されたエンジンによれば、Ｐme（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上の効率が高いガスエンジンにおいても、熱効率を０．７以上のポイントで改善することができる。

（ａ）は実施形態に係るピストンの断面図、（ｂ）は従来のピストンの断面図である。 （ａ）は実施形態に係るピストンを有するシリンダの断面図、（ｂ）は従来のピストンを有するシリンダの断面図である。 実施形態に係るピストンと従来のピストンについて、トップリングの溝位置Ｌと、燃焼室容積に対するデッドボリウムの割合（％）との関係を示すグラフである。 実用機レベルのエンジンのシリンダに組み込んで性能試験を行なった４種類のピストンの各クラウン部分を並べて示した図であって、（ａ）は実施形態に係るピストンの断面図、（ｂ）は従来例のピストンの断面図、（ｃ）は比較例１のピストンの断面図、（ｄ）は比較例１のピストンの断面図である。 図４に示した各ピストンを組み込んだ実用機レベルのエンジンの構成を示す模式図である。 図４に示したエンジンで行なった性能試験の結果を示す図であり、空気過剰率と熱効率の関係を示すグラフである。 図４に示したエンジンで行なった性能試験の結果を示す図であり、空気過剰率と排気中のＴＨＣ（総炭化水素）の濃度の関係を示すグラフである。

１．従来例と比較して示した実施形態の構成（図１〜図３）
図１（ａ）は、本発明の実施形態であって、正味平均有効圧Ｐmeが２ＭＰａである産業用エンジンのピストン２を示す断面図であり、同図（ｂ）は正味平均有効圧Ｐmeが同じく２ＭＰａである従来の産業用エンジンにおける従来のピストン２２を示す断面図である。

図２（ａ）は、実施形態のピストン２がシリンダ１内にある状態を示す断面図であり、同図（ｂ）は従来のピストン２２がシリンダ１内にある状態を示す断面図である。
なお、これらのピストンは、いずれもクラウンとスカートを組み合わせてなる組み合わせ型ピストンであり、そのクラウン部分を示しており、スカート部分やコンロッド等は省略している。

図１（ａ）及び図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、ピストン２の上面と最上部の周溝４ａの上面との距離をＬとし、シリンダ１の内径をＢとすると、ＬのＢに対する比率、すなわちＬ／Ｂは、０．０７と設計されている。すなわち、最上部の周溝４ａはピストン２の頂面に近接した位置に設けられ、その他の２本の周溝４及びこれら周溝４にそれぞれ装着される合計２本のピストンリング３は、ピストン２の下端に近接した位置に設けられる。

これに対し、図１（ｂ）及び図２（ｂ）に示す従来例のピストン２２では、３本の周溝２４と、各周溝２４に１本ずつ装着される合計３本のピストンリング２３の配置は次のように設定されている。すなわち、ピストン２２の直径をＢとし、ピストン２２の上面と最上部の周溝２４ａの上面との距離をＬ２とすると、Ｌ２／Ｂ＝０．１７となるように設計されている。このように、実施形態のピストン２では、Ｌ／Ｂの値が従来例に比べて小さく設定されている。

さらに、図１（ａ）及び図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、図１（ｂ）及び図２（ｂ）に示す従来例と同様に、ピストン２の内部には冷却室５となる空洞が形成されて下方に開放されており、エンジンの駆動時に潤滑油が付着して冷却効果を奏するようになっている。しかしながら、この実施形態の冷却室５は、従来例の冷却室２５とは異なり、最上部の周溝４ａに近接する位置にまで延設された上部冷却室５ａを有している。この上部冷却室５ａは、下方部で冷却室５に連通するとともに、上方部は最上部の周溝４ａの上面よりも上方にまで伸びており、これによって最上部の周溝４ａの側面部に対し、例えば同溝の深さ程度の肉厚の壁を挟んで周状の配置により全面で対面している。従って、最上部の周溝４ａ及びこれに装着されるトップリング３ａが、ピストン２の頂面に近い位置においてエンジンの燃焼時に燃焼ガスから大きな熱を受けても、その全周にわたって冷却室５及び上部冷却室５ａにより効果的に冷却されるので、この部分で潤滑油が炭化してピストンリング３が周溝４内に膠着するような不都合は確実に防止される。

図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、前述したようにＬ／Ｂ≒０．０７としており、最上部の周溝４ａをピストン２の頂面に近接した位置に設けているので、図２（ａ）中にグレー領域として示したデッドボリウムＳ、すなわちピストン２とシリンダライナ１１とトップリング３ａの間の空間は、従来例のピストン２２のＬ２／Ｂ＝０．１７よりも狭い。従って、圧縮行程で圧縮されてデッドボリウムＳ中に入り込む混合気の量は図２（ｂ）を参照して説明した従来例のピストン２２の場合に比べて少ない。

すなわち、図２（ｂ）に示す従来例のピストン２２では、前述したように、Ｌ２／Ｂの値が実施形態に比べて大きい。これは、同図中にグレー領域として示したデッドボリウムＳの高さ、すなわちトップリング２３ａの上面とピストン２の頂面との距離が大きいことを意味する。従って、従来例のエンジンにおいて圧縮行程で圧縮されてシリンダ１内のデッドボリウムＳ中に入り込む混合気の量は、図２（ａ）を参照して説明した実施形態のピストン２の場合に比べて大きい。

従って、膨張行程において火炎が伝播せず、未燃ガスとしてシリンダ１内に排出され、排気行程で排気ガス管内に放出されてしまうデッドボリウムＳ内の混合ガスの量は、従来例に比べて実施形態の方が少なくなっている。本例における比較では、両者はシリンダ径が同一であり、同一レベルの出力のエンジンであることを前提としているが、図３に示すように、トップリングの位置が異なるために、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合は、従来例のエンジン（点ｂ）では１．４％にもなるが、実施形態のエンジン（点ａ）では０．８％となっており、トップリングの位置Ｌが減少するにつれて、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合も減少している。詳細は具体的な実験データに基づいて次項にて後述するが、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合の減少に応じて、排出される未燃ガスの容積も減少する。

このように、実施形態のピストン２乃至これを有するエンジンによれば、トップリング３ａの位置をピストン２の頂面の近傍に配置したので、デッドボリウムＳが小さくなって排出される未燃ガスの容積を減少させることができた。また、トップリング３ａの周溝４ａに近接した位置までピストン２内の冷却室５を延設して上部冷却室５ａとし、トップリング３ａ及びその周溝４ａを十分に冷却できるようにしたので、トップリング３ａが周溝４ａ内に膠着することは確実に防止される。

２．エンジン性能の比較（図４〜図７）
次に、実施形態のピストン２と、従来例のピストン２２を、実際に実用機エンジンに設けて運転し、エンジン性能を比較した結果について説明する。

図４は、この比較実験に使用した４タイプのピストンの各クラウン部分を並べて示した図であって、（ａ）は前記実施形態のピストン２の断面図であり、（ｂ）は前記従来例のピストン２２の断面図である。（ｃ）は比較例１のピストン３２の断面図である。比較例１のピストン３２は、実施形態のピストン２と同一の高さＬ４であるが、周溝３４及びピストンリング（図示せず）は従来例のように下半部にあり、さらに頂面に従来例のような凸部３６を設けた構造となっている。（ｄ）は比較例２のピストン４２の断面図である。比較例２のピストン４２は、実施形態のピストン２と同一の高さＬ４であるが、周溝４４及びピストンリング（図示せず）は従来例のように下半部にあり、さらに頂面は実施形態と略同様の凹状の構造となっている。

図５に示す実用機であるエンジン１２は、シリンダ径が２２０ｍｍの６気筒であり、定格出力が１０７０ｋＷ／１０００ min^-1、正味平均有効圧Ｐmeが２ＭＰａのガスエンジンである。このエンジン１２には過給機１３が設けられており、エンジン１２からの排気が過給機１３のタービンを駆動し、これによってコンプレッサを駆動して空気を圧縮し、空気冷却器１４を経てエンジン１２の燃焼室１５に取り込むことができる。過給機１３の空気吸入側には、バイパスライン１６とバイパス量を調整する弁１７が設けられており、吸気量を制御できるようになっている。このエンジン１２は発電機１８を駆動するようになっている。

図６は、空気過剰率に対する熱効率のポイントを示しており、例えば基準の熱効率が５０％であるとした場合、計測した熱効率が５２％の場合には２ポイントと表示される。図６に示すように、実施形態のエンジン（黒丸で示す）によれば、従来例や比較例１、２に比べて、概ねすべての空気過剰率にわたって熱効率が高く、基準値に対して約１ポイント改善している。

図７は、排気中のＴＨＣ（Total Hidrocarbon ）の濃度を標準値との差異で示している。図７に示すように、実施形態のエンジン（黒丸で示す）によれば、従来例や比較例１、２に比べて、概ねすべての空気過剰率にわたって、排気中のＴＨＣ（Total Hidrocarbon ）の濃度が低く、標準よりも約５００ｐｐｍ低下している。

３．本発明のピストンの構造上の特徴
本発明者は、実施形態で具体的に例示した構造のピストン２の他、同一のＢ（本例では２２０ｍｍ）に対して異なる種々のＬを設定し、Ｌ／Ｂの値が異なるとともに、トップリングの周溝の近傍に冷却室が設けられた構造である複数種類のピストンを製作した。本発明者は、これら複数種類のピストンについて、「２．エンジン性能の比較」と同様の実験を行なった。その結果、以下に説明するように、従来例と比較し、デッドボリウムＳが小さくなって排出される未燃ガスの容積を減少させることができるとともに熱効率にも優れたエンジン性能を得るために必要なＬ／Ｂの条件を確定するに至った。

すなわち本発明者の実験によれば、Ｌ／Ｂの値が０．１を越えると、従来例等と比較して排出される未燃ガスの量に有意の改善が認められなくなった。これは、デッドボリウムＳが無用に大きくなっているためと考えられる。また、Ｌ／Ｂの値が０．１を越えると、熱効率についても従来例等と比較して満足な改善結果が得られなくなり、トップリングの膠着が生じるようになった。

このように、複数の周溝が外周面に形成され、各周溝にそれぞれピストンリングが装着されているピストンにおいて、最上部の周溝をピストンの頂面に近接して設け、かつ最上部の周溝に近接して上部冷却室を形成するという従来にない特殊な構造を採用したというだけでは、必ずしも従来の課題を解決することはできない。

上記実験の結果、熱効率や排気中のＴＨＣ濃度において従来例に比べて優れた効果が得られ、しかもトップリングの膠着が起きないための更なる構成上の特徴、すなわち発明としての更なる必須の条件を確定することができた。すなわち、上記特殊な構造において、ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１である場合には、排出される未燃ガスの量が従来に比べて減少し、熱効率も改善され、トップリングの膠着が起きないことが判明した。なお、前述した通り、「１．従来例と比較して示した実施形態の構成」の実施形態では、Ｌ／Ｂの値は上記条件を満たす約０．０７であり、上記条件を満たしている。

本発明者が行なった実験の結果によれば、Ｌ／Ｂの値に対する熱効率のポイント（図６で説明したような基準値からの改善度を％で表した値）は、次の対応表の通りである。
Ｌ／Ｂ 熱効率のポイント
０．１２ ０
０．１１ ０．６
０．１ ０．７
０．０９ ０．８
０．０７ １．０（実施形態の数値例）

このように、Ｌ／Ｂの値と熱効率のポイントは比例関係にあり、Ｌ／Ｂの値を小さくしていけば熱効率は徐々に改善されていくが、実用的な見地から見れば０．６ポイントの改善では不十分であり、０．７ポイント以上の改善が必要である。これは、熱効率の改善による燃費の向上及びこれによる運転コストの低減と、本発明を採用したことによるピストン乃至エンジンの製造コストの増大とを、長期的な運用を前提として比較考量した場合、前記熱効率のポイントが０．７以上でないと発明を実施する実益が得られないからである。Ｌ／Ｂの値が０．１以下であれば、前記熱効率のポイントが０．７以上となり、実効性のある熱効率の改善が達成でき、産業上実用的な効果を得ることができる。

また本発明者等の知見によれば、従来構造のピストンを備えたガスエンジンであって、Ｐme（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上の効率が高いガスエンジンにおいては、本発明以外の手段を用いて前記熱効率のポイントを０．７以上とすることは困難であり、現実にそのようなガスエンジンは存在しない。ところが、本発明の実施形態における実験の結果によれば、Ｐme（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上である高効率のガスエンジンであっても、そのピストンを実施形態のようなＬ／Ｂの値が０．１以下であるピストンに交換することにより、上述したように前記熱効率を０．７以上のポイントで改善することが可能であることが判明した。

４．実施形態の効果
1)本実施形態によれば、トップリングの冷却を強化することにより、トップリングの位置をＬ／Ｂ≦０．１としても、エンジンの定格運転が可能である。

2)上記効果1)により、トップリングの膠着を回避して、ＢＭＥＰ(Brake Mean Effective Pressure：正味平均有効圧力) が１．８ＭＰａ以上の高圧力、例えば２．０ＭＰａ（世界最高レベルの圧力）での運転が可能となる。

3)未燃排出物（都市ガスの場合、メタンが９０％程度）の抑制効果が得られ、燃料経済性及びメタンによる地球温暖化を抑制する効果が得られる。

１…シリンダ
２…ピストン
３…ピストンリング
３ａ…トップリング
４…周溝
４ａ…最上部の周溝
５…冷却室
５ａ…上部冷却室
１１…シリンダライナ
２２…従来例のピストン
３２…比較例１のピストン
４２…比較例２のピストン
Ｓ…デッドボリウム

Claims (3)

1. ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストンにおいて、
   前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、
   最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴とするピストン。
2. 外周面に形成された複数の周溝にそれぞれピストンリングが装着されたピストンがシリンダ内に摺動可能に設けられているエンジンにおいて、
   前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、
   最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴とするエンジン。
3. 前記エンジンが、正味平均有効圧Ｐmeが１．８ＭＰａ以上のガスエンジンである請求項２記載のエンジン。

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