JP2559971Y2 - 6-cylinder diesel engine - Google Patents
6-cylinder diesel engineInfo
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Description
【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本考案は、直列6気筒ディーゼルエンジンに関し、更
に詳細には運転中の燃焼室内の無駄容積を減少させた直
列6気筒ディーゼルエンジンに関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Application Field] The present invention relates to an in-line six-cylinder diesel engine, and more particularly to an in-line six-cylinder diesel engine having a reduced dead volume in a combustion chamber during operation. .
ディーゼルエンジンは、吸気した空気を圧縮しながら
ピストンが上昇して上死点に達する手前でインジェクシ
ョンノズルから噴霧された燃料が、圧縮熱によって着火
して生じる爆発エネルギーを出力として取り出すしくみ
の機関であり、供給する燃料を最大限に利用して出力と
して取り出すように各種の対策が施されていることは周
知である。Diesel engines are engines that extract explosive energy generated by the fuel sprayed from the injection nozzle ignited by the compression heat before the piston reaches the top dead center while compressing the intake air and reaching the top dead center. It is well known that various measures have been taken to maximize the use of supplied fuel and extract it as output.
その対策の一つとして、前記空気の圧縮率を可及的に
大きくすることが求められる。そのためには、圧縮時の
無駄容積を可及的に小さくすることが要求される。エン
ジンのシリンダにピストンを嵌入する構造は、実開昭61
-171858号公報などの記載により周知である。そこで前
記無駄容積について第3図により説明する。図におい
て、ディーゼルエンジン1は、シリンダブロック2に設
けたシリンダ4内を摺動可能にピストン6が嵌入されて
いる。ピストン6の頂部には、凹状の燃焼室8が設けら
れている。なお第3図はピストン6が上死点に達した状
態を示している。As one of the measures, it is required to increase the compression ratio of the air as much as possible. For that purpose, it is required to reduce the waste volume at the time of compression as much as possible. The structure for inserting the piston into the engine cylinder is shown in
It is well-known by the description of -171858 gazette etc. The dead volume will now be described with reference to FIG. In the figure, in a diesel engine 1, a piston 6 is slidably fitted in a cylinder 4 provided in a cylinder block 2. At the top of the piston 6, a concave combustion chamber 8 is provided. FIG. 3 shows a state where the piston 6 has reached the top dead center.
そしてピストン6にはトップリング100、及びオイル
リング10が嵌合されており、シリンダ4とピストン6と
の間の気密性は、主としてトップリング100によって保
つようにしている。なお図の12はシリンダヘッド、14は
インジェクションノズル、16はピストンピン、20は吸・
排気バルブである。And the piston 6 and is fitted the top ring 10 0, and the oil ring 10, airtightness between the cylinder 4 and the piston 6, so that mainly kept by the top ring 10 0. In the figure, 12 is the cylinder head, 14 is the injection nozzle, 16 is the piston pin, and 20 is the suction
It is an exhaust valve.
第3図に示すようにピストン6が上死点に達した際の
シリンダ4の内容積は、燃焼室8及びシリンダヘッド下
面21とピストン頂部22との間の空気A及びピストン6、
シリンダ4及びトップリング100との間にできるリング
状の空間Bの和で与えられる。ところで燃焼室8内の圧
縮空気は、ピストン6の圧縮行程によってスキッシュを
生じているので、インジェクションノズル14から噴射さ
れる燃料とよく混合することができる。これに対して、
前記空気A及びB内の空気は前記燃料と混合することが
できない。したがって、圧縮後の容積を大きくして圧縮
率を減少させて燃焼状態を悪化させる無駄容積として作
用する。As shown in FIG. 3, when the piston 6 reaches the top dead center, the internal volume of the cylinder 4 is determined by the air A between the combustion chamber 8 and the cylinder head lower surface 21 and the piston top 22 and the piston 6,
It is given by the sum of the ring-shaped space B defined between the cylinder 4 and the top ring 10 0. By the way, the compressed air in the combustion chamber 8 is squished by the compression stroke of the piston 6, so that it can be mixed well with the fuel injected from the injection nozzle 14. On the contrary,
The air in the air A and B cannot mix with the fuel. Therefore, it acts as a waste volume that increases the volume after compression and decreases the compression ratio to deteriorate the combustion state.
ところで、空間Bはピストン6がシリンダ4内を容易
に摺動できるために一定の距離を与える必要があるが、
空間Aにはこのような限界はない。したがって従来は、
各構成部品のバラツキ、運転中の各部品の熱膨張による
変形及び機械的変形などを考慮してシリンダヘッド12の
下面とピストン頂部22とのクリアランスaを減少させる
ように設計が行われている。By the way, the space B needs to be provided with a certain distance so that the piston 6 can slide easily in the cylinder 4.
There is no such limit in the space A. Therefore, conventionally,
The design is made so as to reduce the clearance a between the lower surface of the cylinder head 12 and the top 22 of the piston in consideration of variations in the components, deformation due to thermal expansion of the components during operation, and mechanical deformation.
ところで部品の寸法のバラツキや、熱膨張、運転中の
動的変形などにより前記クリアランスaをゼロにするこ
とはできない。しかも、直列6気筒ディーゼルエンジン
の場合に、前記クリアランスaは、エンジンが停止して
いるときの間隔より運転中の間隔が減少し、しかも気筒
の位置により前記減少量に一定の傾向があることを本考
案者は見出した。However, the clearance a cannot be reduced to zero due to variations in the dimensions of parts, thermal expansion, dynamic deformation during operation, and the like. In addition, in the case of an in-line six-cylinder diesel engine, the clearance a indicates that the interval during operation is smaller than the interval when the engine is stopped, and that the amount of decrease tends to be constant depending on the position of the cylinder. The inventor has found.
本考案は、前記問題及び知見に着目して成されたもの
であり、直列6気筒ディーゼルエンジンの運転中に、シ
リンダヘッド下面とピストン頂面との間隙が増加するこ
とを防止して、無駄容積を減少させることのできる直列
6気筒ディーゼルエンジンを提供することを目的として
いる。The present invention has been made in view of the above problems and findings, and prevents the gap between the lower surface of the cylinder head and the top surface of the piston from increasing during the operation of the in-line six-cylinder diesel engine, thereby reducing the waste volume. It is an object of the present invention to provide an in-line six-cylinder diesel engine capable of reducing the engine speed.
以上の目的を達成するための本考案の6気筒ディーゼ
ルエンジンの構成は、直列に配列した6個の気筒のう
ち、中央の2気筒のクランクピンのクランク角度を同位
相としたディーゼルエンジンにおいて、エンジン停止時
の状態で、前記中央のピストンピンの軸心からピストン
頂部までの高さ(以下コンプッレションハイトという)
より、他の4気筒のコンプッレションハイトを高く形成
したものである。In order to achieve the above object, the configuration of the six-cylinder diesel engine according to the present invention is a diesel engine in which, out of six cylinders arranged in series, the crank angle of the crank pin of the central two cylinders is in phase. When stopped, the height from the center of the center piston pin to the top of the piston (hereinafter referred to as compression height)
Thus, the compression height of the other four cylinders is made higher.
前記6気筒のうち、両側の各2気筒のコンプレッショ
ンハイトを、中央の2気筒のコンプレッションハイトよ
り高くする値は、エンジン規模などにより一定ではなく
対象とするエンジンごとに決定すればよい。但し、一般
的には30〜100μm(0.03〜0.1mm)の範囲を目安とする
ことができる。Of the six cylinders, the value that sets the compression height of each of the two cylinders on both sides higher than the compression height of the central two cylinders is not constant depending on the engine scale and the like, but may be determined for each target engine. However, in general, a range of 30 to 100 μm (0.03 to 0.1 mm) can be used as a standard.
以下添付の図面を対照して一実施例により本考案及び
その動作について具体的に説明する。Hereinafter, the present invention and its operation will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
第1図は、向かって左から#1、#2、#3、#4、
#5、6#の番号を付した6個の気筒を直列に配した本
実施例のディーゼルエンジン(以下単にエンジンとい
う)1の要部断面図である。図において、クランクシャ
フトは、クランクジャーナル23、クランクウエブ24及び
クランクピン26から成り、ピストンピン16とクランクピ
ン26との間にコンロッド28を取付けている。そして図か
ら理解されるように、それぞれ気筒1#と#6、#2と
#5、#3と#4がそれぞれ同じ位相のグループを成
し、各グループは、互いに120°ずつ位相がずれて配置
されている。FIG. 1 shows # 1, # 2, # 3, # 4,
FIG. 1 is a sectional view of a main part of a diesel engine (hereinafter simply referred to as an engine) 1 of the present embodiment in which six cylinders numbered # 5 and 6 # are arranged in series. In the figure, the crankshaft includes a crank journal 23, a crank web 24, and a crankpin 26, and a connecting rod 28 is mounted between the piston pin 16 and the crankpin 26. As can be understood from the figure, cylinders 1 # and # 6, # 2 and # 5, # 3 and # 4 respectively form groups having the same phase, and the groups are out of phase with each other by 120 °. Are located.
第2図は、コンプレッションハイトHとクリアランス
aとの関係を説明する図である。即ち第2図は本実施例
に使用してピストン6が上死点にある場合の概要図であ
り、コンプレッションハイトHは、ピストンピン16の軸
心とピストン頂部22との距離で表される。したがって、
2点鎖線で示したシリンダヘッド下面21と上死点に在る
ピストン頂部22との間の距離であるクリアランスaと、
コンプレッションハイトHとは、一方が大きくなると他
方が小さくなるという関係にある。FIG. 2 is a diagram for explaining the relationship between the compression height H and the clearance a. That is, FIG. 2 is a schematic diagram when the piston 6 is at the top dead center used in this embodiment, and the compression height H is represented by the distance between the axis of the piston pin 16 and the piston top 22. Therefore,
A clearance a which is a distance between the cylinder head lower surface 21 indicated by a two-dot chain line and the piston top 22 located at the top dead center;
The compression height H is such that one becomes larger and the other becomes smaller.
本実施例のエンジン1は、気筒ごとの排気量が1.2lク
ラスのエンジンであり、気筒#1、#2、#5、#6の
コンプレッションハイトHは、気筒#3、#4のコンプ
レッションハイトHより50μm長く製作し、その他のク
リアランスaに与える各部材の寸法は、いずれも同じ仕
様で製作した。The engine 1 of this embodiment is an engine having a 1.2-liter class displacement per cylinder, and the compression height H of the cylinders # 1, # 2, # 5, and # 6 is the compression height H of the cylinders # 3 and # 4. It was manufactured so as to be 50 μm longer, and the dimensions of the other members given to the clearance a were all manufactured to the same specifications.
次に、本実施例のエンジン1の動作について従来のエ
ンジンと対比しながら説明する。第1表によって、従来
のコンプレッションハイトHが総ての気筒について同じ
である外は、本実施例のエンジン1の仕様と全く同じ仕
様のエンジン(以下対照エンジンという)について、エ
ンジン停止時と運転中のクリアランスaの変化を実測し
た結果を示す。Next, the operation of the engine 1 of this embodiment will be described in comparison with a conventional engine. According to Table 1, except that the conventional compression height H is the same for all cylinders, an engine having exactly the same specifications as the engine 1 of the present embodiment (hereinafter referred to as a control engine) is shown with the engine stopped and during operation. 3 shows the result of actually measuring the change in the clearance a.
エンジン停止時のクリアランスaは、常温で安定して
いる対照エンジンを、クランキングして、各気筒ごとに
ピストンが上死点に達した際、即ちクリアランスが最も
小さく成った値を測定したものである。また、エンジン
運転中のクリアランスaは、前記測定点に最接近距離を
記録する測定手段を用い、運転終了後に結果を記録し
た。測定点は、各ピストンについて周方向に等間隔で6
測定点とした。また前記運転は、エンジン定格出力(最
大出力)により連続運転したものである。第1表に示す
結果は、測定点ごとに10回測定し、各気筒ごとに平均値
を求めたものである。The clearance a when the engine is stopped is obtained by cranking a control engine that is stable at room temperature and measuring the value when the piston reaches the top dead center for each cylinder, that is, the value at which the clearance becomes the smallest. is there. As for the clearance a during the operation of the engine, a result was recorded after the operation was completed using a measuring means for recording a closest approach distance to the measurement point. The measurement points are equally spaced in the circumferential direction for each piston.
Measurement points were used. In addition, the above-mentioned operation is a continuous operation at an engine rated output (maximum output). The results shown in Table 1 are obtained by measuring 10 times at each measurement point and calculating the average value for each cylinder.
第1表の測定結果を、気筒#3及び#4と、その他の
気筒との2グループに分けして各測定値を平均した結果
を第2表に示す。 The measurement results in Table 1 are divided into two groups, cylinders # 3 and # 4, and other cylinders, and the results of averaging the measured values are shown in Table 2.
第1表と第2表とを対比すると、各グループ内の測定
値のバラツキは、各部材及び組付けによるバラツキの範
囲内の相違であると理解できる。そして、停止時の気筒
#3,4のクリアランスaは、他の気筒#1,2,5,6とほぼ等
しい値(平均で14μmの相違)を有しているが、運転中
のクリアランスaは71μm短くなっている。即ち気筒#
3,4のクリアランス減少量は、他の気筒#1,2,5,6の減少
量より85μm大きい結果を得た。本測定の外に、他のデ
ィーゼルエンジンについても同様の測定を多数回行った
結果、前記結果と同様に気筒#3,4のクリアランス減少
量が、他の気筒#1,2,5,6の減少量より大きいという結
果を得た。 When Table 1 and Table 2 are compared, it can be understood that the dispersion of the measured values in each group is a difference within the range of the dispersion due to each member and assembly. The clearance a of the cylinders # 3 and 4 at the time of stoppage has substantially the same value as the other cylinders # 1, 2, 5, and 6 (difference of 14 μm on average), but the clearance a during operation is 71 μm shorter. That is, cylinder #
The result that the clearance reduction amount of 3,4 was larger than that of the other cylinders # 1,2,5,6 by 85 μm. In addition to this measurement, the same measurement was performed many times for other diesel engines. As a result, the clearance reduction amount of the cylinders # 3 and 4 was similar to that of the other diesel engines. The result was greater than the decrease.
以上のように運転中に気筒#3,4のクリアランスaの
変化が他より大きくなる理由は次のように考えられる。
即ち、気筒#3,4が同じ位相で、しかも隣合って配置さ
れているために、一方の燃料の爆発による慣性力が、も
う一方の気筒に相反する方向の慣性力として働くため
に、クリアランスaの減少量が大きくなるものと考えら
れる。The reason why the change in the clearance a of the cylinders # 3 and 4 becomes larger during operation as described above is considered as follows.
That is, since the cylinders # 3 and # 4 are arranged in the same phase and are adjacent to each other, the inertia force due to the explosion of one fuel acts as the inertia force in the opposite direction to the other cylinder, so that the clearance is increased. It is considered that the amount of decrease of “a” increases.
そこで本実施例では、気筒#1,2,5,6のコンプレッシ
ョンハイトHを、気筒#3,4のコンプレッションハイト
Hより50μm(0.05mm)長く製作したところ、ピストン
6とシリンダヘッド12との干渉もなく、しかも運転中の
各気筒のクリアランスaをより均一、且つ小さい値にす
ることができ、エンジン1の燃焼状態を従来のものより
改善することができた。Therefore, in this embodiment, when the compression height H of the cylinders # 1, 2, 5, and 6 is made 50 μm (0.05 mm) longer than the compression height H of the cylinders # 3 and 4, the interference between the piston 6 and the cylinder head 12 is reduced. Further, the clearance a of each cylinder during operation could be made more uniform and smaller, and the combustion state of the engine 1 could be improved as compared with the conventional one.
以上説明したように本考案の6気筒ディーゼルエンジ
ンを構成したので、運転中のシリンダヘッド下面とピス
トン頂面とのクリアランス(動的状態のクリアランス)
を可及的に小さくすることにより、燃焼室の無駄容積を
低減することができ、従前の如くエンジン停止時のクリ
アランス(静的状態のクリアランス)のみに基づいて調
整していた場合に比して、エンジン運転中の燃焼状態を
大幅に改善することができる効果が得られる。Since the six-cylinder diesel engine of the present invention is configured as described above, the clearance between the lower surface of the cylinder head and the top surface of the piston during operation (clearance in a dynamic state).
By reducing as much as possible, the dead volume of the combustion chamber can be reduced, and compared with the case where the adjustment is performed based only on the clearance when the engine is stopped (the clearance in the static state) as before. Thus, the effect of greatly improving the combustion state during the operation of the engine can be obtained.
しかも、前記改善は、エンジン停止時において、単に
直列に配置した6気筒のうちの中央の2気筒のコンプレ
ッションハイトより、その他の4気筒のコンプレッショ
ンハイトを高くするだけであり、設計及び製造上の変更
を最小限度に止めることができるので、コスト的に有利
に信頼性の高い6気筒ディーゼルエンジンを提供でき
る。In addition, the above-described improvement is only to make the compression height of the other four cylinders higher than the compression height of the central two cylinders of the six cylinders arranged in series when the engine is stopped. Can be minimized, so that a highly reliable 6-cylinder diesel engine can be provided at a cost advantage.
第1図は一実施例による本考案の6気筒ディーゼルエン
ジンの断面図、第2図は第1図に示す本実施例のピスト
ンと本考案に定義する限定との関係を説明する図、第3
図は従来のエンジンについて問題点を説明する図であ
る。 1……ディーゼルエンジン、2……シリンダブロック、
4……シリンダ、6……ピストン、12……シリンダヘッ
ド、16……ピストンピン、21……シリンダヘッド下面、
22……ピストン頂部、a……クリアランス、H……コン
プレッションハイト(ピストンピンの軸心からピストン
頂部までの高さ)。FIG. 1 is a cross-sectional view of a six-cylinder diesel engine of the present invention according to one embodiment, FIG. 2 is a diagram for explaining the relationship between the piston of the present embodiment shown in FIG. 1 and limitations defined in the present invention, FIG.
FIG. 1 is a diagram for explaining a problem with a conventional engine. 1 ... Diesel engine, 2 ... Cylinder block,
4 ... cylinder, 6 ... piston, 12 ... cylinder head, 16 ... piston pin, 21 ... cylinder head lower surface,
22 ... piston top, a ... clearance, H ... compression height (height from the axis of the piston pin to the piston top).
Claims (1)
2気筒のクランクピンのクランク角度を同位相としたデ
ィーゼルエンジンにおいて、前記6気筒の運転中のシリ
ンダヘッド下面とピストン頂面との上死点におけるクリ
アランスをより小さい値に揃えるために、前記中央の2
気筒のエンジン停止時のピストンピンの軸心からピスト
ン頂部までの高さより、他の4気筒のエンジン停止時の
ピストンピンの軸心からピストン頂部までの高さを高く
形成した6気筒ディーゼルエンジン。In a diesel engine in which the crank angle of a crank pin of two central cylinders is the same among six cylinders arranged in series, a lower surface of a cylinder head and a top surface of a piston during operation of the six cylinders are provided. In order to make the clearance at the top dead center smaller,
A six-cylinder diesel engine in which the height from the axis of the piston pin to the top of the piston when the engine of the other four cylinders is stopped is higher than the height from the axis of the piston pin to the top of the piston when the engine of the cylinder is stopped.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1989099064U JP2559971Y2 (en) | 1989-08-28 | 1989-08-28 | 6-cylinder diesel engine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1989099064U JP2559971Y2 (en) | 1989-08-28 | 1989-08-28 | 6-cylinder diesel engine |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0341152U JPH0341152U (en) | 1991-04-19 |
JP2559971Y2 true JP2559971Y2 (en) | 1998-01-19 |
Family
ID=31648127
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP1989099064U Expired - Lifetime JP2559971Y2 (en) | 1989-08-28 | 1989-08-28 | 6-cylinder diesel engine |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2559971Y2 (en) |
Family Cites Families (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS634353U (en) * | 1986-06-26 | 1988-01-12 |
-
1989
- 1989-08-28 JP JP1989099064U patent/JP2559971Y2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH0341152U (en) | 1991-04-19 |
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