JP6451761B2 - Reciprocating piston engine - Google Patents
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Description
本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンに関する。 The present invention relates to a reciprocating piston engine including a piston that reciprocates in a cylinder and a crank mechanism.
従来より、エンジンの燃費性能を高めるために機械損失を低減することが検討されている。 Conventionally, it has been studied to reduce the mechanical loss in order to improve the fuel efficiency of the engine.
例えば、特許文献1には、気筒内を往復動するピストンを備えた往復動ピストンエンジンにおいて、ピストンの外周壁と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくし、これにより機械損失の低減を図ったものが開示されている。
For example, in
具体的には、特許文献1のエンジンでは、前記摩擦抵抗を低減するためにピストンを気筒の内周壁から浮揚させるべく、微小な凹部が複数形成された被膜層をピストンの外周壁に設けてこれら凹部に動圧が生じるように構成されている。
Specifically, in the engine of
しかしながら、前記各凹部に生じる動圧だけでは、ピストンに係る負荷が高い場合においてピストンを気筒の内周壁から適切に浮揚させることが困難となる。このため、機械損失の低減には限界がある。 However, only the dynamic pressure generated in each of the recesses makes it difficult to properly lift the piston from the inner peripheral wall of the cylinder when the load on the piston is high. For this reason, there is a limit in reducing the mechanical loss.
本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、簡単な構成で機械損失を可及的に低減することのできる往復動ピストンエンジンを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide a reciprocating piston engine capable of reducing mechanical loss as much as possible with a simple configuration.
前記課題を解決するために、本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、第1摺動面を有する第1部材と、前記第1摺動面と隙間を置いて対峙する第2摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第1部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第2部材と、前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に空気よりも粘度の高い潤滑用の液体を供給する潤滑用液体供給装置とを備え、前記第2摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第1摺動面側に張り出す張出形状部を有し、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置されて前記第1摺動面に対して最も離間した位置となる裾部とを含み、前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間h1とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間h2とするとき、
h1=0.5μm〜40μm、
h2/h1=1.5〜5.0、
の範囲に設定されており、前記潤滑用液体供給装置は、エンジン回転数が予め設定された基準回転数以下のときには前記潤滑用の液体を前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に供給する一方、エンジン回転数が前記基準回転数よりも高いときには、前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に空気の層が形成されるように前記潤滑用の液体の供給を停止することを特徴とする往復動ピストンエンジンを提供する(請求項1)。
In order to solve the above-described problems, the present invention provides a reciprocating piston engine including a piston that reciprocates in a cylinder and a crank mechanism, a first member having a first sliding surface, the first sliding surface, A second sliding surface facing each other with a gap, and a second member that moves relative to the first member in a predetermined sliding direction when the piston reciprocates; the first sliding surface; A lubricating liquid supply device for supplying a lubricating liquid having a viscosity higher than that of air between the second sliding surface and the second sliding surface in the cross section along the sliding direction, An overhanging shape portion projecting toward the first sliding surface, the overhanging shape portion being disposed at least on the downstream side in the sliding direction of the apex that is the most projecting portion, and Including a skirt that is located farthest from one sliding surface, There are, the gap in the top and the minimum gap h1, when the maximum gap h2 of the gap in the skirt,
h1 = 0.5 μm to 40 μm,
h2 / h1 = 1.5-5.0,
The lubricating liquid supply device is configured to supply the lubricating liquid to the first sliding surface and the second sliding surface when the engine rotational speed is equal to or lower than a preset reference rotational speed. On the other hand, when the engine speed is higher than the reference speed, the lubricating layer is formed so that an air layer is formed between the first sliding surface and the second sliding surface. A reciprocating piston engine characterized by stopping the supply of liquid is provided.
このエンジンによれば、第2摺動面に前記張出形状部を設けるという簡単な構成で、第2摺動面と第1摺動面との間に介在する潤滑用の液体を裾部側から頂部側に移動させて、この潤滑用の液体によって両摺動面間に両者を離間させる方向の力を作用させることができる。しかも、前記最小隙間h1の寸法、および最小隙間h1と最大隙間h2との比が前記範囲に設定されていることで、両摺動面間の摩擦係数を小さくし、かつ、前記の両摺動面を離間させる方向の力を大きくすることができる。従って、第2摺動面を第1摺動面からより確実に浮揚させることができ、第2部材の摺動時に生じる摩擦抵抗ひいては機械損失を格段に低減することができる。 According to this engine, the liquid for lubrication interposed between the second sliding surface and the first sliding surface is transferred to the skirt portion by a simple configuration in which the protruding shape portion is provided on the second sliding surface. It is possible to apply a force in the direction of separating both the sliding surfaces by the lubricating liquid. In addition, since the size of the minimum gap h1 and the ratio between the minimum gap h1 and the maximum gap h2 are set within the above range, the coefficient of friction between both sliding surfaces can be reduced, and the above-mentioned both sliding areas can be reduced. The force in the direction of separating the surfaces can be increased. Therefore, the second sliding surface can be lifted more reliably from the first sliding surface, and the frictional resistance and the mechanical loss generated when the second member slides can be significantly reduced.
さらに、このエンジンによれば、エンジン回転数が基準回転数以下の低回転数領域であって粘度の低い空気では得られる摺動浮揚力が小さくなりやすい領域では、空気よりも粘度が高い潤滑用の液体を両摺動面間に供給することで摺動面どうしの接触を抑制してこれにより摩擦抵抗を小さく抑えることができるとともに、その他の高回転数領域では、粘度の低い両摺動面間に介在させる流体を粘度の低い空気とすることで摩擦抵抗を小さく抑えることができる。従って、エンジンの全運転領域において第2部材の摺動に伴う摩擦抵抗および機械損失を確実に小さくすることができる。 Further, according to this engine, in a low rotational speed region where the engine rotational speed is equal to or lower than the reference rotational speed and in a region where the sliding levitation force obtained with air having a low viscosity is likely to be small, for lubrication having a higher viscosity than air. By supplying the liquid between both sliding surfaces, it is possible to suppress the contact between the sliding surfaces, thereby reducing the frictional resistance, and in other high rotational speed regions, both sliding surfaces having low viscosity Friction resistance can be kept small by using low-viscosity air as the intervening fluid. Therefore, it is possible to reliably reduce the frictional resistance and the mechanical loss accompanying the sliding of the second member in the entire operation region of the engine.
前記構成において、前記潤滑用の液体は、水と低粘度オイルとの少なくとも一方であるのが好ましい(請求項2)。 In the above configuration, it is preferable that the lubricating liquid is at least one of water and low-viscosity oil.
この構成によれば、潤滑用の液体として、粘度が比較的低い水または粘度の低いオイルが用いられるため、摺動面間に生じる摩擦抵抗をより確実に小さくすることができる。なお、ここでは、0W−20程度のオイル、すなわち、粘度が、6.8×10−3[Pa・s]程度以下のオイルを低粘度オイルという。 According to this configuration, water having a relatively low viscosity or oil having a low viscosity is used as the lubricating liquid, so that the frictional resistance generated between the sliding surfaces can be more reliably reduced. Here, oil of about 0 W-20, that is, oil having a viscosity of about 6.8 × 10 −3 [Pa · s] or less is referred to as low viscosity oil.
前記構成において、前記第1部材の材質と前記第2部材の材質とは、互いに同一であるのが好ましい(請求項3)。 In the above configuration, it is preferable that the material of the first member and the material of the second member are the same.
このようにすれば、熱膨張差に起因する最小隙間h1および最大隙間h2の変動を抑制することができ、これらの隙間をより確実に前記の適切な範囲に収めることができる。 In this way, fluctuations in the minimum gap h1 and the maximum gap h2 due to the difference in thermal expansion can be suppressed, and these gaps can be more reliably contained in the appropriate range.
前記構成において、前記第1部材が、前記気筒であり、前記第2部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい(請求項4)。 In the above configuration, the first member is the cylinder, and the second member is a skirt portion of a piston that reciprocates in the cylinder, and the outer periphery of the skirt portion that faces the inner peripheral wall of the cylinder It is preferable that the protruding shape portion is provided on the wall.
このようにすれば、ピストンの往復動時にピストンのスカート部と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくして、エンジン全体で生じる機械損失を効果的に低減することができる。 In this way, it is possible to reduce the frictional resistance generated between the piston skirt and the inner peripheral wall of the cylinder during the reciprocating motion of the piston, thereby effectively reducing the mechanical loss generated in the entire engine.
また、前記構成において、前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、前記第1部材が、前記クランクシャフトであり、前記第2部材が、前記クランク軸受であって、前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい(請求項5)。 Further, in the above configuration, the crankshaft is coupled to the piston and rotates in accordance with the reciprocating movement of the piston, and a crank bearing that rotatably supports the crankshaft, wherein the first member is the crank It is a shaft, and the second member is the crank bearing, and it is preferable that the projecting shape portion is provided on an inner peripheral wall of the crank bearing facing the outer peripheral wall of the crank shaft. 5).
このようにすれば、クランクシャフトの回転時にこれとクランク軸受との間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。 By doing so, it is possible to reduce the frictional resistance generated between the crankshaft and the crankshaft when the crankshaft rotates.
また、前記構成において、前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通された状態で当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、前記第1部材が、前記クランクピンであって、前記第2部材が、前記クランクピン軸受であって、前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい(請求項6)。 Further, in the above configuration, a connecting rod that connects the piston and the crankshaft is provided, and the connecting rod includes a crankpin bearing that rotates relative to the crankpin in a state in which a crankpin constituting a part of the crankshaft is inserted. The first member is the crank pin, and the second member is the crank pin bearing, and the overhang is formed on an inner peripheral wall of the crank pin bearing facing the outer peripheral wall of the crank pin. A shape portion is preferably provided (claim 6).
このようにすれば、コンロッドの回転時にこれとクランクピン軸受との間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。 In this way, the frictional resistance generated between the connecting rod and the crankpin bearing when the connecting rod rotates can be reduced.
以上のように、本発明によれば、簡単な構成で、エンジンの機械損失を可及的に低減することができる。 As described above, according to the present invention, the mechanical loss of the engine can be reduced as much as possible with a simple configuration.
(1)全体構造
以下、図面に基づいて本発明の実施形態に係る往復動ピストンエンジンについて説明する。往復動ピストンエンジン100(以下では、単にエンジンという場合がある)は、気筒2内を往復動するピストン5及びクランク機構を備えたエンジンである。この往復動ピストンエンジン100は、例えば、自動車等の車両の走行駆動用の動力源として、また、車両の駆動源として利用されるモータ等をアシストする装置として車両に搭載される。
(1) Overall Structure Hereinafter, a reciprocating piston engine according to an embodiment of the present invention will be described based on the drawings. A reciprocating piston engine 100 (hereinafter sometimes simply referred to as an engine) is an engine including a
図1は、往復動ピストンエンジン100の概略断面図である。図2は、図1のII−II線に沿う断面の概略図である。エンジン本体1は、気筒2が形成されたシリンダブロック3およびシリンダブロック3に取付けられるシリンダヘッド4を備える。以下では、図1の上下方向であって気筒2の中心軸方向を上下方向といい、シリンダヘッド4側を上、シリンダブロック3側を下として説明する。
FIG. 1 is a schematic sectional view of a
図2に示すように、本実施形態では、エンジン本体1は直列4気筒エンジンであって、シリンダブロック3には、4つの気筒2が一列に並んだ状態で形成されている。気筒2内には、例えば、ガソリンを主成分とする燃料が供給され、この燃料と空気との混合気が気筒2内で燃焼する。
As shown in FIG. 2, in the present embodiment, the
各気筒2内には、それぞれ、ピストン5が上下方向に往復動可能に収納されている。気筒2内には、ピストン5の冠面5Aと気筒2の内周壁2Aと、シリンダヘッド4の下面とによって、前記混合気が内側で燃焼する燃焼室6が区画されている。
In each
シリンダヘッド4には、燃焼室6と連通する吸気ポート9及び排気ポート10が形成されている。シリンダヘッド4の底面には、吸気ポート9の下流端である吸気側開口部4Aと、排気ポート10の上流端である排気側開口部4Bとが形成されている。シリンダヘッド4には、吸気側開口部4Aを開閉する吸気バルブ11と、排気側開口部4Bを開閉する排気バルブ12とが組み付けられている。本実施形態のエンジン100は、ダブルオーバーヘッドカムシャフト式(DOHC)エンジンである。吸気側開口部4Aと排気側開口部4Bとは、各気筒2につき2つずつ設けられるとともに、吸気バルブ11および排気バルブ12も2つずつ設けられている。
An
シリンダヘッド4には、燃焼室6内の混合気に点火エネルギーを供給する点火プラグ18が各気筒2につき1つずつ取り付けられている。また、シリンダヘッド4には、燃焼室6内に燃料を噴射するインジェクタ17が、各気筒2につき1つずつ取り付けられている。
A
各ピストン5には、コンロッド8の上端部82がそれぞれ連結されている。各コンロッド8の下端部81には、気筒2の配列方向に延びるクランクシャフト7が連結されている。燃焼室6内で燃料と空気との混合気が燃焼すると、ピストン5とコンロッド8とが上下方向に往復動し、これに伴ってクランクシャフト7がその中心軸回りに回転する。クランクシャフト7とコンロッド8とは、それぞれ、エンジンのクランク機構を構成する部材である。
Each
(2)クランク機構の構造
図3は、図2のIII−III線に沿う断面の概略図である。図4および図5は、コンロッド8とクランクシャフト7との関係を説明するために、コンロッド8の下端部付近を拡大して示した概略図である。
(2) Structure of Crank Mechanism FIG. 3 is a schematic view of a cross section taken along line III-III in FIG. 4 and 5 are enlarged schematic views showing the vicinity of the lower end of the connecting
図2に示すように、クランクシャフト7は、その回転軸を中心とする略円柱状の複数のクランクジャーナル部71と、これらクランクジャーナル部71間に設けられて、コンロッド8の下端部81に挿通されるクランクピン72とを有している。以下では、適宜、コンロッド8の下端部81をコンロッド大端部81という。
As shown in FIG. 2, the
シリンダブロック3には、ピストン5の下方となる位置に、気筒2の配列方向に並ぶ複数の貫通孔3a(図例では、5つの貫通孔3a)が形成されている。これらの貫通孔3aには、それぞれ略円環状のクランク軸受(第2部材)40が嵌装されている。図3等に示すように、クランクジャーナル部(第1部材)71は、このクランク軸受40内に挿通されてこれに回転可能に支持されており、クランクジャーナル部71の外周壁(第1摺動面)71Aは、クランク軸受40の内周壁(第2摺動面)40Aに沿って摺動する。図4の例では、クランクジャーナル部71は矢印Y31の方向に回転する。
In the
コンロッド大端部81には、略円形の貫通孔81aが形成されている。この貫通孔81aには、コンロッド大端部81と一体に回転する略円環状のクランクピン軸受83が嵌装されている。クランクシャフト7のクランクピン72は、クランクピン軸受83内に挿通されてこれに回転可能に支持されている。
The connecting rod
クランクピン軸受83を含むコンロッド8とクランクピン72を含むクランクシャフト7とは、図4および図5に示すように、相対的に回転する。具体的には、図4に示す状態からピストン5が下降すると、図5に示すように、コンロッド8は矢印Y21の方向(図5では反時計回り)に回転しつつ下降する。一方、クランクピン72はクランクジャーナル部71の中心軸に対して矢印Y22の方向(図5では時計回り)に公転する。そして、クランクピン軸受83は、クランクピン72に対して矢印Y21に示す方向(図5では反時計回り)に相対的に回転する。このように、ピストン5の往復動に伴って、クランクピン72(第1部材)の外周壁72A(第1摺動面)は、クランクピン軸受(第2部材)83の内周壁83A(第2摺動面)に対して矢印Y21の方向に摺動する。
As shown in FIGS. 4 and 5, the connecting
(3)潤滑用液体供給システム
図2に示すように、エンジン100には、エンジン本体1の摺動部分に潤滑用の液体(以下、適宜、潤滑用液体という)を供給するための潤滑用液体供給システム200が設けられている。本実施形態では、後述するように、低回転数領域A1において、気筒2の内周壁2Aとピストン5の外周壁との間、クランクジャーナル部71とクランク軸受40との間、および、クランクピン72とクランクピン軸受83との間に、それぞれ潤滑用液体が供給される。以下、適宜、これら気筒2の内周壁2Aとピストン5の外周壁との間の部分、クランクジャーナル部71とクランク軸受40との間の部分、および、クランクピン72とクランクピン軸受83との間の部分を、まとめて、エンジン本体1の摺動部分という。
(3) Lubricating liquid supply system As shown in FIG. 2, a lubricating liquid for supplying a lubricating liquid (hereinafter referred to as “lubricating liquid” as appropriate) to the sliding portion of the
本実施形態では、潤滑用液体として、水(以下、潤滑用水という)が用いられる。特に、潤滑用水として、防錆剤が添加された水が用いられる。例えば、メチルモルホリン、エチルモルホリン等のアルキルモルホリン類の防錆剤や、トリエタノールアミン、N−メチルジエタノールアミン等の有機アミン類の防錆剤や、カルボン酸アルカリ金属塩等の防錆剤の1つまたは2つ以上の防錆剤が添加されている。また、本実施形態では、潤滑用水に、凝固点を低下させるエチレングリコール等の物質も添加されており、潤滑用水が0度で凍らないように調整されている。 In the present embodiment, water (hereinafter referred to as lubricating water) is used as the lubricating liquid. In particular, water to which a rust inhibitor is added is used as the lubricating water. For example, one of rust preventives for alkyl morpholines such as methylmorpholine and ethylmorpholine, rust preventives for organic amines such as triethanolamine and N-methyldiethanolamine, and rust preventives such as alkali metal carboxylates Or two or more rust inhibitors are added. In the present embodiment, a substance such as ethylene glycol that lowers the freezing point is also added to the lubricating water, and the lubricating water is adjusted so as not to freeze at 0 degrees.
潤滑用水供給システム200は、エンジン本体1の下方に配置されて潤滑用液体(潤滑用水)を貯留するパン209に設けられたストレーナ201と、潤滑用液体潤滑用液体ポンプ202と、圧力調整部203と、フィルター204と、潤滑用液体経路210と、複数の潤滑用液体噴射装置210とを有する。潤滑用液体噴射装置210は、潤滑用液体(潤滑用水)をピストン5の下面に向かって噴射する装置であり、各ピストン5の下方にそれぞれ1つずつピストン5の下面を向く姿勢で配置されている。潤滑用液体ポンプ202は、ストレーナ201を介してパン209から潤滑用液体(潤滑用水)をくみ上げる。くみ上げられた潤滑用液体(潤滑用水)は圧力調整部203で適切な圧力に調整され、かつ、フィルター204で濾過された後、潤滑用液体経路210を通って各部に供給される。
The lubrication water supply system 200 includes a
潤滑用液体経路210は、フィルター204に接続されるメイン通路211と、メイン通路211からそれぞれ分岐して各潤滑用液体噴射装置210に接続される複数のピストン側通路212とを含む。潤滑用液体噴射装置210には、これらメイン通路211とピストン側通路212を介して潤滑用液体(潤滑用水)が供給される。潤滑用液体噴射装置210は、供給された潤滑用液体(潤滑用水)をピストン5の下面に向かって噴射し、これにより、ピストン5の外周壁と気筒2の内周壁2Aとの間に潤滑用液体(潤滑用水)が供給される。
The lubricating
潤滑用液体経路210は、メイン通路211からそれぞれ分岐して各クランクジャーナル部71に向かう複数のクランク側通路213を含む。図2の例では、5つのクランクジャーナル部71に対応して5つのクランク側通路213が形成されている。これらクランク側通路213は、シリンダヘッド3に形成されており、クランクジャーナル部71がそれぞれ挿通される前記貫通孔3Aの内周壁にそれぞれ開口している。クランク側通路213内の潤滑用液体(潤滑用水)は、これらの開口部分から貫通孔3A内に導入される。貫通孔3A内に導入された潤滑用液体(潤滑用水)は、クランクジャーナル部71とクランク軸受40との間に広がる。
The lubricating
また、潤滑用液体経路210は、クランクシャフト7に形成されたシャフト内通路214を含む。具体的には、クランクジャーナル部71にそれぞれ形成されてその外周壁71Aに開口する複数のクランクジャーナル内通路214aと、クランクピン72にそれぞれ形成されてその外周壁72Aに開口する複数のクランクピン内通路214cと、これらを連通する連通通路214bとが、クランクシャフト7に形成されている。
The lubricating
なお、クランクジャーナル部71の数はクランクピン72の数よりも多く、一部のクランクジャーナル内通路214aはクランクピン内通路214cと連通せずに独立して形成されている。図2の例では、右側の2つのクランクピン内通路214cはそれぞれその右側に隣接するクランクジャーナル内通路214aと連通し、左側の2つのクランクピン内通路214cはそれぞれその左側に隣接するクランクジャーナル内通路214aと連通しており、左右中央のクランクジャーナル内214aは独立している。
The number of
前記のようにして貫通孔3Aに導出された潤滑用液体(潤滑用水)は、クランクジャーナル内通路214aに流入し、連通通路214bおよびクランクピン内通路214cを介して、クランクピン72の外周壁72Aの外側に導出される。そして、この導出された潤滑用液体(潤滑用水)は、クランクピン72の外周壁72Aとクランクピン軸受83との間に広がる。
The lubricating liquid (lubricating water) led out to the through hole 3A as described above flows into the crank journal
(4)ピストンの構造
図6は、ピストン5周辺を拡大して示した概略断面図である。図7は、図6のVII−VII線に沿う断面の概略図である。ピストン5は、その上部を構成して冠面5Aを有するピストンヘッド部20と、ピストンヘッド部20の下方に配置されるスカート部30とを含む。本実施形態では、ピストンヘッド部20とスカート部30とは一体物として成形されている。
(4) Piston Structure FIG. 6 is an enlarged schematic cross-sectional view showing the periphery of the
スカート部30は、上下方向と直交する断面において、気筒2の内周壁2Aに沿うように円弧上に延びる一対のスカート本体部31と、これらスカート本体部31間に位置して略平板状の外周面を有する一対の平板部32とを含む。スカート本体部31は、ピストン5の中心軸X1に沿う面について互いに対称な形状を有しており、以下では、一方のスカート本体部31について説明する。
The
スカート本体部(第2部材)31は、気筒2(第1部材)の内周壁(第1摺動面)2Aと対峙する面に、ピストン5の往復動に伴って、この内周壁2Aに沿って上方および下方に摺動する外周壁31S(第2摺動面)を有している。以下では、このスカート本体部31の外周壁31Sをスカート摺動面31Sという。
The skirt body (second member) 31 is formed along the inner
図8は、図6の一部を拡大してスカート摺動面31Sを模式的に示した図である。
FIG. 8 is a diagram schematically showing the
スカート本体部31は、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間に隙間Gが形成されるように構成されている。つまり、スカート摺動面31Sは、気筒2の内周壁2Aから浮揚するようになっている。
The
スカート摺動面31Sは、気筒2の中心軸X1に沿う断面において、気筒2の内周壁2Aに向けて張り出す弓形形状を有しており、上下方向の中央部に位置して気筒2の内周壁2A側に最も張り出した頂部Psと、上下方向の両端部に位置して気筒2の内周壁2A側への張り出し量が最も小さい、つまり、気筒2の内周壁2Aに対して最も離間する裾部Qs(Qs1、Qs2)とを有する。
The
上側の裾部Qs1は、ピストン5が上方に移動してスカート摺動面31Sが上方に摺動する場合にこの摺動方向の下流端となる部分であり、この場合において頂部Psよりもスカート摺動面31Sの摺動方向の下流側に配置されている。また、下側の裾部Qs2はピストン5が下方に移動してスカート摺動面31Sが下方に摺動する場合にこの摺動方向の下流端となる部分であり、この場合において頂部Psよりもスカート摺動面31Sの摺動方向の下流側に配置されている。
The upper skirt portion Qs1 is a portion that becomes the downstream end in the sliding direction when the
本実施形態では、スカート摺動面31Sの張出量は、裾部Qs(Qs1、Qs2)から頂部Psに向かって徐々に小さくなっている。
In the present embodiment, the protruding amount of the
本実施形態では、スカート摺動面31Sは、全体がその摺動方向に沿った断面において気筒2の内周壁2A側に張り出しており、スカート摺動面31Sの全体が張出形状部を構成している。また、本実施形態では、スカート摺動面31Sは、頂部Psに対して上下方向にほぼ対称な形状を有している。
In the present embodiment, the entire
なお、図6および図8では理解を容易にするために、スカート摺動面31Sの弓形形状を大きく誇張して描いており、実際には、後述するように、スカート摺動面31Sは、目視では判別困難なミクロンオーダーの張り出しを有する弓形形状である。
6 and 8, the
このようにスカート摺動面31Sを弓形形状としているのは、スカート摺動面31Sの上方および下方への摺動時において、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の摺動抵抗を小さく抑えるためである。
The
具体的には、隙間Gが存在していることで、ピストン5の往復動に伴いスカート部30に速度uが与えられると、図9の矢印Y1、Y2で示すように、周辺に存在する流体Fが摺動方向の下流側から摺動面間(スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間)に引き込まれる。このとき、前記のように裾部Qsから頂部Psに向かってスカート摺動面31Sの張出量が小さくなっていると、摺動面間に入り込んだ流体Fは堰き止められて行き場を失う。その結果、流体Fは、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとに、これらの間の隙間を拡大させる方向の力を付与し、この力がスカート摺動面31Sを内周壁2Aから浮揚させるように作用する。以下、適宜、この流体Fによって前記隙間を拡大させる力を摺動浮揚力といい、この摺動浮揚力による前記作用を摺動浮揚作用という。
More specifically, when the speed u is given to the
具体的には、ピストン5の上昇であって、スカート部30に上向きに速度u1が与えられたときには、矢印Y1に示すように、上側の裾部Qs1から頂部Psに向かって流体Fが隙間Gに入り込み、これにより、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとに摺動浮揚力が付与される。一方、ピストン5の下降中には、矢印Y2に示すように、下側の裾部Qs2から頂部Psに向かって流体Fが隙間Gに入り込み、これにより、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとに摺動浮揚力が付与される。
Specifically, when the
従って、スカート摺動面31Sを前記のように弓形形状とすれば、ピストン5の往復動時にスカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとが接触するのを抑制して、これらの摺動抵抗を小さくし機械損失を低減することができる。つまり、ピストン5が、その往復動時にいわゆる首振り運動を行って気筒2の中心軸X1に対して傾いた場合でも、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとが接触するのを抑制することができる。
Therefore, if the
ただし、本願発明者らは、スカート摺動面31Sを単純に弓形形状にしただけでは十分な摺動浮揚作用を得ることができないこと、そして、摺動浮揚作用を効果的に得ることのできる最適なスカート摺動面31Sのプロファイルが存在することを突き止めた。
However, the inventors of the present application cannot obtain sufficient sliding levitation by simply making the
(5)摺動面のプロファイル
図9は、摺動面Saを有する摺動部材C1が、被摺動面Sbに沿って矢印Y10で示す方向に摺動することを示した模式図である。ここでは、まず、この図9を用いて、スカート摺動面31Sに限らずエンジン本体1に設けられてピストン5の往復動に伴って摺動する摺動部材C1の摺動面Sa全般に適用できるプロファイルについて説明する。
(5) Sliding Surface Profile FIG. 9 is a schematic diagram showing that the sliding member C1 having the sliding surface Sa slides in the direction indicated by the arrow Y10 along the sliding surface Sb. Here, first, this FIG. 9 is used, not only for the
図9に示すように、摺動面Saは、被摺動面Sb側に張り出す張出形状を有しており、最も張り出した部分となる頂部Paと、頂部Paの摺動方向(矢印Y10で示す方向)の下流側に配置されて被摺動面Sbに対して最も離間する裾部Qaとを有し、摺動方向の下流側に向かって被摺動面Sbから徐々に離間する形状を有している。 As shown in FIG. 9, the sliding surface Sa has a protruding shape that protrudes toward the sliding surface Sb, and the top portion Pa that is the most protruding portion and the sliding direction of the top portion Pa (arrow Y10). And a skirt portion Qa that is arranged farthest from the sliding surface Sb and is gradually separated from the sliding surface Sb toward the downstream side in the sliding direction. have.
この摺動部材C1が速度Uで摺動しているとき、摺動面Saと被摺動面Sbとの間に生じる摺動浮揚力Wは、次の式(1)により求めることができる。 When the sliding member C1 slides at the speed U, the sliding levitation force W generated between the sliding surface Sa and the sliding surface Sb can be obtained by the following equation (1).
式(1)において、ηは摺動面Saと被摺動面Sbとの間に介在する流体Fの粘度であり、Bは摺動面の摺動方向の長さ(図9における頂部Paから裾部Qaまでの長さ)であり、Cは摺動面の摺動方向と直交する方向の長さ(図9の紙面と直交する方向の長さ)であり、Uは摺動面Saの摺動速度である。h1は、最小隙間であって、頂部Paと被摺動面Sbとの間の離間距離、つまり、摺動面Saと被摺動面Sbとの間の隙間寸法の最小値である。mは、隙間比であって、裾部Qaと被摺動面Sbとの離間距離、つまり、摺動面Saと被摺動面Sbとの間の隙間寸法の最大値を最大隙間h2としたときの、最小隙間h1と最大隙間h2との比率であり、m=h2/h1で表される。 In Equation (1), η is the viscosity of the fluid F interposed between the sliding surface Sa and the sliding surface Sb, and B is the length of the sliding surface in the sliding direction (from the top Pa in FIG. 9). C is the length in the direction perpendicular to the sliding direction of the sliding surface (the length in the direction perpendicular to the paper surface of FIG. 9), and U is the length of the sliding surface Sa. The sliding speed. h1 is the minimum gap, which is the separation distance between the top portion Pa and the sliding surface Sb, that is, the minimum value of the gap dimension between the sliding surface Sa and the sliding surface Sb. m is a gap ratio, and the separation distance between the skirt Qa and the sliding surface Sb, that is, the maximum value of the gap dimension between the sliding surface Sa and the sliding surface Sb is defined as the maximum gap h2. Is the ratio between the minimum gap h1 and the maximum gap h2, and is expressed as m = h2 / h1.
式(1)において、第2項目を負荷容量係数Kwとすると(Kw=6/(m−1)2{lnm−2(m−1)/(m+1)})、摺動浮揚力Wは負荷容量係数Kwに比例する。 In equation (1), if the second item is the load capacity coefficient Kw (Kw = 6 / (m−1) 2 {lnm−2 (m−1) / (m + 1)}), the sliding levitation force W is the load It is proportional to the capacity coefficient Kw.
図10は、負荷容量係数Kwと隙間比mとの関係を示したグラフである。このグラフに示されるように、摺動浮揚力Wは隙間比mが2.2のときに最大となり、隙間比mがこの値から離間するほど小さくなる。 FIG. 10 is a graph showing the relationship between the load capacity coefficient Kw and the gap ratio m. As shown in this graph, the sliding levitation force W becomes maximum when the gap ratio m is 2.2, and becomes smaller as the gap ratio m is separated from this value.
これより、隙間比mを2.2近傍に設定すれば高い摺動浮揚力Wを得ることができる。具体的には、隙間比mを1.5以上5.0以下とすれば、摺動浮揚力Wを、図10のラインL_Kw40以上として、その最大値(隙間比mが2.2のときの値)の60%以上となる高い値を得ることができる。 Accordingly, a high sliding levitation force W can be obtained if the gap ratio m is set in the vicinity of 2.2. Specifically, if the gap ratio m is 1.5 or more and 5.0 or less, the sliding levitation force W is set to the line L_Kw40 or more in FIG. 10, and the maximum value (when the gap ratio m is 2.2) is set. Value) of 60% or more.
なお、隙間比mが適正値(m=2.2)よりも大きくなると摺動浮揚力Wが小さくなるのは、最小隙間h1が相対的に小さくなることで、流体Fが堰き止められる効果が過剰に大きくなり被摺動面Sbと摺動面Saとの間に流入できない流体Fの割合が多くなるためと考えられる。また、隙間比mが適正値(m=2.2)よりも小さくなると摺動浮揚力Wが小さくなるのは、摺動面Saが平板に近づくことになり流体Fの堰き止め効果が小さくなるためと考えられる。 Note that the sliding levitation force W decreases when the gap ratio m is greater than the appropriate value (m = 2.2). The effect is that the fluid F is blocked by the relatively small minimum gap h1. It is considered that the ratio of the fluid F that becomes excessively large and cannot flow between the sliding surface Sb and the sliding surface Sa increases. In addition, when the clearance ratio m is smaller than an appropriate value (m = 2.2), the sliding levitation force W is reduced because the sliding surface Sa approaches the flat plate and the damming effect of the fluid F is reduced. This is probably because of this.
ここで、式(1)に基づくと、最小隙間h1が小さいほど摺動浮揚力Wは大きくなる。従って、最小隙間h1は小さい方が好ましいように思われる。これに対して、本願発明者らは、最小隙間h1について、摺動面Saと被摺動面Sbとの間に生じる摩擦係数μを小さく抑えることのできる最適な範囲が存在することを突き止めた。摩擦係数μの大小は、摺動面Saの摺動浮揚時における摩擦の大小に相当し、摩擦係数μが小さいほど良好な摺動浮揚が実現できることを示す。 Here, based on Formula (1), the sliding levitation force W becomes large, so that the minimum clearance h1 is small. Therefore, it seems that a smaller minimum gap h1 is preferable. On the other hand, the inventors of the present application have found that there exists an optimum range in which the friction coefficient μ generated between the sliding surface Sa and the sliding surface Sb can be kept small for the minimum gap h1. . The magnitude of the friction coefficient μ corresponds to the magnitude of friction when the sliding surface Sa slides and floats, and the smaller the friction coefficient μ, the better the sliding lift can be realized.
図11は、流体Fを空気、水、オイルとしたときの、摩擦係数μと最小隙間h1との関係を示したグラフである。なお、流体Fとして例示した、空気の粘度は1.8×10−5[Pa・s]、水の粘度は8.9×10−4[Pa・s]、低粘度オイル0W−20の粘度は6.8×10−3[Pa・s]である。 FIG. 11 is a graph showing the relationship between the friction coefficient μ and the minimum gap h1 when the fluid F is air, water, or oil. In addition, the viscosity of air illustrated as the fluid F is 1.8 × 10 −5 [Pa · s], the viscosity of water is 8.9 × 10 −4 [Pa · s], and the viscosity of the low viscosity oil 0W-20. Is 6.8 × 10 −3 [Pa · s].
具体的には、図11は、エンジン稼働時にピストン5の往復動に伴って所定の被摺動面に沿って摺動する摺動面Saに加えられる荷重の最大値と、式(1)で求められる摺動浮揚力Wとが釣り合い、摺動面Saが浮揚するときの最小隙間h1と摩擦係数μのグラフである。なお、図11では、最小隙間h1の変化に伴って隙間比mも変化している。
Specifically, FIG. 11 shows the maximum value of the load applied to the sliding surface Sa that slides along a predetermined sliding surface with the reciprocation of the
より詳細には、式(1)において、Uに、エンジン回転数が代表的な所定の回転数のときの対称とする摺動面Saの平均移動速度を代入し、ηに、流体Fの粘度を代入し、摺動浮揚力Wに、前記荷重の最大値を代入する。そして、これら値を代入した式(1)から、最大隙間h2と最小隙間h1との差(h2−h1)を所定値としたときの、最小隙間h1の値を算出するとともに、この最小隙間h1等を用いて摩擦係数μを算出する。また、前記所定値の値を振って、最小隙間h1の値を変化させて、各値に対応する摩擦係数μを求めている。例えば、市街地走行を行うときを対象とすると、前記Uに対応するエンジン回転数として1350rpmを用い、摺動面Saに加えられる入力荷重を1175Nとすることができる。 More specifically, in Equation (1), the average moving speed of the sliding surface Sa that is symmetrical when the engine speed is a typical predetermined speed is substituted for U, and the viscosity of the fluid F is substituted for η. And the maximum value of the load is substituted for the sliding levitation force W. The value of the minimum gap h1 when the difference (h2−h1) between the maximum gap h2 and the minimum gap h1 is set to a predetermined value is calculated from the formula (1) substituted with these values, and the minimum gap h1 is calculated. Is used to calculate the friction coefficient μ. Further, the value of the predetermined value is changed to change the value of the minimum gap h1, and the friction coefficient μ corresponding to each value is obtained. For example, when driving in an urban area, 1350 rpm can be used as the engine speed corresponding to the U, and the input load applied to the sliding surface Sa can be 1175N.
図11には、流体Fの各々について、最適な最小隙間h1における摩擦係数μ、つまり最も低い摩擦係数μに比較して、+20%だけ摩擦係数μが増加するラインL1、L2、L3をそれぞれ付記している。この+20%のまでの範囲が、極めて良好な摺動浮揚が実現できる範囲である。具体的には、流体Fが空気の場合、最小隙間h1は0.7μm〜1.3μm、水の場合は4.9μm〜8.9μm、0W−20の場合は18μm〜26μmとなる。 In FIG. 11, lines L1, L2, and L3 in which the friction coefficient μ is increased by + 20% as compared with the friction coefficient μ in the optimum minimum gap h1, that is, the lowest friction coefficient μ, are added to each of the fluids F. doing. The range up to + 20% is a range in which extremely good sliding levitation can be realized. Specifically, when the fluid F is air, the minimum gap h1 is 0.7 μm to 1.3 μm, when water is 4.9 μm to 8.9 μm, and when 0 W-20, 18 μm to 26 μm.
ここで、この範囲は、エンジン本体1の運転時において確保されるべき最小隙間h1の範囲である。エンジン本体1が運転されると、これに伴って摺動する摺動面およびこれを備えた摺動部材は高熱を帯びて熱膨張する。そして、仮に摺動部材と、これが摺動する被摺動部材とが同じ材質である場合でも、両者の熱分布は異なり、両者には熱膨張差が生じる。従って、エンジンの運転時において前記範囲が確保できるよう、常温を基準とする設計値としては、前記上限値をより大きく設定することが妥当である。この点に鑑み、本実施形態では、常温での最小隙間h1の範囲をそれぞれ、
空気の場合: 0.5μm以上1.5μm以下
水の場合 : 3μm以上15μm以下
0W−20の場合: 15μm以上40μm以下
と設定する。
Here, this range is a range of the minimum gap h1 that should be ensured when the
For air: 0.5 to 1.5 μm For water: 3 to 15 μm For 0W-20: Set to 15 to 40 μm.
前記の結果より、摺動浮揚を達成するために現状で利用可能な流体Fの範疇(空気、水、低粘度オイル)において、良好な摺動浮揚が実現できる最小隙間h1の範囲は、0.5μm〜40μmと設定することができる。 From the above results, in the category of the fluid F (air, water, low-viscosity oil) that can be used at present to achieve sliding levitation, the range of the minimum gap h1 that can realize good sliding levitation is 0. It can be set to 5 μm to 40 μm.
ここで、図11だけを見ると、より良好な摺動浮揚を得るためには、流体Fとして空気を用いるのが好ましいように思われる。しかし、図11のグラフは、前記のように、エンジン回転数が代表的な回転数のときのグラフである。そして、式(1)に示されるように、摺動浮揚力Wは、エンジンの回転数に対応する速度Uおよび流体Fの粘度ηに比例する。そのため、最小隙間h1を前記のように設定し、かつ、流体Fを空気として粘度ηの小さい流体を用いた場合において、エンジンの回転数が前記の代表的な回転数に比べて非常に小さいときには、得られる摺動浮揚力Wが小さくなってしまい、摺動面Saを被摺動面Sbに対して浮揚させることができなくなるという問題が生じる。つまり、エンジン回転数が低く摺動面Saの摺動速度が遅いと、また、流体Fの粘度ηが小さいと、流体Fの隙間Gに入り込んで堰き止められる流体Fの量が少なくなるため、得られる摺動浮揚力Wが小さくなってしまう。 Here, looking only at FIG. 11, it seems preferable to use air as the fluid F in order to obtain better sliding levitation. However, as described above, the graph of FIG. 11 is a graph when the engine speed is a typical speed. As shown in the equation (1), the sliding levitation force W is proportional to the speed U corresponding to the engine speed and the viscosity η of the fluid F. Therefore, when the minimum clearance h1 is set as described above, and when the fluid F is air and a fluid having a small viscosity η is used, the engine speed is very small compared to the representative engine speed. As a result, the resulting sliding levitation force W becomes small, which causes a problem that the sliding surface Sa cannot be lifted with respect to the sliding surface Sb. In other words, if the engine speed is low and the sliding speed of the sliding surface Sa is low, and if the viscosity η of the fluid F is small, the amount of the fluid F that enters the gap G of the fluid F and is blocked becomes small. The resulting sliding levitation force W is reduced.
従って、エンジン回転数が低い条件では、流体Fとして粘度ηが比較的高い水あるいはオイルを用いた方が、空気を用いる場合よりも、摺動浮揚力Wを高く確保することができる。すなわち、エンジン回転数が低い条件では、空気よりも水あるいはオイルを用いた方が、摺動面どうしの間に粘度の高い水あるいはオイルを介在させて、これらの接触をより回避しやすくなる。 Therefore, under conditions where the engine speed is low, the use of water or oil having a relatively high viscosity η as the fluid F can ensure a higher sliding levitation force W than when air is used. In other words, under conditions where the engine speed is low, using water or oil rather than air makes it easier to avoid contact with water or oil having high viscosity between the sliding surfaces.
(6)スカート摺動面のプロファイル
以上の知見より、本実施形態では、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間に介在させる流体Fを、エンジン回転数が低いときには、粘度が比較的高い潤滑用水とし、エンジン回転数が高いときには空気とする。この流体Fを切り替える制御の具体的な手順については後述する。そして、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の最小隙間h1を0.5μm以上40μm以下の所定値に設定する。
(6) Profile of Skirt Sliding Surface From the above knowledge, in this embodiment, when the engine F is low, the viscosity of the fluid F interposed between the
また、本実施形態では、最小隙間h1の精度を確保するために、スカート摺動面31Sの平滑度が高く設定されている。つまり、前記のように、最小隙間h1は微小な長さの範囲で設定されるため、スカート摺動面31Sが粗い面であると最小隙間h1の精度が低下する。そこで、本実施形態では、スカート摺動面31Sの最小隙間h1が0.5μm以上40μm以下に設定されるのに伴って、スカート摺動面31Sおよび気筒2の内周壁2Aの表面粗さが、それぞれ0.4μm以下となるように設定されている。
In the present embodiment, the smoothness of the
また、本実施形態では、スカート摺動面31S(スカート部30ひいてはピストン5)と気筒2の内周壁2Aの構成部材(シリンダブロック3またはシリンダライナー)とは、同一材質で構成されている。これは、熱膨張差に起因する隙間Gの長さの変動、つまり、最小隙間h1および最大隙間h2の変動を抑制するためである。本実施形態では、両者は、熱膨張係数の小さいステンレス鋼(ステンレス材、鍛造品)にて形成されている。
In the present embodiment, the
ここで、前記では、図6に示したようにピストン5の中心軸が気筒2の中心軸X1とほぼ一致する状態(以下、適宜、中立状態という)で、スカート摺動面31Sが前記プロファイルを有する場合について説明した。しかし、ピストン5がその往復動の途中で首ふりを行う場合、すなわち、ピストン5の中心軸が気筒2の中心軸に対して傾く場合には、この首ふり状態においてもスカート摺動面31Sが前記プロファイルを維持するように構成する。
Here, in the above description, as shown in FIG. 6, the
具体的には、図12に示すように、ピストン5が破線の中立状態から実線のように左に傾くように首振り運動した状態において、左側のスカート摺動面31Sでは、スカート摺動面31Sのうち気筒2の内周壁2Aとの隙間の寸法が最小となる部分つまり頂部Ps2は、上下中央よりも上側の位置となり、右側のスカート摺動面31Sでは頂部Ps3は上下中央よりも下側の位置となる。そして、これに伴い、左右両側のスカート摺動面31Sにおける最小隙間h1は、図6に示した中立状態での最小隙間h1とは異なる寸法となる。また、最大隙間(頂部Ps2、Ps3よりも摺動方向の下流側におけるスカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの離間距離の最大寸法)h2も、図6に示した中立状態での最大隙間h2とは異なる寸法となる。
Specifically, as shown in FIG. 12, in the state where the
また、最大隙間(頂部Ps2、Ps3よりも摺動方向の下流側におけるスカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの離間距離の最大寸法)h2も、図6に示した中立状態での最大隙間h2とは異なる寸法となる。詳細には、図12の実線に示す状態が、ピストン5が上方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面31Sにおいて、その上端部の隙間寸法が最大隙間h2となる。一方、図12に示す状態がピストン5が下方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面31Sにおいて、その下端部の隙間寸法が最大隙間h2となる。
Further, the maximum gap (the maximum dimension of the separation distance between the
このように、ピストン5が首振り運動する場合には、中立状態と首ふり状態とにおいて最小隙間h1、最大隙間h2の値が異なるが、いずれの状態においても、最小隙間h1が前記の最小隙間h1の適正範囲となるように構成し、かつ、隙間比m(h2/h1)が前記適正範囲となるようにスカート摺動面S31を構成する。
As described above, when the
(7)クランク機構の摺動面構造
本実施形態では、前記(5)で説明した摺動面Saの最適なプロファイルがクランク機構の摺動部分にも適用されている。これについて、次に説明する。
(7) Sliding surface structure of the crank mechanism In this embodiment, the optimum profile of the sliding surface Sa described in (5) is also applied to the sliding portion of the crank mechanism. This will be described next.
<クランク軸受>
前記のように、ピストン5の往復動に伴って、クランク軸受40の内周壁40Aはクランクジャーナル部71の外周壁71Aに対して相対的に摺動する。これに対応して、クランク軸受40の内周壁40Aに、前記摺動面Saのプロファイルが適用されている。
<Crank bearing>
As described above, the inner
図13は、図3のうちクランクジャーナル部周辺の概略断面図である。 FIG. 13 is a schematic sectional view around the crank journal portion in FIG.
クランク軸受40は、その全周にわたってクランクジャーナル部71との間に隙間Gが形成されるような大きさを有している。クランクジャーナル部71の断面形状はほぼ真円である。一方、クランク軸受40の内周壁40Aは、クランクジャーナル部71の外周壁71Aに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクジャーナル部71の回転方向Y31に、つまり、クランク軸受40の摺動方向Y32と反対の方向(クランク軸受40のクランクジャーナル部71に対する相対的な回転方向Y32と反対の方向)に、隙間Gの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランク軸受40の内周壁40A全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Gの寸法が最小となる頂部P10と、頂部P10よりもクランク軸受40の摺動方向Y32の下流側に位置して隙間Gの寸法が最大となる裾部Q10とが隣接している。図13の例では、クランク軸受40の内周壁40Aは、その断面において、摺動方向Y32に沿って頂部P10から裾部Q10に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Gの寸法が変化するようになっている。
The crank
これに伴い、クランクジャーナル部71が回転すると、つまり、クランク軸受40がこれと相対回転してクランクジャーナル部71の外周壁71Aに対して摺動すると、図13の矢印Y30に示すように裾部Q10側から頂部P10に向かって流体Fが流入し、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間に、これら壁71A、40Aどうしを離間させる方向に作用する摺動浮揚力が生じる。
Accordingly, when the
そして、本実施形態では、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間においても高い摺動浮揚力が得られるように、クランク軸受40の内周壁40Aに前記摺動面Saの最適なプロファイルが適用されている。
In the present embodiment, the sliding is applied to the inner
具体的には、隙間比m=h2/h1であって、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間の隙間Gの寸法のうち最小値となる最小隙間h1つまり頂部P10とクランクジャーナル部71の外周壁71Aとの離間距離h1と、隙間Gの寸法のうち最大値となる最大隙間h2つまり裾部Q10とクランクジャーナル部71の外周壁71Aとの離間距離h2との比率が1.5以上5.0以下の範囲の所定値となるように設定されている。
Specifically, the gap ratio m = h2 / h1, and the minimum gap h1 that is the minimum value among the dimensions of the gap G between the outer
そして、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間には、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の部分と同様に、空気または潤滑用水が供給され、エンジン回転数に応じて空気と潤滑用水とが切り替えられる。
Then, between the outer
また、本実施形態では、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間での摩擦係数μが小さくなるように、最小隙間h1が、0.5μm以上40μm以下の所定値に設定されているとともに、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの表面粗さが、それぞれ、0.4μm以下となるように設定されている。
In the present embodiment, the minimum gap h1 is a predetermined value of not less than 0.5 μm and not more than 40 μm so that the friction coefficient μ between the outer
<クランクピン軸受>
前記のように、ピストン5の往復動に伴って、クランクピン軸受83の内周壁83Aはクランクピン72の外周壁72Aに対して相対的に摺動する。これに対応して、クランクピン軸受83の内周壁83Aに前記摺動面Saのプロファイルが適用されている。
<Crank pin bearing>
As described above, the inner
図14は、コンロッド大端部81周辺を図2のXIV−XIV線に沿う断面で切断したときの概略断面図である。
14 is a schematic cross-sectional view when the periphery of the connecting rod
クランクピン軸受83は、その内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの間に隙間Gが形成されるような大きさを有している。クランクピン72の断面形状はほぼ真円である。一方、クランクピン軸受83の内周壁83Aは、クランクピン72の外周壁72Aに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクピン72に対するクランクピンン軸受83の摺動方向Y21と反対の方向に隙間Gの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランクピン軸受83の内周壁83A全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Gの寸法が最小となる頂部P20と、頂部P20よりもクランクピン軸受83の摺動方向Y21の下流側に位置して隙間Gの寸法が最大となる裾部Q20とが隣接している。図14の例では、クランクピン軸受83の内周壁83Aは、その断面において、頂部P20から摺動方向Y21に沿って裾部Q20に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Gの寸法が変化するようになっている。
The
この隙間Gすなわちクランクピン軸受83Aとクランクピン72との間には、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の部分と同様に、空気または潤滑用水が供給され、エンジン回転数に応じて空気と潤滑用水とが切り替えられる。なお、図14の矢印Y20は、クランクピン軸受83Aに伴う流体Fの移動方向を示している。
Like the portion between the
そして、頂部P20における隙間Gの寸法である最小隙間h1と、裾部Q20における隙間Gの寸法である最大隙間h2との比率である隙間比m=h2/h1が1.5以上5.0以下の所定の値に設定されている。また、最小隙間h1が、0.5μm以上40μm以下の所定値に設定されているとともに、クランクピン軸受83の内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの表面粗さが、それぞれ、0.4μm以下となるように設定されている。
A gap ratio m = h2 / h1, which is a ratio of the minimum gap h1 that is the dimension of the gap G at the top P20 and the maximum gap h2 that is the dimension of the gap G at the skirt Q20, is 1.5 or more and 5.0 or less. Is set to a predetermined value. The minimum gap h1 is set to a predetermined value of 0.5 μm or more and 40 μm or less, and the surface roughness between the inner
(8)流体Fの切替制御
次に、エンジン本体1の摺動部分(スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の部分、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間の部分、クランクピン軸受83の内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの間の部分)に供給する流体Fを空気と潤滑用水とに切り替える制御について説明する。
(8) Switching control of fluid F Next, the sliding part of the engine body 1 (the part between the
図15は、本実施形態の制御系を示したブロック図である。車両には、エンジン本体1の各部を制御するためのPCM(制御手段)500が搭載されている。PCM500は、周知のとおり、CPU,ROM,RAM等から構成されるマイクロプロセッサである。
FIG. 15 is a block diagram showing a control system of the present embodiment. The vehicle is equipped with a PCM (control means) 500 for controlling each part of the
PCM500は、エンジンの運転状態を検出するための各種センサと電気的に接続されており、これらセンサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行してエンジンの各部を制御する。例えば、PCM500は、エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサSN1や、エンジン本体1に導入される吸気の量を検出するエアフローセンサSN2、車両に設けられるアクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサSN3等と接続されているとともに、点火プラグ17、インジェクタ18と接続されている。そして、PCM500は、検出されたエンジン回転数、アクセル開度、吸気量等に基づいて、インジェクタ18から噴射する燃料量および点火プラグ17の点火時期等を制御する。
The
さらに、PCM500には潤滑用液体ポンプ202が接続されており、PCM500はこの潤滑用液体ポンプ202の駆動状態を制御する。具体的には、PCM500は、潤滑用液体ポンプ202の駆動と停止との切替制御を行う。これによって、エンジン本体1の摺動部分への潤滑用水の供給と停止とが切り替えられる。
Further, the lubricating
詳細には、図16に示すように、本実施形態では、潤滑用液体ポンプ202の制御領域として、エンジン回転数が予め設定された基準回転数N1以下の低回転数領域A1と、エンジン回転数が基準回転数N1より大きい高回転数領域A2とが設定されている。
Specifically, as shown in FIG. 16, in the present embodiment, as a control region of the lubricating
PCM500は、エンジン回転数センサSN1で検出されたエンジン回転数に応じて、現在の運転領域が低回転数領域A1であるか高回転数領域A2であるかを判定する。そして、現在の運転領域が高回転数領域A2であると判定すると、潤滑用液体ポンプ202の駆動を停止してエンジン本体1の摺動部分への潤滑用水の供給を停止する。このように潤滑用水の供給が停止されると、エンジン本体1の摺動部分には空気のみが存在することとなり、この摺動部分に空気の層が形成される。一方、PCM500は、現在の運転領域が低回転数領域A1であると判定すると、潤滑用液体ポンプ202を駆動させエンジン本体1の摺動部分へ潤滑用水を供給する。このようにして、本実施形態では、エンジン回転数が基準回転数N1以下の場合にのみ、エンジン本体1の摺動部分に潤滑用水が供給される。
The
本実施形態では、基準回転数N1は、アイドル回転数付近に設定されており、始動時等のエンジン回転数が極めて低い場合にのみエンジン本体1の摺動部分に潤滑用水が供給される。
In the present embodiment, the reference rotational speed N1 is set near the idle rotational speed, and the lubricating water is supplied to the sliding portion of the
(9)作用等
以上のように、本実施形態では、ピストン5のスカート本体部31のスカート摺動面31Sが、気筒2の内周壁2A側に張り出す形状とされているとともに、気筒2の内周壁2Aに対して、隙間比mが1.5以上5.0以下となるように構成されている。また、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aの間の隙間Gに潤滑用水または空気の層が形成されるように構成されつつ、最小隙間h1が0.5μm以上40μm以下に設定されている。従って、スカート摺動面31Sに気筒2の内周壁2Aに対して高い摺動浮揚力を付与することができ、これにより、両者の接触をより確実に回避して摩擦抵抗を小さく抑えることができるとともに、これらの間の摩擦係数μを小さくすることができ、スカート摺動面31Sの摺動時に生じる摩擦抵抗および機械損失を格段に低減することができる。ひいては、燃費性能を高めることができる。特に、スカート摺動面31Sのプロファイルを前記のように設定するという簡単な構成でこの効果を得ることができ、コスト面でも有利になる。
(9) Operation, etc. As described above, in this embodiment, the
しかも、エンジン回転数が高い高回転数領域A2であってエンジン回転数が高いことに伴い浮揚摺動力を確保しながら流体Fの粘度を小さくできる領域では、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間への潤滑用水の供給を停止してこれらの間に粘度の低い空気の層を形成するように構成している。そのため、高回転数領域A2においてスカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の摩擦係数μを小さくして摩擦抵抗を効果的に小さく抑えることができる。
Moreover, in the high rotation speed region A2 where the engine speed is high and the viscosity of the fluid F can be reduced while securing the levitation sliding force as the engine speed is high, the
一方で、エンジン回転数が低い低回転数領域A1であってエンジン回転数が低いことに伴い流体Fを粘度の低い空気とすると浮揚摺動力を十分に確保できず、摺動面どうしが接触または非常に近接して摩擦抵抗が増大するおそれのある領域では、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間に空気よりも粘度の高い潤滑用水を供給している。そのため、低回転数領域A1においてもスカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの接触を抑制する、または、これらを離間(浮揚)させることができ、摩擦抵抗を小さく抑えることができる。従って、本実施形態では、全エンジン回転数領域においてスカート摺動面31Sの摺動時に生じる摩擦抵抗を確実に小さくすることができる。
On the other hand, if the fluid F is air having a low viscosity in the low engine speed region A1 where the engine speed is low and the engine speed is low, sufficient levitation sliding force cannot be secured and the sliding surfaces are in contact with each other. In a region where the frictional resistance is likely to increase very close, lubricating water having a viscosity higher than that of air is supplied between the
また、本実施形態では、この高い摺動浮揚力を実現しかつ摩擦係数μを小さくすることのできる摺動面のプロファイルが、クランク軸受40の内周壁40A、および、クランクピン軸受83の内周壁83Aにも適用されている。そのため、これらの摺動時に生じる摩擦抵抗を低減することができ、機械損失を大幅に低減できる。
Further, in the present embodiment, the profile of the sliding surface capable of realizing this high sliding levitation force and reducing the friction coefficient μ is the inner
また、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の部分と同様に、高回転数領域A2では、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間の部分、および、クランクピン軸受83の内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの間の部分への潤滑用水の供給を停止してこれらの間に粘度の低い空気の層を形成するように構成する一方、低回転数領域A1では、前記各部分に空気よりも粘度の高い潤滑用水を供給している。そのため、これらの部分においても全エンジン回転数領域において摩擦抵抗を確実に小さくすることができる。
Further, similarly to the portion between the
また、低回転数領域A1において、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間の部分、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間の部分、および、クランクピン軸受83の内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの間の部分へ供給する流体Fを水(潤滑用水)としている。そのため、低回転数領域A1から高回転数領域A2に移行した際に、この水を蒸発させて各部分から除去することができ、各部分に適切に空気層を形成することができる。従って、高回転数領域A2おいて各部分の摩擦係数μおよび摩擦抵抗をより確実に小さくすることができる。
Further, in the low rotational speed region A1, a portion between the
また、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとが同じステンレス鋼で形成されている。そのため、これらの熱膨張差を小さく抑えて、最小隙間h1の精度および隙間比mの精度を高く維持することができる。さらに、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間に潤滑用水を供給しつつ、これらが錆るのをより確実に抑制することができる。
The
なお、同様の理由から、クランクジャーナル部71の外周壁71A(クランクジャーナル部71およびクランクシャフト7)とクランク軸受40の内周壁40A(シリンダブロック3)とは、また、クランクピン軸受83の内周壁83A(クランクピン軸受83)とクランクピン72の外周壁72A(クランクピン72およびクランクシャフト7)とは、互いに同じ材料で形成されるのが好ましい。特に、錆びを抑制できるステンレス鋼で形成されるのが好ましい。
For the same reason, the outer
(10)ピストン構造に係る第2実施形態
前記実施形態では、ピストンヘッドとスカート部とが一体に形成された場合について説明したが、これらを別体で構成してもよい。さらに、これらを別体で構成した場合において、スカート部を、ピストンヘッドの首振りに伴うスカート部の首振りが抑制されるように構成してもよい。
(10) Second Embodiment According to Piston Structure In the above embodiment, the case where the piston head and the skirt portion are integrally formed has been described. However, these may be configured separately. Furthermore, when these are comprised separately, you may comprise a skirt part so that the swing of the skirt part accompanying the swing of a piston head may be suppressed.
図17(A)は、ピストンヘッド部220とスカート部230とを別体にした第2実施形態に係るピストン205の正面図、図17(B)は、ピストン205の側面図、図18は、図17(A)のXVIII−XVIII線断面図、図19は、図17(A)のXIX−XIX線断面図である。以下の第2実施形態の説明では、図17(A)の左右方向を単に左右方向として説明する。
FIG. 17A is a front view of the
この第2実施形態では、スカート部230が2つの部材で構成されており、ピストン205は左右一対のスカート部230、230を有する。
In the second embodiment, the
図18に示すように、ピストンヘッド部220は、下方に延びる一対のピストンボス224を有している。これらピストンボス224には、ピストンピン孔225が形成されている。コンロッド8は、その上端部282に形成された貫通孔282aとピストンピン孔225とにピストンピン241が挿通されることでピストンヘッド部220に回転可能に支持されている。図19等に示すように、一対のピストンボス224には、それぞれ、2つのスカートピン孔226が形成されている。これら一対のスカートピン孔226は、ピストンピン孔225を挟んでこれと同じ高さ位置に配置されている。
As shown in FIG. 18, the
一対のスカート部230は各々、スカート本体部231と一対のアーム部232とを備えている。
Each of the pair of
各スカート本体部231は、気筒2の内周壁2Aの形状に沿った円弧型の平板部材であり、内周壁2Aと対峙する面にスカート摺動面231Sを備えている。各スカート摺動面231Sは、第1実施形態と同様に、気筒2の内周壁2A側へ張り出す弓形形状を有している。一対のスカート部230は、互いのスカート摺動面231Sが反対方向を向くように配置される。
Each skirt
各スカート部230において、一対のアーム部232は、スカート本体部231のスカート摺動面231Sとは反対側の裏面のうちスカート本体部231の周方向の両端からそれぞれ気筒2の径方向内側に向けて延び出している。
In each
これらアーム部232は、右側のスカート部230の一方のアーム部232と左側のスカート部230の一方のアーム部232とが隣り合い、右側のスカート部230の他方のアーム部232と左側のスカート部230の他方のアーム部232とが隣り合うように配置されている。各アーム部232の先端部付近には、それぞれピン通し孔233が穿孔されている。
These
右側のスカート部230は、その2つのアーム部232の先端部に設けられたピン通し孔233とピストンボス224に形成された左側のスカートピン孔226とにスカートピン242が挿通されることで、このスカートピン242の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス224と結合されている。また、左側のスカート部230は、その2つのアーム部232の先端部に設けられたピン通し孔233とピストンボス224に形成された右側のスカートピン孔226とにスカートピン242が挿通されることで、このスカートピン242の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス224と結合されている。このようにして、本実施形態では、ピストン205に、各スカート部230を所定範囲で上下方向に揺動可能とするチルト機構が構成されている。
The
なお、図17(A)に示すように、各アーム部232の上下方向の中央には開口部232aが形成されており、一方のスカート部230のスカートピン242は、他方のスカート部230のアーム部232の開口部232aを通り抜けて、一方のスカート部230のアーム部232に結合されている。これに伴い、一方のスカート部230の揺動が他方のスカート部230のスカートピン242によって所定の範囲に規制される。
As shown in FIG. 17A, an opening 232a is formed at the center of each
<スカート部の動作>
前記のように構成されていることで、第2実施形態では、ピストン205の首ふり時において、スカート部230の首ふりが抑制される。図20(A)および図20(B)を用いて説明する。図20(A)は、中立状態におけるスカート部230の概略図、図20(B)は、首ふりが生じたときのスカート部230の概略図である。
<Operation of the skirt>
By being configured as described above, in the second embodiment, the neck of the
第2実施形態では、図20(B)に示すように、ピストン205が左に傾くように首ふりをすると、ピストンボス224が左側に傾くことで、右側のスカートピン孔226およびこれに挿通されている右側のスカートピン242が、左側のスカートピン孔226およびこれに挿通されている左側のスカートピン242よりも上方に位置する状態となる。
In the second embodiment, as shown in FIG. 20 (B), when the neck of the
ここで、仮に、スカート部230がスカートピン242に対して搖動不能な場合は、スカート部230は、図20(B)の破線に示すようにピストンヘッド部220とともに傾いてしまう。
Here, if the
これに対して、本実施形態では、図20(B)の実線で示すように、スカート部230がスカートピン242に対して搖動することで、スカート部230を中立状態のときと同じまたはこれに近い姿勢にすることができる。つまり、スカート部230の首振りを抑制することができる。従って、スカート部230のスカート摺動面231Sのプロファイル(最小隙間h1の寸法、隙間比m=h1/h2の範囲)を中立状態において最適なプロファイルにすることで、ピストン5の首振りが生じた場合であってもスカート摺動面231Sのプロファイルをより確実に最適な状態に維持することができる。
On the other hand, in this embodiment, as shown by the solid line in FIG. 20B, the
一方、この第2実施形態では、ピストン205に加速度(減速度)が作用すると、スカート部230が中立状態から搖動するおそれがある。
On the other hand, in the second embodiment, when acceleration (deceleration) acts on the
図21(A)〜(C)は、ピストン205の加減速に伴う、スカート部230の揺動状態を説明するための図である。図20(A)は、ピストン205が中立状態にあり、ピストン205に下方向(TDCからBDCへ向かう方向)の加速度、若しくは上方向(BDCからTDCへ向かう方向)の加速度のいずれもが作用していない状態(例えば、クランク角=90°、270°の状態)における、スカート部230の姿勢を示している。
FIGS. 21A to 21C are views for explaining the swinging state of the
図21(B)は、ピストン5に下方向の加速度、若しくは上方向の減速度が作用している状態における、スカート部230の姿勢を示している。この図21(B)に示すように、ピストン5に下方向の加速度または上方向の減速度が作用すると、スカート部230が慣性によってその場に止まり続けようとすることに伴い、スカート部230は、上方に傾いた姿勢の揺動状態となる。
FIG. 21B shows the posture of the
従って、第2実施形態では、この上向き揺動状態においても、スカート部230のスカート摺動面231Sのプロファイル(最小隙間および隙間比)が前記の最適なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。
Therefore, in the second embodiment, it is preferable that the profile (minimum gap and gap ratio) of the
ここで、図21(B)に示す場合は、スカート摺動面231Sと気筒2の内周壁2Aとの間の隙間が、上端部側よりも下端部側の方が狭くなる(但し、相当誇張して描かれている)。そして、ピストン5に下方向の加速度が加わる際には、専ら下端部側から流体Fが隙間へ流入することになる。従って、下端部側における隙間比mが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比m=2.2付近となるように、下端部における最大隙間を設定することが望ましい。
In the case shown in FIG. 21B, the gap between the
図21(C)は、ピストン5に上方向の加速度、若しくは下方向の減速度が作用している状態における、スカート部230の姿勢を示している。この場合、図20(B)とは逆に、スカート部230は、それぞれ下方に傾いた姿勢の揺動状態となる。
FIG. 21C shows the posture of the
従って、第2実施形態では、この下向き揺動状態においても、スカート部230のスカート摺動面231Sのプロファイル(最小隙間および隙間比)が前記の最適なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。
Therefore, in the second embodiment, it is preferable that the profile (minimum gap and gap ratio) of the
また、この場合はスカート摺動面231Sと気筒2の内周壁2Aとの間の隙間は、下端部側よりも上端部側の方が狭くなる。そして、ピストン5に上方向の加速度が加わる際には、専ら上端部側から流体Fが隙間へ流入することになる。従って、上端部側における隙間比mが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比m=2.2付近となるように、上端部における最大隙間を設定することが望ましい。
In this case, the gap between the
(11)他の変形例
前記実施形態では、低回転数領域A1において、スカート摺動面31Sと気筒2の内周壁2Aとの間、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40Aとの間、クランクピン軸受83の内周壁83Aとクランクピン72の外周壁72Aとの間、つまり、エンジン本体1の摺動部分に供給する潤滑用水が、防錆剤が添加された水である場合について説明したが、これら隙間Gに介在させる潤滑用水はこれに限らない。
(11) Other Modifications In the above embodiment, in the low rotation speed region A1, the outer
ただし、潤滑用水に防錆剤を添加すれば、潤滑用水が供給される各部が錆びるのを防止することができる。 However, if a rust inhibitor is added to the lubricating water, it is possible to prevent the respective parts to which the lubricating water is supplied from being rusted.
また、潤滑用水に代えて低回転数領域A1においてオイルをエンジン本体1の摺動部分に供給してもよい。具体的には、パン209に潤滑用水ではなくオイルを貯留するように構成し、潤滑用液体供給システム201によって各部に供給される潤滑用液体をオイルとする。この場合であっても、オイルの粘度が空気の粘度よりも高いことから、低回転数領域A1においてエンジン本体1の摺動部分に高い摺動浮揚力を付与してその摩擦抵抗を小さく抑えることができる。
Further, oil may be supplied to the sliding portion of the
ここで、使用されるオイルは、低粘度オイルであるのが好ましい。なお、ここでは、0W−20程度のオイル、すなわち、粘度が、6.8×10−3[Pa・s]程度以下のオイルを低粘度オイルという。つまり、粘度が6.8×10−3[Pa・s]程度以下のオイルが用いられるのが好ましい。このようにすれば、低回転数領域A1において空気よりも粘度の高いオイルを用いて高い摺動浮揚力を得つつ、粘度が高いことに伴って摩擦抵抗が増大するのを抑制することができ、摩擦抵抗を適切に小さく抑えることができる。 Here, the oil used is preferably a low viscosity oil. Here, oil of about 0 W-20, that is, oil having a viscosity of about 6.8 × 10 −3 [Pa · s] or less is referred to as low viscosity oil. That is, it is preferable to use an oil having a viscosity of about 6.8 × 10 −3 [Pa · s] or less. In this way, it is possible to suppress an increase in frictional resistance due to a high viscosity while obtaining a high sliding levitation force using oil having a higher viscosity than air in the low rotational speed region A1. The frictional resistance can be appropriately reduced.
また、このように、潤滑用水に代えてオイルを用いれば、これが供給される部分が錆びるのを防止することができる。 In addition, if oil is used instead of the lubricating water, it is possible to prevent the portion to which the oil is supplied from being rusted.
一方、潤滑用水を用いれば、前記のように、低回転数領域A1から高回転数領域A2に移行した際に、エンジン本体1の摺動部分から早期に除去される。従って、高回転数領域A2にて、エンジン本体1の摺動部分における空気の割合を多くすることができ、この摺動部分の摩擦抵抗をより確実に小さく抑えることができる。
On the other hand, if the lubricating water is used, as described above, it is removed early from the sliding portion of the
また、前記実施形態では、スカート摺動面31Sが弓形形状である例を示している。しかし、スカート摺動面31Sは、気筒2の中心軸X1に沿う断面において、内周壁2Aに向けて張り出す張出形状を備える限りにおいて、その態様を問わない。すなわち、最小隙間h1を形成する部分(頂部Ps)と、最大隙間h2を形成する部分(裾部Qs)とを有していれば、それら両部分の間の形状は必ずしも弓形の曲面形状でなくとも良く、種々の形状を備えていても良い。例えば、頂部Pと裾部Qとの間の一部又は全部が、気筒2の中心軸X1に沿う断面において直線的に傾斜した面、階段状に傾斜した面であっても良い。
Moreover, in the said embodiment, the
同様に、クランクジャーナル部71の外周壁71Aと、クランクピン軸受83の内周壁83Aも、最小隙間h1を形成する部分(頂部P10、P20)と、最大隙間h2を形成する部分(裾部Q10、Q20)とを有していればよく、他の形状を備えていても良い。
Similarly, the outer
また、前記実施形態では、スカート摺動面S31および気筒2の内周壁2Aをステンレスで形成した場合について説明したが、これらの材料はステンレスに限らない。例えば、これらを鋳鋼等で形成してもよい。ただし、前記のようにステンレスは熱膨張係数が小さいため、ステンレスを用いれば、熱膨張に伴う最小隙間h1および隙間比mの適正範囲からのずれを小さく抑えることができる。なお、同様の理由で、クランクシャフト7およびコンロッド8にもステンレスを用いるのが好ましい。
Moreover, although the said embodiment demonstrated the case where the skirt sliding surface S31 and 2 A of inner peripheral walls of the
また、スカート摺動面S31と気筒2の内周壁2A、クランクジャーナル部71の外周壁71Aとクランク軸受40の内周壁40A、クランクピン72の外周壁72Aとクランクピン軸受83の内周壁83Aとを、それぞれ別の材料で形成してもよい。ただし、前記のように、これらを同じ材料とすれば熱膨張差が最小隙間h1および隙間比mに与える影響を小さく抑えて、これらの精度を高くすることができる。
Further, the skirt sliding surface S31, the inner
1 エンジン本体
2 気筒(第1部材)
2A 気筒の内周壁(第1摺動面)
5 ピストン
7 クランクシャフト
8 コンロッド
30 スカート部
31 スカート本体部31(第2部材)
31S スカート摺動面(第2摺動面、張出形状部)
40 クランク軸受(第2部材)
40A クランク軸受の内周壁(第2摺動面、張出形状部)
71 クランクジャーナル部(第1部材)
71A クランクジャーナルの外周壁(第1摺動面)
72 クランクピン(第1部材)
72A クランクピンの内周壁(第1摺動面)
83 クランクピン軸受(第2部材)
83A クランクピン軸受の内周壁(第2摺動面、張出形状部)
P10 頂部
P20 頂部
Ps 頂部
Q10 裾部
Q20 裾部
Qs(Qs1、Qs2) 裾部
h1 最小隙間
h2 最大隙間
m 隙間比
1
2A Cylinder inner wall (first sliding surface)
5
31S Skirt sliding surface (second sliding surface, projecting shape)
40 Crank bearing (second member)
Inner wall of the 40A crank bearing (second sliding surface, overhanging portion)
71 Crank journal (first member)
71A Outer wall of crank journal (first sliding surface)
72 Crankpin (first member)
72A Inner peripheral wall of crank pin (first sliding surface)
83 Crank pin bearing (second member)
83A Inner peripheral wall of crank pin bearing (second sliding surface, projecting shape)
P10 Top part P20 Top part Ps Top part Q10 Bottom part Q20 Bottom part Qs (Qs1, Qs2) Bottom part h1 Minimum gap h2 Maximum gap m Gap ratio
Claims (6)
第1摺動面を有する第1部材と、
前記第1摺動面と隙間を置いて対峙する第2摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第1部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第2部材と、
前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に空気よりも粘度の高い潤滑用の液体を供給する潤滑用液体供給装置とを備え、
前記第2摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第1摺動面側に張り出す張出形状部を有し、
前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置され最も前記第1摺動面に対して離間した位置となる裾部とを含み、
前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間h1とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間h2とするとき、
h1=0.5μm〜40μm、
h2/h1=1.5〜5.0、
の範囲に設定されており、
前記潤滑用液体供給装置は、エンジン回転数が予め設定された基準回転数以下のときには前記潤滑用の液体を前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に供給する一方、エンジン回転数が前記基準回転数よりも高いときには、前記第1摺動面と前記第2摺動面との間に空気の層が形成されるように前記潤滑用の液体の供給を停止することを特徴とする往復動ピストンエンジン。 In a reciprocating piston engine having a piston that reciprocates in a cylinder and a crank mechanism,
A first member having a first sliding surface;
A second sliding surface facing the first sliding surface with a gap, and a second member that moves relative to the first member in a predetermined sliding direction when the piston reciprocates;
A lubricating liquid supply device for supplying a lubricating liquid having a viscosity higher than air between the first sliding surface and the second sliding surface;
The second sliding surface has an overhang-shaped portion projecting toward the first sliding surface in a cross section along the sliding direction,
The projecting shape portion includes a top portion which is the most projecting portion and a skirt portion which is disposed at least downstream of the top portion in the sliding direction and which is located farthest from the first sliding surface. ,
In the projecting shape portion, when the gap at the top is the minimum gap h1, and the gap at the skirt is the maximum gap h2,
h1 = 0.5 μm to 40 μm,
h2 / h1 = 1.5-5.0,
Is set to the range of
The lubricating liquid supply device supplies the lubricating liquid between the first sliding surface and the second sliding surface when the engine rotational speed is equal to or lower than a preset reference rotational speed. When the rotational speed is higher than the reference rotational speed, the supply of the lubricating liquid is stopped so that an air layer is formed between the first sliding surface and the second sliding surface. Features a reciprocating piston engine.
前記潤滑用の液体は、水と低粘度オイルとの少なくとも一方であることを特徴とする往復動ピストンエンジン。 The reciprocating piston engine according to claim 1,
The reciprocating piston engine, wherein the lubricating liquid is at least one of water and low viscosity oil.
前記第1部材の材質と前記第2部材の材質とは、互いに同一であることを特徴とする往復動ピストンエンジン。 The reciprocating piston engine according to claim 1 or 2,
A reciprocating piston engine, wherein the material of the first member and the material of the second member are the same.
前記第1部材が、前記気筒であり、
前記第2部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、
前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。 The reciprocating piston engine according to any one of claims 1 to 3,
The first member is the cylinder;
The second member is a piston skirt that reciprocates in the cylinder,
A reciprocating piston engine, wherein the projecting shape portion is provided on an outer peripheral wall of the skirt portion facing an inner peripheral wall of the cylinder.
前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、
前記第1部材が、前記クランクシャフトであり、
前記第2部材が、前記クランク軸受であって、
前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。 In the reciprocating piston engine in any one of Claims 1-3 ,
A crankshaft connected to the piston and rotating in accordance with the reciprocation of the piston; and a crank bearing for rotatably supporting the crankshaft;
The first member is the crankshaft;
The second member is the crank bearing,
The reciprocating piston engine according to claim 1, wherein the protruding portion is provided on an inner peripheral wall of the crank bearing facing the outer peripheral wall of the crankshaft.
前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、
前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通された状態で当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、
前記第1部材が、前記クランクピンであって、
前記第2部材が、前記クランクピン軸受であって、
前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。 In the reciprocating piston engine in any one of Claims 1-3 ,
A connecting rod for connecting the piston and the crankshaft;
The connecting rod includes a crank pin bearing that rotates relative to the crank pin in a state in which a crank pin constituting a part of the crank shaft is inserted;
The first member is the crankpin;
The second member is the crank pin bearing;
The reciprocating piston engine, wherein the projecting shape portion is provided on an inner peripheral wall of the crankpin bearing facing the outer peripheral wall of the crankpin.
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