JPH03144170A

JPH03144170A - ピストンリング

Info

Publication number: JPH03144170A
Application number: JP27989089A
Authority: JP
Inventors: Mutsuo Nishimoto; 西本　睦男; Shinichi Nakanishi; 中西　晋一
Original assignee: Isuzu Motors Ltd
Current assignee: Isuzu Motors Ltd
Priority date: 1989-10-30
Filing date: 1989-10-30
Publication date: 1991-06-19

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】

［産業上の利用分野］この発明は内燃機関用のピストンリングに係り、特に、
シリンダボアに対して一定のシール性を確保しつつ摩擦
力の低減を図ったピストンリングに関するものである。［従来の技術］ −ａに、ピストンがシリンダボア内を往復動するとき、
ピストンのフリクションに対して、ピストンリングの彩
管が非常に大きいことが知られている。ピストンリング
に生じる摩擦力を低減すると、ピストンのフリクション
が減少し、この結果として機関出力を向上できることか
ら、近年、多くの研究が行われている。、従来より、ピ
ストンリングに生じる摩擦力を低減するための対策とし
て、ピストンに装着されるピストンリングの本数を低減
することやピストンリングの幅寸法（肉厚寸法）を低減
することが知られており、これらの対策により摩擦力低
減への試みがなされてきた。［発明が解決しようとする課題］しかしながら、上述した従来の技術は、いずれも摩擦力
低減について大きな効果を奏し得る反面、ピストンリン
グの適正なシール性を得るという点で下記のような間組
がある。すなわち、ドッグ。セカンド及びオイルの３本リング構成となっている多く
の場合、リング本数を減らしてトップリング及びオイル
リングのみとすると、実質的にトップリングのみでシー
ル性を確保することになり、トップリングの摩耗進行に
よるシール性の劣化は免れない。一方、ピストンリング
の幅寸法を減らすと、シリンダ爆発時の圧力によりリン
グ背面に作用する力が減少し、自己シール性が劣下する
ことになる。このようなことから従来の技術によっても
、結局、シール性を確保し、同時に摩擦力を１・分に低
減できる大幅な改首をピストンリングに施すことができ
ない。なお、オイル消費対策及びスカフィング対策として外周
面に丸みを形成したピストンリンクが実開昭６４−８５
５３号公報に開示されている。しかし、この丸みの曲率
半径はＰＡ準的に、ピストンリンク呼び径の２分の１に
定められたものであり、ピストンリングに対する摩擦力
低減対策は、従来と同様に行われることになり、何ら上
述した問題を解決できるものではない。この発明は、上述のような事＝ｂｙに鑑みてなされたも
のであり、その目的はシール性を損なうことなくＩ！ｊ
Ｉｍ力を低減させるピストンリングを提供することにあ
る。［課題を解決するための手段］この発明は上記目的を達成するために、ピストンリング
の外周面に、その軸方向に沿って曲率半径Ｒの丸みを形
成すると共に、上記ピストンリンクの外径Ｄ、張力Ｗ及
び曲率半径Ｒが、Ｏ４の関係を満たしているものである。［作用］ピストンがシリンダボア内を往復動するとき、ピストン
リングの外周面は、シリンダボアに対して滑り運動する
。このとき、ピストンリング外周面に生じる摩擦力は、
ビス１〜ンリングの外周面に所定の曲率半径Ｒの丸みを
形成することにより低減される。つまり、丸みの曲率半
径Ｒを、ピストンリングの外径り及び張力Ｗに対して、
０４の関係を満足するよう形成することにより、ピストンリ
ングのシール性を一定に確保しつつ摩擦力か低減される
。なお、上記（Ｂ　Ｏ，１、ｌ）　０．４　）　、／　Ｗ
　０．４の値が５．２未満のときあるいは６．２を越え
るときは、シール性が十分であっても摩擦力が高過ぎた
り、摩擦力が減少してもシール性が減少する相互する問
題が発生しｍ著な効果が得られない。［実施例］以下に、この発明の一実施例を添付図面に基づいて説明
する。第１図に示すようにピストンリング１においては、その
外周面２に曲率半径Ｒの円弧部３が形成されている。こ
のピストンリングｌを図示しないピストンに装着し、シ
リンダボア４内を往復動さぜたときに生じる摩擦力の程
度は、相対運動するピストンリンク１及びシリンダボア
内を５間の問題として、２物体間の潤滑に関する潤滑理
論を適用して便宜上京めることができる。しかし、周知
の潤滑理論を適用しても、実際的な結果を得ることは難
しい、即ち、この潤滑理論が２物体を剛体として取り扱
う理論であって、２物体間の油膜の圧力によって弾性変
形を起すような場りの適用には不適当となるからである
。このような弾性変形を考慮した理論にＥ　ＨＬ理論か
あり、本発明者は、ピストンリンク１及びシリンタボア
内壁５間の相対運動をＥ　ＨＬ的見解から考察して、曲
率半径Ｒかピストンリング１の摩擦力に及ぼす影響を、
より実際に即した形で理論的に解明し得た。以下、この理論的解明の過程について詳述する。まず、ピストンリング１が第１図中矢印Ｘ−Ｘ方向に往
復動しているときの、ビス１〜ンリンク１及びシリンタ
ボア内壁５間の状態は、Ｅ　Ｈｔ−的見解から次のよう
に仮定することができる。 ■　ピストンリング１及びシリンダボア内ｕ５はヘルツ
（Ｈｅｒｔｚ）接触状態（２物体の接触が点あるは線接
触であれば接触部の血圧が無限大となるが、実際には弾
性によって接触部がわずかに変形し、微小面で荷重を支
える状態）にあるため、これらの接触部には極めて高い
血圧（ヘルツ応力）が作用する。 ■　潤滑油の常圧粘度をη０、粘度の圧力指数をα、圧
力をＰとすると、潤滑油の高圧粘度ηは、７７　＝ηａ
　ｅ”　　　　　　　−（１）で表わされ、圧力ρの変
化によって増減する。高圧粘瓜を考慮した等側圧力ｑは
、ｑ＝　（１−ｅ−”　）／α　　　　　　・・・（２）
で表わすことかできるが、上記の仮定■からｐ−”大と
考えられるので、結局、等側圧力ｑは一定（ｑ　＝　１
７’α）となる。 ■　ＥＨＬＦＰ、論における多くの解法例と同様に、ビ
ス１ヘンリング１及びシリンダボア内壁５間の接触部に
介在する潤滑油の膜厚はほぼ一定である。すなわち、第６図（ａ）に示す周知理論に対して第６図
（ｂ）に示すように、ピストンリング１の弾性変形のた
めに、ｈｏ＝ｈ＝ｈｍ（但し、ｈＯは最小１ｖ）ソ、ｈ
は任意位置での膜厚、ｈｍは最大応力位置での膜厚）と
なる。なお、接触部以外の領域では、弾性変形が油圧の
影響を受けることはない。このような仮定によると、ピストンリング１及びシリン
ダボア内壁５間の接触部の運動は、第６図（ｂ）及び第
７図に示すように２平面間の滑り運動に置き換えて考え
ることができる。そこで、第７図のモデルを参照してビス１ヘンリング１
の外周面２に生じる摩擦力について考えてみる。今、ピ
ストンリング１の平均速度を１．潤滑油の粘度をη、潤
滑油の流速をＶ、ピストンリンク１の外周長をｂとする
と、ピストンリング１の移動方向（Ｘ方向）における微
小区間ｄｘに働く摩擦力ｄＦは、粘性流に関するニュー
トンの式となる。一方、潤滑油内の微小領域をｄＡを考
え、その位；げにおける潤滑油の膜厚をｈ１圧力をｐと
すると、１敢小領域ｄＡに作用する力の平衡の式から、
流速Ｖのｙ方向速度勾配は、 δｙ　　２η　　ｄｘ　　　　　　　　　　　ｈとなる
。そこで、（４）式を（３）式に代入して整理すると共
に、ｙ＝Ｑを代入してピストンリング１に生じる摩擦力
ｄＦを考えると、・・・（５）を得る。ここで、ピストンリング１の弾性変形によって
生じる接触部の長さをＡ、潤滑油の最小膜厚をｈｏ、Ａ
大膜厚をｈｌとすると、任意のＸ位置における膜厚りは
、で表すことができる。また、上述の流速Ｖの式から圧力
ｐの入方向の傾きは、ただし、ｃ’　＝ｈｍ、’ｈ。で表わされる。したがって、ピストンリング１の接触部
全体つまり外周面２に与えられる摩擦力Ｆは、上記（６
！、（７１式を（５）式に代入したのち、（５）式をＸ
について０からｊまで定積分した式（８）によって求め
ることができる。・・・（８）さらに、上述の仮定■からすれば、傾斜を示すａの値は
０をとる。したがって、

【８】式の（）内の値は１とな
り、ピストンリング１に生じる摩擦力は、０で表すことができる。ところで、上記の仮定■のように、ビス１〜ン・リング
１の接触部に加わる応力が静的接触状態での応力（ヘル
ツ応力）に等しくなるとすると、（９）式の膜厚ｈＯに
ついて、実験結果と良く一致するグルービン（ＧＲＵＢ
ＩＮ）の式を適用できる。今、ピストンリング１及びシ
リンダボア内壁５間の等測置性係数をＥ、ピストンリン
グ１の外周面２ｃこ加わる４を位周長当りの荷重をＷと
すると、グルービンμ　２− ・・・（１４）で示される。ここで、ピストンリング１が第１図に示す
如く、シリンダボア内３ｄ５から張力Ｗ相当の抗力を受
け、所定の直径りを有してシリンダボア４内を往復動す
るため、１１０式中のＷは、ｂ　　πＤで表される。また、（９）式における接触部の長さｐで
表される。したがって、ｆ９）、　ｆｌｏｌ、　［１１
）、　（１２）式％式％１３）となり、これに、クーロンの法則となり、摩擦係数μが曲率半径Ｒσ）はぼ０．１４乗に
比例して増加することが理論的に推定される。こうして、外周面２に曲率半径Ｒの円弧部３を存するピ
ストンリング１について、Ｋｍに関する理論式（（１Ｇ
）式）を導出できた。そのため、この（１Ｇ）式により
摩擦力低減効果の大きい適性範囲を定める必要があるか
、ここで、実際のエンジンを考慮して、（１６）式の潤
滑油の粘度７ノ及び等価弾性係数Ｅはほぼ一定と考える
（粘度ηはＳ酊１２０又はＩ３０程度。弾性係数Ｅは一
般的にクロムメツキリング及び鋳鉄製ライナの組み合せ
で決めることができる）。また、ピストンリング１の平
均速度Ｕはエンジン回転数によって決まるので、速度Ｕ
を一定としたときのピストンリング１の仕様にがかるＲ
、Ｄ、Ｗのみ、つまりＲ０１４・Ｄｏ・４／Ｗ　０　、
４の値で適性範囲を示すのが適当であると考えられる。次に、適性範囲を定めるために行った実験について説明
する。この実験では、第２図に示すように互いに曲率半
径Ｒを変えた４種頭の供試品を形成しく１且し、幅寸法
を３１１１１．厚さ寸法を４．９１１とし、外周面には
クロムメツキを施す。）、各供試品についてエンジン回
転数を変えて摩擦平均有効圧力Ｐｍｆを測定した。第３
図はその実験結果である。また、第４図はこの結果を曲
率半径Ｒと摩擦平均有効圧力Ｐｎ１ｆとの関係に置換し
たものである。今、第４図を参照するに、曲率半径Ｒか
２５１を越えると、摩擦平均有効圧力Ｐｎｌｆは、従来
（Ｒ＝Ｄ／２）に比し若干低下するのみである。しかし
、曲率半径Ｒが２５ｎｌを超えて小さくなると、摩擦平
均有効圧力Ｐｍｆは大きく低下し、そして、Ｒが５１１
１１未満では再び急激に上昇することがわかる。した力
１って、この実験によると、曲率半径Ｒか５〜２５１の
範囲が、摩擦力低減効果の大きな範囲となる。次に、このようにして判明した５〜２５１１ｍの範囲を
上記理論に基づいて一般化して適性範囲とする。すなわち、上記実験において曲率半径Ｒか５ｎｕｎ未届
の場合には、明らかに理論式とは一致しない。これはシリンダボアに対する′Ｊ２１滑油の扱き揚げ量
が増加して油膜がうずくなり金属接触を生じるためと考
えられる。一方、曲率半径Ｒが５１１以上の結果を傾向
の把握が容易な両対数で表すと第５図のようになる。こ
の結果から摩擦平均有効圧力Ｐｍｆが曲率半径Ｒのほぼ
０．１乗に比例していることかわかり、上記理論の０．
１４乗と若干の食い違いはあるものの、単純化した仮定
に基づいて得られた上記理論に適合している。すなわち
、平行な膜厚を有して滑り運動する２千面間の摩擦力を
考え、そのときの圧力分布か静的接触応力に近いものと
見なすことにより得られた上記理論を、現実的な摩擦に
関する近似解として取り扱うことができることがわかる
、したかって、上述した比較的効果の大きい曲率半径Ｒ
の範囲（５〜２５＋ｎ＋ｎ）を、第７１図に示ずＲ”・
Ｄ　０．４　／　Ｗ　０．４のスゲールで表すと、適性
範囲として、Ｏ４を得ることになり、この範囲でピストンリンクを形成す
ると一定のシール性を確保しつつ、より摩擦力を減少さ
せることが可能になる。［発明の効果］以上要するに本発明によれば次のごとく優れた効果を発
揮する。ピストンリングの外周面に所定の曲率半径の丸みを形成
することにより、ピストンリングに与えられるｒ２擦力
を低減できる。そのため、ピストンリングの幅寸法を減
少する必要かなく、充分な背圧を得ることができ、シリ
ンタボアに対して一定のシール性を確保することかでき
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例を示すピストンリンクの部分
断面図、第２図は外周面の曲率１′−径を変えた４種類
のピストンリングを示す部分断面図、第３図は第２図の
各ピストンリングについてエンジン回転数と摩擦平均有
効圧力との関係を示す図、第・１図は第２図の各ピスト
ンリングについて外周面の曲率ｌ″−径と摩擦平均有効
圧力との関係を示す図、第５図は第４図の関係を両対数
で示した図、第６図はピストンリング及びシリンダボア
内壁間で潤滑油が平行膜厚となることを示す説明図、第
７図はピストンリング及びシリンダボア内壁間の運動の
モデルを示す図である。図中、１はピストンリング、２は外周面、３は円弧部、
・１はシリンタボア、５はシリンタボア内壁である。

Claims

【特許請求の範囲】１、ピストンリングの外周面に、その軸方向に沿って曲
率半径Ｒの丸みを形成すると共に、上記ピストンリング
の外径Ｄ、張力Ｗ及び曲率半径Ｒが次式の関係を満たし
ていることを特徴とするピストンリング。Ｒ＾０＾．＾１・Ｄ＾０＾．＾４／Ｗ＾０＾．＾４＝５
．２〜６．２