JPH0680057U - Pressure ring for internal combustion engine - Google Patents
Pressure ring for internal combustion engineInfo
- Publication number
- JPH0680057U JPH0680057U JP2139193U JP2139193U JPH0680057U JP H0680057 U JPH0680057 U JP H0680057U JP 2139193 U JP2139193 U JP 2139193U JP 2139193 U JP2139193 U JP 2139193U JP H0680057 U JPH0680057 U JP H0680057U
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- barrel
- pressure ring
- internal combustion
- outer peripheral
- face
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Landscapes
- Pistons, Piston Rings, And Cylinders (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 内燃機関用圧力リングの摩耗に伴うオイル消
費量を低減する。
【構成】この考案による内燃機関用圧力リング１では、
合口２を形成する両端部３付近の各外周摺動部４に形成
されたテーパフェース５のテーパ角度θ又はバレルフェ
ース８のバレル量ｂは各端部３付近以外の外周摺動部４
に形成されたテーパフェース６のテーパ角度θ又はバレ
ルフェース９のバレル量ｂ'より大きく、テーパフェー
ス５、６のテーパ角度θ、θ'又はバレルフェース８、
９のバレル量ｂ、ｂ'は境界部７において連続的に変化
する。このため、外周摺動部に摩耗が進行したとき、合
口２を形成する両端部３付近でもシリンダ内壁に対する
十分な面圧が確保される。
(57) [Summary] [Purpose] To reduce the oil consumption due to wear of the pressure ring for internal combustion engines. [Structure] In the pressure ring 1 for an internal combustion engine according to the present invention,
The taper angle θ of the tapered face 5 or the barrel amount b of the barrel face 8 formed on each outer peripheral sliding portion 4 near both ends 3 forming the joint 2 is the outer peripheral sliding portion 4 other than near each end 3.
Which is larger than the taper angle θ of the taper face 6 or the barrel amount b ′ of the barrel face 9 formed on
The barrel amounts b and b ′ of 9 continuously change at the boundary portion 7. Therefore, when the outer peripheral sliding portion is worn, a sufficient surface pressure is secured against the inner wall of the cylinder even in the vicinity of both ends 3 forming the abutment 2.
Description
【０００１】[0001]
この考案はピストンリング、特に、長時間稼動後のオイルの掻き上げを防止で きる内燃機関用圧力リングに関連する。 The present invention relates to a piston ring, and more particularly to a pressure ring for an internal combustion engine that can prevent oil from being scratched up after a long period of operation.
【０００２】[0002]
内燃機関用圧力リングとして図７に示す平坦面１３を有する矩形断面リングの 基本的かつ標準的な形状によって形成されるプレーン形の圧力リング１２がある 。近時エンジンの高速化に伴い、プレーン形圧力リング１２は油掻き効果の不足 が指摘され、またピストン１１の熱膨張、首振りなどにより運転時にシリンダ１ ０の内壁に接する圧力リング１２の正しい姿勢が崩れる欠点がある。圧力リング １２の幅方向のピストン１１の頂部側端部がシリンダ１０の内壁に接してピスト ン１１の底部側端部がシリンダ１０の内壁から離間する状態で圧力リング１２が 傾斜する（逆当たり）と、圧力リング１２はオイルを掻き下げるよりも逆に掻き あげるようになり、オイル消費量が増加する。 As a pressure ring for an internal combustion engine there is a plain pressure ring 12 formed by the basic and standard shape of a rectangular cross-section ring with a flat surface 13 shown in FIG. Recently, it has been pointed out that the plain type pressure ring 12 lacks the oil scraping effect as the engine speed increases, and the correct position of the pressure ring 12 in contact with the inner wall of the cylinder 10 during operation due to thermal expansion of the piston 11 and swinging. Has the drawback that it will collapse. The pressure ring 12 inclines with the top end of the piston 11 in the width direction of the pressure ring 12 in contact with the inner wall of the cylinder 10 and the bottom end of the piston 11 separated from the inner wall of the cylinder 10 (back contact). Then, the pressure ring 12 scrapes up the oil rather than scrapes it down, and the oil consumption increases.
【０００３】 また、圧力リング１２の側面に対してすべり面を完全な直角をなすように仕上 げることはかなり困難であり、逆当たりによりオイル消費量が増加するおそれが ある。Further, it is quite difficult to finish the slip surface so as to form a right angle with respect to the side surface of the pressure ring 12, and there is a possibility that the oil consumption may increase due to the reverse contact.
【０００４】 プレーン形圧力リング１２の欠点を除くために、図８に示すテーパフェース形 圧力リング１２が提案されている。テーパフェース形圧力リング１２は非常に高 い面圧による初期なじみ時間の短縮が可能になり、圧力リング１２の外周面での 逆当たりを防止することにより油掻き作用が強められる。即ち、従来のプレーン 形状では初期なじみに時間が長くかかり自動車工場でのエンジン組立て後のなら し運転の費用がかさむ難点があった。これに対し、外周面にテーパ１４をつけて シリンダとのすべり面の当たり面積を小さくすれば、面圧が高まり運転初期のな じみ性を向上させ、短時間でオイル消費量、ブローバイガス排出量を安定させる ことができる。更に、テーパ１４はピストンの上昇行程間にすべり面に油膜を形 成しやすく、下降行程ではオイルを掻き下げる効果がある。In order to eliminate the drawbacks of the plain pressure ring 12, the tapered face pressure ring 12 shown in FIG. 8 has been proposed. The taper face type pressure ring 12 can shorten the initial running-in time due to a very high surface pressure, and by preventing backlash on the outer peripheral surface of the pressure ring 12, the oil scraping action is enhanced. In other words, the conventional plain shape takes a long time to get used to the initial stage, and there is a problem that the cost of running-in after assembling the engine in the automobile factory is high. On the other hand, if the outer peripheral surface is tapered 14 to reduce the contact area of the sliding surface with the cylinder, the surface pressure increases and the conformability at the initial stage of operation is improved, and the oil consumption and blow-by gas discharge amount are reduced in a short time. Can be stabilized. Further, the taper 14 tends to form an oil film on the slip surface during the upward stroke of the piston, and has the effect of scratching the oil during the downward stroke.
【０００５】 しかしながら、テーパフェース形圧力リング１２では外周テーパ部にもガス圧 が作用するため、その分だけ背圧の効果を打ち消すことになる。従って、テーパ 角度が大き過ぎるとブローバイガス量が増加する欠点がある。また、テーパ角度 が大きいと、オイル消費量が増加する問題がある。However, in the taper face type pressure ring 12, the gas pressure also acts on the outer peripheral taper portion, so that the effect of the back pressure is canceled by that amount. Therefore, if the taper angle is too large, there is a drawback that the amount of blow-by gas increases. Also, if the taper angle is large, there is a problem that the oil consumption increases.
【０００６】 他面、図９に示すバレルフェース形圧力リング１２が提案されている。最近の エンジンではシリンダ径に比して短いピストンが使用されているが、このような ピストンは首振り運動が大きくなりスカッフィングを起こしやすい。また、エン ジンの軽量化に伴って薄肉鋳造が行われるため、シリンダの熱ひずみによる変形 量が増加し、同じくスカッフィングを起こす例も多い。その対策として提案され たバレルフェース形圧力リング１２は、運転初期でのスカッフィング及びブロー バイ防止効果がある。例えばピストンが上昇行程から下降行程に移行するピスト ンの上下死点ではピストンの首振り運動によって圧力リング１２の外周上下の隅 角がシリンダ壁に強く当たり、圧力リング１２のエッジローディングによるひっ かきを起こす例がある。このようなトラブルを防ぐため、外周面形状を丸く太鼓 状のバレル面１５を形成して圧力リング１２上下の隅角とシリンダ１０の内壁と の接触を防止したバレルフェース形圧力リング１２が有効である。しかしながら 、すべり面の湾曲度の値はきわめて微妙でこれが大きい場合はオイル消費量の増 大を招く。On the other hand, a barrel face type pressure ring 12 shown in FIG. 9 has been proposed. In recent engines, pistons that are shorter than the cylinder diameter are used, but such pistons have large swinging movements and are prone to scuffing. In addition, since thin-walled casting is performed as the engine becomes lighter, the amount of deformation due to thermal strain in the cylinder increases, and in many cases scuffing also occurs. The barrel face type pressure ring 12 proposed as a countermeasure against it has an effect of preventing scuffing and blow-by at the initial stage of operation. For example, at the top-bottom dead center of the piston where the piston shifts from the ascending stroke to the descending stroke, the swinging motion of the piston causes the upper and lower outer peripheral corners of the pressure ring 12 to strongly hit the cylinder wall, and scratches due to the edge loading of the pressure ring 12. There is an example. In order to prevent such troubles, the barrel face type pressure ring 12 in which a barrel-shaped barrel surface 15 having a round outer peripheral surface is formed to prevent contact between the upper and lower corners of the pressure ring 12 and the inner wall of the cylinder 10 is effective. is there. However, the value of the curvature of the slip surface is extremely delicate, and if it is large, the oil consumption increases.
【０００７】[0007]
圧力リング１２は合口を拡張してピストン１１の溝１１ａに装着し、ピストン １１をシリンダ１０内に配置して内燃機関を組み立てる。ピストン１１と共にシ リンダ１０内に配置された圧力リング１２はシリンダ１０の内壁に当接して真円 状になる。このため、圧力リング１２の円周に沿う外周摺動部のシリンダ１０の 内壁に対する面圧分布は合口付近において最大となる。従って、エンジンの稼動 中に合口付近での外周摺動部の摩耗量が最も多くなっている。 The pressure ring 12 is expanded at its joint and mounted in the groove 11a of the piston 11, and the piston 11 is arranged in the cylinder 10 to assemble the internal combustion engine. The pressure ring 12 arranged in the cylinder 10 together with the piston 11 comes into contact with the inner wall of the cylinder 10 to form a perfect circle. Therefore, the surface pressure distribution of the outer peripheral sliding portion along the circumference of the pressure ring 12 against the inner wall of the cylinder 10 becomes maximum in the vicinity of the abutment. Therefore, the amount of wear of the outer peripheral sliding portion near the abutment is the largest during engine operation.
【０００８】 合口付近の外周摺動部の摩耗量が最大となる理由は、圧力リング１２の円周に 沿う面圧が最大となること、燃焼工程でのガスの吹き抜けに伴い合口以外の部分 より高温になること、燃焼工程での作用、油膜切れによることが考えられる。こ のように従来のピストンリングでは、合口付近の外周摺動部の摩耗に伴うオイル の掻き上げ作用を十分に防止することができなかった。The reason why the amount of wear of the outer peripheral sliding portion in the vicinity of the abutment is maximized is that the surface pressure along the circumference of the pressure ring 12 is maximized, and that the area other than the abutment is caused by gas blowout in the combustion process. It is considered that the temperature becomes high, the action in the combustion process, and the oil film breaks. As described above, the conventional piston ring cannot sufficiently prevent the oil scraping action due to the wear of the outer peripheral sliding portion near the abutment.
【０００９】 そこで、この考案は内燃機関用圧力リングを特定の形状に構成することにより 前記の欠点を解消することを目的とする。Therefore, an object of the present invention is to eliminate the above-mentioned drawbacks by forming a pressure ring for an internal combustion engine into a specific shape.
【００１０】[0010]
この考案による内燃機関用圧力リングは、テーパフェース形又はバレルフェー ス形内燃機関用圧力リングにおいて、合口を形成する両端部付近の各外周摺動部 に形成されたテーパ角度θ又はバレル量ｂを各端部付近以外の外周摺動部に形成 されたテーパ角度θ'又はバレル量ｂ'より大きくし、テーパ角度θ、θ'又はバ レル量ｂ、ｂ'は境界部において連続的に変化する。テーパフェースのテーパ角 度θ、θ'はθ＝２〜２.５度及びθ'＝１〜１.３０度の範囲にある。バレルフェ ースのバレル量ｂ、ｂ'はそれぞれｂ＝１１〜２０μｍ及びｂ'＝２〜１０μｍの 範囲にある。テーパ角度θ又はバレル量ｂは合口を形成する各端部から円周方向 に沿ってψ＝２０度以下の角度範囲で形成される。 The internal combustion engine pressure ring according to the present invention is a taper face type or barrel face type internal combustion engine pressure ring in which the taper angle θ or the barrel amount b formed at each outer peripheral sliding portion near both ends forming the abutment is set to The taper angle θ ′ or the barrel amount b ′ formed in the outer peripheral sliding portion other than the vicinity of the end portion is made larger, and the taper angle θ, θ ′ or the barrel amount b, b ′ continuously changes at the boundary portion. The taper angles θ and θ ′ of the taper face are in the range of θ = 2 to 2.5 degrees and θ ′ = 1 to 1.30 degrees. The barrel amounts b and b ′ of the barrel face are in the range of b = 11 to 20 μm and b ′ = 2 to 10 μm, respectively. The taper angle θ or the barrel amount b is formed in an angle range of ψ = 20 degrees or less along the circumferential direction from each end forming the abutment.
【００１１】[0011]
合口を形成する両端部付近の外周摺動部に形成されたテーパフェースのテーパ 角度θ又はバレルフェースのバレル量ｂは他の部分の外周摺動部に形成されたテ ーパ角度θ'又はバレル量ｂ'より大きい。このため、外周摺動部に摩耗が進行し たとき、合口を形成する両端部付近でもシリンダ内壁に対する十分な面圧が確保 される。従って、両端部付近ではテーパフェース又はバレルフェースが潰れて外 周摺動部が全面でシリンダ内壁に当接しないので、圧力リングのエッジ形成によ るオイルの掻き上げ作用を抑制することができる。 The taper angle θ of the tapered face or the barrel amount b of the barrel face formed on the outer peripheral sliding portion near the both ends forming the abutment is the taper angle θ ′ or the barrel formed on the outer peripheral sliding portion of the other portion. Greater than quantity b '. Therefore, when the outer peripheral sliding portion is worn, sufficient surface pressure against the inner wall of the cylinder is secured even in the vicinity of both ends forming the abutment. Therefore, since the taper face or the barrel face is crushed near both ends and the outer peripheral sliding portion does not abut the cylinder inner wall over the entire surface, the oil scraping action due to the edge formation of the pressure ring can be suppressed.
【００１２】[0012]
以下、この考案による内燃機関用圧力リングの実施例を図１〜図５について説 明する。 An embodiment of a pressure ring for an internal combustion engine according to the present invention will be described below with reference to FIGS.
【００１３】 図１〜図３に示すように、この考案による内燃機関用圧力リング１では、合口 ２を形成する両端部３付近の各外周摺動部４に形成されたテーパフェース５のテ ーパ角度θは各端部３付近以外の外周摺動部４に形成されたテーパフェース６の テーパ角度θ'より大きく、テーパフェース５、６のテーパ角度θ、θ'は境界部 ７において連続的に変化する。テーパフェース５のテーパ角度θは、θ＝２〜２ .５度の範囲であり、テーパフェース６のテーパ角度θ'はθ'＝１〜１.３０度の 範囲にある。テーパフェース５のテーパ角度θは合口２を形成する各端部３から 円周方向に沿ってψ＝２０度以下の角度範囲で形成される。As shown in FIGS. 1 to 3, in a pressure ring 1 for an internal combustion engine according to the present invention, a taper face 5 formed on each outer peripheral sliding portion 4 in the vicinity of both end portions 3 forming an abutment 2 is tapered. The taper angle θ is larger than the taper angle θ ′ of the taper face 6 formed on the outer peripheral sliding portion 4 other than the vicinity of each end portion 3, and the taper angles θ and θ ′ of the taper faces 5 and 6 are continuous at the boundary portion 7. Changes to. The taper angle θ of the taper face 5 is in the range of θ = 2 to 2.5 degrees, and the taper angle θ ′ of the taper face 6 is in the range of θ ′ = 1 to 1.30 degrees. The taper angle θ of the taper face 5 is formed within an angle range of ψ = 20 degrees or less from each end 3 forming the abutment 2 along the circumferential direction.
【００１４】 本実施例では合口２を形成する両端部３付近の外周摺動部４に形成されたテー パフェース５のテーパ角度θは他の部分の外周摺動部に形成されたテーパフェー ス６のテーパ角度θ'より大きい。このため、外周摺動部４に摩耗が進行しても 、合口２を形成する両端部３付近でもテーパフェース５が残存し、シリンダ内壁 に対する十分な面圧が確保される。従って、両端部３付近ではテーパフェース５ が潰れて外周摺動部４が全面でシリンダ内壁に当接しないので、圧力リングのエ ッジ形成によるオイルの掻き上げ作用を抑制することができる。In this embodiment, the taper angle θ of the taper face 5 formed on the outer peripheral sliding portion 4 near both ends 3 forming the abutment 2 is equal to that of the taper face 6 formed on the outer peripheral sliding portion of the other portion. It is larger than the taper angle θ '. Therefore, even if the outer peripheral sliding portion 4 is worn, the tapered face 5 remains near both ends 3 forming the abutment 2 and a sufficient surface pressure is secured against the inner wall of the cylinder. Therefore, the tapered face 5 is crushed in the vicinity of both end portions 3 and the outer peripheral sliding portion 4 does not entirely contact the inner wall of the cylinder, so that the oil scraping action due to the edge formation of the pressure ring can be suppressed.
【００１５】 図４及び図５に示すように、この考案の他の実施例では、合口２を形成する両 端部３付近の各外周摺動部４に形成されたバレルフェース８のバレル量ｂは各端 部３付近以外の外周摺動部４に形成されたバレルフェース９のバレル量ｂ'より 大きい。バレルフェース８、９のバレル量ｂ、ｂ'は境界部７において連続的に 変化する。バレルフェース８の厚さｂはｂ＝１１〜２０μｍの範囲であり、ｂ' はｂ'＝２〜１０μｍの範囲にある。バレルフェース８のバレル量ｂは合口２を 形成する各端部３から円周方向に沿ってψ＝２０度以下の角度範囲で形成される 。As shown in FIGS. 4 and 5, in another embodiment of the present invention, the barrel amount b of the barrel face 8 formed on each outer peripheral sliding portion 4 near both ends 3 forming the abutment 2. Is larger than the barrel amount b ′ of the barrel face 9 formed on the outer peripheral sliding portion 4 other than the vicinity of each end portion 3. The barrel amounts b and b ′ of the barrel faces 8 and 9 continuously change at the boundary portion 7. The thickness b of the barrel face 8 is in the range of b = 11 to 20 μm, and b ′ is in the range of b ′ = 2 to 10 μm. The barrel amount b of the barrel face 8 is formed in an angular range of ψ = 20 degrees or less from each end 3 forming the abutment 2 along the circumferential direction.
【００１６】 本実施例においても、合口２を形成する両端部３付近の外周摺動部４に形成さ れたバレルフェース８のバレル量ｂは他の部分の外周摺動部４に形成されたバレ ルフェース９のバレル量ｂ'より大きい。このため、外周摺動部４に摩耗が進行 しても、合口２を形成する両端部３付近でもバレルフェース８が残存し、シリン ダ内壁に対する十分な面圧が確保される。従って、両端部３付近ではバレルフェ ース８が潰れて外周摺動部４が全面でシリンダ内壁に当接しないので、圧力リン グのエッジ形成によるオイルの掻き上げ作用を抑制することができる。Also in this embodiment, the barrel amount b of the barrel face 8 formed on the outer peripheral sliding portion 4 near both ends 3 forming the joint 2 is formed on the outer peripheral sliding portion 4 of the other portion. It is larger than the barrel amount b'of the barrel face 9. Therefore, even if the outer peripheral sliding portion 4 is worn away, the barrel face 8 remains near both ends 3 forming the abutment 2, and a sufficient surface pressure is secured against the inner wall of the cylinder. Therefore, since the barrel face 8 is crushed near the both ends 3 and the outer peripheral sliding portion 4 does not come into contact with the inner wall of the cylinder on the entire surface, the oil scraping action due to the edge formation of the pressure ring can be suppressed.
【００１７】 図６は、気筒内径５６ミリメートルの１気筒４サイクル空冷汎用エンジンにこ の考案による圧力リング及び従来の圧力リングを実装したエンジンを稼動した結 果得られたオイル消費率のグラフである。図６に示すように、この考案による内 燃機関用圧力リングのオイル消費率Ａは、１５０時間経過後に従来の圧力リング のオイル消費率Ｂに比べて、約２０％少ないことが判明した。FIG. 6 is a graph of the oil consumption rate obtained as a result of operating the pressure ring according to the present invention and the engine having the conventional pressure ring mounted on a one-cylinder four-cycle air-cooled general-purpose engine having an inner diameter of 56 mm. . As shown in FIG. 6, it was found that the oil consumption rate A of the internal combustion engine pressure ring according to the present invention was about 20% less than the oil consumption rate B of the conventional pressure ring after 150 hours.
【００１８】[0018]
この考案では長時間稼動される内燃機関のオイル消費量を減少できるので、オ イルを節約できかつ保守及び点検を省略できる利点がある。 Since the invention can reduce the oil consumption of the internal combustion engine which is operated for a long time, there is an advantage that oil can be saved and maintenance and inspection can be omitted.
【図１】 この考案による内燃機関用圧力リングの平面
図FIG. 1 is a plan view of a pressure ring for an internal combustion engine according to the present invention.
【図２】 図１のＡ−Ａ線に沿う断面図FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG.
【図３】 図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図FIG. 3 is a sectional view taken along line BB of FIG.
【図４】 この考案の他の実施例を示す図１のＡ−Ａ線
に沿う断面図FIG. 4 is a sectional view taken along the line AA of FIG. 1 showing another embodiment of the present invention.
【図５】 この考案の他の実施例を示す図１のＢ−Ｂ線
に沿う断面図5 is a sectional view taken along the line BB of FIG. 1 showing another embodiment of the present invention.
【図６】 オイル消費率を示すグラフFIG. 6 is a graph showing the oil consumption rate.
【図７】 従来のプレーン形ピストンリングの断面図FIG. 7 is a sectional view of a conventional plain piston ring.
【図８】 従来のテーパフェース形ピストンリングの断
面図FIG. 8 is a sectional view of a conventional tapered face type piston ring.
【図９】 従来のバレルフェース形ピストンリングの断
面図FIG. 9 is a sectional view of a conventional barrel face type piston ring.
１・・内燃機関用圧力リング、２・・合口、３・・端
部、４・・外周摺動部、５、６・・テーパフェース、７
・・境界部、８、９・・バレルフェース、1 ・ ・ Pressure ring for internal combustion engine 2 ・ ・ Mating port 3 ・ ・ End part 4 ・ ・ Outer peripheral sliding part 5, 6 ・ ・ Tapered face, 7
..Borders, 8, 9 ... Barrel faces,
Claims (4)
内燃機関用圧力リングにおいて、 合口を形成する両端部付近の各外周摺動部に形成された
テーパ角度θ又はバレル量ｂを各端部付近以外の外周摺
動部に形成されたテーパ角度θ'又はバレル量ｂ'より大
きくし、テーパ角度θ、θ'又はバレル量ｂ、ｂ'は境界
部において連続的に変化することを特徴とする内燃機関
用圧力リング。1. In a taper face type or barrel face type internal combustion engine pressure ring, the taper angle θ or barrel amount b formed at each outer peripheral sliding portion near both ends forming a joint is set to a value other than near each end. An internal combustion engine characterized in that it is made larger than a taper angle θ'or barrel amount b'formed on the outer peripheral sliding portion, and the taper angles θ, θ'or barrel amounts b, b'change continuously at the boundary portion. For pressure ring.
θ＝２〜２.５度及びθ'＝１〜１.３０度の範囲にある
「請求項１」に記載の内燃機関用圧力リング。2. The pressure ring for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the taper angles θ and θ ′ of the taper face are in the range of θ = 2 to 2.5 degrees and θ ′ = 1 to 1.30 degrees. .
れぞれｂ＝１１〜２０μｍ及びｂ'＝２〜１０μｍの範
囲にある「請求項１」に記載の内燃機関用圧力リング。3. The pressure ring for an internal combustion engine according to claim 1, wherein barrel amounts b and b ′ of the barrel face are in the ranges of b = 11 to 20 μm and b ′ = 2 to 10 μm, respectively.
成する各端部から円周方向に沿ってψ＝２０度以下の角
度範囲で形成された「請求項１」に記載の内燃機関用圧
力リング。4. The internal combustion engine according to claim 1, wherein the taper angle θ or the barrel amount b is formed within an angle range of ψ = 20 degrees or less along the circumferential direction from each end forming the abutment. Pressure ring.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2139193U JPH0680057U (en) | 1993-04-23 | 1993-04-23 | Pressure ring for internal combustion engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2139193U JPH0680057U (en) | 1993-04-23 | 1993-04-23 | Pressure ring for internal combustion engine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0680057U true JPH0680057U (en) | 1994-11-08 |
Family
ID=12053773
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2139193U Pending JPH0680057U (en) | 1993-04-23 | 1993-04-23 | Pressure ring for internal combustion engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0680057U (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPWO2011064888A1 (en) * | 2009-11-30 | 2013-04-11 | 日本ピストンリング株式会社 | piston ring |
-
1993
- 1993-04-23 JP JP2139193U patent/JPH0680057U/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPWO2011064888A1 (en) * | 2009-11-30 | 2013-04-11 | 日本ピストンリング株式会社 | piston ring |
| JP5557850B2 (en) * | 2009-11-30 | 2014-07-23 | 日本ピストンリング株式会社 | piston ring |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4384729A (en) | Interlocking dual plane gapped compression rings | |
| US6997460B2 (en) | Piston ring for piston engines | |
| US20060266322A1 (en) | Piston for an internal combustion engine | |
| JP4165119B2 (en) | Piston ring of internal combustion engine | |
| JPH0680057U (en) | Pressure ring for internal combustion engine | |
| US5035210A (en) | Piston assembly of internal combustion engine | |
| KR101497257B1 (en) | Oil scraper ring for pistons of internal combustion engines | |
| JP3239493B2 (en) | Piston for internal combustion engine | |
| JPH0533865A (en) | Piston ring device for internal combustion engine | |
| JPS6029656Y2 (en) | internal combustion engine piston | |
| JP2564947Y2 (en) | Barrel face type piston ring | |
| JP3587394B2 (en) | Piston for internal combustion engine | |
| US4815429A (en) | Piston head for an internal combustion engine and a compression ring therefor | |
| JPH0742417U (en) | Combination of piston and piston ring | |
| JPH0634152U (en) | Piston structure of internal combustion engine | |
| DE3864699D1 (en) | PISTON FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES. | |
| JPH0134682Y2 (en) | ||
| EP0288096A2 (en) | Piston combustion engine | |
| JPH0628423U (en) | Reciprocating engine compression ring | |
| JPS588925Y2 (en) | piston ring | |
| JP2018112275A (en) | Mounting structure of piston ring | |
| JPH0324857Y2 (en) | ||
| JPS6315564Y2 (en) | ||
| JPS588926Y2 (en) | piston ring | |
| JPS6346678Y2 (en) |