KR20180033277A - 연접봉 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진 - Google Patents

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KR20180033277A
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히데아키 니시다
다쿠조 시기하라
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미츠비시 쥬고교 가부시키가이샤
가부시키가이샤 자판엔진코포레숀
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Abstract

베어링 메탈이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉의 단부의 베어링면에 형성되어 있는 급유 통로나 급유 홈 등의 오목부에 의한 베어링 메탈의 압력 변형을 억제한다. 연접봉 (18) 은, 그 단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 에 형성된 오목부 (15, 16) 와, 베어링면 (8a) 에 장착되는 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈 (11A) 을 구비하고, 오목부 (15, 16) 의 개구폭 치수를 d 로 하고, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수를 H 로 한 경우, H ＞ d·α 가 되도록 H 를 설정하고, 계수 α 의 범위는, 다음 중 어느 것으로 하였다.
(a) 오목부가 구멍과 홈이고, 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.6.
(b) 오목부가 구멍과 홈이고, 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＝ 0.8.
(c) 오목부가 구멍뿐이고, 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.5.
(d) 오목부가 구멍뿐이고, 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.6.

Description

연접봉 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진
본 발명은, 주로 선박의 주기로서 탑재되는 크로스헤드형 엔진에 사용되는 연접봉 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진에 관한 것이다.
도 6 은 선박용의 크로스헤드형 엔진의 종단면도이다. 또, 도 7 은 도 6 의 Ⅶ-Ⅶ 선을 따른 단면도이고, 도 8 은 도 7 의 Ⅷ-Ⅷ 화살표에 의한 평면도, 도 9 는 도 7 의 Ⅸ-Ⅸ 선을 따른 종단면도이다.
이 크로스헤드형 엔진 (EG) 은, 상하 방향으로 연장되는 실린더 라이너 (1) 에 피스톤 (2) 이 자유롭게 슬라이딩할 수 있도록 삽입되고, 실린더 라이너 (1) 의 축심 연장선 상에 크랭크축 (3) 이 축 지지되고, 실린더 라이너 (1) 와 크랭크축 (3) 사이에 형성된 1 쌍의 슬라이딩판 (4) 의 사이에 크로스헤드 (5) 가 상하로 자유롭게 슬라이딩할 수 있도록 형성되어 있다.
피스톤 (2) 으로부터 하방으로 연장되는 피스톤 로드 (6) 의 선단에 형성된 횡축상의 크로스헤드 저널 (7) 이 크로스헤드 (5) 에 연결되어 있다. 또, 연접봉 (8) 의 소단부 (小端部) (8A) 가 크로스헤드 저널 (7) 에 자유롭게 회동할 수 있도록 피봇팅되고, 연접봉 (8) 의 대단부 (大端部) (8B) 가 크랭크축 (3) 에 편심되어 형성된 크랭크 핀 (9) 에 자유롭게 회동할 수 있도록 축 지지되어 있다. 이 때문에, 피스톤 (2) 이 연료의 연소에 수반되는 폭발 압력 (P) 에 의해 압하되면, 크로스헤드 (5) 도 압하되고, 연접봉 (8) 이 회동하여 크랭크축 (3) 을 회전시켜, 이 회전이 크로스헤드형 엔진 (EG) 의 출력이 된다.
연접봉 (8) 의 소단부 (8A) 와 대단부 (8B) 에는, 각각 캡 (81, 82) 이 장착되고, 크로스헤드 저널 (7) 과 크랭크 핀 (9) 이 클램프상으로 유지되도록 되어 있다. 또, 소단부 (8A (81)) 의 베어링면 (8a) 과 대단부 (8B (82)) 의 베어링면 (8b) 에는, 각각 화이트 메탈 등의 베어링 재료로 형성된 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈 (11, 12) 이 장착되어 있다.
도 7 ∼ 도 9, 및 특허문헌 1 등에 나타나는 바와 같이, 연접봉 (8) 에는, 그 내부 길이 방향을 따라 연장되도록, 소단부 (8A) (베어링면 (8a)) 와 도 6 에 나타내는 대단부 (8B) (베어링면 (8b)) 사이를 연통시키는 급유 통로 (15) 가 형성되어 있고, 이 급유 통로 (15) 는, 소단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 과 대단부 (8B) 의 베어링면 (8b) 에 구멍상으로 개구되어 있다 (특허문헌 1 의 도 5 등도 참조). 또, 베어링면 (8a) 에는, 둘레 방향을 따라 연장되는 복수의 급유 홈 (16) 이 형성되어 있다.
크로스헤드형 엔진 (EG) 의 작동시에는, 도시되지 않은 윤활유 펌프로부터 크로스헤드 (5) 에 공급되는 윤활유가, 크로스헤드 저널 (7) 과 베어링 메탈 (11) 사이를 윤활한 후, 급유 홈 (16) 과 급유 통로 (15) 를 거쳐 베어링 메탈 (12) 과 크랭크 핀 (9) 사이를 윤활하도록 되어 있다.
도 9, 및 특허문헌 1 의 도 1, 도 10 등에 나타나는 바와 같이, 소단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 에 있어서의 급유 통로 (15) 의 개구부의 개구폭 치수 (d) 는, 베어링 메탈 (11) 의 두께 치수 (H) 보다 큰 경우가 있다. 종래에는, 이와 같은 급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16) 등의, 베어링면 (8a) 에 형성되는 오목부의 개구폭 치수 (d) 와 베어링 메탈 (11) 의 두께 치수 (H) 의 관계는 특별히 고려되지 않았다.
일본 공표특허공보 2007-532845호
그러나, 상기와 같이, 급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16) 등의 오목부의 개구폭 치수 (d) 가, 베어링 메탈 (11) 의 두께 (T) 보다 크면, 크로스헤드 저널 (7) 로부터 가해지는 폭발 압력 (P) (도 6 참조) 이 베어링 메탈 (11) 에 작용하였을 때, 화이트 메탈 등의 비교적 연질의 베어링 재료에 의해 형성되어 있는 베어링 메탈 (11) 이, 급유 통로 (15) (혹은 급유 홈 (16)) 의 오목부에 들어가도록 압력 변형을 일으킨다. 이 때문에, 도 7 중에 선 (D) 으로 나타내는 바와 같이, 베어링 메탈 (11) 의 슬라이딩면 (11a) 에 있어서의 최대 유막 압력의 분포 상태가, 급유 통로 (15) 의 부근에 있어서 급격하게 저하되고, 급유 통로 (15) 의 주위에 있어서 높이 (E) 로 나타내는 바와 같이 급격하게 상승하는 것이 된다.
따라서, 최대 유막 압력이 급격하게 높이 (E) 까지 상승하는 위치 (급유 통로 (15) 의 개구부 주위 부근) 에서는, 베어링 메탈 (11) 의 슬라이딩면 (11a) 과 크로스헤드 저널 (7) 사이에 공급되는 윤활유의 유막이 얇아지고, 베어링 메탈 (11) 의 슬라이딩면 (11a) 에 편마모 등의 손상이 발생하여 크로스헤드형 엔진 (EG) 의 내구성이나 신뢰성이 저해될 우려가 있었다.
본 발명은, 상기 과제를 해결하기 위해 이루어진 것으로서, 베어링 메탈이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉의 단부의 베어링면에 형성되어 있는 급유 통로나 급유 홈 등의 오목부에 의한 베어링 메탈의 압력 변형을 억제하고, 베어링 메탈의 슬라이딩면에 있어서의 최대 유막 압력이 급격하게 높아지는 장소를 없애어 베어링 메탈의 손상을 방지하여, 엔진 내구성을 높일 수 있는 연접봉 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진을 제공하는 것을 목적으로 한다.
상기 과제를 해결하기 위해, 본 발명은 이하의 수단을 채용한다.
즉, 본 발명에 관련된 연접봉은, 크로스헤드형 엔진의 피스톤 로드 선단에 형성된 크로스헤드 저널과 크랭크축에 형성된 크랭크 핀 사이를 연결하는 연접봉으로서, 그 단부의 베어링면에 형성된 오목부와, 상기 베어링면에 장착되는 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈을 구비하고, 상기 오목부의 개구폭 치수를 d 로 하고, 상기 베어링 메탈의 두께 치수를 H 로 한 경우, H ＞ d·α 의 관계를 만족하고, 상기 계수 α 의 범위는, 다음 중 어느 것인 것을 특징으로 한다.
(a) 상기 오목부가, 구멍과, 이 구멍에 연결되는 홈이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.6 이다.
(b) 상기 오목부가, 구멍과, 이 구멍에 연결되는 홈이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＝ 0.8 이다.
(c) 상기 오목부가, 구멍뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.5 이다.
(d) 상기 오목부가, 구멍뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.6 이다.
상기 구성의 연접봉에 의하면, 화이트 메탈 등의 비교적 연질의 베어링 재료에 의해 형성되어 있는 베어링 메탈의 두께 치수가, 필요 최소한의 범위에서 최적화되기 때문에, 중량 증가나 비용 상승 등을 초래하지 않고, 베어링 메탈의 강도를 높일 수 있다.
이로써, 크로스헤드 저널의 하중 (폭발 압력) 이 베어링 메탈에 작용하였을 때, 베어링 메탈이 베어링면에 형성되어 있는 급유 통로나 급유 홈 등의 오목부에 들어가도록 압력 변형을 일으키는 것을 억제할 수 있다.
이 때문에, 종래와 같이 베어링 메탈의 슬라이딩면에 있어서의 최대 유막 압력의 분포 상태에 급격한 상승부가 발생하여 윤활유의 유막이 얇아지는 부분이 발생하는 경우가 없어져, 베어링 메탈의 슬라이딩면에 편마모 등의 손상이 발생하는 것을 방지할 수 있다.
이와 같이, 베어링 메탈이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉의 단부의 베어링면에 형성되어 있는 급유 통로나 급유 홈 등의 오목부에 의한 베어링 메탈의 압력 변형을 억제하고, 베어링 메탈의 슬라이딩면에 있어서의 최대 유막 압력이 급격하게 높아지는 장소를 없애어 베어링 메탈의 손상을 방지하여, 크로스헤드형 엔진의 내구성을 높일 수 있다.
상기 연접봉에 있어서, 상기 베어링 메탈의 상기 두께 치수 (H) 가 H ＞ d·α 인 각도 범위는, 상기 크로스헤드 저널로부터 가해지는 폭발 압력의 최고 압력 작용점에서, 상기 베어링 메탈의 둘레 방향에서 그 베어링 메탈의 변형에 영향이 없는 범위의 앞까지이고, 그 이외의 범위에서는 상기 베어링 메탈의 두께 치수가 상기 H 보다 작아도 된다.
상기 구성에 의하면, 베어링 메탈이 변형을 일으키기 쉬운 최고 압력 작용점 부근의 범위에 있어서만 베어링 메탈의 두께 치수 (H) 가 두껍게 되고, 그 밖의 부분에서는 두께가 증대되지 않기 때문에, 베어링 메탈이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 베어링 메탈의 압력 변형을 억제하여, 크로스헤드형 엔진의 내구성을 높일 수 있다.
상기 연접봉에 있어서, 상기 베어링 메탈의 상기 두께 치수는, 그 최대부에서 최소부까지 단차없이 완만하게 변화하도록 해도 된다. 이로써, 베어링 메탈에 단면 형상이 급격하게 변화하는 부분이 없어져, 응력 집중이나 금속 피로의 집중을 회피하여 베어링 메탈의 수명을 연장시키고, 크로스헤드형 엔진의 내구성을 높일 수 있다.
본 발명에 관련된 크로스헤드형 엔진은, 상기 어느 하나의 연접봉을 구비한 것을 특징으로 하기 때문에, 베어링 메탈의 압력 변형을 방지하여 엔진 내구성을 높일 수 있다.
이상과 같이, 본 발명에 관련된 연접봉 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진에 의하면, 베어링 메탈이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉의 단부의 베어링면에 형성되어 있는 급유 통로나 급유 홈 등의 오목부에 의한 베어링 메탈의 압력 변형을 억제하고, 베어링 메탈의 슬라이딩면에 있어서의 최대 유막 압력이 급격하게 높아지는 장소를 없애어 베어링 메탈의 손상을 방지하여, 엔진 내구성을 높일 수 있다.
도 1a 는 본 발명의 제 1 실시형태를 나타내는 도면으로서, 연접봉의 베어링면의 평면도이다.
도 1b 는 도 1a 의 Ib-Ib 선을 따른 종단면도이다.
도 1c 는 도 1b 의 Ic-Ic 선을 따른 종단면도이다.
도 2 는 베어링 메탈의 두께와 베어링면에 있어서의 오목부의 개구폭 치수의 관계에 따른 베어링 메탈의 변형량을 나타내는 그래프이다.
도 3 은 본 발명의 제 2 실시형태를 나타냄과 함께, 베어링 메탈의 두께 치수를 크게 하는 각도 범위를 나타내는 연접봉의 측면도이다.
도 4 는 베어링 메탈의 슬라이딩면에 작용하는 면압과 작용 각도의 관계를 나타내는 그래프이다.
도 5 는 본 발명의 제 3 실시형태를 나타내는 연접봉의 종단면도이다.
도 6 은 선박용의 크로스헤드형 엔진의 종단면도이다.
도 7 은 종래의 기술을 나타내는, 도 6 의 Ⅶ-Ⅶ 선을 따른 피스톤 로드와 연접봉의 종단면도이다.
도 8 은 종래의 기술을 나타내는, 도 7 의 Ⅷ-Ⅷ 화살표에 의한 연접봉의 베어링면의 평면도이다.
도 9 는 종래의 기술을 나타내는, 도 7 의 Ⅸ-Ⅸ 선을 따른 연접봉의 종단면도이다.
이하에 본 발명의 실시형태에 대해 도면을 참조하면서 설명한다.
[제 1 실시형태]
먼저, 본 발명의 제 1 실시형태에 관련된 연접봉에 대해, 도 1a, 도 1b 를 참조하면서 설명한다. 여기에 나타내는 연접봉 (18) 은, 도 8, 도 9 에 나타내는 종래의 연접봉 (8) 과 동일하게 소단부 (8A) 를 구비하고 있고, 이 소단부 (8A) 에 캡 (81) 이 장착되고, 피스톤측에 형성된 크로스헤드 저널 (도 6 의 부호 7 참조) 이 자유롭게 회동할 수 있도록 유지된다. 베어링면 (8a) 에는 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈 (11A, 11B) 이 장착되어 있다. 소단부 (8A) 측에 베어링 메탈 (11A) 이 장착되고, 캡 (81) 측에 베어링 메탈 (11B) 이 장착되어 있다.
연접봉 (18) 의 내부에는 길이 방향 (연접봉 (18) 의 축 방향) 을 따라 연장되는 급유 통로 (15) (오목부) 가 형성되어 있다. 또, 베어링면 (8a) 에는, 예를 들어 3 개의 급유 홈 (16) (오목부) 이 둘레 방향을 따라 형성되어 있다. 급유 통로 (15) 는, 예를 들어 중앙의 급유 홈 (16) 에 연결되어 있다. 급유 홈 (16) 의 내경 (개구 직경) 은, 급유 홈 (16) 의 폭보다 크지만, 이 대소 관계는 반대 혹은 동등한 것도 생각할 수 있다.
여기서, 급유 통로 (15) 및 급유 홈 (16) 등과 같은, 베어링면 (8a) 에 형성된 오목부의 개구폭 치수를 d 로 하고, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수를 H 로 한 경우, H ＞ d·α 가 되도록 H 를 설정한다. α 는 계수이다.
그리고, 계수 (α) 의 범위는, 다음의 (a) ∼ (d) 중 어느 것의 조건에 기초하여 설정한다.
(a) 오목부가, 구멍 (급유 통로 (15)) 과, 이 구멍에 연결되는 홈 (급유 홈 (16)) 이고, 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.6 으로 한다.
(b) 오목부가, 구멍 (급유 통로 (15)) 과, 이 구멍에 연결되는 홈 (급유 홈 (16)) 이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.8 로 한다.
(c) 상기 오목부가, 구멍 (급유 통로 (15)) 뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.5 로 한다.
(d) 상기 오목부가, 구멍 (급유 통로 (15)) 뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.6 으로 한다.
예를 들어, 본 실시형태에 있어서, 급유 통로 (15) 또는 급유 홈 (16) 중 큰 쪽의 개구폭 치수 (d) 가 20 밀리인 경우에는, 상기 (b) 의 조건에 상당하기 때문에, 계수 (α) 는 0.8 보다 크게 된다. 이 때문에, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 는, H ＞ 20 × 0.8 ＝ 16 밀리 이상이 된다.
그런데, 선박용 디젤 엔진에서는, 통상적으로 운전 중에 있어서의 크로스헤드 저널 (7) 과 베어링 메탈 (11A, 11B) 사이의 유막 압력이 60 ㎫ 이하가 되도록 설계되어 있다. 유막의 두께는 대체로 5 ㎛ 이하로 미소하다. 이 때문에, 폭발 압력 (P) 에 의한 베어링 메탈 (11A) 의 변형에 의해 도 7 에 나타내는 바와 같이 최대 유막 압력의 분포 상태가 급격하게 상승하는 E 점이 발생하여 유막이 얇아지는 것에 의한 윤활 불량이 발생하지 않도록, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 와 베어링면 (8a) 에 형성되는 오목부 (급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16)) 의 개구폭 치수 (d) 의 관계를 고려할 필요가 있다.
도 2 는 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 와 베어링면 (8a) 에 있어서의 오목부의 개구폭 치수 (d) 의 관계에 따른 베어링 메탈 (11A) 의 변형량을 나타내는 그래프이다. 종축은 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 와 개구폭 치수 (d) 의 비 (H/d), 즉 베어링 메탈 (11A) 의 두께 계수 (α) 이며, 횡축은 개구폭 치수 (d) 이다. 여기에 있어서, 최대 유막 압력은 통상값인 60 ㎫ 을 상정하고 있다.
베어링 메탈 (11A) 의 변형량을, 크로스헤드 저널 (7) 과 베어링 메탈 (11A, 11B) 사이의 유막 두께보다 작게 함으로써, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 필요 최소한으로 하면서 유막 압력의 저하를 억제할 수 있다. 이 때문에, 베어링 메탈 (11A) 의 변형량이, 유막의 두께인 5 ㎛ 보다 작아지도록, 바람직하게는 1 ㎛ 이하가 되도록, H/d 의 값, 즉 계수 (α) 를 설정한다. 요컨대, 개구폭 치수 (d) 에 따라, 도 2 중에 나타내는 변형량 1 ㎛ 가 되는 경계선에 근사하도록 계수 (α) 를 설정하고, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 결정한다. 또한, 도 2 에 나타내는 선도 (변형량) 는, FEM 해석이나 빔 모델의 이론 계산에 의해 산출할 수 있다.
예를 들어, 연접봉 (18) 의 베어링면 (8a) 에 급유 통로 (15) (오목부) 와 급유 홈 (16) (오목부) 의 양방이 형성되어 있고, 급유 통로 (15) 와 급유 홈 (16) 의 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우, 베어링 메탈 (11A) 의 변형량을 1 ㎛ 이하로 억제하기 위해서는, 도 2 의 그래프에 나타내는 바와 같이, 두께 계수 (α) 를 0.8 로 하여, H ＞ d·α 의 관계로부터 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 설정하면 된다. 이 때, 두께 치수 (H) 가 지나치게 얇아지지 않도록 두께 계수 (α) 의 하한값을 0.6 이상으로 하는 것이 바람직하다.
또, 급유 통로 (15) 및 급유 홈 (16) 의 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우, 베어링 메탈 (11A) 의 변형량을 1 ㎛ 이하로 억제하기 위해서는, 도 2 의 그래프에 나타내는 바와 같이, 개구폭 치수 (d) 로부터 두께 계수 (α) 를 0.8 ∼ 1.2 의 범위에서 선택하고, H ＞ d·α 의 관계로부터 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 설정하면 된다.
또한, 오목부가 급유 통로 (15) 의 구멍뿐이고, 오목부의 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 계수 (α) 는 0.5 ∼ 0.6 의 범위에서 결정하고, 상기 서술한 식으로부터 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 설정하면 된다. 이것은, 오목부가 급유 통로 (15) 의 구멍만 형성되어 있는, 즉 급유 홈 (16) 이 형성되어 있지 않은 경우에는, 양방 모두 형성되어 있는 경우에 비해 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 얇게 설정할 수 있기 때문이다. 요컨대, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 가 현실적으로 지나치게 얇아지지 않는 것도 고려한 범위이다.
또, 급유 통로 (15) 의 구멍의 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 미만인 경우에 있어서는, 두께 계수 (α) 를 0.6 ∼ 0.8 의 범위에서 결정하고, 상기 서술한 식으로부터 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수를 설정하면 된다. 상기 서술과 동일하게, 급유 통로 (15) 및 급유 홈 (16) 의 양방이 형성되어 있는 경우에 비해 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 얇게 설정할 수 있다.
이와 같이 구성된 연접봉 (18) 에 의하면, 화이트 메탈 등의 비교적 연질의 베어링 재료에 의해 형성되어 있는 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 가, 필요 최소한의 범위에서 최적화되기 때문에, 중량 증가나 비용 상승 등을 초래하지 않고, 베어링 메탈 (11A) 의 강도를 높일 수 있다.
이로써, 크로스헤드 저널 (7) 로부터의 하중 (도 6 에 나타내는 폭발 압력 (P)) 이 베어링 메탈 (11A) 에 작용하였을 때, 베어링 메탈 (11A) 이 베어링면 (8a) 에 형성되어 있는 급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16) 등의 오목부에 들어가도록 압력 변형을 일으키는 것을 억제할 수 있다.
이 때문에, 종래와 같이 베어링 메탈 (11A) 의 슬라이딩면 (11a) 에 있어서의 최대 유막 압력의 분포 상태에 급격한 상승부가 발생하여 윤활유의 유막이 얇아지는 부분이 발생하는 경우가 없어져, 베어링 메탈 (11A) 의 슬라이딩면 (11a) 에 편마모 등의 손상이 발생하는 것을 방지할 수 있다.
이와 같이, 베어링 메탈 (11A) 이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉 (18) 의 소단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 에 형성되어 있는 급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16) 등의 오목부에 의한 베어링 메탈 (11A) 의 압력 변형을 억제하고, 베어링 메탈 (11A) 의 슬라이딩면 (11a) 에 있어서의 최대 유막 압력이 급격하게 높아지는 장소를 없애어 베어링 메탈 (11A) 의 손상을 방지하여, 크로스헤드형 엔진 (EG) 의 내구성을 높일 수 있다.
[제 2 실시형태]
다음으로, 본 발명의 제 2 실시형태에 관련된 연접봉에 대해, 도 3 및 도 4 를 참조하면서 설명한다. 이 연접봉 (28) 에 있어서도, 그 소단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 에 급유 통로 (15) 가 연통되어 있고, 이 베어링면 (8a) 에는 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈 (11A) 이 장착되어 있다. 이 베어링 메탈 (11A) 에는, 도 6 에 나타내는 크로스헤드 저널 (7) 로부터의 하중 (폭발 압력 (P)) 이 가해지는데, 가장 높은 압력이 작용하는 것은, 폭발 압력 (P) 의 벡터 방향에 합치하는 최고 압력 작용점 (Pmax) 의 위치이다. 도 3 에서는, 이 최고 압력 작용점 (Pmax) 의 위치가 연접봉 (28) 의 도시되지 않은 중심선에 일치하는 점으로 되어 있지만, 반드시 이 위치로는 한정되지 않고, 베어링면 (8a) 의 둘레 방향을 따라 20 ∼ 30 도 정도 어긋나는 경우가 있다.
이 제 2 실시형태의 연접봉 (28) 에 있어서도, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 는, 전술한 제 1 실시형태의 경우와 동일하게, H ＞ d·α 의 식으로부터 산출된다. 이 두께 치수 (H) 가 되는 각도 범위 (θ) 는, 최고 압력 작용점 (Pmax) 의 위치를 0 도로 한 경우, 여기에서부터, 베어링 메탈 (11A) 의 둘레 방향에서 그 베어링 메탈 (11A) 의 변형에 영향이 없는 범위의 앞까지, 예를 들어 ± 30 도의 범위에만 한정되어 있다. 이 각도 범위 (θ) 이외의 범위에서는, 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수는 H 보다 작다. 즉, 종래의 연접봉에 있어서의 베어링 메탈의 두께인 채로 되어 있다.
도 4 에 나타내는 바와 같이, 크로스헤드 저널 (7) 로부터 가해지는 면압은, 최고 압력 작용점 (Pmax) 이 가해지는 점, 즉 0 도에서 최고가 되지만, 여기에서부터 ± 30 도를 넘으면, 베어링 메탈 (11A) 의 변형에 영향이 없는 레벨로 저하된다. 이와 같이, 베어링 메탈 (11A) 이 변형을 일으키기 쉬운 최고 압력 작용점 (Pmax) 에서 ± 30 도까지의 범위에 있어서만 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 를 두껍게 하고, 그 이외의 부분에서는 두께를 증대시키지 않기 때문에, 베어링 메탈 (11A) 이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 베어링 메탈 (11A) 의 압력 변형을 억제하여, 크로스헤드형 엔진 (EG) 의 내구성을 높일 수 있다.
[제 3 실시형태]
다음으로, 본 발명의 제 3 실시형태에 관련된 연접봉에 대해, 도 5 를 참조하면서 설명한다. 이 연접봉 (38) 은, 그 베어링 메탈 (11A) 의 형상 이외에는, 도 1c 에 나타내는 연접봉 (18) 이나, 도 3 에 나타내는 연접봉 (28) 과 동일한 구성을 구비하고 있다.
이 연접봉 (38) 에서는, 베어링면 (8a) 에 개구되는 급유 통로 (15) 의 개구폭 치수 (d) 에 대하여, 베어링 메탈 (11A) 의 중앙부 부근의 최대 두께 치수 (H) 가, 제 1 실시형태에서 설명한 H ＞ d·α 의 식으로부터 산출되고 있으며, 이 중앙부 부근에서 양단으로 감에 따라, 두께 (H) 가 작아지고 있다.
이 베어링 메탈 (11A) 의 두께 치수 (H) 는, 그 최대부에서 최대소까지 단차없이 완만하게 변화하고 있다. 이로써, 베어링 메탈 (11A) 에 단면 형상이 급격하게 변화하는 부분이 없어져, 응력 집중이나 금속 피로의 집중을 회피하여 베어링 메탈 (11A) 의 수명을 연장시키고, 크로스헤드형 엔진 (EG) 의 내구성을 높일 수 있다.
또한, 베어링면 (8a) 의 곡률은, 도 9 에 나타내는 종래의 것과 동일해지고, 베어링면 (8a) 의 깊이를, 베어링 메탈 (11A) 의 최대 두께 치수 (H) 에서 최소 두께 치수를 뺀 분량만큼 파내려 가기만 해도 되기 때문에, 종래의 제조 공정을 크게 변화시키지 않고 제조할 수 있다.
이상 설명한 바와 같이, 상기 각 실시형태에 관련된 연접봉 (18, 28, 38), 및 이것을 구비한 크로스헤드형 엔진 (EG) 에 의하면, 베어링 메탈 (11A) 이 과도하게 두꺼워지는 것을 방지하면서, 연접봉 (18, 28, 38) 의 소단부 (8A) 의 베어링면 (8a) 에 형성되어 있는 급유 통로 (15) 나 급유 홈 (16) 등의 오목부에 의한 베어링 메탈 (11A) 의 압력 변형을 억제하고, 베어링 메탈 (11A) 의 슬라이딩면 (11a) 에 있어서의 최대 유막 압력이 급격하게 높아지는 장소를 없애어 베어링 메탈 (11A) 의 손상을 방지하여, 엔진의 내구성을 높일 수 있다.
또한, 본 발명은 상기 실시형태의 구성에만 한정되는 것이 아니며, 본 발명의 요지를 일탈하지 않는 범위 내에 있어서 적절히 변경이나 개량을 부가할 수 있고, 이와 같이 변경이나 개량을 부가한 실시형태도 본 발명의 권리 범위에 포함되는 것으로 한다.
예를 들어, 상기 각 실시형태에서는, 연접봉 (18, 28, 38) 의 소단부 (8A) 측에 본 발명을 적용한 예에 대해 설명하였지만, 대단부 (8B) 측에 본 발명을 적용해도 된다. 또, 각 실시형태를 조합하거나, 별도의 구성을 부가하거나 해도 된다.
1 : 실린더 라이너
2 : 피스톤
3 : 크랭크축
6 : 피스톤 로드
7 : 크로스헤드 저널
8A : 소단부 (단부)
8a : 베어링면
9 : 크랭크 핀
11A : 베어링 메탈
15 : 급유 통로 (오목부)
16 : 급유 홈 (오목부)
18, 28, 38 : 연접봉
EG : 크로스헤드형 엔진
d : 오목부의 개구폭 치수
H : 베어링 메탈의 두께 치수
P : 폭발 압력
Pmax : 최고 압력 작용점
α : 계수

Claims (4)

  1. 크로스헤드형 엔진의 피스톤 로드 선단에 형성된 크로스헤드 저널과 크랭크축에 형성된 크랭크 핀 사이를 연결하는 연접봉으로서,
    그 단부의 베어링면에 형성된 오목부와,
    상기 베어링면에 장착되는 반으로 갈라진 원통상의 베어링 메탈을 구비하고,
    상기 오목부의 개구폭 치수를 d 로 하고, 상기 베어링 메탈의 두께 치수를 H 로 한 경우, H ＞ d·α 의 관계를 만족하고,
    상기 계수 α 의 범위는, 다음 중 어느 것인 것을 특징으로 하는 연접봉.
    (a) 상기 오목부가, 구멍과, 이 구멍에 연결되는 홈이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.6 이다.
    (b) 상기 오목부가, 구멍과, 이 구멍에 연결되는 홈이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.8 이다.
    (c) 상기 오목부가, 구멍뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 미만인 경우에는, α ＞ 0.5 이다.
    (d) 상기 오목부가, 구멍뿐이고, 상기 개구폭 치수 (d) 가 10 밀리 이상 40 밀리 이하인 경우에는, α ＞ 0.6 이다.
  2. 제 1 항에 있어서,
    상기 베어링 메탈의 상기 두께 치수 (H) 가 H ＞ d·α 인 각도 범위는, 상기 크로스헤드 저널로부터 가해지는 폭발 압력의 최고 압력 작용점에서, 상기 베어링 메탈의 둘레 방향에서 그 베어링 메탈의 변형에 영향이 없는 범위의 앞까지이고, 그 이외의 범위에서는 상기 베어링 메탈의 두께 치수가 상기 H 보다 작은 것을 특징으로 하는 연접봉.
  3. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서,
    상기 베어링 메탈의 상기 두께 치수는, 그 최대부에서 최소부까지 단차없이 완만하게 변화하는 것을 특징으로 하는 연접봉.
  4. 제 1 항 내지 제 3 항 중 어느 한 항에 기재된 연접봉을 구비한 것을 특징으로 하는 크로스헤드형 엔진.
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