JP2004169600A

JP2004169600A - Method of estimating lubricating oil film thickness and lubricating oil consumption

Info

Publication number: JP2004169600A
Application number: JP2002335333A
Authority: JP
Inventors: Takeshi Yamada; 武志山田; Hiroyuki Kobayashi; 弘幸小林; Tatsuya Ishikawa; 石川　　達也; Masaaki Takiguchi; 雅章瀧口
Original assignee: Riken Corp; Gotoh Educational Corp
Current assignee: Riken Corp; Gotoh Educational Corp
Priority date: 2002-11-19
Filing date: 2002-11-19
Publication date: 2004-06-17
Anticipated expiration: 2022-11-19
Also published as: JP4155802B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a method of estimating lubricating oil film thicknesses on piston ring sliding surfaces with the cylinder deformed, at figures very close to actual measurements and in a short period of time, and a method of qualitatively estimating, in a short period of time, the effect of cylinder deformation on the amount of lubricating oil carried to the combustion chamber through the piston ring sliding surfaces and consumed. <P>SOLUTION: The piston ring deformation is calculated in a three moments method by considering a piston ring as a straight beam. Thus, the estimation can be competed in less steps compared to a method using a finite element analysis. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願の発明は、ピストンリングの摺動面における潤滑油膜の厚さを予測する方法と、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室に運ばれて消費される潤滑油の量を予測する方法と、に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の内燃機関における潤滑油の消費量を低減させることは、地球環境を保全する観点から重要な課題になっている。機関の開発に当たって潤滑油の消費量を低減させることは、長時間の機関試験を繰り返して進められるのが一般的である。しかし、機関の開発期間の短縮及び開発コストの削減を進めるために、その機関における潤滑油の消費量を机上で予測する技術を確立することが強く求められる様になってきている。
【０００３】
機関における潤滑油の消費量の多くは、ピストンリング列を通過し燃焼室内に入って消費される潤滑油によって占められている。潤滑油がピストンリング列を通過する経路としては、ピストンリングの背面（内周面）及び側面を通過する経路と、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との間を通過する経路即ちピストンリングの摺動面（外周面）を通過する経路と、ピストンリングの合口を通過する経路との三つが挙げられ、各々について研究されている（例えば、Ｒ．Ｒａｂｕｔｅ，Ｔ．Ｔｉａｎ， ”ＣｈａｌｌｅｎｇｅｓＩｎｖｏｌｖｅｄｉｎＰｉｓｔｏｎＴｏｐＲｉｎｇＤｅｓｉｇｎｓｆｏｒＭｏｄｅｒｎＳＩＥｎｇｉｎｅｓ”，ＡＳＭＥ２０００−ＩＣＥ−２６４、Ｓ．Ａｒｉｇａ， ”ＯｂｓｅｒｖａｔｉｏｎｏｆＴｒａｎｓｉｅｎｔＯｉｌＣｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎｗｉｔｈＩｎ−ＣｙｌｉｎｄｅｒＶａｒｉａｂｌｅｓ”，ＳＡＥ９６１９１０、Ｔ．Ｔｉａｎ，Ｗ．Ｗｏｏｎｇ，Ｊ．Ｂ．Ｈｅｙｗｏｏｄ， ”ＭｏｄｅｌｉｎｇｔｈｅＤｙｎａｍｉｃｓａｎｄＬｕｂｒｉｃａｔｉｏｎｏｆＴｈｒｅｅＰｉｅｃｅＯｉｌＣｏｎｔｒｏｌＲｉｎｇｓｉｎＩｎｔｅｒｎａｌＣｏｍｂｕｓｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｓ”，ＳＡＥ９８２６５７）。
【０００４】
これらを研究する際の問題点として、機関の運転中にシリンダが各部の締め付けや温度や圧力等の影響によって複雑に変形するが、シリンダが実際にどの様に変形しているのかが明確でないこと、また、変形しているシリンダに対してピストンリングがどの様に追従しているのかが明確でないことが挙げられる。これらの変形や追従についても、これまでに幾つかの解析例がある（例えば、Ｈ．Ｆｕｊｉｍｏｔｏ，Ｙ．Ｙｏｓｈｉｈａｒａ，Ｔ．Ｇｏｔｏ，Ｓ．Ｆｕｒｕｈａｍａ， ”ＭｅａｓｕｒｅｍｅｎｔｏｆＣｙｌｉｎｄｅｒＢｏｒｅＤｅｆｏｒｍａｔｉｏｎＤｕｒｉｎｇＡｃｔｕａｌＯｐｅｒａｔｉｎｇＥｎｇｉｎｅｓ”，ＳＡＥ９１００４２、Ｙ．Ｈｕ，Ｈ．Ｓ．Ｃｈｅｎｇ，Ｔ．Ａｒａｉ，Ｙ．Ｋｏｂａｙａｓｈｉ，Ｓ．Ａｏｙａｍａ， ”ＮｕｍｅｒｉｃａｌＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｆＰｉｓｔｏｎＲｉｎｇｉｎＭｉｘｅｄＬｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ − ＡＮｏｎａｘｉｓｙｍｍｅｔｒｉｃａｌＡｎａｌｙｓｉｓ”，ＴｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓｏｆＡＳＭＥ，Ｖｏｌ．１１６，Ｊｕｌｙ１９９４，Ｐ．４７０−Ｐ．４７８、Ｆ．Ｍａａｓｓｅｎ，Ｆ．Ｋｏｃｈ，Ｍ．Ｓｃｈｗａｄｅｒｌａｐｐ，Ｔ．Ｏｒｔｊｏｈａｎｎ，Ｊ．Ｄｏｈｍｅｎ， ”ＡｎａｌｙｔｉｃａｌａｎｄＥｍｐｉｒｉｃａｌＭｅｔｈｏｄｓｆｏｒＯｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆＣｙｌｉｎｄｅｒＢｏｒｅＤｉｓｔｏｒｔｉｏｎ”，ＳＡＥ２００１−０１−０５６９）。
【０００５】
また、シリンダの変形やピストンリングの追従と潤滑油の消費量との関係を机上で予測する手法についても一部で試みられている（例えば、Ｈ．Ｈｉｔｏｓｕｇｉ，Ｋ．Ｎａｇｏｓｈｉ，Ｍ．Ｋｏｄａｍａ，Ｓ．Ｆｕｒｕｈａｍａ， ”ＳｔｕｄｙｏｎＭｅｃｈａｎｉｓｍｏｆＬｕｂｒｉｃａｔｉｎｇＯｉｌＣｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎＣａｕｓｅｄｂｙＣｙｌｉｎｄｅｒＢｏｒｅＤｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ”，ＳＡＥｐａｐｅｒｓｅｒｉｅｓ，Ｎｏ．９６０３０５）。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述の何れの解析例もシリンダの変形やピストンリングの追従と潤滑油の消費量との関係を明確にするには到っていない。また、上述の予測手法もこの関係を十分に予測するレベルには達していない。この様に潤滑油の消費量の予測が非常に難しいのはこの予測が様々な仮定や推測を含んでおり、この様に潤滑油の消費量の予測が様々な仮定や推測を含んでいるのは、潤滑油の消費が様々な要因が複雑に絡み合った現象であること、特に潤滑油がピストンリング列を通過し燃焼室内に入って消費される機構が十分には解明されていないことが一因である。
【０００７】
従って、本願の発明は、シリンダが変形している状態でのピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを短時間で且つ実測結果に非常に近い値で予測することができる方法と、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室内に運ばれて消費される潤滑油の量に対するシリンダの変形の影響を短時間で定性的に予測することができる方法とを提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本願の発明による潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の予測方法では、ピストンリングを真っ直ぐな梁と見なし、三連モーメント法によってピストンリングの変形を求めるので、有限要素法による解析を用いる方法等に比べて、少ない手順で予測を完了させることができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本願の発明の実施形態を、図１〜２３を参照しながら説明する。本実施形態は、まず、ピストンリングの張力とピストンリングの背面に作用するガスの圧力とピストンリングの摺動面における潤滑油膜の圧力とからシリンダに対するピストンリングの追従状況を材料力学的に求めることによって、その時のピストンリングとシリンダとの間に形成される潤滑油膜厚さ（ピストンリング潤滑油膜厚さ）を予測する。この種の解析には有限要素法等を用いることが一般化しつつあるが、ピストンリング全周の変形状況を機関の吸入、圧縮、膨張、排気の四行程に亙って求める場合、有限要素法等ではプログラムの量が膨大になり、高性能コンピュータによる長時間の計算を必要とすることが予想される。
【００１０】
これに対して、本実施形態では、ピストンリングを真っ直ぐな梁と見なし、図３に示されている三連モーメント法による解析を用いることによって、パーソナルコンピータで簡便に計算を行うことができる様になっている。本実施形態では、更に、上述の様にして予測されたピストンリング潤滑油膜厚さから、トップリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量を求めることによって、潤滑油消費量に対するシリンダ変形の影響を簡便に予測する。以下の実施形態では、運転中のシリンダ形状が既知である機関を用い、ピストンリング潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量を実際に測定することによって、本実施形態による予測方法の妥当性が確認されている。
【００１１】
〔予測方法の構成〕
図１が本実施形態による予測方法の流れ図を示しており、この予測方法は三つの要素を含んでいる。第一の要素は、変形しているシリンダ内でのピストンリングの変形を三連モーメント法によって予測する方法である。第二の要素は、ピストンリングの変形を考慮して潤滑油膜圧力を予測する方法である。第三の要素は、第一及び第二の要素で得られるピストンリング潤滑油膜厚さから、シリンダとピストンリングとの間を通過して即ちピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量を予測する方法である。以下に、各方法を説明する。
【００１２】
〔ピストンリング変形予測方法（第一の要素）〕
図２（ａ）に示されている様に変形しているシリンダライナ１１の内壁面１２に接触しているピストンリング１３を、図２（ｂ）に示されている様に仮想的に展開し、ピストンリング１３を真っ直ぐな梁と見なして、ピストンリング１３の変形を予測する。ピストンリング１３の展開に際しては、図２（ａ）に示されている様に、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４との複数の接触点のうちの任意の接触点にピストンリング１３の合口１５を位置させ、図２（ｂ）に示されている様に、合口１５を開いてピストンリング１３が真っ直ぐになるまでピストンリング１３を展開する。従って、真っ直ぐな梁としてのピストンリング１３の支点は梁の少なくとも両端に位置している。
【００１３】
この真っ直ぐな梁としてのピストンリング１３をその長さ方向に３６０個の要素１６に仮想的に分割し、ピストンリング張力及びガス圧力の合力と潤滑油膜圧力とを各々の要素１６に仮想的に作用させて、図３に示されている三連モーメント法によってピストンリング１３の変形を求める。ピストンリング１３から要素１６への分割は必ずしも等分割である必要はないが、予測のための手順を少なくするために等分割であることが好ましい。要素１６の個数は３６０以外であってもよい。
【００１４】
ピストンリング張力及びピストンリング１３の背面１７に作用するガス圧力はシリンダライナ１１の内側から外側へ向かう方向の力であり、潤滑油膜圧力はシリンダライナ１１の外側から内側へ向かう方向の力であり、従ってこれらは互いに反対方向の力である。ピストンリング１３の変形を求めるために、ピストンリング１３に作用する合力の一部（微小合力）を段階的に作用させ、その都度潤滑油膜圧力による反力との釣り合いを求め、最終的に合力の総てが作用するまで繰り返して変形を求める。以下にその手順を示す。
【００１５】
（１）古浜のピストンリングの動的潤滑理論（Ｓ．Ｆｕｒｕｈａｍａ， ”ＡＤｙｎａｍｉｃＴｈｅｏｒｙｏｆＰｉｓｔｏｎＲｉｎｇＬｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ（１ｓｔＲｅｐｏｒｔ，Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ）”，ＢｕｌｌｅｔｉｎｏｆＪＳＭＥ，Ｖｏｌ．２，Ｎｏ．７，ｐ．４２３（１９５９））から、シリンダライナ１１の内壁面１２の断面形状が真円であるとした場合のピストンリング潤滑油膜厚さと機関の一サイクル中におけるピストンリング潤滑油膜厚さの変化とを求める。そして、この求めたピストンリング潤滑油膜厚さを、クランク軸の任意の回転角度（任意のクランク角度）での、ピストンリング１３の展開時における支点での初期潤滑油膜厚さｈ_ｍｉｎつまり内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法とする（図２）。
【００１６】
（２）微小合力Ｗ_ｇを各々の要素１６に均等に分布している荷重であると見なして各々の要素１６に作用させて、三連モーメント法によってピストンリング１３の変形を求める（図４（ａ））。そして、変形後のピストンリング１３と機関運転中の形状が既知であるシリンダライナ１１の内壁面１２との隙間の寸法に基づき、後述の潤滑油膜圧力予測方法を用いて潤滑油膜圧力Ｗ_ｏを求める（図４（ｂ））。
（３）微小合力Ｗ_ｇと（２）で求めた潤滑油膜圧力Ｗ_ｏとの差を、次に加える微小合力Ｗ_ｇと共に、（２）で求めた変形後のピストンリング１３に作用させ、（２）の過程を繰り返して、ピストンリング１３の変形と潤滑油膜圧力Ｗ_ｏとを順次に求める（図４（ｃ）→図４（ｄ））。
【００１７】
（４）合力の総てを作用させるまで（３）を繰り返して、ピストンリング１３の最終的な変形と潤滑油膜圧力Ｗ_ｏとを求める。その過程で、既存の支点間でシリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４とに接触点が生じた場合、つまり内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法がｈ_ｍｉｎになる点が生じた場合は、この接触点を新たな支点として追加する。但し、新たな支点が既存の支点と隣接する場合は、既存の支点を新たな支点の位置に移動させる。
【００１８】
（５）最後に、合力と潤滑油膜圧力Ｗ_ｏとの僅かな不釣り合い量、つまり総ての合力と潤滑油膜圧力Ｗ_ｏとの差を、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４との隙間を均等に変化させることによって釣り合わせる。この様にして求めた内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法を最終的な潤滑油膜厚さｈとする。
（６）（１）〜（５）の手順をクランク軸の複数の回転角度（クランク角度）について行う。
【００１９】
〔潤滑油膜圧力予測方法（第二の要素）〕
上述のピストンリング変形予測方法で求めた潤滑油膜厚さｈに基づき、古浜のピストンリングの動的潤滑理論（フルフラッド状態）を用いて、潤滑油膜圧力Ｗ_ｏを求める。この際も、ピストンリング１３をその円周方向に３６０個の要素１６に仮想的に分割し、各々の要素１６毎に独立して潤滑油膜圧力Ｗ_ｏを求める。従って、この方法では、ピストンリング１３の円周方向への潤滑油の流れは考慮されていない。また、機関運転中のピストンリング１３は一般にオイルスターブの状態であると考えられるので、フルフラッド状態の他に、下記の仮定条件によってオイルスターブ状態についても潤滑油膜圧力Ｗ_ｏを求める。
【００２０】
以下に、オイルスターブ状態の仮定条件を示す。
・ピストンリング１３には、先行するピストンリング１３がシリンダライナ１１の内壁面１２に残した潤滑油だけが供給される。
・図５（ａ）に示されている様に、潤滑油１８のピストンリング１３への供給量Ｑ_ｉｎがピストンリング１３からの流出量Ｑ_ｏｕｔよりも多ければ、その差の潤滑油１８がピストンリング１３の潤滑油導入部１９に蓄積されて潤滑油膜形成範囲２１が矢印２２の様に拡大する。逆に、図５（ｂ）に示されている様に、供給量Ｑ_ｉｎが流出量Ｑ_ｏｕｔよりも少なければ、潤滑油膜形成範囲２１が矢印２３の様に縮小する。
・下降行程のピストンリング１３はフルフラッド状態であるとする。
・上昇行程中のトップリングには、下降行程でトップリングがシリンダライナ１１の内壁面１２に残した潤滑油１８が供給される。
【００２１】
〔ピストンリング摺動面通過潤滑油量（潤滑油消費量）予測方法（第三の要素）〕
図６に示されている様に、この方法では、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４とが平行平板であると考え、それらの間における潤滑油の流量から、トップリング１３ａの摺動面１４を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量を求める。平行平板間を流れる流量は、図６中に示されているＱ_ｏｉｌの式で与えられ、ピストンリング１３の摺動に伴ってピストンリング１３と共に移動する流量ｑ_ｖと、潤滑油に作用している慣性力によって運ばれる流量ｑ_ｉとから成っている。従って、流量ｑ_ｉは、慣性力の方向によって、ピストンリング１３の摺動面１４の上方または下方に運ばれる流量を示している。
【００２２】
即ち、ピストンの上死点付近では慣性力が上向きであるので、この時期における流量ｑ_ｉの潤滑油が燃焼室に運ばれて消費されると考えられる。但し、圧縮行程における上死点付近では、ガス圧力による下向きの力が上向きの慣性力以上になるので、潤滑油は燃焼室に運ばれないと予想される。そこで、この方法では、排気行程の上死点付近で慣性力が上向きに働くクランク角度の範囲、つまり排気行程及び吸入行程で慣性力が燃焼室側へ働くクランク角度の範囲において、トップリング１３ａの上方に運ばれる油量を３６０個の要素１６毎に予測し、それらの合計をトップリング１３ａの摺動面１４を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量であると見なしている。
【００２３】
〔ピストンリング潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の実測〕
上述の様な本実施形態による予測方法の妥当性を確認するための、実働中の機関のトップリングにおける潤滑油膜厚さと潤滑油消費量とを実際に測定する方法を、以下に説明する。
【００２４】
〔トップリングにおける潤滑油膜厚さの測定方法〕
トップリングにおける潤滑油膜厚さは、静電容量法（Ｍ．Ｔａｋｉｇｕｃｈｉｅｔａｌ．， ”ＯｉｌＦｉｌｍＴｈｉｃｋｎｅｓｓＭｅａｓｕｒｅｍｅｎｔａｎｄＡｎａｌｙｓｉｓｏｆａＴｈｒｅｅＲｉｎｇＰａｃｋｉｎａｎＯｐｅｒａｔｉｎｇＥｎｇｉｎｅ”，ＳＡＥｐａｐｅｒｓｅｒｉｅｓ，Ｎｏ．２０００−０１−１７８７（２０００））によって測定する。この静電容量法では、図７に示されているピストンリング１３が使用される。ピストンリング１３の摺動面１４にはアルミニウム等から成っていて０．８ｍｍ程度の直径ｄを有する電極２４が埋め込まれており、電極２４にリードワイヤ２５が接続されている。電極２４及びリードワイヤ２５とピストンリング１３とは接着樹脂層２６によって互いに電気的に絶縁されており、ピストンリング１３の摺動面１４に臨む電極２４の表面もアルミニウム酸化膜等である絶縁膜２７によって絶縁されている。
【００２５】
静電容量法では、シリンダライナの内壁面を電極２４の相手側電極として、これらの電極とその間に満たされている潤滑油とで図８に示されている様に機関３１内にコンデンサ３２を形成し、電極間の静電容量変化から潤滑油膜厚さを測定する。電極間の静電容量変化は、機関３１外に設置されている静電容量増幅器３３の出力端子３４から静電容量変化に比例する電圧変化として出力される。この測定方法は、機関３１の一サイクル中における潤滑油膜厚さの変化を測定することができるので、潤滑油膜厚さの変化に対するシリンダ形状の影響を確認するのには適している。
【００２６】
しかし、一方では、この測定方法には、測定感度（潤滑油膜厚さの変化量に対する静電容量増幅器３３から出力される電圧の変化量）がその時点の潤滑油膜厚さによって大幅に変動する欠点や、潤滑油膜厚さのゼロ点を決定しにくい欠点が存在している。この測定方法では、図９（ａ）に示されている様に深さａが４μｍである溝と深さｂが８μｍである溝とが連続している検定溝３５をシリンダライナ１１のスラスト側（機関のクランクプーリ側から見て機関が時計回り方向に回転する場合の向かって左側）の内壁面１２に設け、１２００ｒｐｍ、無負荷の条件でこの検定溝３５上をトップリング１３ａが通過する時の潤滑油膜厚さの変化から測定感度を読み取った。
【００２７】
つまり、検定溝３５上をトップリング１３ａが通過すると、潤滑油膜厚さの波形は図９（ｂ）中の階段Ａの形状になるので、この階段Ａの段差量から、検定溝３５上をトップリング１３ａが通過した時点の測定感度を確認することができる。しかし、測定感度は階段Ａの段差量よりも薄い潤滑油膜では著しく増加すると共に厚い潤滑油膜では低下するので、機関の一サイクルを通して測定感度を一定にするためには、静電容量増幅器３３からの電圧変化を何らかの方法で補正する必要がある。本実施形態では、この測定感度の変化を、無限平行平板の静電容量Ｃについての下記の式（１）（２）から、以下の様に補正する。
【００２８】
Ｃ＝Ａε／ｈ …………（１）
Ｃ＝Ｑ／ΔＶ …………（２）
式（１）（２）において、Ａは電極の面積、εは潤滑油の誘電率、ｈは電極間の距離（潤滑油膜厚さ）、Ｑは電極間に蓄積される電荷、ΔＶは電極間の電位差である。式（１）をｈで微分し、その結果に式（２）を代入すると、下記の式が得られる。
ｄＣ／ｄｈ＝−Ａε／ｈ^２＝−Ｃ^２／Ａε＝−（Ｑ^２／Ａε）／ΔＶ^２
【００２９】
そして、上述の様に静電容量増幅器３３の出力端子３４における出力電圧の変化（ｄＶ）は静電容量の変化（ｄＣ）に比例するので、比例定数をαとすると、ある時点の潤滑油膜厚さに対する測定感度（ｄＶ／ｄｈ）は下記の式（３）で与えられる。
ｄＶ／ｄｈ＝α／ΔＶ^２ …………（３）
【００３０】
一方、図１０に示されている様に、潤滑油膜厚さが機関の一サイクル中で最小の時の静電容量増幅器３３からの出力電圧をＶ＝０［ｍＶ］として、この出力電圧と階段状の出力電圧波形が現れた時点の出力電圧との電圧変化をΔＶ_１［ｍＶ］、その後の検定溝３５の深さａ［μｍ］に対する電圧変化をΔＶ_２［ｍＶ］とすれば、このΔＶ_２が現れた時点での測定感度は下記の式で表される。
ｄＶ／ｄｈ＝ΔＶ_２／ａ
そして、検定溝３５が現れる直前における電極間の電位差がΔＶ_１であるので、式（３）は下記の式になる。
ｄＶ／ｄｈ＝α／ΔＶ_１ ^２
【００３１】
結局、これらの式の右辺同士から、下記の式（４）が得られる。
α＝ΔＶ_２・ΔＶ_１ ^２／ａ …………（４）
従って、式（３）（４）から得られる下記の式（５）を用いて、静電容量増幅器３３における出力電圧の変化量（ｄＶ）から潤滑油膜厚さの変化量（ｄｈ）を求め、この潤滑油膜厚さの変化量（ｄｈ）に応じて測定感度を変化させることによって、潤滑油膜厚さに関係なく測定感度を一定にすることができる。
ｄｈ＝（ａ・ΔＶ^２／ΔＶ_２・ΔＶ_１ ^２）ｄＶ …………（５）
なお、式（５）では検定溝３５の深さとしてａしか用いられていないが、図９（ｂ）に示されている様に検定溝３５の位置を分かり易くするために、検定溝３５では深さａの溝と深さｂの溝とが連続的に設けられている。
【００３２】
〔潤滑油消費量の測定方法〕
潤滑油消費量の測定には、シリンダ毎の潤滑油消費量を測定することができるＳ−トレース法（ＳＯ_２ｔｒａｃｅｒｍｅｔｈｏｄ）を使用する。Ｓ−トレース法は、この他に、従来のレベル法や重量法に比べて、精度良く短時間に潤滑油消費量を測定することができる特徴がある（Ｍ．Ｔａｋｉｇｕｃｈｉｅｔａｌ．， ”ＥｆｆｅｃｔｏｆＰｉｓｔｏｎＲｉｎｇＴｅｎｓｉｏｎｏｎＯｉｌＣｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎａｎｄＰｉｓｔｏｎＦｒｉｃｔｉｏｎｉｎＤｉｅｓｅｌＥｎｇｉｎｅ”，ＡＳＭＥＩＣＥ−Ｖｏｌ．３２−３，Ｎｏ．９９−ＩＣＥ−１９９（１９９９））。
【００３３】
その一方で、Ｓ−トレース法では、シリンダの吸入空気量を正確に測定する必要があり、供試機関の様に過給機が装着されている場合は、シリンダ毎の吸入空気量の測定が難しいので、シリンダ毎の潤滑油消費量を測定することも難しい。そこで、本実施形態における潤滑油消費量の測定では、供試機関を自然吸気式に変更した上で、図１１に示されている様に、吸気管３６を各々のシリンダ毎に独立させ、マノメータ３７付きの空気流量計３８を各々の吸気管３６に取り付けて、シリンダ毎の吸入空気量を測定する。なお、図１１中のシリンダ番号は、クランクプーリ側からトランスミッション側に向かって番号が付されている。
【００３４】
また、各々のシリンダにおける排気弁の極近傍からサンプリングパイプ４１で排気をサンプリングすることによってシリンダ毎の潤滑油消費量を測定し、排気マニホールド集合部４２からサンプリングパイプ４１で排気をサンプリングすることによって全シリンダにおける潤滑油消費量を測定する。潤滑油としては、Ｓ−トレース法による測定精度を向上させるために、硫黄含有率が約３重量％である高硫黄油を使用する。下記の表１に、この高硫黄油の仕様がＣＤ級ＳＡＥ３０の潤滑油の仕様と対比して示されている。潤滑油消費量と潤滑油膜厚さとの両方が潤滑油の違いによる影響を受け易いので、この潤滑油は上述のトップリングにおける潤滑油膜厚さを測定する際にも使用する。
【００３５】
【表１】

【００３６】
【実施例】
〔予測方法の確認〕
以下では、上述の実施形態における予測方法及び実際の測定方法を具体的な機関に適用して得られた結果から、実施形態の予測方法の妥当性を確認する。
【００３７】
〔供試機関及びそのシリンダライナの形状〕
シリンダライナの形状についての予測及び実測の対象として、下記の表２に示されている主要諸元を有する直列４気筒中間冷却器付き直噴排気タービン過給ディーゼル機関を用いた。供試機関におけるピストンリングは、下記の表３に示されている主要諸元を有する３本リング構成である。
【００３８】
【表２】

【００３９】
【表３】

【００４０】
供試機関の実働中におけるシリンダライナの形状は、本願の発明者等による回転ピストン法での測定（Ｓ．Ｙａｍａｍｏｔｏｅｔａｌ．， ”ＡＳｔｕｄｙｏｎＣｙｌｉｎｄｅｒＢｏｒｅＤｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆａＤｉｅｓｅｌＥｎｇｉｎｅｗｉｔｈＤｒｙＬｉｎｅｒＳｔｒｕｃｔｕｒｅ”，ＡＳＭＥＩＣＥ−Ｖｏｌ．３６−３，Ｎｏ．２００１５０９４（２００１））によって、上述の様に既知である。図１２は、１６００ｒｐｍ、全負荷、冷却水出口温度８０℃の条件で図１１の機関が実働中に測定されたその第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を示している。
【００４１】
図１２中で前と付されている側がクランクプーリ側であり、大括弧内の数字はシリンダライナの内壁面における温度を示している。また、図１２中で０と付されている円が変形のない状態を示しており、この円と同心状の円の半径が変形の寸法を示している。図１２（ａ）（ｂ）（ｃ）は、シリンダブロックの上面から夫々１３．５ｍｍ（上死点）、８０ｍｍ（中間点）及び１４３．５ｍｍ（下死点）の位置における形状を示している。
【００４２】
この様に、実働中の供試機関におけるシリンダライナでは、その上部はヘッドボルト４３の軸力によって六角形に変形し、中間部はスラスト方向に長い楕円形に変形している。図１３は、図１２の（ａ）から（ｂ）にかけてのシリンダライナの断面形状を更に詳細に示しており、（ａ）〜（ｆ）はシリンダブロックの上面から夫々１３．５ｍｍ（上死点）、２０ｍｍ、３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ及び６０ｍｍの位置における形状である。図１３から、ヘッドボルト４３の軸力による六角形の変形は、シリンダブロックの上面から３０ｍｍ付近の位置で現れ、シリンダの上部に近付くに連れて大きくなることが分かる。
【００４３】
〔トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測と実測との比較〕
トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測及び実測は、機関の実働中に図１２に示されているシリンダライナの断面形状を有する図１１中の第４番シリンダを使用し、図１２の結果を得たシリンダライナの形状測定時と同じ機関運転条件である１６００ｒｐｍ、全負荷、冷却水出口温度８０℃で行った。なお、この条件における供試機関のシリンダの温度がトップリングの行程の中間点位置で約１００℃であった（Ｓ．Ｙａｍａｍｏｔｏｅｔａｌ．， ”ＡＳｔｕｄｙｏｎＣｙｌｉｎｄｅｒＢｏｒｅＤｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆａＤｉｅｓｅｌＥｎｇｉｎｅｗｉｔｈＤｒｙＬｉｎｅｒＳｔｒｕｃｔｕｒｅ”，ＡＳＭＥＩＣＥ−Ｖｏｌ．３６−３，Ｎｏ．２００１５０９４（２００１））ので、潤滑油膜厚さの予測に使用した潤滑油の粘度も１００℃における値を用いた。
【００４４】
図１４は、図１２（ａ）及び図１３（ａ）を拡大して示している。図１４に示されている様に、シリンダの後方の位置から時計回り方向へ夫々１０°及び３０°の位置であるＡ点及びＢ点では、シリンダの上部におけるシリンダライナの形状が明らかに互いに異なっている。また、これらのＡ点及びＢ点では、ピストンリングの潤滑油膜厚さがピストンスラップの影響を受けにくい（Ｍ．Ｔａｋｉｇｕｃｈｉｅｔａｌ．， ”ＯｉｌＦｉｌｍＴｈｉｃｋｎｅｓｓＭｅａｓｕｒｅｍｅｎｔａｎｄＡｎａｌｙｓｉｓｏｆａＴｈｒｅｅＲｉｎｇＰａｃｋｉｎａｎＯｐｅｒａｔｉｎｇＥｎｇｉｎｅ”，ＳＡＥｐａｐｅｒｓｅｒｉｅｓ，Ｎｏ．２０００−０１−１７８７（２０００））。
【００４５】
従って、トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測及び実測は、これらのＡ点及びＢ点の二箇所について行われた。図１５、１６は、夫々Ａ点及びＢ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示している。実測に際して、潤滑油膜厚さの変化量は上述の式（５）を用いて求め、潤滑油膜厚さのゼロ線は圧縮上死点（クランク角度＝３６０°）付近で潤滑油膜厚さが最小になる点と一致させた。
【００４６】
図１５、１６から明らかな様に、フルフラッド条件での潤滑油膜厚さの予測結果は、Ａ点及びＢ点の何れにおいても、また、潤滑油膜厚さの絶対値と機関の一サイクル中における潤滑油膜厚さの変化の傾向との何れにおいても、図１５、１６中に示されているａ点〜ｇ点を除いて、実測結果と比較的よく一致している。ａ点〜ｇ点におけるクランク角度は、順に２３０°、４２０°、５８０°、６８０°、２０°、２９０°及び６６０°である。これに対して、オイルスターブ条件での潤滑油膜厚さの予測結果は、実測結果に比べて極めて薄くなっている。これらの比較結果から、Ａ点及びＢ点のトップリングはオイルスターブ状態ではなく、潤滑油膜を形成するために十分な潤滑油がＡ点及びＢ点のトップリングに供給されていることが分かる。
【００４７】
図１７は図１５、１６中のａ点〜ｇ点におけるシリンダライナとフルフラッド条件で予測されたピストンリングとの関係を示しており、外側及び内側の曲線が夫々シリンダライナの内壁面及びトップリングの摺動面を示している。従って、外側の曲線と内側の曲線との間の半径方向の距離がトップリングにおける潤滑油膜厚さである。図１７から明らかな様にａ点、ｃ点及びｅ点ではシリンダライナに大きな変形が周方向で連続的に発生しており、その際に、予測結果が実測結果よりも小さいので、本実施例での予測方法はピストンリングが実際よりもシリンダライナに追従する様に予測していることが分かる。これに対して、ｂ点、ｄ点、ｆ点及びｇ点ではシリンダライナの変形が小さく、予測結果が実測結果に一致していないのは、ピストンリングの半径方向における圧力分布や傾き等のシリンダライナの変形以外の原因によると考えられる。
【００４８】
図１８、１９には、図１５、１６からＡ点及びＢ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とが抽出されている。図１８に示されている予測結果におけるＡ点とＢ点とで潤滑油膜厚さの違いは排気上死点（クランク角度＝０°）付近で大きく、この排気上死点付近では、シリンダの上部でシリンダライナが外側へ変形しているＡ点で潤滑油膜が厚く、シリンダの上部でシリンダライナが内側へ変形しているＢ点で潤滑油膜が薄い。排気上死点付近におけるＡ点とＢ点とでのこの様な潤滑油膜厚さの違いは、図１９に示されている実測結果にも明確に現れている。
【００４９】
図１２、１３について説明した様にＡ点及びＢ点における変形はヘッドボルトの軸力に起因しており、従ってヘッドボルトの軸力によるシリンダ上部の変形が排気上死点付近の潤滑油膜厚さに大きく影響しているが、本実施例の予測方法はこのことを正確に予測している。しかも、排気上死点付近では上向きの大きな慣性力が潤滑油膜に作用しており、潤滑油がピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれるので、排気上死点付近の潤滑油膜厚さは潤滑油消費量に大きく影響する。従って、本実施例の予測方法が排気上死点付近の潤滑油膜厚さを正確に予測していることは、潤滑油消費量を予測する上でも有効である。
【００５０】
〔潤滑油消費量の予測と実測との比較〕
図２０は、１６００ｒｐｍ、全負荷の条件で機関が実働中に測定された図１１中の第３番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を示している。図２０（ａ）（ｂ）は、夫々上死点位置及び中間点位置における形状を示している。図１２に示されている第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状と同様に、シリンダの上部は六角形に変形し、中間部はスラスト方向に長い楕円形に変形している。しかし、第４番シリンダに比べて、シリンダの上部及び中間部の何れにおいても楕円変形が大きい。
【００５１】
図２１は、図２０、１２に示されている１６００ｒｐｍ、全負荷の条件での第３番シリンダ及び第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を用いて、潤滑油消費量を実測した結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件で予測した結果とを示している。ピストンリングの高さは、図２１中に示されている様に、３ｍｍである。予測結果にはピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量しか含まれていないのに対して、実測結果にはピストンリングの摺動面の他にピストンリングの背面及び上面とピストンリングの合口とを通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量も含まれているので、両者の絶対値を比較することはできない。しかし、第４番シリンダよりも楕円変形の程度の大きい第３番シリンダにおいて潤滑油消費量が増加する傾向を、本実施例の予測方法はフルフラッド条件とオイルスターブ条件との何れにおいても予測している。
【００５２】
図２２（ａ）（ｂ）は、シリンダライナの内周を仕上げ加工する際にシリンダブロックにシリンダヘッドを締め付けた状態を再現するためにシリンダヘッドに相当するダミーパーツをシリンダブロックに締め付けて仕上げ加工するダミーヘッド加工法によって第３番シリンダ及び第４番シリンダにおける上部の変形を緩和させた場合の、夫々図２０（ａ）及び図１２（ａ）に対応する図面である。図２３は、これらの場合の実測結果及びフルフラッド条件での予測結果を、ダミーヘッド加工のない場合と比較して示している。本実施例の予測方法は、ダミーヘッド加工によって潤滑油消費量が減少することも予測している。
【００５３】
但し、図２１からも明らかな様に、潤滑油消費量の予測結果は、フルフラッド条件とオイルスターブ条件とで大幅に異なり、しかも、実際の機関におけるシリンダライナとピストンリングとの間の潤滑油膜状態は潤滑油膜圧力を予測する際に想定したオイルスターブ状態よりは潤滑油が多く存在していると考えられる。従って、ピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量も、フルフラッド条件で予測された値とオイルスターブ条件で予測された値との間の値になると考えられる。
【００５４】
なお、以上の実施例における予測及び実測ではディーゼル機関が対象とされているが、本願の発明はガソリン機関にも適用することができる。
【００５５】
【発明の効果】
本願の発明による潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の予測方法では、少ない手順で予測を完了させることができるので、短時間で予測を行うことができる。しかも、本願の発明による潤滑油膜厚さの予測方法では、シリンダが変形している状態でのピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを実測結果に非常に近い値で予測することができる。また、本願の発明による潤滑油消費量の予測方法では、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室内に運ばれて消費される潤滑油の量に対するシリンダの変形の影響を定性的に予測することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願の発明の一実施形態による予測方法の流れ図である。
【図２】（ａ）は変形しているシリンダライナとその内壁面に接触しているピストンリングとの断面図であり、（ｂ）は（ａ）のピストンリングをその合口から仮想的に展開した状態におけるシリンダライナ及びピストンリングの断面図である。
【図３】三連モーメント法を説明するための模式図である。
【図４】（ａ）〜（ｄ）は本願の発明の一実施形態においてピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを求める段階を順次に示す断面図である。
【図５】オイルスターブ状態における潤滑油膜形成範囲の変動を説明するための断面図である。
【図６】本願の発明の一実施形態においてトップリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量を求めるために用いられる、シリンダライナの内壁面とピストンリングの摺動面との間における潤滑油の流量を説明するための断面図である。
【図７】静電容量法で用いられるピストンリングの拡大断面図である。
【図８】静電容量法で用いられる静電容量増幅器及び機関の回路図である。
【図９】（ａ）は静電容量法で用いられる検定溝を有するシリンダライナ及びピストンリングの断面図、（ｂ）は（ａ）のシリンダライナ及びピストンリングを用いて測定された潤滑油膜厚さのグラフである。
【図１０】潤滑油膜厚さの変化に対する図８の静電容量増幅器における出力電圧の変化の式中の比例定数の求め方を説明するためのグラフである。
【図１１】本願の発明の一実施形態で使用した機関の模式図である。
【図１２】図１１の機関の実働中に測定されたその第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面を示しており、（ａ）（ｂ）（ｃ）は夫々上死点位置、中間点位置及び下死点位置における断面図である。
【図１３】図１２の（ａ）から（ｂ）にかけてのシリンダライナの形状を更に詳細に示す断面図である。
【図１４】本願の発明の一実施形態で潤滑油膜厚さを測定したＡ点及びＢ点の位置を示すために図１２（ａ）及び図１３（ａ）を拡大した図面である。
【図１５】図１４のＡ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示しているグラフである。
【図１６】図１４のＢ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示しているグラフである。
【図１７】図１５、１６中のａ点〜ｇ点におけるシリンダライナとフルフラッド条件で予測されたピストンリングとの関係を示す断面図であり、外側及び内側の曲線が夫々シリンダライナの内壁面及びトップリングの摺動面を示している。
【図１８】図１５、１６から抽出されたＡ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とを示すグラフである。
【図１９】図１５、１６から抽出されたＢ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とを示すグラフである。
【図２０】図１１の機関の実働中に測定されたその第３番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面を示しており、（ａ）（ｂ）は夫々上死点位置及び中間点位置における断面図である。
【図２１】図２０、１２に示されている第３番シリンダ及び第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を用いて、潤滑油消費量を実測した結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件で予測した結果とを示すグラフである。
【図２２】（ａ）（ｂ）は、図１１に示されている機関の第３番シリンダ及び第４番シリンダにおける上部の変形をダミーヘッド加工法によって緩和させた場合の、夫々図２０（ａ）及び図１２（ａ）に対応する断図面である。
【図２３】図２２に示されている第３番シリンダ及び第４番シリンダを用いた場合の実測結果及びフルフラッド条件での予測結果を、ダミーヘッド加工のない場合と比較して示すグラフである。
【符号の説明】
１１…シリンダライナ、１２…内壁面、１３…ピストンリング、１３ａ…トップリング、１４…摺動面、１５…合口、１６…要素、１８…潤滑油、３１…機関、Ｗ_ｇ…微小合力（合力の一部）、Ｗ_ｏ…潤滑油膜圧力[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The invention of the present application provides a method for estimating the thickness of a lubricating oil film on a sliding surface of a piston ring, a method for estimating an amount of lubricating oil that is conveyed to a combustion chamber through a sliding surface of a piston ring, and It is about.
[0002]
[Prior art]
Reducing the consumption of lubricating oil in internal combustion engines such as automobiles has become an important issue from the viewpoint of preserving the global environment. In general, reducing the consumption of lubricating oil in the development of an engine can be carried out by repeating a long engine test. However, in order to shorten the development period and reduce the development cost of an engine, it is strongly required to establish a technology for predicting the consumption of lubricating oil in the engine on a desk.
[0003]
Most of the consumption of lubricating oil in the engine is occupied by the lubricating oil consumed through the piston ring train and into the combustion chamber. The path through which the lubricating oil passes through the piston ring row includes a path passing through the back surface (inner peripheral surface) and side surfaces of the piston ring, and a path passing through between the piston ring and the inner wall surface of the cylinder liner, that is, sliding of the piston ring. There are three paths, a path passing through the moving surface (outer peripheral surface) and a path passing through the abutment of the piston ring, and each of them has been studied (for example, R. Rabute, T. Tian, "Challenges Involved in Piston Top). Ring Designs for Modern SI Engineers ", ASME 2000-ICE-264, S. Ariga," Observation of Transient Oil Consumption with In-Cylinder Variables. "SAE 9619910, T. Tian, W. Woolong, JB Heywood," Modeling the Dynamics and Lubrication of Three Pieces Oil Controls in the United States.
[0004]
One of the problems when studying these is that while the engine is running, the cylinders are deformed in a complicated manner due to the effects of tightening of parts, temperature, pressure, etc., but it is not clear how the cylinders are actually deformed. Also, it is not clear how the piston ring follows the deforming cylinder. There are several analysis examples of these deformations and follow-ups as well (eg, H. Fujimoto, Y. Yoshihara, T. Goto, S. Furuhama, "Measurement of Cylindrical Information Update, Duration Information Update, Duration Information Update, D.E. 910042, Y. Hu, H. S. Cheng, T. Arai, Y. Kobayashi, S. Aoyama, "Numerical Simulation of Piston Ring in Mixed Dimensional Analysis of Non-Analysis Simulation-Anonaxis Simulation. Ly 1994, P. 470-P. 478, F. Maassen, F. Koch, M. Schwaderlapp, T. Ortjohann, J. Dohmen, "Analytical and Electronic Dimensions. ).
[0005]
Also, some attempts have been made on a method of predicting the relationship between the deformation of the cylinder or the follow-up of the piston ring and the consumption of the lubricating oil on the desk (for example, H. Hitoshigi, K. Nagoshi, M. Kodama, S. Furuhama, "Study on Mechanism of Lubricating Oil Consumption Caused by Cylinder Bore Deformation", SAE paper series, No. 960305).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, none of the above-mentioned analysis examples has been able to clarify the relationship between the deformation of the cylinder or the follow-up of the piston ring and the consumption of the lubricating oil. Further, the above-described prediction method has not yet reached the level of sufficiently predicting this relationship. It is very difficult to predict the consumption of lubricating oil in this way because this prediction involves various assumptions and assumptions, and thus the prediction of the consumption of lubricating oil includes various assumptions and estimations. One of the reasons is that the consumption of lubricating oil is a phenomenon in which various factors are intertwined in a complicated manner, and in particular, the mechanism by which lubricating oil passes through the piston ring row and enters the combustion chamber is not fully understood. It is a factor.
[0007]
Therefore, the invention of the present application provides a method capable of predicting the lubricating oil film thickness on the sliding surface of the piston ring in a state where the cylinder is deformed in a short time and with a value very close to the actual measurement result. It is an object of the present invention to provide a method capable of qualitatively predicting, in a short time, the effect of cylinder deformation on the amount of lubricating oil that is passed through the sliding surface and conveyed into the combustion chamber and consumed.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In the method for predicting the lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption according to the present invention, the piston ring is regarded as a straight beam, and the deformation of the piston ring is obtained by the triple moment method. In comparison, prediction can be completed with fewer procedures.
[0009]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, first, the following state of the piston ring with respect to the cylinder is determined mechanically from the tension of the piston ring, the pressure of the gas acting on the back surface of the piston ring, and the pressure of the lubricating oil film on the sliding surface of the piston ring. Thus, the lubricating oil film thickness (piston ring lubricating oil film thickness) formed between the piston ring and the cylinder at that time is predicted. It is becoming common to use the finite element method or the like for this type of analysis. However, when the deformation state of the entire circumference of the piston ring is to be obtained over four strokes of the intake, compression, expansion, and exhaust of the engine, the finite element method is used. In such cases, it is expected that the amount of programs will be enormous and that long-term calculations by high-performance computers will be required.
[0010]
On the other hand, in the present embodiment, the piston ring is regarded as a straight beam, and the analysis by the triple moment method shown in FIG. 3 is used so that the calculation can be easily performed by the personal computer. Has become. In the present embodiment, the lubricating oil consumption is further determined by determining the amount of lubricating oil that is transported to the combustion chamber through the sliding surface of the top ring from the piston ring lubricating oil film thickness predicted as described above. The effect of cylinder deformation on is easily predicted. In the following embodiments, the validity of the prediction method according to the present embodiment has been confirmed by actually measuring the piston ring lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption using an engine having a known cylinder shape during operation. ing.
[0011]
[Structure of prediction method]
FIG. 1 shows a flowchart of a prediction method according to the present embodiment, and the prediction method includes three elements. The first element is a method of predicting the deformation of a piston ring in a deforming cylinder by a triple moment method. The second factor is a method of predicting the lubricating oil film pressure in consideration of the deformation of the piston ring. The third element is transferred from the piston ring lubricating oil film thickness obtained in the first and second elements to the combustion chamber through the space between the cylinder and the piston ring, that is, through the sliding surface of the piston ring. This is a method for predicting the amount of lubricating oil to be used. Hereinafter, each method will be described.
[0012]
[Piston ring deformation prediction method (first element)]
The piston ring 13 that is in contact with the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 that is deformed as shown in FIG. 2A is virtually developed as shown in FIG. The piston ring 13 is regarded as a straight beam and the deformation of the piston ring 13 is predicted. When the piston ring 13 is deployed, as shown in FIG. 2A, any of a plurality of contact points between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 Then, as shown in FIG. 2 (b), the abutment 15 is opened and the piston ring 13 is deployed until the piston ring 13 is straightened. Therefore, the fulcrum of the piston ring 13 as a straight beam is located at least at both ends of the beam.
[0013]
The piston ring 13 as a straight beam is virtually divided into 360 elements 16 in its length direction, and the resultant of the piston ring tension, gas pressure, and lubricating oil film pressure are virtually applied to each element 16. Then, the deformation of the piston ring 13 is obtained by the triple moment method shown in FIG. The division from the piston ring 13 to the element 16 is not necessarily equal, but is preferably equal in order to reduce the procedure for prediction. The number of elements 16 may be other than 360.
[0014]
The piston ring tension and the gas pressure acting on the back surface 17 of the piston ring 13 are forces in a direction from the inside to the outside of the cylinder liner 11, and the lubricating oil film pressure is a force in a direction from the outside to the inside of the cylinder liner 11, Thus, they are forces in opposite directions. In order to determine the deformation of the piston ring 13, a part (small resultant force) of the resultant force acting on the piston ring 13 is applied in a stepwise manner, and in each case, the balance with the reaction force due to the lubricating oil film pressure is determined. The deformation is found repeatedly until all work. The procedure is described below.
[0015]
(1) Furuhama's theory of dynamic lubrication of piston rings ("A Dynamic Theoryof Piston Ring Lubrication (1st Report, Calculation)", Bulletin of JSME, Vol. 2, No. 7, No. 7, p. ), The piston ring lubricating oil film thickness when the cross-sectional shape of the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 is a perfect circle and the change in the piston ring lubricating oil film thickness during one cycle of the engine are determined. Then, the obtained piston ring lubricating oil film thickness is used as an initial lubricating oil film thickness h at a fulcrum when the piston ring 13 is deployed at an arbitrary rotation angle (arbitrary crank angle) of the crankshaft._minThat is, the size of the gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 is set (FIG. 2).
[0016]
(2) Small resultant force W_gIs regarded as a load evenly distributed to each element 16, and is applied to each element 16 to determine the deformation of the piston ring 13 by the triple moment method (FIG. 4A). Then, based on the size of the gap between the deformed piston ring 13 and the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 whose shape during operation of the engine is known, the lubricating oil film pressure W_o(FIG. 4B).
(3) Small resultant force W_gAnd the lubricating oil film pressure W obtained in (2)_oAnd the next resultant force W_gAt the same time, the process is applied to the deformed piston ring 13 obtained in (2), and the process of (2) is repeated to deform the piston ring 13 and the lubricating oil film pressure W_oAre sequentially obtained (FIG. 4 (c) → FIG. 4 (d)).
[0017]
(4) Repeat (3) until all the resultant forces act, so that the final deformation of the piston ring 13 and the lubricating oil film pressure W_oAnd ask. In the process, when a contact point occurs between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 between the existing fulcrums, that is, the dimension of the gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 is h_minWhen a point occurs, this contact point is added as a new fulcrum. However, when the new fulcrum is adjacent to the existing fulcrum, the existing fulcrum is moved to the position of the new fulcrum.
[0018]
(5) Finally, resultant force and lubricating oil film pressure W_o, That is, the total resultant force and the lubricating oil film pressure W_oIs balanced by uniformly changing the gap between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13. The dimension of the gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 obtained in this manner is defined as the final lubricating oil film thickness h.
(6) The steps (1) to (5) are performed for a plurality of rotation angles (crank angles) of the crankshaft.
[0019]
[Lubricating oil film pressure prediction method (second element)]
Based on the lubricating oil film thickness h obtained by the above-described piston ring deformation prediction method, the lubricating oil film pressure W is calculated using the dynamic lubrication theory (full flood state) of the piston ring of Furuhama._oAsk for. Also in this case, the piston ring 13 is virtually divided into 360 elements 16 in the circumferential direction, and the lubricating oil film pressure W is independently set for each element 16._oAsk for. Therefore, in this method, the flow of the lubricating oil in the circumferential direction of the piston ring 13 is not considered. In addition, since the piston ring 13 during engine operation is generally considered to be in an oil stub state, in addition to the full flood state, the lubricating oil film pressure W in the oil stub state is also assumed under the following assumptions._oAsk for.
[0020]
The following are assumed conditions of the oil starve state.
Only the lubricating oil left by the preceding piston ring 13 on the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 is supplied to the piston ring 13.
-As shown in FIG. 5A, the supply amount Q of the lubricating oil 18 to the piston ring 13_inIs the amount of outflow Q from the piston ring 13_outIf it is larger, the difference lubricating oil 18 is accumulated in the lubricating oil introduction part 19 of the piston ring 13, and the lubricating oil film forming range 21 is expanded as shown by the arrow 22. Conversely, as shown in FIG._inIs the outflow Q_outIf less, the lubricating oil film forming area 21 is reduced as indicated by an arrow 23.
-It is assumed that the piston ring 13 in the descending stroke is in a full flood state.
The lubricating oil 18 left on the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 during the descending stroke is supplied to the top ring during the ascent stroke.
[0021]
[Method of predicting the amount of lubricating oil passing through the piston ring sliding surface (lubricating oil consumption) (third element)]
As shown in FIG. 6, in this method, it is considered that the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 are parallel flat plates, and the flow rate of lubricating oil between them is The amount of lubricating oil that is carried to the combustion chamber through the sliding surface 14 of the ring 13a is determined. The flow rate between the parallel plates is Q, shown in FIG._oilAnd the flow rate q that moves with the piston ring 13 as the piston ring 13 slides._vAnd the flow rate q carried by the inertial force acting on the lubricating oil_iAnd consists of Therefore, the flow rate q_iIndicates the flow rate carried above or below the sliding surface 14 of the piston ring 13 depending on the direction of the inertial force.
[0022]
That is, since the inertial force is upward near the top dead center of the piston, the flow rate q at this time is_iIt is considered that the lubricating oil is carried to the combustion chamber and consumed. However, in the vicinity of the top dead center in the compression stroke, the lubricating oil is not expected to be transported to the combustion chamber because the downward force due to the gas pressure becomes equal to or higher than the upward inertial force. Therefore, in this method, the top ring 13a is moved in the range of the crank angle where the inertial force acts upward in the vicinity of the top dead center of the exhaust stroke, that is, the range of the crank angle where the inertial force acts on the combustion chamber side in the exhaust stroke and the intake stroke. The amount of oil conveyed upward is predicted for each of the 360 elements 16, and the sum thereof is regarded as the amount of lubricating oil conveyed to the combustion chamber through the sliding surface 14 of the top ring 13a.
[0023]
[Measurement of piston ring lubricating oil film thickness and lubricating oil consumption]
A method of actually measuring the lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption amount in the top ring of an active engine to confirm the validity of the prediction method according to the present embodiment as described above will be described below.
[0024]
[Measurement method of lubricating oil film thickness in top ring]
The thickness of the lubricating oil film in the top ring is determined by a capacitance method (M. Takiguchi et al., "Oil Film Thickness Measurement and Analysis of a Three-Ring Packing in an Operating Engine, No. 2000, No. 17, SA, No. 2000, No. 17, 2000, No. 2000, No. 1, 2000, No. 2000, No. 1, 2000, No. 87, No. 17, 2000). (2000)). In this capacitance method, a piston ring 13 shown in FIG. 7 is used. An electrode 24 made of aluminum or the like and having a diameter d of about 0.8 mm is embedded in the sliding surface 14 of the piston ring 13, and a lead wire 25 is connected to the electrode 24. The electrode 24, the lead wire 25, and the piston ring 13 are electrically insulated from each other by an adhesive resin layer 26, and the surface of the electrode 24 facing the sliding surface 14 of the piston ring 13 is also an insulating film 27 such as an aluminum oxide film. Insulated by
[0025]
In the capacitance method, the inner wall surface of the cylinder liner is used as a counter electrode of the electrode 24, and a capacitor 32 is placed in the engine 31 with these electrodes and the lubricating oil filled between them, as shown in FIG. Then, the lubricating oil film thickness is measured from the capacitance change between the electrodes. The change in capacitance between the electrodes is output as a voltage change proportional to the change in capacitance from an output terminal 34 of a capacitance amplifier 33 installed outside the engine 31. This measurement method is suitable for confirming the influence of the cylinder shape on the change in the lubricating oil film thickness because the change in the lubricating oil film thickness during one cycle of the engine 31 can be measured.
[0026]
However, on the other hand, this measuring method has a drawback that the measurement sensitivity (the amount of change in the voltage output from the capacitance amplifier 33 with respect to the amount of change in the lubricant film thickness) greatly varies depending on the lubricant film thickness at that time. Also, there is a disadvantage that it is difficult to determine the zero point of the lubricating oil film thickness. In this measurement method, as shown in FIG. 9A, a verification groove 35 in which a groove having a depth a of 4 μm and a groove having a depth b of 8 μm are connected to the thrust side of the cylinder liner 11. (On the left side when the engine rotates clockwise as viewed from the crank pulley side of the engine) provided on the inner wall surface 12 when the top ring 13a passes over the verification groove 35 under the condition of 1200 rpm and no load. The measurement sensitivity was read from the change in the lubricating oil film thickness.
[0027]
That is, when the top ring 13a passes over the verification groove 35, the waveform of the lubricating oil film thickness becomes the shape of the step A in FIG. The measurement sensitivity at the time when the ring 13a has passed can be confirmed. However, the measurement sensitivity significantly increases with the lubricating oil film thinner than the step amount of the step A and decreases with the thicker lubricating oil film. The voltage change needs to be corrected in some way. In the present embodiment, this change in measurement sensitivity is corrected as follows from the following equations (1) and (2) for the capacitance C of an infinite parallel plate.
[0028]
C = Aε / h (1)
C = Q / ΔV (2)
In the formulas (1) and (2), A is the area of the electrode, ε is the dielectric constant of the lubricating oil, h is the distance between the electrodes (lubricating oil film thickness), Q is the charge accumulated between the electrodes, and ΔV is the distance between the electrodes. Is the potential difference of By differentiating equation (1) by h and substituting equation (2) into the result, the following equation is obtained.
dC / dh = -Aε / h²= -C²/ Aε =-(Q²/ Aε) / ΔV²
[0029]
As described above, the change (dV) in the output voltage at the output terminal 34 of the capacitance amplifier 33 is proportional to the change (dC) in the capacitance. The measurement sensitivity (dV / dh) is given by the following equation (3).
dV / dh = α / ΔV² ............ (3)
[0030]
On the other hand, as shown in FIG. 10, the output voltage from the capacitance amplifier 33 when the lubricating oil film thickness is minimum in one cycle of the engine is V = 0 [mV], and The change in voltage from the output voltage at the point when the output voltage waveform₁[MV], and the voltage change with respect to the depth a [μm] of the verification groove 35 is ΔV₂[MV], this ΔV₂The measurement sensitivity at the time when appears is represented by the following equation.
dV / dh = ΔV₂/ A
The potential difference between the electrodes immediately before the verification groove 35 appears is ΔV₁Therefore, equation (3) becomes the following equation.
dV / dh = α / ΔV₁ ²
[0031]
Eventually, the following equation (4) is obtained from the right sides of these equations.
α = ΔV₂・ ΔV₁ ²/ A ............ (4)
Therefore, using the following equation (5) obtained from the equations (3) and (4), the amount of change (dh) in the lubricant oil film thickness is obtained from the amount of change (dV) in the output voltage of the capacitance amplifier 33, By changing the measurement sensitivity according to the change amount (dh) of the lubricating oil film thickness, the measuring sensitivity can be made constant regardless of the lubricating oil film thickness.
dh = (a · ΔV²/ ΔV₂・ ΔV₁ ²) DV ... (5)
Although only a is used as the depth of the verification groove 35 in Expression (5), as shown in FIG. 9B, in order to make the position of the verification groove 35 easier to understand, as shown in FIG. A groove having a depth a and a groove having a depth b are provided continuously.
[0032]
[Method of measuring lubricating oil consumption]
Lubricating oil consumption is measured by an S-trace method (SO₂ tracer method). In addition, the S-trace method has a feature that the lubricating oil consumption can be measured more accurately and in a shorter time than the conventional level method and the gravimetric method (M. Takiguchi et al., "Effect of"). Piston Ring Tension on Oil Constitution and Piston Friction in Diesel Engine, "ASME ICE-Vol. 32-3, No. 99-ICE-199 (1999)).
[0033]
On the other hand, in the S-trace method, it is necessary to accurately measure the intake air amount of the cylinder, and when a turbocharger is installed as in a test engine, the measurement of the intake air amount for each cylinder is performed. Because it is difficult, it is also difficult to measure the lubricating oil consumption for each cylinder. Therefore, in the measurement of the lubricating oil consumption in the present embodiment, the test engine was changed to a natural suction type, and then, as shown in FIG. An air flow meter 38 with 37 is attached to each intake pipe 36, and the intake air amount for each cylinder is measured. Note that the cylinder numbers in FIG. 11 are numbered from the crank pulley side to the transmission side.
[0034]
Further, by measuring the lubricating oil consumption for each cylinder by sampling the exhaust gas from the very vicinity of the exhaust valve in each cylinder with the sampling pipe 41, and sampling the exhaust gas with the sampling pipe 41 from the exhaust manifold collecting part 42, Measure the lubricating oil consumption in the cylinder. As the lubricating oil, a high sulfur oil having a sulfur content of about 3% by weight is used in order to improve the measurement accuracy by the S-trace method. In Table 1 below, the specification of the high sulfur oil is shown in comparison with the specification of the lubricating oil of CD class SAE30. Since both the lubricating oil consumption and the lubricating oil film thickness are easily affected by the difference in lubricating oil, this lubricating oil is also used for measuring the lubricating oil film thickness in the above-mentioned top ring.
[0035]
[Table 1]

[0036]
【Example】
[Confirmation of prediction method]
Hereinafter, the validity of the prediction method of the embodiment will be confirmed from the results obtained by applying the prediction method and the actual measurement method in the above-described embodiment to a specific organization.
[0037]
[The shape of the test engine and its cylinder liner]
As a target for prediction and measurement of the shape of the cylinder liner, a direct injection exhaust turbine supercharged diesel engine with an in-line 4-cylinder intercooler having the main specifications shown in Table 2 below was used. The piston ring in the test engine has a three-ring configuration having the main specifications shown in Table 3 below.
[0038]
[Table 2]

[0039]
[Table 3]

[0040]
The shape of the cylinder liner during the actual operation of the test engine is measured by the rotating piston method by the present inventors (S. Yamamoto et al., "A Study on Cylinder Bore Deformation of the Diesel Digital System with a Diesel Engine with a Diesel Engine with a Diesel Engine). ASME ICE-Vol.36-3, No. 20015094 (2001)). FIG. 12 shows the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner of the fourth cylinder measured during the operation of the engine of FIG. 11 under the conditions of 1600 rpm, full load, and cooling water outlet temperature of 80 ° C.
[0041]
In FIG. 12, the front side is the crank pulley side, and the numbers in square brackets indicate the temperature on the inner wall surface of the cylinder liner. In FIG. 12, a circle denoted by “0” indicates a state in which there is no deformation, and the radius of a circle concentric with this circle indicates the size of the deformation. FIGS. 12A, 12B, and 12C show shapes at positions of 13.5 mm (top dead center), 80 mm (middle point), and 143.5 mm (bottom dead center) from the upper surface of the cylinder block, respectively. .
[0042]
As described above, in the cylinder liner of the test engine in operation, the upper part is deformed into a hexagon by the axial force of the head bolt 43, and the middle part is deformed into an elliptical shape that is long in the thrust direction. FIG. 13 shows in more detail the cross-sectional shape of the cylinder liner from (a) to (b) in FIG. 12, (a) to (f) each showing 13.5 mm (top dead center) from the top surface of the cylinder block. ), 20 mm, 30 mm, 40 mm, 50 mm and 60 mm. FIG. 13 shows that the hexagonal deformation due to the axial force of the head bolt 43 appears at a position near 30 mm from the upper surface of the cylinder block, and increases as approaching the upper part of the cylinder.
[0043]
[Comparison between prediction and actual measurement of lubricating oil film thickness in top ring]
The prediction and actual measurement of the lubricating oil film thickness at the top ring were performed using the fourth cylinder in FIG. 11 having the cross-sectional shape of the cylinder liner shown in FIG. The engine was operated under the same engine operating conditions as those used when measuring the shape of the cylinder liner at 1600 rpm, full load, and a cooling water outlet temperature of 80 ° C. Note that the temperature of the cylinder of the test engine under this condition was about 100 ° C. at the midpoint of the top ring stroke (S. Yamamoto et al., “A Study on Cylinder Bore Deformation of the Diesel Engine with Dry Energy). Structure ", ASME ICE-Vol. 36-3, No. 20015094 (2001)), the viscosity of the lubricating oil used for the prediction of the lubricating oil film thickness also used the value at 100C.
[0044]
FIG. 14 is an enlarged view of FIGS. 12 (a) and 13 (a). As shown in FIG. 14, at points A and B, which are 10 ° and 30 ° clockwise from the rear position of the cylinder, respectively, the shapes of the cylinder liners at the top of the cylinder are clearly different from each other. ing. Further, at these points A and B, the lubricating oil film thickness of the piston ring is hardly affected by the piston slap (M. Takiguchi et al., "Oil Film Thickness Measurement and Analysis of the Three Rings in the Age of the Packing an Age in an Age in a Packing an Age in an Age in a Packing an Age in an Age in an Age in a Packing an Age in an Age in an Age in a Packing an Age in an Age in a Packing an Age in an Age in a Packing an Age in Age). , SAE paper series, No. 2000-01-1787 (2000)).
[0045]
Therefore, the prediction and actual measurement of the lubricating oil film thickness in the top ring were performed at these two points, point A and point B. FIGS. 15 and 16 show, at points A and B, respectively, the actual measurement results of the lubricating oil film thickness at the top ring during one cycle of the engine and the prediction results under the full flood condition and the oil starve condition. ing. In the actual measurement, the amount of change in the lubricating oil film thickness was obtained using the above equation (5), and the zero line of the lubricating oil film thickness was minimized near the compression top dead center (crank angle = 360 °). Point.
[0046]
As is clear from FIGS. 15 and 16, the prediction result of the lubricating oil film thickness under the full flood condition shows that the absolute value of the lubricating oil film thickness and the absolute In any of the tendency of the change in the lubricating oil film thickness, except for the points a to g shown in FIGS. The crank angles at points a to g are 230 °, 420 °, 580 °, 680 °, 20 °, 290 ° and 660 ° in order. On the other hand, the prediction result of the lubricating oil film thickness under the oil starve condition is much thinner than the measurement result. From these comparison results, it can be seen that the top rings at the points A and B are not in the oil starved state, and that sufficient lubricating oil for forming the lubricating oil film is supplied to the top rings at the points A and B.
[0047]
FIG. 17 shows the relationship between the cylinder liner at points a to g in FIGS. 15 and 16 and the piston ring predicted under the full flood condition. The outer and inner curves are respectively the inner wall surface and the top ring of the cylinder liner. 3 shows the sliding surface. Therefore, the radial distance between the outer curve and the inner curve is the lubricating oil film thickness at the top ring. As is clear from FIG. 17, at points a, c and e, large deformation occurs continuously in the cylinder liner in the circumferential direction, and at this time, the prediction result is smaller than the actual measurement result. It can be understood that the prediction method in (1) predicts that the piston ring follows the cylinder liner more than it actually does. On the other hand, at points b, d, f and g, the deformation of the cylinder liner is small, and the predicted result does not match the measured result because of the cylinder pressure distribution and inclination in the radial direction of the piston ring. This is probably due to a cause other than the deformation of the liner.
[0048]
18 and 19, the prediction results and the actual measurement results of the full flood condition at the points A and B are extracted from FIGS. The difference in the lubricating oil film thickness between point A and point B in the prediction result shown in FIG. 18 is large near the top dead center of the exhaust (crank angle = 0 °). At point A where the cylinder liner is deformed outward, the lubricating oil film is thick, and at point B where the cylinder liner is deformed inward at the top of the cylinder, the lubricating oil film is thin. Such a difference in lubricating oil film thickness between the point A and the point B near the top dead center of the exhaust gas is clearly shown in the measurement results shown in FIG.
[0049]
As described with reference to FIGS. 12 and 13, the deformation at the points A and B is caused by the axial force of the head bolt. Therefore, the deformation of the upper part of the cylinder due to the axial force of the head bolt is caused by the lubricating oil film thickness near the top dead center of the exhaust. However, the prediction method of this embodiment accurately predicts this. In addition, a large upward inertial force acts on the lubricating oil film near the top dead center of the exhaust gas, and the lubricating oil passes through the sliding surface of the piston ring to the combustion chamber. Thickness greatly affects lubricating oil consumption. Therefore, the fact that the prediction method of the present embodiment accurately predicts the lubricating oil film thickness near the top dead center of the exhaust gas is also effective in predicting the lubricating oil consumption.
[0050]
[Comparison between prediction of lubricating oil consumption and actual measurement]
FIG. 20 shows the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner of the third cylinder in FIG. 11 measured during the operation of the engine under the condition of 1600 rpm and full load. FIGS. 20A and 20B show shapes at the top dead center position and the intermediate point position, respectively. Similar to the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the fourth cylinder shown in FIG. 12, the upper part of the cylinder is deformed into a hexagon, and the middle part is deformed into an elliptical shape elongated in the thrust direction. However, compared to the fourth cylinder, the elliptical deformation is larger at both the upper and middle portions of the cylinder.
[0051]
FIG. 21 shows the actual measurement of the lubricating oil consumption using the sectional shapes of the inner wall surfaces of the cylinder liners in the third and fourth cylinders under the conditions of 1600 rpm and full load shown in FIGS. The results and the results predicted under full flood conditions and oil starve conditions are shown. The height of the piston ring is 3 mm as shown in FIG. The predicted results include only the amount of lubricating oil that is carried to the combustion chamber through the sliding surface of the piston ring, whereas the actual measurement results include the sliding surface of the piston ring, Since the amount of lubricating oil that passes through the upper surface and the abutment of the piston ring to the combustion chamber is also included, the absolute values of the two cannot be compared. However, the prediction method according to the present embodiment predicts that the lubricating oil consumption tends to increase in the third cylinder having a larger degree of elliptical deformation than in the fourth cylinder under both the full flood condition and the oil starve condition. ing.
[0052]
FIGS. 22 (a) and 22 (b) show a case where a dummy part corresponding to a cylinder head is tightened to a cylinder block in order to reproduce a state in which the cylinder head is tightened to the cylinder block when finishing the inner circumference of the cylinder liner. 12A and 12A when the deformation of the upper portions of the third and fourth cylinders is reduced by the dummy head processing method. FIG. 23 shows the actual measurement result and the prediction result under the full flood condition in these cases in comparison with the case without dummy head processing. The prediction method of the present embodiment also predicts that the consumption of the lubricating oil is reduced by the dummy head processing.
[0053]
However, as is apparent from FIG. 21, the result of the prediction of the lubricating oil consumption is significantly different between the full flood condition and the oil stave condition, and the lubricating oil film between the cylinder liner and the piston ring in the actual engine. It is considered that more lubricating oil is present in the state than in the oil starve state assumed when estimating the lubricating oil film pressure. Therefore, it is considered that the amount of the lubricating oil that is carried to the combustion chamber through the sliding surface of the piston ring also takes a value between the value predicted under the full flood condition and the value predicted under the oil starve condition.
[0054]
Although the diesel engine is used in the prediction and actual measurement in the above embodiments, the present invention can be applied to a gasoline engine.
[0055]
【The invention's effect】
According to the lubricating oil film thickness and lubricating oil consumption amount prediction method according to the present invention, the prediction can be completed with a small number of procedures, and therefore, the prediction can be performed in a short time. Moreover, the lubricating oil film thickness prediction method according to the present invention can predict the lubricating oil film thickness on the sliding surface of the piston ring in a state where the cylinder is deformed, with a value very close to the actual measurement result. Further, in the method for predicting the amount of lubricating oil consumption according to the invention of the present application, the effect of the deformation of the cylinder on the amount of lubricating oil that is conveyed into the combustion chamber through the sliding surface of the piston ring is qualitatively predicted. Can be.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart of a prediction method according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2A is a cross-sectional view of a deformed cylinder liner and a piston ring in contact with an inner wall surface thereof, and FIG. 2B is a virtual view of the piston ring of FIG. FIG. 3 is a cross-sectional view of the cylinder liner and the piston ring in a state where the cylinder liner has been set.
FIG. 3 is a schematic diagram for explaining a triple moment method.
FIGS. 4A to 4D are cross-sectional views sequentially showing steps for obtaining a lubricant oil film thickness on a sliding surface of a piston ring in one embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view for explaining a change in a lubricating oil film formation range in an oil starve state.
FIG. 6 shows an inner wall surface of a cylinder liner and a sliding surface of a piston ring used to determine an amount of lubricating oil carried to a combustion chamber through a sliding surface of a top ring in one embodiment of the present invention. FIG. 3 is a cross-sectional view for explaining the flow rate of lubricating oil between the two.
FIG. 7 is an enlarged sectional view of a piston ring used in the capacitance method.
FIG. 8 is a circuit diagram of a capacitance amplifier and an engine used in the capacitance method.
9A is a cross-sectional view of a cylinder liner and a piston ring having a verification groove used in the capacitance method, and FIG. 9B is a lubricating oil film thickness measured by using the cylinder liner and the piston ring of FIG. FIG.
10 is a graph for explaining how to obtain a proportional constant in an equation of a change in output voltage in the capacitance amplifier of FIG. 8 with respect to a change in lubricating oil film thickness.
FIG. 11 is a schematic diagram of an engine used in an embodiment of the present invention.
12 shows the inner wall surface of the cylinder liner of the fourth cylinder measured during the operation of the engine shown in FIG. 11, wherein (a), (b) and (c) show a top dead center position and an intermediate point position, respectively. And a sectional view at a bottom dead center position.
13 is a sectional view showing the shape of the cylinder liner in more detail from (a) to (b) of FIG.
FIG. 14 is an enlarged view of FIGS. 12 (a) and 13 (a) to show the positions of points A and B where the lubricating oil film thickness is measured in one embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a graph showing, at point A in FIG. 14, an actual measurement result of a lubricating oil film thickness at a top ring in one cycle of the engine and a prediction result under a full flood condition and an oil starve condition; It is.
FIG. 16 is a graph showing, at point B in FIG. 14, an actual measurement result of the lubricating oil film thickness at the top ring during one cycle of the engine and a prediction result under the full flood condition and the oil starve condition; It is.
FIG. 17 is a cross-sectional view showing the relationship between the cylinder liner and the piston ring predicted under the full flood condition at points a to g in FIGS. 15 and 16, wherein the outer and inner curves are the inner wall surface of the cylinder liner, respectively. And the sliding surface of the top ring.
FIG. 18 is a graph showing a prediction result and an actual measurement result of a full flood condition at point A extracted from FIGS.
FIG. 19 is a graph showing a prediction result and a measurement result of a full flood condition at point B extracted from FIGS.
20 shows the inner wall surface of the cylinder liner of the third cylinder measured during the operation of the engine of FIG. 11, wherein (a) and (b) are cross-sectional views at a top dead center position and an intermediate point position, respectively; It is.
FIG. 21 shows the results of actual measurement of lubricating oil consumption using the cross-sectional shapes of the inner wall surfaces of the cylinder liners of the third and fourth cylinders shown in FIGS. It is a graph which shows the result predicted on the starve condition.
FIGS. 22 (a) and (b) are diagrams respectively showing the case where the deformation of the upper part of the third cylinder and the fourth cylinder of the engine shown in FIG. 13A is a sectional view corresponding to FIG.
FIG. 23 is a graph showing actual measurement results and prediction results under full flood conditions when the third and fourth cylinders shown in FIG. 22 are used, in comparison with the case without dummy head processing. is there.
[Explanation of symbols]
11: Cylinder liner, 12: Inner wall surface, 13: Piston ring, 13a: Top ring, 14: Sliding surface, 15: Abutment, 16: Element, 18: Lubricating oil, 31: Engine, W_g… Small resultant force (part of resultant force), W_o… Lubricating oil film pressure

Claims

In a method for predicting a lubricating oil film thickness on a sliding surface of a piston ring provided in a four-stroke cycle engine,
A first step of preparing a cross-sectional shape of an inner wall surface of a cylinder provided in the engine to be predicted,
A second step of virtually expanding the piston ring from its abutment and assuming that it is a straight beam having fulcrums at least at both ends,
A third step of virtually dividing the piston ring as the straight beam into a plurality of elements in its length direction,
Assuming that the resultant force of the tension of the piston ring and the pressure of the gas in the cylinder acting on the back surface of the piston ring is evenly distributed to each of the elements, a part of the resultant force is applied to each of the elements. Virtually acting, the deformation of the piston ring is obtained by the triple moment method, and if this deformation causes a contact point between the fulcrum on the inner wall surface and the sliding surface, this contact point is replaced with a new fulcrum. A fourth step of moving the existing fulcrum to the position of the new fulcrum when the new fulcrum is adjacent to the existing fulcrum;
Considering that the pressure from the lubricating oil film having the thickness of the gap between each of the elements and the inner wall surface of the piston ring after the deformation acts independently on the sliding surface of each of the elements, the lubrication is performed. A fifth step of determining the pressure from the oil slick,
The difference between the part of the resultant force and the pressure from the lubricating oil film and the sum of the remaining part of the resultant force is regarded as a part of the resultant force in the fourth step, and all of the resultant forces are calculated. A sixth step of sequentially repeating the fourth step and the fifth step until actuated;
The pressure from the lubricating oil film generated after the sixth step is balanced by uniformly changing the gaps corresponding to the respective elements, and the seventh gap is defined as the lubricating oil film thickness after the balancing. The method for predicting the thickness of a lubricating oil film comprising the steps of:

The lubricating oil film thickness predicting method according to claim 1, wherein the lubricating oil film thickness obtained assuming that the cross-sectional shape is a perfect circle is an initial lubricating oil film thickness at the fulcrum before the deformation is obtained.

The lubricating oil film thickness prediction method according to claim 1, wherein the lubricating oil film thickness is obtained for a plurality of rotation angles of a crankshaft provided in the engine.

The lubricating oil film thickness predicting method according to claim 1, wherein the lubricating oil film thickness is obtained under a full flood condition.

The method for predicting a lubricating oil film thickness according to claim 1, wherein the lubricating oil film thickness is obtained under oil starve conditions.

In a method for predicting lubricating oil consumption in a combustion chamber provided in a four-stroke cycle engine,
Determining the lubricating oil film thickness h by the method according to any one of claims 1 to 5,
Γαh ³ / (24 μg, where γ and μ are the density and viscosity of the lubricating oil, α is the inertial force acting on the lubricating oil on the combustion chamber side in the exhaust stroke and suction stroke of the engine, and g is the acceleration of gravity. And determining the amount as the lubricating oil consumption.