JP2005264978A

JP2005264978A - Pressure ring

Info

Publication number: JP2005264978A
Application number: JP2004074834A
Authority: JP
Inventors: Tomoaki Abe; 友昭阿部; Eiji Hitosugi; 英司一杉
Original assignee: Nippon Piston Ring Co Ltd; Toyota Motor Corp
Current assignee: Nippon Piston Ring Co Ltd; Toyota Motor Corp
Priority date: 2004-03-16
Filing date: 2004-03-16
Publication date: 2005-09-29

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a pressure ring capable of decreasing ring total tension without deteriorating the consumption of lubricant, while a piston ring is attached to a piston of an automobile internal combustion engine. <P>SOLUTION: The pressure ring adds tension to a ring main body by an expander. An outer peripheral surface of the ring main body is contacted with a cylinder wall surface on a ring lower surface side in a ring width h1 direction on a contact surface. An inclined surface inclining to an outer periphery toward a ring upper surface is provided on a back portion of the ring main element. When the pressure ring is installed in a ring groove, the inclined surface provided on the back portion of the ring main body is made to abut on the expander. The ring lower surface of the ring main body is pressed against a ring groove lower surface, and the contact surface provided on the outer peripheral surface of the ring main body is incorporated while pressed on the cylinder wall surface. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本発明は、潤滑油消費量を悪化させずに低張力化が可能な圧力リングに関する。 The present invention relates to a pressure ring capable of lowering tension without deteriorating lubricating oil consumption.

近年、自動車用内燃機関には、燃費改善が強く求められている。これを達成する手段としてピストンに装着したピストンリングとシリンダ壁面間の摩擦損失低減が有効であり、それに伴って低張力リングが必要とされている。 In recent years, improvement in fuel efficiency has been strongly demanded for automobile internal combustion engines. As a means for achieving this, reduction of friction loss between the piston ring mounted on the piston and the cylinder wall surface is effective, and accordingly, a low tension ring is required.

１９８４年頃には、ピストンに装着されたピストンリングの張力を合計したリング合計張力をボア径で除した値（＝リング合計張力／ボア径：合計張力比ともいう）が０．６〜１．０Ｎ／ｍｍのピストンリングであったが、徐々に低張力化して、自動車用内燃機関のピストンリングとしてリング合計張力／ボア径＝０．２〜０．６Ｎ／ｍｍのものが要求されている。 Around 1984, the value obtained by dividing the total ring tension of the piston rings attached to the piston by the bore diameter (= the total ring tension / bore diameter: also referred to as the total tension ratio) is 0.6 to 1.0 N. Although the piston ring of / mm is gradually lowered, the piston ring of the automobile internal combustion engine is required to have a total ring tension / bore diameter = 0.2 to 0.6 N / mm.

一般に、自動車用エンジンのピストンには、オイルリングと圧力リングが対応するリング溝に組み込まれており、それぞれ主としてオイルリングがシリンダ壁面の潤滑油量のコントロールを行い、圧力リングが燃焼ガスの漏れ防止を行っている（特許文献１）。また、外側リングと内側リングとエキスパンダを組み合わせてなる唯一のピストンリングをリング溝に装着し、リング溝上下面をシールすることでガスシール性能とオイルコントロール性能を両立させた１本リング構成のピストン装置が提案されている（特許文献２）。
特公昭４８−１２００６号公報特開２００２−１３９１５１号公報 In general, pistons of automobile engines have oil rings and pressure rings built into the corresponding ring grooves. Each oil ring mainly controls the amount of lubricating oil on the cylinder wall, and the pressure ring prevents combustion gas leakage. (Patent Document 1). Also, a piston ring with a single ring structure that combines gas sealing performance and oil control performance by mounting the only piston ring that combines the outer ring, inner ring and expander in the ring groove and sealing the upper and lower surfaces of the ring groove. An apparatus has been proposed (Patent Document 2).
Japanese Patent Publication No. 48-12006 JP 2002-139151 A

しかしながら、従来のピストンリングは、低張力化した場合、これらの性能が悪化する傾向にあり、特に２本もしくは３本リング構成のピストンでは、ピストンリングからのオイル上がりが影響して潤滑油消費量が増大してしまうという問題点があった。 However, conventional piston rings tend to deteriorate in performance when the tension is lowered. In particular, in pistons with two or three rings, oil consumption from the piston rings affects the consumption of lubricating oil. There has been a problem that increases.

この原因を鋭意検討したところ、２本もしくは３本リング構成のピストンには、リング溝にオイルリングが組み込まれ、その位置より燃焼室寄りのリング溝に圧力リングが組み込まれているものの、オイルリングおよび圧力リング共に低張力化されるために、ピストンの下降時にオイルリングからのオイル上がり量が増え、運転条件によりピストンの下降時には圧力リングの浮き上がりが生じやすく、圧力リングの浮き上がりに起因して圧力リングのリング下面とリング溝下面の間、及び圧力リングの外周面とシリンダ壁面との間に隙間が形成されること、また、運転条件によりピストンの上昇、下降時には圧力リングの追従性不足が生じることが潤滑油消費量の増加に大きく影響していることが判明した。 As a result of diligent investigation of this cause, the piston with two or three rings has an oil ring in the ring groove and a pressure ring in the ring groove closer to the combustion chamber than that position. Since both the pressure ring and the pressure ring are lowered, the amount of oil rising from the oil ring increases when the piston descends, and the pressure ring tends to rise when the piston descends due to operating conditions. A gap is formed between the ring lower surface of the ring and the ring groove lower surface, and between the outer peripheral surface of the pressure ring and the cylinder wall surface, and the followability of the pressure ring occurs when the piston moves up and down depending on operating conditions. It has been found that this greatly affects the increase in lubricant consumption.

そこで、本発明の目的は、従来技術の上記問題点を解消することにあり、自動車用内燃機関のピストンにピストンリングを装着した状態で潤滑油消費量を悪化させずにリング合計張力を小さくすることが可能な圧力リングを提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to eliminate the above-mentioned problems of the prior art, and to reduce the total ring tension without deteriorating the amount of lubricating oil consumption in a state where the piston ring is mounted on the piston of the automobile internal combustion engine. It is to provide a pressure ring that can be used.

本発明は、以下の通りである。
１．内燃機関のピストンに形成されたリング溝にオイルリングを組み込むと共に、その位置より燃焼室寄りに形成されたリング溝に組み込んで用いるための圧力リングであって、
該圧力リングは、リング本体にエキスパンダにより張力を付与する構造とされ、前記リング本体の外周面がリング幅ｈ１方向のリング下面側でシリンダ壁面と接触面により接触する形状とされ、前記リング本体の背部にリング上面に向かって外周よりに傾斜した斜面を有し、前記圧力リングをピストンのリング溝に装着する際に、前記リング本体の背部に設けた斜面とエキスパンダを当接させ、前記リング本体のリング下面がリング溝下面に押し付けられ、かつ前記リング本体の外周面に設けた接触面が前記シリンダ壁面に押し付けられた状態で組み込まれることを特徴とする圧力リング。
２．前記リング本体の背部に設けた傾面とリング上面方向とのなす角が３０〜４５°、前記リング本体の外周面とシリンダ壁面との接触幅が０．１〜０．２ｍｍであることを特徴とする上記１．に記載の圧力リング。 The present invention is as follows.
1. A pressure ring for incorporating an oil ring into a ring groove formed in a piston of an internal combustion engine and incorporating it into a ring groove formed closer to the combustion chamber than its position,
The pressure ring has a structure in which tension is applied to the ring main body by an expander, and the outer peripheral surface of the ring main body has a shape in contact with the cylinder wall surface on the ring lower surface side in the ring width h1 direction. Having a slope inclined toward the upper surface of the ring from the outer periphery, and when the pressure ring is attached to the ring groove of the piston, the slope provided on the back of the ring body and the expander are brought into contact with each other, A pressure ring, wherein the ring lower surface of the ring body is assembled with the ring lower surface pressed against the ring groove lower surface and the contact surface provided on the outer peripheral surface of the ring main body pressed against the cylinder wall surface.
2. The angle formed between the inclined surface provided on the back of the ring body and the ring upper surface direction is 30 to 45 °, and the contact width between the outer peripheral surface of the ring body and the cylinder wall surface is 0.1 to 0.2 mm. The above 1. As described in the pressure ring.

本発明に係る圧力リングによれば、自動車用内燃機関のピストンにピストンリングを装着した状態で潤滑油消費量を悪化させずにリング合計張力を小さくすることができる。 According to the pressure ring of the present invention, the total ring tension can be reduced without deteriorating the lubricant consumption in a state where the piston ring is mounted on the piston of the automobile internal combustion engine.

本発明の実施の形態に係る圧力リングについて図１〜３を用いて詳細に説明する。 A pressure ring according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to FIGS.

図１は本発明の実施の形態に係る圧力リング１を説明する要部断面図であり、図２は、圧力リング１を装着した２本リング構成のピストンの要部縦断面図である。ここで、図３には圧力リング１のリング本体１Ａの形状を定義した説明図を示した。 FIG. 1 is a cross-sectional view of a main part for explaining a pressure ring 1 according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a vertical cross-sectional view of a main part of a piston having a two-ring structure equipped with the pressure ring 1. Here, FIG. 3 shows an explanatory diagram defining the shape of the ring main body 1A of the pressure ring 1.

本発明の実施の形態に係る圧力リング１は、図１、２に示すように、リング本体１Ａと該リング本体１Ａに張力を付与するコイルエキスパンダ１Ｂを有し、リング本体１Ａの外周面がリング幅方向のリング下面側でシリンダ壁面と接触面により接触する形状とされ、リング本体１Ａの背部にリング上面に向かって外周よりに傾斜した斜面６を有している。 As shown in FIGS. 1 and 2, the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention includes a ring main body 1A and a coil expander 1B that applies tension to the ring main body 1A. The ring lower surface side in the ring width direction has a shape that comes into contact with the cylinder wall surface by a contact surface, and has a slope 6 that is inclined from the outer periphery toward the upper surface of the ring at the back of the ring body 1A.

この場合、圧力リング１のリング本体１Ａの外周面は、リング幅方向のリング下面側でシリンダ壁面と接触面により接触する形状とし、上面側はテーパー形状とされ、圧力リング１をピストン３のリング溝５に装着する際に、リング本体１Ａの背部に形成した斜面６とエキスパンダ１Ｂを当接させ、リング本体１Ａのリング下面１Ａ１がリング溝５下面５１に押し付けられ、かつリング本体１Ａの外周面がリング幅ｈ１方向のリング下面側、すなわち接触面７でシリンダ壁面４に押し付けられた状態で組み込まれる。 In this case, the outer peripheral surface of the ring main body 1A of the pressure ring 1 is shaped so as to come into contact with the cylinder wall surface by the contact surface on the lower surface side of the ring in the ring width direction, and the upper surface side is tapered. When the groove 5 is mounted, the slope 6 formed on the back portion of the ring main body 1A and the expander 1B are brought into contact with each other, the ring lower surface 1A1 of the ring main body 1A is pressed against the lower surface 51 of the ring groove 5, and the outer periphery of the ring main body 1A. The surface is assembled in a state where the surface is pressed against the cylinder wall surface 4 by the ring lower surface side in the ring width h1 direction, that is, the contact surface 7.

圧力リング１のリング本体１Ａの材質は、鋼または鋳鉄あるいはＴｉなどの軽金属とすることが望ましく、またリング本体１Ａの外周面である摺動面には、例えばＣｒめっき処理、ガス窒化処理、ＰＶＤ（Physical vapor deposition）、ＤＬＣ（diamond-like carbon）などにより表面処理を施すのが望ましい。 The material of the ring body 1A of the pressure ring 1 is preferably steel, cast iron, or light metal such as Ti, and the sliding surface, which is the outer peripheral surface of the ring body 1A, is made of, for example, Cr plating treatment, gas nitriding treatment, PVD It is desirable to perform surface treatment by (Physical vapor deposition), DLC (diamond-like carbon) or the like.

また、図３において、リング本体１Ａの背部に設けた斜面６がリング上面方向となす角度αが３０〜４５°、リング本体１Ａの外周面とシリンダ壁面４との接触幅Ｃが０．１〜０．２ｍｍとするのが好ましく、リング本体１Ａの外周面がリング上面方向となすテーパー角度βは５０分〜３度とするのがより好ましい。 3, the angle α formed by the inclined surface 6 provided on the back of the ring body 1A and the ring upper surface direction is 30 to 45 °, and the contact width C between the outer peripheral surface of the ring body 1A and the cylinder wall surface 4 is 0.1 to 0.1. The taper angle β formed by the outer peripheral surface of the ring main body 1A and the ring upper surface direction is more preferably 50 minutes to 3 degrees.

上記コイルエキスパンダ１Ｂとしては、コイル状に巻いた硬鋼線材、ピアノ線材、バネ用線材等を用いることができ、図２に示した２本リング構成のピストン３の場合、ピストンリングを装着した状態でリング合計張力／ボア径を、例えばガソリンエンジンでは０．３Ｎ／ｍｍ以下、ディーゼルエンジンでは０．４Ｎ／ｍｍ以下の低張力とする。 As the coil expander 1B, a hard steel wire wound in a coil shape, a piano wire, a spring wire, or the like can be used. In the case of the piston 3 having the two-ring configuration shown in FIG. 2, a piston ring is mounted. In this state, the total ring tension / bore diameter is, for example, a low tension of 0.3 N / mm or less for a gasoline engine and 0.4 N / mm or less for a diesel engine.

図２に示した２本リング構成のピストン３の場合、リング合計張力は、リング溝１５に組み込んだオイルリング２の張力と、その位置より燃焼室寄りに形成されたリング溝５に組み込んだ圧力リング１の張力との合計値である。 In the case of the piston 3 having the two-ring configuration shown in FIG. 2, the total ring tension is determined by the tension of the oil ring 2 incorporated in the ring groove 15 and the pressure incorporated in the ring groove 5 formed closer to the combustion chamber than the position. It is a total value with the tension of the ring 1.

圧力リング１のリング幅ｈ1は０．７〜１．２ｍｍ、オイルリング２のリング幅ｈ1は１．０〜１．５ｍｍとすることができる。 The ring width h1 of the pressure ring 1 can be 0.7 to 1.2 mm, and the ring width h1 of the oil ring 2 can be 1.0 to 1.5 mm.

上述した本発明の実施の形態に係る圧力リング１の作用について説明する。 The operation of the pressure ring 1 according to the above-described embodiment of the present invention will be described.

本発明の実施の形態に係る圧力リング１は、リング本体１Ａの背部に形成した斜面６とエキスパンダ１Ｂを当接させ、リング本体１Ａのリング下面１Ａ１がリング溝５下面に押し付けられ、かつリング本体１Ａの外周面がリング幅ｈ１方向のリング下面側、すなわち接触面７でシリンダ壁面４に押し付けられた状態でリング溝５に組み込まれている。 In the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention, the slope 6 formed on the back portion of the ring body 1A and the expander 1B are brought into contact with each other, the ring lower surface 1A1 of the ring body 1A is pressed against the lower surface of the ring groove 5, and The outer peripheral surface of the main body 1A is incorporated in the ring groove 5 while being pressed against the cylinder wall surface 4 by the ring lower surface side in the ring width h1 direction, that is, the contact surface 7.

このため、２本リング構成のピストン３の場合で、リング合計張力／ボア径を所望値、例えば、ガソリンエンジンでは０．３Ｎ／ｍｍ以下、ディーゼルエンジンでは０．４Ｎ／ｍｍ以下と低張力化されても、ピストン３の下降時に圧力リング１が浮き上がり難い。 For this reason, in the case of the piston 3 having a two-ring structure, the total ring tension / bore diameter is reduced to a desired value, for example, 0.3 N / mm or less for a gasoline engine and 0.4 N / mm or less for a diesel engine. However, it is difficult for the pressure ring 1 to lift when the piston 3 is lowered.

従って、自動車用内燃機関の運転時、圧力リング１の外周面をシリンダ壁面４に確実に接触させ、かつ圧力リング１のリング下面１Ａ１をリング溝５下面に確実に密着させて、ガスシール性を確保することができる。また、その時、リング本体１Ａがリング溝上面に接触しないため、燃焼室側からのガス圧を受け、一層、圧力リング１のリング下面１Ａ１をリング溝５下面に確実に密着させることができ、ガスシール性を確保することができる。 Therefore, when the internal combustion engine for automobiles is operated, the outer peripheral surface of the pressure ring 1 is reliably brought into contact with the cylinder wall surface 4 and the ring lower surface 1A1 of the pressure ring 1 is securely brought into close contact with the lower surface of the ring groove 5, thereby providing gas sealing performance. Can be secured. At this time, since the ring body 1A does not contact the upper surface of the ring groove, the gas lower pressure 1A1 of the pressure ring 1 can be reliably brought into close contact with the lower surface of the ring groove 5 by receiving the gas pressure from the combustion chamber side. Sealability can be secured.

しかも、ピストン３の下降時に圧力リング１のリング下面１Ａ１をリング溝５下面に確実に密着させておくことができるから、オイル通路を小さくでき、圧力リング１からのオイル上がり量を抑制することができる。 Moreover, since the ring lower surface 1A1 of the pressure ring 1 can be securely adhered to the lower surface of the ring groove 5 when the piston 3 is lowered, the oil passage can be made small and the amount of oil rising from the pressure ring 1 can be suppressed. it can.

またさらに、本発明の実施の形態に係る圧力リング１は、リング厚みａ1／ボア径を０．０２３〜０．０３０の範囲とすることによって、ピストン３の上昇、下降時にシリンダ壁面４に対する追従性能を向上させ、圧力リング１からのオイル上がり量を抑制するようにした。リング厚みａ1／ボア径を０．０２３〜０．０３０の範囲とする理由は、リング厚みａ1が過小となり、リング厚みａ1／ボア径が下限を下回ると、組み付け性が悪化する。一方、リング厚みａ1が過大となり、リング厚みａ1／ボア径が上限値を上回った場合には、シリンダ壁面４に対する追従性能が悪化するため、圧力リング１からのオイル上がり量が増えてしまう。 Furthermore, the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention has a ring thickness a1 / bore diameter in the range of 0.023 to 0.030, so that the follow-up performance to the cylinder wall surface 4 when the piston 3 is raised and lowered. And the amount of oil rising from the pressure ring 1 is suppressed. The reason why the ring thickness a1 / bore diameter is in the range of 0.023 to 0.030 is that the ring thickness a1 is too small, and if the ring thickness a1 / bore diameter is less than the lower limit, the assemblability deteriorates. On the other hand, when the ring thickness a1 becomes excessive and the ring thickness a1 / bore diameter exceeds the upper limit value, the follow-up performance with respect to the cylinder wall surface 4 is deteriorated, so that the amount of oil rising from the pressure ring 1 increases.

なお、ピストンリングの追従性能は、式（１）で定義される追従性係数Ｐｋが高いほど優れる。 In addition, the follow-up performance of the piston ring is more excellent as the follow-up coefficient Pk defined by the equation (1) is higher.

Ｐk＝３×Ｆｔ×（Ｄ−ａ1 ）²／（Ｅ・ｈ1 ・ａ1³×Ｋ）・・・・・（１）
但し、Ｆｔ：張力（Ｎ）、Ｅ：ヤング率（Ｎ／ｍｍ²）、Ｄ：ボア径（ｍｍ）、Ｋ：形状係数である。 Pk = 3 × Ft × (D−a1) ² / (E · h1, a1 ³ × K) (1)
However, Ft: tension (N), E: Young's modulus (N / mm ² ), D: bore diameter (mm), and K: shape factor.

従来の圧力リングは追従性係数Ｐkが０．０２程度であるが、リング厚みａ1／ボア径を、０．０２３〜０．０３０の範囲とした本発明の実施の形態に係る圧力リング１は、追従性係数Ｐkを０．１〜０．２と高くすることができる。 The conventional pressure ring has a followability coefficient Pk of about 0.02, but the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention in which the ring thickness a1 / bore diameter is in the range of 0.023 to 0.030 is The followability coefficient Pk can be increased to 0.1 to 0.2.

また、本発明の実施の形態に係る圧力リング１は、リング本体１Ａの外周面がテーパー状の摺動面とされているので、リング合計張力／ボア径を小さくした場合でも、接触面７での面圧を高くすることができ、ガスシール性の確保および圧力リング１によるオイル掻き作用の向上に役立っている。 In addition, since the outer peripheral surface of the ring body 1A is a tapered sliding surface, the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention has a contact surface 7 even when the total ring tension / bore diameter is reduced. The surface pressure of the gas can be increased, which helps to ensure gas sealing performance and improve the oil scraping action by the pressure ring 1.

すなわち、２本リング構成のピストン３の場合、ピストン下降時に、低張力化したオイルリング２からのオイル上がり量が増えるものの、(i)圧力リング１によるオイル掻き作用の向上、(ii)圧力リング１の浮き上がり防止および(iii)圧力リング１のシリンダ壁面４に対する追従性能の向上により、従来の３本リング構成のピストンより潤滑油消費量を悪化させずに、リング溝１５に組み込んだオイルリング２の張力と、その位置より燃焼室寄りに形成されたリング溝５に組み込んだ圧力リング１の張力との合計値であるリング合計張力／ボア径を従来の３本リング構成のピストンの場合より小さくすることができた。 That is, in the case of the piston 3 having a two-ring structure, although the amount of oil rising from the oil ring 2 whose tension has been reduced increases when the piston is lowered, (i) the oil scraping action is improved by the pressure ring 1, and (ii) the pressure ring The oil ring 2 incorporated in the ring groove 15 without deteriorating the amount of lubricating oil consumption compared to the conventional three-ring piston by improving the follow-up performance of the pressure ring 1 with respect to the cylinder wall surface 4. The total ring tension / bore diameter, which is the sum of the tension of the pressure ring 1 and the tension of the pressure ring 1 incorporated in the ring groove 5 formed closer to the combustion chamber than that position, is smaller than in the case of a conventional three-ring piston. We were able to.

この結果、合計張力／ボア径をガソリンエンジンでは０．３Ｎ／ｍｍ以下、ディーゼルエンジンでは０．４Ｎ／ｍｍ以下とした２本リング構成のピストン３を有する自動車用エンジンでは、高速・高負荷〜中速・低負荷までの潤滑油消費量を従来の３本リング構成のピストンと同等にすることが可能である。 As a result, in a car engine having a two-ring piston 3 with a total tension / bore diameter of 0.3 N / mm or less for a gasoline engine and 0.4 N / mm or less for a diesel engine, high speed / high load to medium Lubricating oil consumption up to speed and low load can be made equivalent to that of a conventional three-ring piston.

ここで、リング本体１Ａの背部に設けた斜面６がリング上面方向となす角度αが３０〜４５°、リング本体１Ａの外周面とシリンダ壁面４との接触幅Ｃが０．１〜０．２ｍｍであることが好ましい理由、およびリング本体１Ａの外周面がリング上面方向となすテーパー角度βは、５０^，〜３°とするのがより好ましい理由を説明する。 Here, the angle α between the inclined surface 6 provided on the back of the ring body 1A and the ring upper surface direction is 30 to 45 °, and the contact width C between the outer peripheral surface of the ring body 1A and the cylinder wall surface 4 is 0.1 to 0.2 mm. The taper angle β formed by the outer peripheral surface of the ring main body 1A and the ring upper surface direction is more preferably set to 50 1 ^to 3 °.

圧力リング１のリング本体１Ａの背部に設けた斜面６がリング上面方向となす角度αが３０〜４５°であると、エキスパンダの張力の配分割合が妥当となり、またリング溝５の形状が適切となるからである。 When the angle α between the inclined surface 6 provided on the back of the ring body 1A of the pressure ring 1 and the ring upper surface direction is 30 to 45 °, the distribution ratio of the expander tension is appropriate, and the shape of the ring groove 5 is appropriate. Because it becomes.

リング本体１Ａの外周面とシリンダ壁面４との接触幅Ｃが０．１〜０．２ｍｍであることが好ましい理由は、ガソリンエンジンでは０．３Ｎ／ｍｍ以下、ディーゼルエンジンでは０．４Ｎ／ｍｍ以下の低張力としたとき、接触幅Ｃが０．１ｍｍ未満では、面圧が過大となりスカッフ（焼き付き）の危険性があり、接触幅Ｃが０．２ｍｍ超えでは、面圧が低下し、オイル掻き機能が劣ってくる場合があるからである。 The reason why the contact width C between the outer peripheral surface of the ring body 1A and the cylinder wall surface 4 is preferably 0.1 to 0.2 mm is 0.3 N / mm or less for a gasoline engine and 0.4 N / mm or less for a diesel engine. When the contact width C is less than 0.1 mm, the contact pressure becomes excessive and there is a risk of scuffing (scuffing). When the contact width C is more than 0.2 mm, the contact pressure decreases and oil scraping occurs. This is because the function may be inferior.

また、フェース面のテーパー角度βを５０^，未満とした場合、(i)ピストンの熱変形によるリング溝傾き、(ii)ピストンスラップ、(iii)リングの軸方向挙動の際のわずかなねじれ等によって、テーパーフェース面全面がシリンダ壁面４に当たる場合があり、不安定となる。圧力リング１の油掻き効果を安定化させるため、圧力リング１の外周面のテーパー角度βは５０^，以上とするのがより好ましい。 Further, when the taper angle β of the face surface is less than 50 ^, (i) the ring groove inclination due to the thermal deformation of the piston, (ii) the piston slap, (iii) a slight twist in the axial behavior of the ring, etc. In addition, the entire taper face surface may hit the cylinder wall surface 4 and become unstable. To stabilize the oil scraping effect of the pressure ring 1, the taper angle β of the outer circumferential surface of the pressure ring 1 ^50, and more preferably, above.

一方、圧力リング１の外周面のテーパー角度βを３°超えとした場合は、シリンダ壁面４とテーパーフェイス面との合口部における隙間が大きくなり、そこを通って燃焼室へ上がって行く潤滑油の量が増えるので、圧力リング１の外周面のテーパー角度βは３°以下とするのがより好ましい。 On the other hand, when the taper angle β of the outer peripheral surface of the pressure ring 1 exceeds 3 °, the gap at the joint portion between the cylinder wall surface 4 and the taper face surface becomes large, and the lubricating oil goes up to the combustion chamber through the gap. Therefore, the taper angle β of the outer peripheral surface of the pressure ring 1 is more preferably 3 ° or less.

また、圧力リング１のリング幅ｈ1が過小となると、ピストンリングを精度良く製造するのが困難となり、反対に圧力リング１のリング幅ｈ1が過大となると、圧力リング１を装着するリング溝５の溝幅、すなわちリング溝５下面からリング溝５上面までの間隔が広くなり、ピストン３の重量が増すことに繋がる。このような理由を含めて、圧力リング１のリング幅ｈ1は、０．７ｍｍ〜１．２ｍｍとすることができる。同様な理由により、オイルリング２のリング幅ｈ1は１．０〜１．５ｍｍとすることができる。 If the ring width h1 of the pressure ring 1 is too small, it is difficult to manufacture the piston ring with high accuracy. Conversely, if the ring width h1 of the pressure ring 1 is too large, the ring groove 5 in which the pressure ring 1 is mounted is formed. The groove width, that is, the distance from the lower surface of the ring groove 5 to the upper surface of the ring groove 5 is increased, leading to an increase in the weight of the piston 3. Including this reason, the ring width h1 of the pressure ring 1 can be set to 0.7 mm to 1.2 mm. For the same reason, the ring width h1 of the oil ring 2 can be set to 1.0 to 1.5 mm.

ところで、本発明の実施の形態に圧力リング１は、図４に示すような外周面を有するリング本体１Ａ’、１Ａ’’とすることもできる。図４（Ａ）は、断面で見てシリンダ壁面４と対向する摺動面がハーフバレル形状のリング本体１Ａ’を示し、図４（Ｂ）は、断面で見てシリンダ壁面４と対向する摺動面の最も突出している位置がリング下面寄りにある偏芯バレル形状のリング本体１Ａ’’を示している。リング本体１Ａ’、１Ａ’’はどちらの場合も、外周面がリング幅方向のリング下面側でシリンダ壁面４と接触面７により接触する形状とされている。 By the way, the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention may be a ring body 1A ′, 1A ″ having an outer peripheral surface as shown in FIG. 4A shows a ring body 1A ′ having a half-barrel shaped sliding surface facing the cylinder wall surface 4 when viewed in cross section, and FIG. 4B shows a sliding surface facing the cylinder wall surface 4 when viewed in cross section. An eccentric barrel-shaped ring main body 1A ″ in which the position where the moving surface protrudes most is closer to the lower surface of the ring is shown. In both cases, the ring main bodies 1A 'and 1A "are configured such that the outer peripheral surface is in contact with the cylinder wall surface 4 and the contact surface 7 on the ring lower surface side in the ring width direction.

また、本発明の実施の形態に圧力リング１のエキスパンダとしては、図５（Ａ）に示すようなプレートエキスパンダ１Ｃを用いることもできる。図５（Ａ）は、倒立Ｌ形のプレートエキスパンダ１Ｃを用いた圧力リング１の装着状態を示し、図５（Ｂ）、（Ｃ）は、プレートエキスパンダ１Ｃの成形過程を示す説明図である。 Moreover, as an expander of the pressure ring 1 in the embodiment of the present invention, a plate expander 1C as shown in FIG. 5A can also be used. FIG. 5 (A) shows the mounting state of the pressure ring 1 using the inverted L-shaped plate expander 1C, and FIGS. 5 (B) and 5 (C) are explanatory views showing the molding process of the plate expander 1C. is there.

倒立Ｌ形のプレートエキスパンダ１Ｃは、例えば、図５（Ｂ）、（Ｃ）に示すように、薄鋼帯の両側１１から同形の深いスリット１２を等間隔に多数切り込み、同図Ｘ−Ｘ線に沿ってＬ形に屈曲し、その上片を傾斜面１３とし、底辺を水平面１４とし、その後、環状に成形したものであり、図５（Ａ）に示すようにリング溝５に倒立させた状態で水平面１４がリング溝５上面に当接し、かつ傾斜面１３がリング本体１Ａの斜面６と当接するように構成されている。プレートエキスパンダ１Ｃの材料としては、ばね用鋼材を用いることができる。 Inverted L-shaped plate expander 1C, for example, as shown in FIGS. 5 (B) and 5 (C), cut a number of deep slits 12 of the same shape from both sides 11 of the thin steel strip at equal intervals. It is bent into an L shape along a line, its upper piece is an inclined surface 13, its base is a horizontal surface 14, and then formed into an annular shape, and is inverted in the ring groove 5 as shown in FIG. In this state, the horizontal surface 14 is in contact with the upper surface of the ring groove 5 and the inclined surface 13 is in contact with the inclined surface 6 of the ring body 1A. As a material of the plate expander 1C, a spring steel material can be used.

また、本発明の実施の形態に用いるピストン３としては、図６〜図８に示すような圧力リング１を組み込むリング溝５’を設けることもできる。図６（Ａ）（Ｂ）は、溝幅が溝口側より溝底側でリング上面方向に急に広くなる階段状のリング溝形状とされ、図７は、溝幅が溝口から溝底に向かってリング上面方向に徐々に広くなる斜面状のリング溝形状とされ、図８は、溝底側のリング上面方向に円弧状の空間が形成された円弧付きリング溝形状とされている。 Further, as the piston 3 used in the embodiment of the present invention, a ring groove 5 ′ for incorporating the pressure ring 1 as shown in FIGS. 6 to 8 can be provided. 6A and 6B show a stepped ring groove shape in which the groove width suddenly increases in the ring upper surface direction from the groove opening side to the groove bottom side, and FIG. 7 shows the groove width from the groove opening toward the groove bottom. FIG. 8 shows an arc-shaped ring groove shape in which an arc-shaped space is formed in the ring upper surface direction on the groove bottom side.

これらのリング溝５’は、溝口側より溝底側の溝幅をリング上面方向に広げたものであり、溝口から溝底までの溝幅を同じとしたリング溝５に比べて、圧力リング１を装着した状態でリング本体１Ａとコイルエキスパンダ１Ｂとの接触点Ｐの位置をリング本体１Ａの斜面６上でよりリング上面方向とすることができ、これにより、コイルエキスパンダ１Ｂの張力により効果的にリング本体１Ａのリング下面がリング溝５下面に押え付けられ、ガスシール性能をより向上させ、かつ潤滑油消費量をより抑制することが可能である。 These ring grooves 5 'are obtained by expanding the groove width on the groove bottom side from the groove opening side in the ring upper surface direction, and compared with the ring groove 5 having the same groove width from the groove opening to the groove bottom, the pressure ring 1 The position of the contact point P between the ring main body 1A and the coil expander 1B can be made closer to the upper surface of the ring on the inclined surface 6 of the ring main body 1A in a state in which the ring expander 1 is mounted. Therefore, the lower surface of the ring of the ring body 1A is pressed against the lower surface of the ring groove 5, so that the gas sealing performance can be further improved and the consumption of the lubricating oil can be further suppressed.

上述したのと同様な効果は、図９に示すような背部に斜面６と段部８を設けたリング本体１Ａ’’’により発揮させることができる。リング本体１Ａ’’’は、圧力リング１を装着した状態で、リング本体１Ａ’’’とコイルエキスパンダ１Ｂとの接触点Ｐの位置をリング本体１Ａの斜面６上でよりリング本体１Ａの外周面寄りにしている。このことにより、側力適正化の作用により、接触点Ｐの位置をリング本体１Ａの斜面６上でよりリング上面方向となるようにリング溝５’を設けた場合（図６〜図８参照）と同様、
ガスシール性能をより向上させ、かつ潤滑油消費量をより抑制することが可能である。なお、図６〜図９においては、コイルエキスパンダ１Ｂを用いているが、プレートエキスパンダ１Ｃを用いることもできる。 The same effect as described above can be exhibited by the ring main body 1A ′ ″ in which the slope 6 and the step 8 are provided on the back as shown in FIG. The ring main body 1A ′ ″ has the pressure ring 1 attached, and the position of the contact point P between the ring main body 1A ′ ″ and the coil expander 1B is set on the inclined surface 6 of the ring main body 1A. It is close to you. As a result, when the ring groove 5 ′ is provided so that the position of the contact point P is more on the ring upper surface direction on the slope 6 of the ring main body 1A due to the side force optimization (see FIGS. 6 to 8). the same as,
It is possible to further improve the gas seal performance and further suppress the consumption amount of the lubricating oil. 6 to 9, the coil expander 1B is used, but a plate expander 1C can also be used.

また、本発明の実施の形態に係る圧力リング１のリング本体１Ａに設ける合口は、リング本体１Ａを製造しやすくするため、ストレート合口とすることができる。圧力リング１を図２に示す２本構成のピストン３に装着するに際しては、リング本体１Ａの合口の位置がオイルリング２の合口の位置とピストンの上下方向に重ならないようにリング溝５に組み込むのが、潤滑油消費量をより抑制できるので好ましい。 In addition, the joint provided in the ring body 1A of the pressure ring 1 according to the embodiment of the present invention can be a straight joint so that the ring body 1A can be easily manufactured. When the pressure ring 1 is attached to the two-piece piston 3 shown in FIG. 2, it is incorporated in the ring groove 5 so that the position of the joint of the ring body 1A does not overlap the position of the joint of the oil ring 2 in the vertical direction of the piston. This is preferable because the amount of lubricating oil consumption can be further suppressed.

オイルリング２としては、本発明の範囲内で適宜なものを使用することができるが、コイルエキスパンダを有し、リング上面側とリング下面側の両方でオイル掻きを行う断面略Ｉ字形のリング本体とコイルエキスパンダからなる２ピースオイルリング（図２参照）を使用するのが好適である。２ピースオイルリングのリング本体には、リング上面側のオイル掻き部とリング下面側のオイル掻き部の間に外周面からかき落としたオイルを背面に逃がす貫通孔が設けてある。このオイルリング２の貫通孔は、リング上面側のオイル掻き部とリング下面側のオイル掻き部の間に溜まった潤滑油をオイルリング背部へ流す役割を有する。図示していないが、２本のサイドレールとスペーサエキスパンダを備えた３ピースオイルリングでも同様の効果が得られる。 As the oil ring 2, an appropriate one can be used within the scope of the present invention, but it has a coil expander and has a substantially I-shaped cross section having an oil scraper on both the ring upper surface side and the ring lower surface side. It is preferable to use a two-piece oil ring (see FIG. 2) consisting of a main body and a coil expander. The ring body of the two-piece oil ring is provided with a through-hole through which oil removed from the outer peripheral surface is released to the back surface between the oil scraping portion on the ring upper surface side and the oil scraping portion on the ring lower surface side. The through hole of the oil ring 2 has a role of flowing the lubricating oil accumulated between the oil scraping portion on the upper surface side of the ring and the oil scraping portion on the lower surface side of the ring to the back portion of the oil ring. Although not shown, the same effect can be obtained with a three-piece oil ring provided with two side rails and a spacer expander.

また、図２に示す２本構成のピストン３には、オイル逃し孔１６が設けてあり、オイルリング２によりオイル掻きされた潤滑油は、ピストンのオイル逃し孔１６を経てオイルパンに戻され、循環使用される。 2 has an oil relief hole 16, and the lubricating oil scraped by the oil ring 2 is returned to the oil pan through the oil relief hole 16 of the piston. Used cyclically.

図２に示す２本リング構成のピストン３を備えた、排気量２．０リットルの自動車用ガソリンエンジンを用い、各種条件で運転して、潤滑油消費量、燃費、およびブローバイガス量を調査した。 Using a 2.0 liter automobile gasoline engine equipped with a piston 3 having a two-ring configuration shown in FIG. 2, the oil consumption, fuel consumption, and blow-by gas amount were investigated by operating under various conditions. .

ピストン３のボア径は８６ｍｍとし、圧力リング１のリング厚みａ1を２．１ｍｍ、リング幅ｈ1 を１．２ｍｍとし、リング本体１Ａの背部に設けた斜面６がリング上面方向となす角度αを４０°、リング本体１Ａの外周面がリング上面方向となすテーパー角度βを１°３０’とした。この圧力リング１のリング厚みａ1／ボア径は０．０２３〜０．０３０の範囲内である。また、圧力リング１に張力を付与するエキスパンダとしては、コイルエキスパンダ１Ｂを用い、圧力リング１の張力とオイルリング２の張力と合わせたリング合計張力／ボア径を０．２４Ｎ／ｍｍとし、発明例の圧力リング１とした。 The bore diameter of the piston 3 is 86 mm, the ring thickness a1 of the pressure ring 1 is 2.1 mm, the ring width h1 is 1.2 mm, and the angle α between the inclined surface 6 provided on the back of the ring body 1A and the ring upper surface direction is 40. The taper angle β between the outer peripheral surface of the ring main body 1A and the ring upper surface direction was set to 1 ° 30 ′. The ring thickness a1 / bore diameter of the pressure ring 1 is in the range of 0.023 to 0.030. In addition, as an expander that applies tension to the pressure ring 1, a coil expander 1B is used, and the total ring tension / bore diameter combined with the tension of the pressure ring 1 and the tension of the oil ring 2 is 0.24 N / mm, It was set as the pressure ring 1 of the invention example.

但し、オイルリング２のリング厚みａ1 は１．７ｍｍ、リング幅ｈ1は１．５ｍｍとした。オイルリング２としては、断面略Ｉ字形のリング本体とコイルエキスパンダからなる２ピースオイルリングを使用した。オイル逃がし孔１６については、ピストンスカート側のスラスト側に６つ反スラスト側に６つ計１２個設けた。 However, the ring thickness a1 of the oil ring 2 was 1.7 mm, and the ring width h1 was 1.5 mm. As the oil ring 2, a two-piece oil ring including a ring body having a substantially I-shaped cross section and a coil expander was used. Regarding the oil relief holes 16, six on the thrust side on the piston skirt side and six on the anti-thrust side were provided in total.

また、上記発明例に対して、リング合計張力／ボア径を０．４０Ｎ／ｍｍとした第１、第２圧力リングを装着した従来の３本リング構成のピストンを用いた場合、およびリング合計張力／ボア径を０．３０Ｎ／ｍｍとした従来の圧力リングを装着した２本リング構成のピストンを用いた場合について、発明例と同じ運転条件により、潤滑油消費量、燃費、およびブローバイガス量を調査した。 In addition to the above-described invention example, when a conventional three-ring piston having the first and second pressure rings with a total ring tension / bore diameter of 0.40 N / mm is used, and the total ring tension / When using a piston with a two-ring configuration equipped with a conventional pressure ring with a bore diameter of 0.30 N / mm, the lubricating oil consumption, fuel consumption, and blow-by gas amount are the same under the same operating conditions as the invention example. investigated.

従来の３本リング構成のピストンは、第１圧力リングおよび第２圧力リングは、リング厚みａ1をそれぞれ、２．７ｍｍ（リング厚みａ1／ボア径＝０．０３１）、３．３ｍｍ（リング厚みａ1／ボア径＝０．０３８）、リング幅ｈ1を両方共、１．２ｍｍとした。第１圧力リングは、その外周面がリング幅方向中央部でシリンダ壁面と接触するバレルフェース面とされ、その背部にリング下面に対して垂直面を設け、それ自体によりリング張力を発生させるリング構造とした。 In the conventional piston of the three ring configuration, the first pressure ring and the second pressure ring have a ring thickness a1 of 2.7 mm (ring thickness a1 / bore diameter = 0.031), 3.3 mm (ring thickness a1), respectively. / Bore diameter = 0.038), and both ring widths h1 were 1.2 mm. The first pressure ring has a barrel face surface whose outer peripheral surface is in contact with the cylinder wall surface at the center in the ring width direction, and a ring structure in which a vertical surface with respect to the lower surface of the ring is provided on the back and ring tension is generated by itself. It was.

第２圧力リングは、その外周面がテーパー面とされ、その背部に斜面を形成し、コイルエキスパンダによりリング張力を発生させるリング構造とした。第１、第２圧力リングは、その合口形状をストレートとした。 The second pressure ring has a ring structure in which an outer peripheral surface is a tapered surface, a slope is formed on the back portion thereof, and ring tension is generated by a coil expander. The first and second pressure rings have straight joints.

オイルリングとしては、リング厚みａ1 を２．０ｍｍ、リング幅ｈ1を２．０ｍｍとした、２ピースタイプのものを使用した。 As the oil ring, a two-piece type having a ring thickness a1 of 2.0 mm and a ring width h1 of 2.0 mm was used.

従来の２本リング構成のピストンは、圧力リングとしては、リング厚みａ1 を２．１ｍｍ（リング厚みａ1／ボア径＝０．０３１）、リング幅ｈ1を１．２ｍｍとし、摺動面はテーパー形状、リング本体の内周に、上面インターナルベベルを形成し、合い口形状はステップ状特殊合口のものを用いた。オイルリングとしては、リング厚みａ1 を２．５ｍｍ、リング幅ｈ1を２．０ｍｍとした、２ピースタイプのものを使用した。なお、圧力リングは、その合口を特殊合口（ストレート合口よりも潤滑油消費量及びブローバイガス量の低減が可能といわれているが、合口形状が複雑で強度上の問題がある）とした。 The conventional two-ring piston has a pressure ring with a ring thickness a1 of 2.1 mm (ring thickness a1 / bore diameter = 0.031), a ring width h1 of 1.2 mm, and a sliding surface tapered. An upper surface internal bevel was formed on the inner periphery of the ring body, and the shape of the joint was a stepped special joint. As the oil ring, a two-piece type with a ring thickness a1 of 2.5 mm and a ring width h1 of 2.0 mm was used. The pressure ring has a special joint (it is said that the amount of lubricant consumption and blow-by gas can be reduced compared to the straight joint, but the joint shape is complicated and there is a problem in strength).

図１０にエンジンの運転条件Ａ：エンジン全開（回転数：６０００ｒｐｍ、全負荷）、運転条件Ｂ：定速走行（実機に相当するある一定の速度で運転を行うもの）、および運転条件Ｃ：加減速パターンとした条件での潤滑油消費量を比較して示した。 FIG. 10 shows engine operating conditions A: engine fully open (rotation speed: 6000 rpm, full load), operating condition B: constant speed running (operating at a constant speed corresponding to the actual machine), and operating condition C: additional The lubricant consumption under the conditions of the deceleration pattern is shown in comparison.

この結果から、リング合計張力／ボア径を０．２４Ｎ／ｍｍとした発明例の２本リング構成のピストンでは、エンジン全開（回転数：６０００ｒｐｍ、全負荷）での潤滑油消費量を、リング合計張力／ボア径を０．４０Ｎ／ｍｍとした従来の３本リング構成のピストンまたはリング合計張力／ボア径を０．３０Ｎ／ｍｍとした従来の２本リング構成のピストンと同程度にすることができていることがわかる。 From this result, in the piston of the two-ring configuration of the invention example in which the total ring tension / bore diameter is 0.24 N / mm, the lubricating oil consumption when the engine is fully opened (rotation speed: 6000 rpm, full load) The piston should have the same degree as a conventional three-ring piston with a tension / bore diameter of 0.40 N / mm or a conventional two-ring piston with a total ring tension / bore diameter of 0.30 N / mm. You can see that it is made.

また、リング合計張力／ボア径を０．３０Ｎ／ｍｍとした従来の２本リング構成のピストンでは、運転条件Ｂ（定速走行）での潤滑油消費量が従来の３本リング構成のピストンに比べて極端に悪化しているが、発明例の圧力リング１を用いた２本リング構成のピストンではリング合計張力／ボア径を０．２４Ｎ／ｍｍと低張力化しても、従来の３本リング構成のピストンに比べて潤滑油消費量が同等であることがわかる。 In addition, in the conventional two-ring piston having a total ring tension / bore diameter of 0.30 N / mm, the amount of lubricating oil consumed under the operating condition B (constant speed running) is less than that of the conventional three-ring piston. Although it is extremely worse compared to the conventional three-ring ring, even if the total ring tension / bore diameter is reduced to 0.24 N / mm, the piston with the two-ring configuration using the pressure ring 1 of the invention example It can be seen that the amount of lubricating oil consumption is equivalent to the piston of the configuration.

また、リング合計張力／ボア径を０．２４Ｎ／ｍｍとした発明例の圧力リング１を用いた場合、運転条件Ｃ（加減速パターン）での潤滑油消費量は、従来の３本リング構成のピストン、従来の２本リング構成のピストンと差がない。 Further, when the pressure ring 1 of the invention example in which the total ring tension / bore diameter is 0.24 N / mm is used, the amount of lubricant consumed under the operating condition C (acceleration / deceleration pattern) is the same as that of the conventional three-ring configuration. There is no difference between a piston and a conventional two-ring piston.

一方、ブローバイガス量は、それぞれの運転条件Ａ、Ｂ、Ｃにおいて、従来の３本リング構成のピストンを１とすると、従来の２本リング構成のピストン＝１〜１．１、発明例の圧力リング１を用いた２本リング構成のピストン＝０．８〜０．９であり、ガスシール性能は同等である。 On the other hand, the amount of blow-by gas is 1 to 1.1 for the piston with the conventional three-ring configuration under the respective operating conditions A, B, and C, and the pressure of the invention example. The piston of the two ring configuration using the ring 1 is 0.8 to 0.9, and the gas seal performance is equivalent.

また燃費については、いずれの運転条件においてもリング合計張力に対応しており、燃費が最も良好なのが、リング合計張力／ボア径を０．２４Ｎ／ｍｍとした発明例の圧力リング１を用いた２本リング構成のピストンであり、２番目がリング合計張力／ボア径を０．３０Ｎ／ｍｍとした従来の２本リング構成のピストンであり、燃費が最も多いのがリング合計張力／ボア径を０．４０Ｎ／ｍｍとした従来の３本リング構成のピストンであった。 In addition, the fuel economy corresponds to the total ring tension under any operating condition, and the best fuel efficiency is obtained by using the pressure ring 1 of the invention example in which the total ring tension / bore diameter is 0.24 N / mm. A piston with a two-ring configuration, the second is a conventional piston with a two-ring configuration with a total ring tension / bore diameter of 0.30 N / mm, and the most fuel efficient is the total ring tension / bore diameter. It was a piston with a conventional three-ring configuration of 0.40 N / mm.

以上の説明では、本発明に係る圧力リング１を２本リング構成のピストン３に適用したとして説明したが、本発明に係る圧力リング１は、図１１に示すように３本リング構成のピストン３０に装着することもできる。その際、圧力リング１を、オイルリング２を組み込むリング溝１５より燃焼室寄りに形成されたリング溝５に組み込んで第２圧力リングとして用いることができる。 In the above description, the pressure ring 1 according to the present invention has been described as being applied to the piston 3 having a two-ring structure. However, the pressure ring 1 according to the present invention is a piston 30 having a three-ring structure as shown in FIG. It can also be attached to. At this time, the pressure ring 1 can be used as a second pressure ring by being incorporated in the ring groove 5 formed closer to the combustion chamber than the ring groove 15 in which the oil ring 2 is incorporated.

図１１中、符号１０は、第１圧力リングを示す。この第１圧力リング１０は、その外周面がリング幅方向中央部でシリンダ壁面４０と接触するバレルフェース面とされ、その背部にリング下面に対して垂直面を設け、それ自体によりリング張力を発生させるリング構造とされている。例えば、第１圧力リング１０と第２圧力リング１のリング幅を共に１．２ｍｍ、オイルリング２のリング幅を２．０ｍｍとすることができる。 In FIG. 11, the code | symbol 10 shows a 1st pressure ring. This first pressure ring 10 has a barrel face surface whose outer peripheral surface is in contact with the cylinder wall surface 40 at the center in the ring width direction, and a vertical surface is provided on the back of the lower surface of the ring to generate ring tension by itself. It is a ring structure to make it. For example, the ring width of both the first pressure ring 10 and the second pressure ring 1 can be 1.2 mm, and the ring width of the oil ring 2 can be 2.0 mm.

本発明の実施の形態に係る圧力リングを説明する要部断面図である。It is principal part sectional drawing explaining the pressure ring which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施の形態に係る圧力リングを装着したピストンの要部縦断面図である。It is a principal part longitudinal cross-sectional view of the piston equipped with the pressure ring which concerns on embodiment of this invention. 図１、２に例示した実施の形態に係る圧力リングのリング本体の形状を定義した説明図である。It is explanatory drawing which defined the shape of the ring main body of the pressure ring which concerns on embodiment illustrated in FIG. （Ａ）、（Ｂ）は圧力リングの他のリング本体形状を説明する断面図である。(A), (B) is sectional drawing explaining the other ring main body shape of a pressure ring. （Ａ）はプレートエキスパンダを用いた圧力リングの装着状態を示す要部断面図、（Ｂ）、（Ｃ）は、プレートエキスパンダの成形過程を示す説明図である。(A) is principal part sectional drawing which shows the mounting state of the pressure ring using a plate expander, (B), (C) is explanatory drawing which shows the formation process of a plate expander. （Ａ）、（Ｂ）は本発明の実施の形態に係る圧力リングを組み込む他のリング溝を示す要部断面図である。(A), (B) is principal part sectional drawing which shows the other ring groove incorporating the pressure ring which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施の形態に係る圧力リングを組み込むその他のリング溝を示す要部断面図である。It is principal part sectional drawing which shows the other ring groove incorporating the pressure ring which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施の形態に係る圧力リングを組み込むその他のリング溝を示す要部断面図である。It is principal part sectional drawing which shows the other ring groove incorporating the pressure ring which concerns on embodiment of this invention. 圧力リングのその他のリング本体形状を説明する断面図である。It is sectional drawing explaining the other ring main body shape of a pressure ring. 発明例の圧力リングの効果を示すグラフである。It is a graph which shows the effect of the pressure ring of an example of an invention. 本発明の実施の形態に係る圧力リングを装着した他のピストンの要部縦断面図である。It is a principal part longitudinal cross-sectional view of the other piston with which the pressure ring which concerns on embodiment of this invention was mounted | worn.

Explanation of symbols

１、１０圧力リング
１Ａ、１Ａ’、１Ａ’’、１Ａ’’’ リング本体
１Ａ１リング下面
１Ｂエキスパンダ（コイルエキスパンダ）
２オイルリング
３、３０ピストン
４、４０シリンダ壁面
５、５’、１５リング溝
５１リング溝下面
６斜面
７接触面
ａ1 リング厚み（ａ1 寸法）
ｈ1 リング幅
α リング本体の背部に設けた斜面がリング上面方向となす角度
β リング本体の外周面がリング上面方向となすテーパー角度
Ｃリング本体の外周面とシリンダ壁面との接触幅
８リング本体１Ａ’’’の背部に設けた段部
１Ｃエキスパンダ（プレートエキスパンダ）
１１薄鋼帯の両側
１２スリット
１３傾斜面
１４水平面
１６オイル逃がし孔 1, 10 Pressure ring 1A, 1A ′, 1A ″, 1A ′ ″ Ring body 1A1 Ring lower surface 1B Expander (coil expander)
2 Oil ring 3, 30 Piston 4, 40 Cylinder wall surface 5, 5 ', 15 Ring groove 51 Ring groove lower surface 6 Slope 7 Contact surface a1 Ring thickness (a1 dimension)
h1 Ring width α Angle formed by the slope on the back of the ring main body and the ring upper surface direction Taper angle formed by the outer peripheral surface of the ring main body and the ring upper surface direction C Contact width between the outer peripheral surface of the ring main body and the cylinder wall surface 8 Ring main body 1A Stepped 1C expander on the back of '''(plate expander)
11 Both sides of thin steel strip 12 Slit 13 Inclined surface 14 Horizontal surface 16 Oil relief hole

Claims

A pressure ring for incorporating and using an oil ring in a ring groove formed in a piston of an internal combustion engine and in a ring groove formed closer to the combustion chamber than its position,
The pressure ring has a structure in which tension is applied to the ring main body by an expander, and the outer peripheral surface of the ring main body is in contact with the cylinder wall surface by the contact surface on the ring lower surface side in the ring width direction h1, and the ring main body Having a slope inclined toward the upper surface of the ring from the outer periphery, and when the pressure ring is attached to the ring groove of the piston, the slope provided on the back of the ring body and the expander are brought into contact with each other, A pressure ring, wherein the ring main body is assembled in such a manner that the lower surface of the ring body is pressed against the lower surface of the ring groove and the contact surface provided on the outer peripheral surface of the ring main body is pressed against the wall surface of the cylinder.

The angle formed between the inclined surface provided on the back of the ring body and the ring upper surface direction is 30 to 45 °, and the contact width between the outer peripheral surface of the ring body and the cylinder wall surface is 0.1 to 0.2 mm. The pressure ring according to claim 1.