JP2006177215A - Ｖ型往復動内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】バンクごとのピストンの挙動差によって生じる騒音、振動を低減することが可能なＶ型往復動内燃機関を提供する。
【解決手段】Ｖ型往復動内燃機関において、各バンクのピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントの方向と大きさがほぼ等しくなるように、ピストンピンオフセットをバンクごとに設定する。このことによりピストンスラップを防止することができるだけでなく、バンクごとのピストンの挙動差を低減させることができ、音振性能を向上させることができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、Ｖ型往復動内燃機関に関し、特にピストンが発生する騒音の低減に関する。

通常の内燃機関においては、ピストンとシリンダボアの間に隙間が存在し、ピストンは常時いずれかのボア面に接触している。ところが、ピストンの上死点及び下死点においては、ピストンの接触するボア面が反転し、ピストンの側面がボア面に衝突する現象が起こる。その衝突の際に発生する騒音をピストンスラップと呼び、このピストンスラップが音振性能の悪化の一因となっていた。

そこで、Ｖ型往復動内燃機関において上記ピストンスラップを軽減するために、ピストンピンをピストン中心からオフセットさせた技術が特許文献１に開示されている。この従来技術によれば、ピストンの接触するボア面の反転を比較的穏やかに行うことができ、ピストンスラップを低減することができるとされている。
特開昭６１−２３４２３０号公報

しかしながら上記従来技術では、Ｖ型往復動内燃機関において、異なるバンクに配されたピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントの方向及び大きさが一致しないため、反転が比較的穏やかに行われるといえども、各バンクに配されたピストン間には挙動差が生じる。つまりは反転の際の衝撃が異なるためにバンクごとのピストンに異なる挙動を発生させ、その結果、音振性能が悪化するおそれがあった。

そこで本発明では、各バンクのピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントをほぼ一致させることでバンクごとのピストンの挙動差を抑え、音振性能を向上させたＶ型往復動内燃機関を提供することを目的とする。

本発明ではＶ型往復動内燃機関において、各バンクのピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントの方向及び大きさがほぼ一致するように、ピストンピンオフセットをバンクごとに設定したことを特徴としている。

本発明によれば、ピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントの方向及び大きさがそれぞれほぼ一致することで、各バンクのピストンの挙動差を抑えることができ、音振性能を向上させることができる。

以下実施形態を図面に基づいて説明する。

図１に本発明におけるＶ型往復動内燃機関の概略図を示す。

図中の１は、シリンダボア面２に沿って往復運動するピストンである。そして燃焼室３は当該ピストン１、シリンダボア面２等によって形成され、その上部で、吸気バルブ４を通じて吸気ポート５と、排気バルブ６を通じて排気ポート７とに、それぞれ連通している。ピストン１の往復運動はコネクティングロッド８とクランクシャフト９によって回転運動に変換される。なお、本実施形態におけるＶ型往復動内燃機関の２つのバンクは、クランクシャフト９の軸方向で見て、鉛直方向に伸びる直線Ｃに関して対称に配されている。そこで、図の左側のバンクに関する部分には添え字aを、右側のバンクに関する部分には添え字bを付して表すことにする。

図２はピストン１に働く力とモーメントの関係図である。

図中のpはピストンピンであり、その軸中心はピストン中心軸線cからh１だけ図の左側にオフセットしている。Ｇはピストン１の重心位置であり、ピストン中心軸線cからh２だけ右側にオフセットしている。

ここで、重心位置Ｇのオフセットh２は、図３の(１)及び(２)に示すようなピストンにおいて生じる。すなわち、主たる要因はピストン冠面に設けられたキャビティの非対称性等である。

また、図２においてＦは筒内圧力によってピストン１の冠面に生じる力であり、Ｎはピストン１の重心位置Ｇに働く慣性力である。そして、ＭＰはＦによってピストンピンpまわりに発生するモーメントであり、ＭＧはＮによって発生するピストンピンpまわりのモーメントである。

本実施形態のＶ型往復動内燃機関では、各バンクのピストンに働く力とモーメントの関係は図４のようになる。ここでＲはクランクシャフト９の回転方向である。

次にピストンスラップの発生原理について簡単に説明する。

図５の(イ)は上死点直前のピストン１の模式図である。図中のoはシリンダ中心軸線であり、ピストン１とシリンダボア面２の間には、滑らかな往復運動のために所定の隙間が存在する。図に示すように上死点直前において、ピストン１はピストン側面１-rでシリンダボア面２-rに接触して、上方へ移動している。ここで、ピストン１がシリンダボア面２-r側で接触しているのは、ピストン１にスラストＴが生じているためである。

次に図５の(ロ)は上死点直後のピストン１の模式図である。このときピストン１は、ピストン側面１-lでシリンダボア面２-lに接触して、下方へ移動している。この場合においては、スラストＴが図５の(イ)とは逆方向に働くため、ピストン１はシリンダボア面２-l側に接触することになる。つまり上死点の前後において、ピストン１が接触するシリンダボア面が反転している。

図５のようにピストン１のピストンピンpにオフセットが設けられていない場合には、接触面の反転の際に、ピストン側面１-lによってシリンダボア面２-lに面衝突することになる。この際、ピストン側面１-lは比較的剛性が高いため、その衝撃のエネルギーによって大きなピストンスラップが発生することになる。

図６はピストンピンpにオフセットを設けたピストンの動きの模式図である。図のようにピストンピンpにオフセットが設けられている場合には、ピストンピンpまわりにモーメントＭＣが発生する。ここでモーメントＭＣは、図２に示すモーメントＭＧとモーメントＭＰを合成したモーメントである。このモーメントＭＣのために、上死点直前において、ピストン１はその上端部１-tでシリンダボア面２-rに接触することになる(図６の(イ))。そして上死点直後において接触面が反転する際には、ピストン下端部１-bで、シリンダボア面２-lに衝突することになる。ピストン下端部１-bは比較的剛性が低いため、衝撃のエネルギーによって変形することでそのエネルギーを吸収し、ピストンスラップを抑えることができるのである(図６の(ロ))。

図７にピストン１の重心位置Ｇに働く慣性力Ｎを示す。図７において、クランク角０度が上死点である。機関回転速度が大きくなるほど、重心位置Ｇに働く慣性力Ｎも大きくなる。

また、低負荷時ほどピストンスラップ以外の騒音は小さくなるため、ピストンスラップは低負荷時においてより顕著になる。

そこで本実施形態では、合成モーメントＭＣの算出に用いるモーメントＭＧとモーメントＭＰは、機関の最高回転数近辺での慣性力と、該回転数での低負荷時の筒内圧力とから算出する。

ここで図７に示すように、いずれの機関回転数においてもピストン１の重心位置Ｇに働く慣性力Ｎは、上死点において最大値をとっている。また、図８には筒内圧力によってピストン１の冠面に働く力を示す。図８においてもクランク角０度が上死点である。図に示すように筒内圧力によってピストン１の冠面に働く力は、上死点直後に最大値をとる。すなわち上死点付近において、モーメントＭＧ及びモーメントＭＰが最大となる。

そこで本実施形態では、ピストン１の上死点付近でのモーメントＭＣを一致させるようにピストンピンpのオフセットh１を設定することとする。

本実施形態による効果について説明する。

図１に示すように、Ｖ型往復動内燃機関において各バンクのピストンは、クランクシャフト９の軸方向で見て、鉛直方向に伸びる直線Ｃに関して対称に配置される。この際、通常は同一形状のピストンを反転して用いるが、ピストンピンオフセットh１を適切に設定しない限り、異なるバンクのピストンに発生するモーメントＭＣはそれぞれ異なる値となる。そのためバンクごとのピストン間に挙動差を生じ、音振性能を悪化させる結果となる。

しかし本実施形態によれば、各バンクのピストンに発生するモーメントＭＣが等しくなるようにピストンピンオフセットh１を設定しているため、従来のように異なるバンクのピストン間に挙動差が生じることがない。そのため、ピストンスラップによる騒音を防止できるだけでなく、バンクごとのピストンの挙動差によって生じる騒音、振動についても抑えることができるのである。

ここで各バンクのピストンに発生するモーメントＭＣは、筒内圧力によってピストンの冠面に生じる力Ｆと、ピストンの重心位置Ｇに働く慣性力Ｎから算出した。このことにより、運転条件に応じて機関ごとに最適なピストンピンオフセットを設定することが可能となった。

各バンクのピストンに発生するモーメントＭＣの算出においては、ピストンスラップの影響が通常もっとも生じやすい条件で算出した。すなわち、機関の最高回転数近辺での慣性力Ｎと、該回転数での低負荷時の筒内圧力Ｆである。このことにより、さらに効果的にピストンスラップを低減することができる。

また本実施形態では、ピストンの上死点付近でのモーメントＭＣを一致させるように、各バンクのピストンのピストンピンオフセットh１を設定している。上述のようにピストン１の重心位置Ｇに働く慣性力Ｎ及びピストン１の冠面に働く筒内圧力Ｆは、ピストン１の上死点付近で最大になる。そこで、ピストン１の上死点付近でのモーメントＭＣを等しくすることで、各バンクのピストンの挙動差をより効果的に抑えることができ、結果として音振性能をより向上させることができる。

図９に本実施形態の適用例におけるシミュレーション結果のグラフを示す。

図９の(a)及び(b)は、本発明適用前において、図４のピストン１a及び１bに発生するモーメントのシミュレーション結果のグラフである。ここで、ピストン１aのピストン中心軸線cに対するピストンピンオフセットh１を１.０、ピストン中心軸線cに対する重心位置Ｇのオフセットh２を０.５にそれぞれ設定した(図９の(a))。この際にピストンピンpまわりに発生する合成モーメントがＭＣaである。一方、ピストン１bについては、h１を１.０に、h２を-０.５にそれぞれ設定した(図９の(b))。この際にピストンピンpまわりに発生する合成モーメントがＭＣbである。それぞれのグラフから明らかなように、本発明適用前には、各ピストンに発生する合成モーメントであるＭＣaとＭＣbとの間には大きな差異が生じており、その結果、各ピストンに大きな挙動差が生じるおそれがあった。

そこで本発明に従って、ピストン１bのピストンピンオフセットh１を変更して、ピストン１bに発生するモーメントのシミュレーションを行ったものが図９の(b')である。具体的にはピストン１bのピストンピンオフセットh１を０.８に変更した。

その結果、図に示すようにピストン１bに発生するモーメントＭＣb'を、特にクランク角０度付近で大きく減少させ、図９の(a)に示すピストン１aに発生するモーメントＭＣaの値とほぼ等しくすることができた。すなわち各ピストンの挙動差を低減させ、音振性能を向上させることができることが示された。

次に図１０にピストンの重心位置Ｇがピストン中心軸線cから大きくずれたピストンにおいて、本発明に従ってピストンピンオフセットを設定した場合のピストン１a及び１bに発生するモーメントのシミュレーション結果のグラフを示す。図１０の(a)に示すピストン１aのシミュレーション結果では、h１を０.５、h２を１.０にそれぞれ設定した。また図１０の(b)に示すピストン１bのシミュレーション結果では、h１を０.５、h２を-１.０に設定した。それぞれのグラフに示されるように、本発明を適用する前は上死点付近で各ピストンに発生するモーメントＭＣaとＭＣbは大きく異なっている。

そこで本発明を適用し、ピストン１bのピストンピンオフセットh１を変更した場合における、ピストン１bに発生するモーメントのシミュレーション結果のグラフが図１０の(b')である。具体的にはピストン１bのピストンピンオフセットh１を０.１に変更した。

その結果、図１０の(b')のＭＣb'に示すように、上死点付近で各ピストンに発生するピストンピンpまわりのモーメントＭＣをほぼ一致させることができた。よって、ピストンの重心位置Ｇがピストン中心軸線cから大きくずれたピストンにおいても、各ピストンの挙動差を低減し、音振性能を向上させることができることが示された。

なお本発明では、モーメントの大きさ及び方向を等しくすることで挙動差を軽減しているが、製造上の誤差等で完全に等しくならない場合であっても、従来のピストンに比すれば十分に音振性能の向上に寄与し得る。

本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、その技術的思想の範囲内でなし得る様々な変更、改良が含まれることは言うまでもない。

Ｖ型往復動内燃機関の構成図である。 ピストンに働く力とモーメントの関係図である。 ピストンの重心に関する図である。 本実施形態においてピストンに働く力とモーメントの関係図である。 ピストンスラップの模式図である。 ピストンピンオフセットを設けた場合におけるピストンの動きの模式図である。 ピストンの重心位置に働く慣性力とクランク角の関係図である。 筒内圧力によってピストンの冠面に働く力とクランク角の関係図である。 本発明の適用例におけるシミュレーション結果のグラフである。 本発明の適用例におけるシミュレーション結果のグラフである。

符号の説明

１ ピストン
２ シリンダボア面
３ 燃焼室
４ 吸気バルブ
５ 吸気ポート
６ 排気バルブ
７ 排気ポート
８ コネクティングロッド
９ クランクシャフト

Claims (5)

1. 各バンクのピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントの方向及び大きさが等しくなるように、ピストンピンオフセットをバンクごとに設定したことを特徴とするＶ型往復動内燃機関。
2. 前記ピストンピンまわりのモーメントは、前記ピストンの重心に作用する慣性力及び前記ピストンの冠面に作用する筒内圧力に基づいて設定することを特徴とする請求項１に記載のＶ型往復動内燃機関。
3. 前記ピストンの重心に作用する慣性力による前記ピストンピンまわりのモーメントと、前記ピストンの冠面に作用する筒内圧力による前記ピストンピンまわりのモーメントとの合成モーメントの方向及び大きさが、各バンクのピストン間で等しくなるように、バンクごとのピストンピンオフセットを異なるように設定したことを特徴とする請求項１に記載のＶ型往復動内燃機関。
4. 前記ピストンの重心に作用する慣性力及び前記ピストンの冠面に作用する筒内圧力は、機関の最高回転数近辺での慣性力と、該回転数での低負荷時の筒内圧力とであることを特徴とする請求項２または３に記載のＶ型往復動内燃機関。
5. 前記ピストンピンまわりのモーメントは、燃焼行程のピストン上死点付近において前記ピストンに発生するピストンピンまわりのモーメントであることを特徴とする請求項１または３に記載のＶ型往復動内燃機関。

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