JP2018145886A - 往復動ピストンエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】機械損失を可及的に低減することのできる往復動ピストンエンジンを提供する。【解決手段】第１摺動面２Ａに対して相対的に摺動する第２摺動面３１Ｓに、第２摺動面３１Ｓの摺動方向に沿った断面において、第１摺動面２Ａ側に張り出す張出形状部３１Ｓを設けるとともに、この張出形状部３１Ｓに、最も張り出した部分となる頂部Ｐｓと、この頂部の少なくとも第２摺動面３１Ｓの摺動方向の下流側に配置され最も第１摺動面２Ａに対して離間した位置となる裾部Ｑｓとを設け、頂部Ｐｓにおける第１摺動面２Ａと第２摺動面３１Ｓとの間の隙間を最小隙間ｈ１とし、裾部Ｑｓにおけるこの隙間を最大隙間ｈ２とするときに、ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０の範囲に設定する。【選択図】図６

Description

本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンに関する。

従来より、エンジンの燃費性能を高めるために機械損失を低減することが検討されている。

例えば、特許文献１には、気筒内を往復動するピストンを備えた往復動ピストンエンジンにおいて、ピストンの外周壁と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくし、これにより機械損失の低減を図ったものが開示されている。

具体的には、特許文献１のエンジンでは、前記摩擦抵抗を低減するためにピストンを気筒の内周壁から浮揚させるべく、微小な凹部が複数形成された被膜層をピストンの外周壁に設けてこれら凹部に動圧が生じるように構成されている。

特開２０１６−１２１５９７号公報

しかしながら、前記各凹部に生じる動圧だけでは、ピストンの往復動時、特に、ピストンに係る負荷が高い場合において、ピストンを気筒の内周壁から適切に浮揚させることが困難となる。このため、機械損失の低減には限界がある。

本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、簡単な構成でエンジンに設けられる摺動部材をより確実に浮揚させて機械損失を可及的に低減することのできる往復動ピストンエンジンを提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、第１摺動面を有する第１部材と、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第１部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第２部材とを備え、前記第２摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第１摺動面側に張り出す張出形状部を有し、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置されて前記第１摺動面に対して最も離間した位置となる裾部とを含み、前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間ｈ１とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間ｈ２とするとき、
ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、
ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
の範囲に設定されていることを特徴とする往復動ピストンエンジンを提供する（請求項１）。

このエンジンによれば、第２部材の第２摺動面に前記張出形状部を設けるという簡単な構成で、第２摺動面と第１摺動面との間に流入する流体によって両摺動面間に両者を離間させる方向の力を作用させることができる。しかも、前記最小隙間ｈ１の寸法、および最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との比が前記範囲に設定されていることで、両摺動面間における摩擦係数を小さくし、かつ、前記の両摺動面を離間させる方向の力を大きくすることができる。従って、第２部材を第１部材からより確実に浮揚させることができ、第２部材の摺動時に生じる摩擦抵抗ひいては機械損失を格段に低減できる。

前記構成において、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間には、空気の層が形成されており、前記最小隙間ｈ１は、０．５μｍ以上１．５μｍ以下に設定されているのが好ましい（請求項２）。

この構成によれば、オイル等に比べて摩擦係数の小さい空気を両摺動面の間に介在させているとともに、最小隙間ｈ１を前記範囲に設定していることで、両摺動面間に生じる摩擦抵抗をより確実に小さくすることができる。

前記構成において、前記第１部材の材質と前記第２部材の材質とは、互いに同一であるのが好ましい（請求項３）。

このようにすれば、熱膨張差に起因する最小隙間ｈ１および最大隙間ｈ２の変動を抑制することができ、これらの隙間をより確実に前記の適切な範囲に収めることができる。

前記構成において、前記第２部材は、ステンレス材で形成されているのが好ましい（請求項４）。

このようにすれば、第２摺動面と第１摺動面との間に水の層を形成する場合において、第２摺動面が錆びるのを抑制することができる。

前記構成において、前記第１部材が、前記気筒であり、前記第２部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい（請求項５）。

このようにすれば、ピストンの往復動時にピストンのスカート部と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくして、エンジン全体で生じる機械損失を効果的に低減することができる。

また、前記構成において、前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、前記第１部材が、前記クランクシャフトであって、前記第２部材が、前記クランク軸受であり、前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部材が設けられているのが好ましい（請求項６）。

このようにすれば、クランクシャフトの回転時にこれと軸受との間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。

また、前記構成において、前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通されて当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、前記第１部材が、前記クランクピンであって、前記第２部材が、前記クランクピン軸受であって、前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部材が設けられているのが好ましい（請求項７）。

このようにすれば、コンロッドとクランクピンとの間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。

以上のように、本発明によれば、簡単な構成で、エンジンに設けられる摺動部材をより確実に浮揚させて機械損失を可及的に低減することができる。

図１は、本発明に係る往復動ピストンエンジンを示す概略図である。 図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う断面の概略図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面の概略図である。 コンロッドとクランクシャフトとの関係を示す図である。 コンロッドとクランクシャフトとの関係を示す図である。 ピストン周辺を拡大して示した図である。 図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿う断面の概略図である。 スカート摺動面を模式的に示した図である。 最適な摺動面のプロファイルを説明するための図である。 隙間比と浮揚容量係数との関係を示したグラフである。 最小隙間と摩擦係数との関係を示したグラフである。 ピストンの首ふりを説明するための図である。 クランクジャーナル部周辺の概略断面図である。 コンロッド大端部周辺の概略概略図である。 図１５（Ａ）は、第２実施形態に係るピストンの正面図、図１５（Ｂ）は、ピストンの側面図である。 図１５（Ａ）のＸＶＩ−ＸＶＩ線断面図である。 図１５（Ａ）のＸＶＩＩ−ＸＶＩＩ線断面図である。 図１８（Ａ）は中立状態における、図１８（Ｂ）は首ふりが生じたときのスカート部の概略図である。 図１９（Ａ）〜（Ｃ）は、ピストンの往復動に伴う、スカート部の揺動状態を説明するための図である。

（１）エンジンの全体構造
以下、図面に基づいて本発明の実施形態に係る往復動ピストンエンジンについて説明する。往復動ピストンエンジン１００は、気筒２内を往復動するピストン５及びクランク機構を備えたエンジンであり、気筒２が形成されたエンジン本体１を備える。この往復動ピストンエンジン１００は、例えば、自動車等の車両の走行駆動用の動力源として、また、車両の駆動源として利用されるモータ等をアシストする装置として車両に搭載される。

図１は、往復動ピストンエンジン１００の概略断面図である。図２は、図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う断面の概略図である。エンジン本体１は、気筒２が形成されたシリンダブロック３およびシリンダブロック３に取付けられるシリンダヘッド４を備える。以下では、図１の上下方向であって気筒２の中心軸方向を上下方向といい、シリンダヘッド４側を上、シリンダブロック３側を下として説明する。

図２に示すように、本実施形態では、エンジン本体１は直列４気筒エンジンであって、シリンダブロック３には、４つの気筒２が一列に並んだ状態で形成されている。気筒２内には、例えば、ガソリンを主成分とする燃料が供給され、この燃料と空気との混合気が気筒２内で燃焼する。

各気筒２内には、それぞれ、ピストン５が上下方向に往復動可能に収納されている。気筒２内には、ピストン５の冠面５Ａと気筒２の内周壁２Ａと、シリンダヘッド４の下面とによって、前記混合気が内側で燃焼する燃焼室６が区画されている。

シリンダヘッド４には、燃焼室６と連通する吸気ポート９及び排気ポート１０が形成されている。シリンダヘッド４の底面には、吸気ポート９の下流端である吸気側開口部４Ａと、排気ポート１０の上流端である排気側開口部４Ｂとが形成されている。シリンダヘッド４には、吸気側開口部４Ａを開閉する吸気バルブ１１と、排気側開口部４Ｂを開閉する排気バルブ１２とが組み付けられている。本実施形態のエンジンは、ダブルオーバーヘッドカムシャフト式（ＤＯＨＣ）エンジンである。吸気側開口部４Ａと排気側開口部４Ｂとは、各気筒２につき２つずつ設けられるとともに、吸気バルブ１１および排気バルブ１２も２つずつ設けられている。

シリンダヘッド４には、燃焼室６内の混合気に点火エネルギーを供給する点火プラグ１８が各気筒２につき１つずつ取り付けられている。また、シリンダヘッド４には、燃焼室６内に燃料を噴射するインジェクタ１７が、各気筒２につき１つずつ取り付けられている。

各ピストン５には、コンロッド８の上端部８２がそれぞれ連結されている。各コンロッド８の下端部８１には、気筒２の配列方向に延びるクランクシャフト７が連結されている。燃焼室６内で混合気が燃焼すると、ピストン５とコンロッド８とが上下方向に往復動し、これに伴ってクランクシャフト７がその中心軸回りに回転する。クランクシャフト７とコンロッド８とは、それぞれ、エンジンのクランク機構を構成する部材である。

（２）クランク機構の構造
図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面の概略図である。図４および図５は、コンロッド８とクランクシャフト７との関係を示す図である。

クランクシャフト７は、その回転軸を中心とする略円柱状の複数のクランクジャーナル部７１と、これらクランクジャーナル部７１間に設けられて、コンロッド８の下端部８１に挿通されるクランクピン７２とを有している。以下では、適宜、コンロッド８の下端部８１をコンロッド大端部８１という。

シリンダブロック３には、ピストン５の下方となる位置に、気筒２の配列方向に並ぶ複数の貫通孔３ａ（図例では、５つの貫通孔３ａ）が形成されている。これらの貫通孔３ａには、略円環状のクランク軸受（第２部材）４０が嵌装されている。クランクジャーナル部（第１部材）７１は、クランク軸受４０内に挿通されてこれに回転可能に支持されており、クランクジャーナル部７１の外周壁（第１摺動面）７１Ａは、クランク軸受４０の内周壁（第２摺動面）４０Ａに沿って摺動する。図４の例では、クランクジャーナル部７１は矢印Ｙ３１の方向に回転する。

コンロッド大端部８１には、略円形の貫通孔８１ａが形成されている。この貫通孔８１ａには、コンロッド大端部８１と一体に回転する略円環状のクランクピン軸受８３が嵌装されている。クランクシャフト７のクランクピン７２は、クランクピン軸受８３内に挿通されて、クランクピン軸受８３によりこれと相対回転可能に支持されている。

クランクピン軸受８３を含むコンロッド８とクランクピン７２を含むクランクシャフト７とは、図４および図５に示すように、相対的に回転する。具体的には、図４に示す状態からピストン５が下降すると、図５に示すように、クランクピン軸受８３を含むコンロッド８は矢印Ｙ２１の方向（図５では反時計回り）に回転しつつ下降し、クランクピン７２はクランクジャーナル部７１の中心軸に対して矢印Ｙ２２の方向（図５では時計回り）に公転し、クランクピン軸受８３はクランクピン７２に対して矢印Ｙ２１に示す方向（図５では反時計回り）に相対的に回転する。そして、ピストン５の往復動に伴って、クランクピン７２（第１部材）の外周壁７２Ａ（第１摺動面）が、クランクピン軸受（第２部材）８３の内周壁８３Ａ（第２摺動面）に対して、矢印Ｙ２１に示す方向に相対的に摺動する。

（３）ピストンの構造
図６は、図３の一部を拡大した図であって、ピストン５周辺を示した図である。図７は、図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿う断面の概略図である。ピストン５は、その上部を構成して冠面５Ａを有するピストンヘッド部２０と、ピストンヘッド部２０の下方に配置されるスカート部３０とを含む。本実施形態では、ピストンヘッド部２０とスカート部３０とは一体物として成形されている。

図７に示すように、スカート部３０は、上下方向と直交する断面において、気筒２の内周壁２Ａに沿うように円弧上に延びる一対のスカート本体部３１と、これらスカート本体部３１間に位置して略平板状の外周面を有する一対の平板部３２とを含む。スカート本体部３１は、ピストン５の中心軸Ｘ１に沿う面について互いに対称な形状を有しており、以下では、一方のスカート本体部３１について説明する。

スカート本体部（第２部材）３１は、気筒２（第１部材）の内周壁（第１摺動面）２Ａと対峙する面に、ピストン５の往復動に伴って、この内周壁２Ａに沿って上方および下方に摺動する外周壁３１Ｓ（第２摺動面）を有している。以下では、このスカート本体部３１の外周壁３１Ｓをスカート摺動面３１Ｓという。本実施形態では、ピストン５の外周壁と気筒２の内周壁２Ａとの間に潤滑用流体が供給されるようになっており、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間には潤滑用流体が介在する。潤滑用流体は、空気、水、オイルの何れかが用いられている。

＜スカート摺動面＞
続いて、スカート摺動面３１Ｓの詳細について説明する。図８は、図６の一部を拡大した図に対応する図であってスカート摺動面３１Ｓを模式的に示した図である。

スカート本体部３１は、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に隙間Ｇが形成されるように構成されている。

スカート摺動面３１Ｓは、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面、つまり、スカート摺動面３１Ｓの摺動方向に沿う断面において、気筒２の内周壁２Ａに向けて張り出す弓形形状を有している。本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓ全体が、その摺動方向に沿った断面において、気筒２の内周壁２Ａ側に張り出す張出形状部を構成している。本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓは、その上下中央部分を基準に、上下方向にほぼ対称な形状を有している。

スカート摺動面３１Ｓは、上下方向の中央部に位置して気筒２の内周壁２Ａ側に最も張り出した頂部Ｐｓと、上下方向の両端部に位置して気筒２の内周壁２Ａ側への張り出し量が最も小さい、つまり、気筒２の内周壁２Ａに対して最も離間した位置となる裾部Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２）とを有する。

上側の裾部Ｑｓ１は、ピストン５が上方に移動してスカート摺動面３１Ｓが上方に摺動する際にこの摺動方向の下流端となる部分であり、下側の裾部Ｑｓ２は、ピストン５が下方に移動してスカート摺動面３１Ｓが下方に摺動する際にこの摺動方向の下流端となる部分である。スカート摺動面３１Ｓの張出量は、各裾部Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２）から頂部Ｐｓに向かって徐々に小さくなるように構成されている。

なお、図６および図８では理解を容易にするために、スカート摺動面３１Ｓの弓形形状を大きく誇張して描いており、実際には、後述するように、スカート摺動面３１Ｓは、目視では判別困難なミクロンオーダーの張り出しを有する弓形形状である。

このようにスカート摺動面３１Ｓを弓形形状としているのは、スカート摺動面３１Ｓの上方および下方への摺動時において、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の摺動抵抗を小さく抑えるためである。

具体的には、隙間Ｇが存在していることで、ピストン５の往復動に伴いスカート部３０に速度ｕが与えられると、図８の矢印Ｙ１、Ｙ２で示すように、周辺に存在する潤滑用流体Ｆが摺動方向の下流側から摺動面間（スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間）に引き込まれる。このとき、前記のように裾部Ｑｓから頂部Ｐｓに向かってスカート摺動面３１Ｓの張出量が小さくなっていると、摺動面間入り込んだ潤滑用流体Ｆは堰き止められて行き場を失う。その結果、潤滑用流体Ｆは、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間においてこれらの間の隙間を拡大させる方向に力を生じさせ、この力が、摺動面３１Ｓを内周壁２Ａから浮揚させるように作用する。以下、適宜、この潤滑用流体Ｆによって前記隙間を拡大させる力を摺動浮揚力といい、この摺動浮揚力による前記作用を摺動浮揚作用という。

具体的には、ピストン５の上昇中であって、スカート部３０に上向きに速度ｕ１が与えられたときには、矢印Ｙ１に示すように、上側の裾部Ｑｓ１から頂部Ｐｓに向かって潤滑用流体Ｆが隙間Ｇに入り込み、これにより、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に摺動浮揚力が生じる。一方、ピストン５の下降中であって、スカート部３０に下向きに速度ｕ２が与えられたときには、矢印Ｙ２に示すように、下側の裾部Ｑｓ２から頂部Ｐｓに向かって潤滑用流体Ｆが隙間Ｇに入り込み、これにより、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に摺動浮揚力が生じる。

従って、スカート摺動面３１Ｓを前記のように弓形形状とすれば、ピストン５の往復動時にスカート摺動面３１Ｓひいてはスカート部３０およびピストン５と気筒２の内周壁２Ａとが接触するのを抑制して、これらの摺動抵抗を小さくし機械損失を低減することができる。例えば、ピストン５が、その往復動時にいわゆる首振り運動を行って気筒２の中心軸に対して傾いた場合でも、ピストン５の外周壁（スカート摺動面３１Ｓ）と気筒２の内周壁２Ａとが接触するのを抑制することができる。

ただし、本願発明者らは、スカート摺動面３１Ｓを単純に弓形形状にしただけでは十分な摺動浮揚作用を得ることができず、この作用を効果的に得ることのできるスカート摺動面３１Ｓのプロファイルがあることを突き止めた。

（４）摺動面のプロファイル
図９は、摺動面Ｓａを有する摺動部材Ｃ１が、被摺動面Ｓｂに沿って矢印Ｙ１０で示す方向に摺動することを示した模式図である。ここでは、この図９を用いて、スカート摺動面３１Ｓに限らずエンジン本体１に設けられてピストン５の往復動に伴って摺動する摺動部材Ｃ１の摺動面Ｓａ全般に適用できるプロファイルについて説明する。

図９に示すように、摺動面Ｓａは、被摺動面Ｓｂ側に張り出す張出形状を有しており、最も張り出した部分となる頂部Ｐａと、頂部Ｐａの摺動方向（矢印Ｙ１０で示す方向）の下流側に配置されて被摺動面Ｓｂに対して最も離間する裾部Ｑａとを有し、摺動方向の下流側に向かって被摺動面Ｓｂから徐々に離間する形状を有している。

摺動部材Ｃ１が速度Ｕで摺動しているとき、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に生じる摺動浮揚力Ｗは、次の式（１）により求めることができる。

式（１）において、ηは摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に介在する流体Ｆの粘度であり、Ｂは摺動面の摺動方向の長さ（図９における頂部Ｐａから裾部Ｑａまでの長さ）であり、Ｃは摺動面の摺動方向と直交する方向の長さ（図９の紙面と直交する方向の長さ）であり、Ｕは摺動面Ｓａの摺動速度である。ｈ１は、最小隙間であって、頂部Ｐａと被摺動面Ｓｂとの間の離間距離、つまり、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間の隙間寸法の最小値である。ｍは、隙間比であって、裾部Ｑａと被摺動面Ｓｂとの離間距離、つまり、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間の隙間寸法の最大値を最大隙間ｈ２としたときの、最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との比率であり、ｍ＝ｈ２／ｈ１で表される。

式（１）において、第２項目を負荷容量係数Ｋｗとすると（Ｋｗ＝６／（ｍ−１）^２｛ｌｎｍ−２（ｍ−１）／（ｍ＋１）｝）、浮揚力Ｗはこの負荷容量係数Ｋｗに比例する。

図１０は、負荷容量係数Ｋｗと隙間比ｍとの関係を示したグラフである。このグラフに示されるように、摺動浮揚力Ｗは隙間比ｍが２．２のときに最大となり、隙間比ｍがこの値から離間するほど小さくなる。

これより、隙間比ｍを２．２近傍に設定すれば高い摺動浮揚力Ｗを得ることができる。具体的には、隙間比ｍを１．５以上５．０以下とすれば、摺動浮揚力Ｗを、図１０のラインＬ＿Ｋｗ４０以上として、その最大値（隙間比ｍが２．２のときの値）の６０％以上となる高い値を得ることができる。

なお、隙間比ｍが適正値（ｍ＝２．２）よりも大きくなると摺動浮揚力Ｗが小さくなるのは、最小隙間ｈ１が相対的に小さくなることで、流体Ｆが堰き止められる効果が過剰に大きくなり被摺動面Ｓｂと摺動面Ｓａとの間に流入できない流体Ｆの割合が多くなるためと考えられる。また、隙間比ｍが適正値（ｍ＝２．２）よりも小さくなると摺動浮揚力Ｗが小さくなるのは、摺動面Ｓａが平板に近づくことになり流体Ｆの堰き止め効果が小さくなるためと考えられる。

ここで、式（１）に基づくと、最小隙間ｈ１が小さいほど摺動浮揚力は大きくなる。従って、最小隙間ｈ１は小さい方が好ましいように思われる。これに対して、本願発明者らは、最小隙間ｈ１について、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に生じる摩擦係数μを小さく抑えることのできる最適な範囲が存在することを突き止めた。摩擦係数μの大小は、摺動面Ｓａの摺動浮揚時における摩擦の大小に相当し、摩擦係数μが小さいほど良好な摺動浮揚が実現できることを示す。

図１１は、流体Ｆをこれら空気、水、オイルとしたときの、摩擦係数μと最小隙間ｈ１との関係を示したグラフである。なお、流体Ｆとして例示した空気の粘度は１．８×１０^−５［Ｐａ・ｓ］、水の粘度は８．９×１０^−４［Ｐａ・ｓ］、低粘度オイル０Ｗ−２０の粘度は６．８×１０^−３［Ｐａ・ｓ］である。

具体的には、図１１は、エンジン稼働時にピストン５の往復動に伴って所定の被摺動面に沿って摺動する摺動面Ｓａに加えられる荷重の最大値と、式（１）で求められる摺動浮揚力Ｗとが釣り合い、摺動面Ｓａが浮揚するときの最小隙間ｈ１と摩擦係数μのグラフである。なお、図１１では、最小隙間ｈ１の変化に伴って隙間比ｍも変化している。

より詳細には、式（１）において、Ｕに、エンジン回転数が代表的な所定の回転数のときの対象となる摺動面Ｓａの平均移動速度を代入し、ηに、流体Ｆの粘度を代入し、かつ、摺動浮揚力Ｗに、前記荷重の最大値を代入する。そして、これら値を代入した式（１）から、最大隙間ｈ２と最小隙間ｈ１との差（ｈ２−ｈ１）を所定値としたときの、最小隙間ｈ１の値を算出するとともに、この最小隙間ｈ１等を用いて摩擦係数μを算出する。また、前記所定値の値を振って、最小隙間ｈ１の値を変化させて、各値に対応する摩擦係数μを求めている。例えば、市街地走行を行うときを対象とすると、前記Ｕに対応するエンジン回転数として１３５０ｒｐｍを用い、摺動面Ｓａに加えられる入力荷重を１１７５Ｎとすることができる。

図１１には、流体Ｆの各々について、最適な最小隙間ｈ１における摩擦係数μ、つまり最も低い摩擦係数μに比較して、＋２０％だけ摩擦係数μが増加するラインＬ１、Ｌ２、Ｌ３をそれぞれ付記している。この＋２０％のまでの範囲が、極めて良好な摺動浮揚が実現できる範囲である。具体的には、流体Ｆが空気の場合、最小隙間ｈ１は０．７μｍ〜１．３μｍ、水の場合は４．９μｍ〜８．９μｍ、０Ｗ−２０の場合は１８μｍ〜２６μｍとなる。

ここで、この範囲は、エンジン本体１の運転時において確保されるべき最小隙間ｈ１の範囲である。つまり、エンジン本体１が運転されると、これに伴って摺動する摺動面およびこれを備えた摺動部材は高熱を帯びて熱膨張する。そして、仮に摺動部材と、これが摺動する被摺動部材とが同じ材質である場合でも、両者の熱分布は異なり、両者には熱膨張差が生じる。従って、エンジンの運転時において前記範囲が確保できるよう、常温を基準とする設計値としては、前記上限値をより大きく設定することが妥当である。この点に鑑み、本実施形態では、常温での最小隙間ｈ１の範囲をそれぞれ、
空気の場合： ０．５μｍ以上１．５μｍ以下
水の場合 ： ３μｍ以上１１μｍ以下
０Ｗ−２０の場合： １５μｍ以上４０μｍ以下
前記の結果より、摺動浮揚を達成するために現状で利用可能な流体Ｆの範疇（空気、水、低粘度オイル）において、良好な摺動浮揚が実現できる最小隙間ｈ１の範囲は、０．５μｍ〜４０μｍと設定することができる。

ここで、図１１から明らかなように、摺動浮揚において、摺動抵抗の低減の観点から最も望ましい流体Ｆは空気である。

（５）スカート摺動面のプロファイル
以上の知見より、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に介在させる流体Ｆが空気とされて、最小隙間ｈ１が０．５μｍ以上１．５μｍ以下の所定値に設定されている。

また、本実施形態では、最小隙間ｈ１の精度を確保するために、スカート摺動面３１Ｓの平滑度が高く設定されている。つまり、前記のように、最小隙間ｈ１は微小な長さの範囲で設定されるため、スカート摺動面３１Ｓが粗い面であると最小隙間ｈ１の精度が低下する。そこで、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓの最小隙間ｈ１が０．５μｍ以上１．５μｍ以下に設定されるのに伴って、スカート摺動面３１Ｓおよび気筒２の内周壁２Ａの表面粗さが、それぞれ０．４μｍ以下となるように設定されている。

また、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓ（スカート部３０ひいてはピストン５）と気筒２の内周壁２Ａの構成部材（シリンダブロック３またはシリンダライナー）とは、同一材質で構成されている。これは、熱膨張差に起因する隙間Ｇの長さの変動、つまり、最小隙間ｈ１および最大隙間ｈ２の変動を抑制するためである。本実施形態では、両者は、熱膨張係数の小さいステンレス鋼（ステンレス材、鍛造品）にて形成されている。

ここで、前記では、図３に示したようにピストン５の中心軸が気筒２の中心軸Ｘ１とほぼ一致する状態（以下、適宜、中立状態という）で、スカート摺動面３１Ｓが前記プロファイルを有するように構成された場合について説明した。しかし、ピストン５がその往復動の途中で首ふりを行う場合、すなわち、ピストン５の中心軸が気筒２の中心軸に対して傾く場合には、この首ふり状態においてもスカート摺動面３１Ｓが前記プロファイルを維持するように構成する。

具体的には、図１２に示すように、ピストン５が破線の中立状態から実線のように左に傾くように首振りした状態において、左側のスカート摺動面３１Ｓでは、スカート摺動面３１Ｓのうち気筒２の内周壁２Ａとの隙間の寸法が最小となる部分つまり頂部Ｐｓ２は、上下中央よりも上側の位置となり、右側のスカート摺動面３１Ｓでは頂部Ｐｓ３は上下中央よりも下側の位置となる。そして、これに伴い、左右両側のスカート摺動面３１Ｓにおける最小隙間ｈ１は、図３に示した中立状態での最小隙間ｈ１とは異なる寸法となる。また、最大隙間（頂部Ｐｓ２、Ｐｓ３よりも摺動方向の下流側におけるスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの離間距離の最大寸法）ｈ２も、図６に示した中立状態での最大隙間ｈ２とは異なる寸法となる。

より詳細には、図１２の実線に示す状態が、ピストン５が上方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面３１Ｓにおいて、その上端部の隙間寸法が最大隙間ｈ２となる。一方、図１２に示す状態がピストン５が下方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面３１Ｓにおいて、その下端部の隙間寸法が最大隙間ｈ２となる。

そして、スカート摺動面３１Ｓは、図１２の実線に示した状態においても、最小隙間ｈ１が前記の適正範囲となるように構成され、かつ、隙間比ｍ（ｈ２／ｈ１）が前記適正範囲となるように構成される。

（６）クランク機構の摺動面構造
本実施形態では、前記の摺動面Ｓａのプロファイルがクランク機構の摺動部分にも適用されている。

＜クランク軸受＞
前記のように、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａと、クランク軸受４０の内周壁４０Ａとは相対的に摺動しており、このクランク軸受４０の内周壁４０Ａが前記摺動面Ｓａのプロファイルを有するようになっている。

図１３は、クランクジャーナル部７１周辺を図２のＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ線に沿う面で切断したときの概略断面図である。

クランク軸受４０は、その全周にわたってクランクジャーナル部７１との間に隙間Ｇが形成されるような大きさを有している。クランクジャーナル部７１の断面形状はほぼ真円である。一方、クランク軸受４０の内周壁４０Ａは、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクジャーナル部７１の回転方向Ｙ３１に、つまり、クランク軸受４０の摺動方向Ｙ３２と反対の方向（クランク軸受４０のクランクジャーナル部７１に対する相対的な回転方向Ｙ３２と反対の方向）に、隙間Ｇの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランク軸受４０の内周壁４０Ａ全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Ｇの寸法が最小となる頂部Ｐ１０と、頂部Ｐ１０よりもクランク軸受４０の摺動方向Ｙ３２の下流側に位置して隙間Ｇの寸法が最大となる裾部Ｑ１０とが隣接している。図１３の例では、クランク軸受４０の内周壁４０Ａは、その断面において、摺動方向Ｙ３２に沿って頂部Ｐ１０から裾部Ｑ１０に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Ｇの寸法が変化するようになっている。

これに伴い、クランクジャーナル部７１が回転すると、つまり、クランク軸受４０がこれと相対回転してクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａに対して摺動すると、図１３の矢印Ｙ３０に示すように裾部Ｑ１０側から頂部Ｐ１０に向かって流体Ｆが流入し、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間に、これら壁７１Ａ、４０Ａどうしを離間させる方向に作用する摺動浮揚力が生じる。

そして、本実施形態では、このクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間においても高い摺動浮揚力が得られるように、クランク軸受４０の内周壁４０Ａに前記摺動面Ｓａの最適なプロファイルが適用されている。

具体的には、隙間比ｍ＝ｈ２／ｈ１であって、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間の隙間Ｇの寸法のうち最小値となる最小隙間ｈ１つまり頂部Ｐ１０とクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとの離間距離ｈ１と、この隙間Ｇの寸法のうち最大値となる最大隙間ｈ２つまり裾部Ｑ１０とクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとの離間距離ｈ２との比率ｍ＝ｈ２／ｈ１が１．５以上５．０以下の範囲の所定値となるように設定されている。

また、本実施形態では、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間に空気層が形成されるようになっている。そして、これら壁７１Ａ、４０Ａの間での摩擦係数μが小さくなるように、最小隙間ｈ１が、０．５μｍ以上１．５μｍ以下の所定値に設定されている。

また、本実施形態では、このクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの表面粗さが、それぞれ、０．４μｍ以下となるように設定されている。

＜クランクピン軸受＞
前記のように、クランクピン７２の外周壁７２Ａと、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとは相対的に摺動しており、このクランクピン軸受８３の内周壁８３Ａが前記摺動面Ｓａのプロファイルを有するようになっている。

図１４は、図３の一部を拡大して、コンロッド大端部８１周辺を示した概略断面図である。

クランクピン軸受８３は、その内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間に隙間Ｇが形成されるような大きさを有している。クランクピン７２の断面形状はほぼ真円である。一方、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａは、クランクピン７２の外周壁７２Ａに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクピン７２に対するクランクピンン軸受８３の摺動方向Ｙ２１と反対の方向に隙間Ｇの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａ全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Ｇの寸法が最小となる頂部Ｐ２０と、頂部Ｐ２０よりもクランクピン軸受８３の摺動方向Ｙ２１の下流側に位置して隙間Ｇの寸法が最大となる裾部Ｑ２０とが隣接している。図１４の例では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａは、その断面において、頂部Ｐ２０から摺動方向Ｙ２１に沿って裾部Ｑ２０に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Ｇの寸法が変化するようになっている。

そして、頂部Ｐ２０における隙間Ｇの寸法である最小隙間ｈ１と、裾部Ｑ２０における隙間Ｇの寸法である最大隙間ｈ２との比率である隙間比ｍ＝ｈ２／ｈ１が１．５以上５．０以下の所定の値に設定されている。また、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間に空気層が形成されるようになっており、最小隙間ｈ１が、０．５μｍ以上１．５μｍ以下に設定されている。

また、本実施形態では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの表面粗さが、それぞれ、０．４μｍ以下となるように設定されている。

（７）作用等
以上のように、本実施形態では、ピストン５のスカート本体部３１のスカート摺動面３１Ｓが気筒２の内周壁２Ａ側に張り出す形状とされているとともに、その隙間比ｍが１．５以上５．０以下に設定されている。さらに、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａの間の隙間Ｇに空気層が形成されつつ、最小隙間ｈ１が、０．５μｍ以上１．５μｍ以下の所定値に設定されている。

従って、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に高い摺動浮揚力を生じさせ、かつ、両者の間に生じる摩擦係数μを小さく抑えてスカート摺動面３１Ｓを確実に気筒２の内周壁２Ａから浮揚させることができ、ピストン５の往復動時においてスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａの間に生じる摩擦抵抗を格段に小さく抑えることができる。そして、これにより、エンジン全体での機械損失を効果的に低減することができる。ひいては、燃費性能を高めることができる。

また、本実施形態では、この高い摺動浮揚力を実現しかつ摩擦係数μを小さくすることのできる摺動面のプロファイルが、クランク軸受４０の内周壁４０Ａ、および、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａにも適用されている。そのため、これらの摺動時に生じる摩擦抵抗を低減することができ、機械損失を大幅に低減できる。

特に、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間に空気層が形成されるようになっている。そのため、これらの間の摩擦係数μをより確実に小さく抑えることができるとともに、これらの間に別途オイルや水を供給する必要がないことで構成を簡素化することができる。

また、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとが同じステンレス鋼で形成されている。そのため、これらの熱膨張差を小さく抑えて、最小隙間ｈ１の精度および隙間比ｍの精度を高く維持することができる。

なお、同様の理由から、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａ（クランクジャーナル部７１およびクランクシャフト７）とクランク軸受４０の内周壁４０Ａ（シリンダブロック３）とは、また、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａ（クランクピン軸受８３）とクランクピン７２の外周壁７２Ａ（クランクピン７２およびクランクシャフト７）とは、互いに、ステンレス鋼等の同じ材料で形成されるのが好ましい。

（８）ピストン構造に係る第２実施形態
前記実施形態では、ピストンヘッドとスカート部とが一体に形成された場合について説明したが、これらを別体で構成してもよい。さらに、これらを別体で構成した場合において、スカート部を、ピストンヘッドの首振りに伴うスカート部の首振りが抑制されるように構成してもよい。

図１５（Ａ）は、ピストンヘッド部２２０とスカート部２３０とを別体にした第２実施形態に係るピストン２０５の正面図、図１５（Ｂ）は、ピストン２０５の側面図、図１６は、図１５（Ａ）のＸＶＩ−ＸＶＩ線断面図、図１７は、図１５（Ａ）のＸＶＩＩ−ＸＶＩＩ線断面図である。以下の第２実施形態の説明では、図１５（Ａ）の左右方向を単に左右方向として説明する。

この第２実施形態では、スカート部２３０が２つの部材で構成されており、ピストン２０５は左右一対のスカート部２３０、２３０を有する。

図１６に示すように、ピストンヘッド部２２０は、下方に延びる一対のピストンボス２２４を有している。これらピストンボス２２４には、ピストンピン孔２２５が形成されている。コンロッド８は、その上端部２８２に形成された貫通孔２８２ａとピストンピン孔２２５とにピストンピン２４１が挿通されることでピストンヘッド部２２０に回転可能に支持されている。図１７等に示すように、一対のピストンボス２２４には、それぞれ、２つのスカートピン孔２２６が形成されている。これら一対のスカートピン孔２２６は、ピストンピン孔２２５を挟んでこれと同じ高さ位置に配置されている。

一対のスカート部２３０は各々、スカート本体部２３１と一対のアーム部２３２とを備えている。

各スカート本体部２３１は、気筒２の内周壁２Ａの形状に沿った円弧型の平板部材であり、内周壁２Ａと対峙する面にスカート摺動面２３１Ｓを備えている。各スカート摺動面２３１Ｓは、第１実施形態と同様に、気筒２の内周壁２Ａ側へ張り出す弓形形状を有している。一対のスカート部２３０は、互いのスカート摺動面２３１Ｓが反対方向を向くように配置される。

各スカート部２３０において、一対のアーム部２３２は、スカート本体部２３１のスカート摺動面２３１Ｓとは反対側の裏面のうちスカート本体部２３１の周方向の両端からそれぞれ気筒２の径方向内側に向けて延び出している。

これらアーム部２３２は、右側のスカート部２３０の一方のアーム部２３２と左側のスカート部２３０の一方のアーム部２３２とが隣り合い、右側のスカート部２３０の他方のアーム部２３２と左側のスカート部２３０の他方のアーム部２３２とが隣り合うように配置されている。各アーム部２３２の先端部付近には、それぞれピン通し孔２３３が穿孔されている。

右側のスカート部２３０は、その２つのアーム部２３２の先端部に設けられたピン通し孔２３３とピストンボス２２４に形成された左側のスカートピン孔２２６とにスカートピン２４２が挿通されることで、このスカートピン２４２の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス２２４と結合されている。また、左側のスカート部２３０は、その２つのアーム部２３２の先端部に設けられたピン通し孔２３３とピストンボス２２４に形成された右側のスカートピン孔２２６とにスカートピン２４２が挿通されることで、このスカートピン２４２の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス２２４と結合されている。このようにして、本実施形態では、ピストン２０５に、各スカート部２３０を所定範囲で上下方向に揺動可能とするチルト機構が構成されている。

なお、図１５（Ａ）に示すように、各アーム部２３２の上下方向の中央には開口部２３２ａが形成されており、一方のスカート部２３０のスカートピン２４２は、他方のスカート部２３０のアーム部２３２の開口部２３２ａを通り抜けて、一方のスカート部２３０のアーム部２３２に結合されている。これに伴い、一方のスカート部２３０の揺動が他方のスカート部２３０のスカートピン２４２によって所定の範囲に規制される。

＜スカート部の動作＞
前記のように構成されていることで、第２実施形態では、ピストン２０５の首ふり時において、スカート部２３０の首ふりが抑制される。図１８（Ａ）および図１８（Ｂ）を用いて説明する。図１８（Ａ）は、中立状態におけるスカート部２３０の概略図、図１８（Ｂ）は、首ふりが生じたときのスカート部２３０の概略図である。

第２実施形態では、図１８（Ｂ）に示すように、ピストン２０５が左に傾くように首ふりをすると、ピストンボス２２４が左側に傾くことで、右側のスカートピン孔２２６およびこれに挿通されている右側のスカートピン２４２が、左側のスカートピン孔２２６およびこれに挿通されている左側のスカートピン２４２よりも上方に位置する状態となる。

ここで、仮に、スカート部２３０がスカートピン２４２に対して搖動不能な場合は、スカート部２３０は、図１８（Ｂ）の破線に示すようにピストンヘッド部２２０とともに傾いてしまう。

これに対して、本実施形態では、図１８（Ｂ）の実線で示すように、スカート部２３０がスカートピン２４２に対して搖動することで、スカート部２３０を中立状態のときと同じまたはこれに近い姿勢にすることができる。つまり、スカート部２３０の首振りを抑制することができる。従って、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間ｈ１の寸法、隙間比ｍ＝ｈ１／ｈ２の範囲）を中立状態において適切なプロファイルにすることで、ピストン５の首振りが生じた場合であってもスカート摺動面２３１Ｓのプロファイルをより確実に適切な状態に維持することができる。

一方、この第２実施形態では、ピストン２０５に加速度（減速度）が作用すると、スカート部２３０が中立状態から搖動するおそれがある。

図１９（Ａ）〜（Ｃ）は、ピストン２０５の加減速に伴う、スカート部２３０の揺動状態を説明するための図である。図１９（Ａ）は、ピストン２０５が中立状態にあり、ピストン２０５に下方向（ＴＤＣからＢＤＣへ向かう方向）の加速度、若しくは上方向（ＢＤＣからＴＤＣへ向かう方向）の加速度のいずれもが作用していない状態（例えば、クランク角＝９０°、２７０°の状態）における、スカート部２３０の姿勢を示している。

図１９（Ｂ）は、ピストン５に下方向の加速度、若しくは上方向の減速度が作用している状態における、スカート部２３０の姿勢を示している。この図１９（Ｂ）に示すように、ピストン５に下方向の加速度または上方向の減速度が作用すると、スカート部２３０が慣性によってその場に止まり続けようとすることに伴い、スカート部２３０は、上方に傾いた姿勢の揺動状態となる。

従って、第２実施形態では、この上向き揺動状態においても、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間および隙間比）が前記の適切なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。

ここで、図１９（Ｂ）に示す場合は、スカート摺動面２３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の隙間が、上端部側よりも下端部側の方が狭くなる（但し、相当誇張して描かれている）。そして、ピストン５に下方向の加速度が加わる際には、専ら下端部側から流体Ｆが隙間へ流入することになる。従って、下端部側における隙間比ｍが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比ｍ＝２．２付近となるように、下端部における最大隙間を設定することが望ましい。

図１９（Ｃ）は、ピストン５に上方向の加速度、若しくは下方向の減速度が作用している状態における、スカート部２３０の姿勢を示している。この場合、図１８（Ｂ）とは逆に、スカート部２３０は、それぞれ下方に傾いた姿勢の揺動状態となる。

従って、第２実施形態では、この下向き揺動状態においても、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間および隙間比）が前記の適切なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。

また、この場合はスカート摺動面２３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の隙間は、下端部側よりも上端部側の方が狭くなる。そして、ピストン５に上方向の加速度が加わる際には、専ら上端部側から流体Ｆが隙間へ流入することになる。従って、上端部側における隙間比ｍが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比ｍ＝２．２付近となるように、上端部における最大隙間を設定することが望ましい。

（９）他の変形例
前記実施形態では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間の各隙間Ｇに流体Ｆとして空気を介在させて空気層を形成した場合について説明したが、これら隙間Ｇに介在させる流体Ｆは、空気に限らず、水またはオイルであってもよい。また、エンジンの運転状態等に応じてこの流体Ｆを空気と水とオイルとで切り替えるようにしてもよい。そして、このように流体Ｆとして空気、水、オイルを併用する場合（少なくとも、空気とオイルとを併用する場合）には、最小隙間ｈ１の範囲は、各流体Ｆでの適切な範囲をすべて含むように設定されればよく、最小隙間ｈ１は、０．５μｍ以上４０μｍ以下の範囲に設定されればよい。

また、前記実施形態では、スカート摺動面３１Ｓが弓形形状である例を示している。しかし、スカート摺動面３１Ｓは、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面において、内周壁２Ａに向けて張り出す張出形状を備える限りにおいて、その態様を問わない。すなわち、最小隙間ｈ１を形成する部分（頂部Ｐｓ）と、最大隙間ｈ２を形成する部分（裾部Ｑｓ）とを有していれば、それら両部分の間の形状は必ずしも弓形の曲面形状でなくとも良く、種々の形状を備えていても良い。例えば、頂部Ｐと裾部Ｑとの間の一部又は全部が、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面において直線的に傾斜した面、階段状に傾斜した面であっても良い。

同様に、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａと、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａも、最小隙間ｈ１を形成する部分（頂部Ｐ１０、Ｐ２０）と、最大隙間ｈ２を形成する部分（裾部Ｑ１０、Ｑ２０）とを有していればよく、他の形状を備えていても良い。

また、前記実施形態では、スカート摺動面Ｓ３１および気筒２の内周壁２Ａをステンレスで形成した場合について説明したが、これらの材料はステンレスに限らない。例えば、これらを鋳鋼等で形成してもよい。ただし、前記のようにステンレスは熱膨張係数が小さいため、ステンレスを用いれば、熱膨張に伴う最小隙間ｈ１および隙間比ｍの適正範囲からのずれを小さく抑えることができる。また、スカート摺動面Ｓ３１および気筒２の内周壁２Ａとの間に介在させる流体Ｆとして水を用いる場合には、これらが錆びるおそれがあるため、ステンレスを用いるのが好ましい。なお、同様の理由で、クランクシャフト７およびコンロッド８にもステンレスを用いるのが好ましい。

また、スカート摺動面Ｓ３１と気筒２の内周壁２Ａ、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａ、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとを、それぞれ別の材料で形成してもよい。ただし、前記のように、これらを同じ材料とすれば熱膨張差が最小隙間ｈ１および隙間比ｍに与える影響を小さく抑えて、これらの精度を高くすることができる。

１ エンジン本体
２ 気筒（第１部材）
２Ａ 気筒の内周壁（第１摺動面）
５ ピストン
７ クランクシャフト
８ コンロッド
３０ スカート部
３１ スカート本体部３１（第２部材）
３１Ｓ スカート摺動面（第２摺動面、張出形状部）
４０ クランク軸受（第２部材）
４０Ａ クランク軸受の内周壁（第２摺動面、張出形状部）
７１ クランクジャーナル部（第１部材）
７１Ａ クランクジャーナルの外周壁（第１摺動面）
７２ クランクピン（第１部材）
７２Ａ クランクピンの内周壁（第１摺動面）
８３ クランクピン軸受（第２部材）
８３Ａ クランクピン軸受の内周壁（第２摺動面、張出形状部）
Ｐ１０ 頂部
Ｐ２０ 頂部
Ｐｓ 頂部
Ｑ１０ 裾部
Ｑ２０ 裾部
Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２） 裾部
ｈ１ 最小隙間
ｈ２ 最大隙間
ｍ 隙間比

Claims (7)

1. 気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、
   第１摺動面を有する第１部材と、
   前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第１部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第２部材とを備え、
   前記第２摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第１摺動面側に張り出す張出形状部を有し、
   前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置されて前記第１摺動面に対して最も離間した位置となる裾部とを含み、
   前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間ｈ１とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間ｈ２とするとき、
   ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、
   ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
   の範囲に設定されていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
2. 請求項１に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１摺動面と前記第２摺動面との間には、空気の層が形成されており、
   前記最小隙間ｈ１は、０．５μｍ以上１．５μｍ以下に設定されていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
3. 請求項１または２に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１部材の材質と前記第２部材の材質とは、互いに同一であることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
4. 請求項１〜３のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第２部材は、ステンレス材で形成されていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
5. 請求項１〜４のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１部材が、前記気筒であり、
   前記第２部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、
   前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
6. 請求項１〜５のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、
   前記第１部材が、前記クランクシャフトであって、
   前記第２部材が、前記クランク軸受であり、
   前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部材が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
7. 請求項１〜６のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、
   前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通されて当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、
   前記第１部材が、前記クランクピンであって、
   前記第２部材が、前記クランクピン軸受であって、
   前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部材が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。

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