JP2019116918A - ２ピースオイルリング用本体リング及びエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】リング本体にさらなる工夫を凝らすことにより、適正なオイルコントロールを行いながらも、従来品よりもリング張力を低減させることが可能となるように、改善された２ピースオイルリング用本体リングを提供する点にある。また、２ピースオイルリングを有するエンジンにおけるオイルリングの改良も目的とする。【解決手段】径方向で外方に突出する一対の摺動レール部１４，１４と、一対の摺動レール部１４，１４どうしの間において径方向に貫通する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔１７とを備え、オイル孔１７の周方向の長さａがボア径ｒの１％〜５％に設定されている２ピースオイルリング用本体リング。【選択図】図２

Description

本発明は、主にディーゼルエンジンのピストンリングとして用いられる２ピースオイルリング、及びそれを用いたエンジンに関するものである。

エンジンにおけるピストンには、通常、上死点側（上側）からトップリング、セカンドリング、オイルリングという３つのピストンリングが装着されている。トップリング、セカンドリングは圧力リングである。オイルリングは、シリンダ内壁に付着したオイルを必要最小限残してかき落とす機能を有しており、一体型と組合せ型とがある。

一体型オイルリングはコスト上では有利であるが、組合せ型オイルリングは、オイルかき落とし作用に優れ、軽量化も容易となる点で優れている。軽量化は、ピストンの往復運動に伴う慣性力の低減に有効である。

組合せ型オイルリングには、２ピース構造のものと３ピース構造のものとがあり、ディーゼルエンジンや一部のガソリンエンジンには２ピースオイルリングが用いられている。この２ピースオイルリングの従来例としては、特許文献１において開示されたものが知られている。

特開２００６−３４９０１９号公報

オイルリングは、その機能面から、必要となる範囲のオイルのかき落とし作用を得ながら張力は低いものが望ましい。そこで、ディーゼルエンジンにおいては、シリンダとのフリクションを低減して燃費などの改善を図るために、リング張力を低い目に設定する手段が採られている。

しかしながら、リング張力を単純に低くしてしまうと、かき落とし作用も弱まり、オイル消費量が悪化するなど、オイルコントロール不足に陥る懸念がある。また、かき落とし作用を重視してリング張力を高い目に設定すると、フリクション増加による悪影響（スカッフ、スカッフィングなど）が生じ易くなるため、オイルリングによる適正なオイルコントロールを、リング張力を少なくしながら実現するためには改善の余地が残されていた。

本発明の目的は、リング本体にさらなる工夫を凝らすことにより、適正なオイルコントロールを行いながらも従来品よりリング張力を低減させることが可能となるように、改善された２ピースオイルリング用本体リングを提供する点にある。また、２ピースオイルリングを有するエンジンにおけるオイルリングの改良も目的とする。

本発明は、２ピースオイルリング用本体リングにおいて、
径方向で外方に突出する一対の摺動レール部１４，１４と、一対の前記摺動レール部１４，１４どうしの間において径方向に貫通する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔１７とを備え、
前記オイル孔１７の周方向の長さａがボア径ｒの１％〜５％に設定されていることを特徴とする。

第２の本発明は、２ピースオイルリング用本体リングにおいて、
径方向で外方に突出する一対の摺動レール部１４，１４と、一対の前記摺動レール部１４，１４どうしの間において内周面に開口する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔１７とを備え、
前記オイル孔１７の周方向に交差する方向の長さｂがボア径ｒの０．３％〜２％に設定されていることを特徴とする。

第３の本発明は、２ピースオイルリング用本体リングにおいて、
径方向で外方に突出する一対の摺動レール部１４，１４と、一対の前記摺動レール部１４，１４どうしの間において内周面に開口する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔１７とを備え、
一対の前記摺動レール部１４，１４どうしの間隔ｃがボア径ｒの０．５％〜４％に設定されていることを特徴とする。

第４の本発明は、エンジンにおいて、
本発明〜第３の本発明のいずれかの２ピースオイルリング用本体リング１２と、前記２ピースオイルリング用本体リング１２の径内側に位置するエキスパンダコイル１３とを有して２ピースオイルリング１１が構成されるとともに、
前記２ピースオイルリング１１によるオイルリング張力ｄが、（シリンダ断面積ｓ×平均有効圧力ｐ）の０．３％〜０．６％に設定されていることを特徴とする。

第５の本発明は、第４の本発明によるエンジン２２が産業用ディーゼルエンジンであることを特徴とする。

第６の本発明は、第４の本発明又は第５の本発明によるエンジンにおいて、
ピストン１における前記２ピースオイルリング１１のピストン移動方向Ｘで一方又は両方の側のランドＲに、ピストン移動方向Ｘで前記２ピースオイルリング１１に近付くに連れて径が小さくなる縮径部Ｓが形成されていることを特徴とする。

本発明〜第５の本発明によれば、オイル孔の周方向の長さ及び周方向に交差する方向の長さ、並びに摺動レール部どうしの間隔それぞれのボア径に対する比率や、オイルリング張力の押付力（シリンダ断面積ｓ×平均有効圧力ｐ）に対する比率が、好適な範囲に設定されるようになる。つまり、オイルのかき落とし作用が強すぎず、かつ、弱すぎずの適正な範囲としながら、オイルリング張力も必要最低限度の範囲内に設定することが可能となり、フリクション低減による低燃費化を図りながらオイル消費量も少なくすることが可能になる。

その結果、リング本体にさらなる工夫を凝らすことにより、適正なオイルコントロールを行いながらも従来品よりリング張力を低減させることが可能となるように、改善された２ピースオイルリング用本体リング、並びに２ピースオイルリングを有するエンジンを提供することができる。

ディーゼルエンジン用のオイルリングを示し、（ａ）は平面図、（ｂ）は正面図 図１のオイルリングの要部を示し、（ａ）は図１（ａ）のＡ−Ａ線の断面図、（ｂ）は拡大側面図 ディーゼルエンジンのピストン部分を示す模式図 ピストン周壁の要部構造を示す拡大断面図 他のピストン周壁の要部構造を示す拡大断面図

以下に、本発明による２ピースオイルリング用本体リング及びエンジンの実施の形態を、トラクタなどの農機や建機といった産業用ディーゼルエンジン及びこれに使用されるピストンのものについて、図面を参照しながら説明する。なお、各図において、ピストンの周方向をＹ、ピストン移動方向（周方向に交差する方向）をＸとする。

図３に示されるように、立形の産業用ディーゼルエンジン２２及びそのピストン１は、シリンダブロック（図示省略）におけるシリンダ２の上部にシリンダヘッド３が組み付けられており、ピストン１は、シリンダ２に内嵌され、ピストン１にコネクティングロッド４を介してクランク軸５が連動連結されている。
シリンダヘッド３には、吸気バルブ６と排気バルブ７と燃料インジェクタ８とが取り付けられている。シリンダ２と、シリンダヘッド３と、ピストン１とで囲まれた箇所が燃焼室１９である。

図３に示されるように、シリンダ筒２Ａに内嵌されるピストン１は、ピストンリング９，１０，１１が装備されるピストンヘッド部１Ａと、その下方のピストンロワー部１Ｂとを有している。
ピストンロワー部１Ｂは、ピストンヘッド部１Ａのような円筒形ではなく、ピストン移動方向Ｘの方向視で円弧面を呈するスカート部１ｓの一対と、それらの間のピン連結部１ｐとを備える異形部分である。
スカート部１ｓは、スラスト側１ａと反スラスト側１ｂとのそれぞれにおいてピストンとシリンダ筒とが摺接してガイドする状態に形成されている。

ピストンリング９，１０，１１は、上からトップリング９、セカンドリング１０、２ピースオイルリング（以下、「オイルリング」と略称する）１１であり、トップリング９とセカンドリング１０は圧力リングである。図３は、ピストン１が下方に移動中の状態を描いたものである。図３において、オイルリング１１の下方に位置する１ｋは、ピストン１を内外に貫通するオイル通し孔である。次に、オイルリング１１について説明する。

オイルリング１１は、図２（ａ）に示されるように、断面形状が横Ｍ字型の本体リング１２と、その径内側に配置される円形のエキスパンダコイル１３とを有する組み合わせオイルリングであって、ディーゼルエンジンなどに好適な２ピースオイルリングとして構成されている。

図１、図２に示されるように、本体リング（２ピースオイルリング用本体リング）１２は、径方向で外方に突出する一対の摺動レール部１４，１４と、これら摺動レール部１４，１４を一体に繋ぐ中央リング部１５と、湾曲凹入状の内周面１６と、中央リング部１５に形成される複数のオイル孔１７とを備えるとともに、合口１８を有して構成されている。内周面１６は、一対の摺動レール部１４，１４及び中央リング部１５の径内部位に亘って形成されており、エキスパンダコイル１３が配置される箇所である。

図２（ａ）に示されるように、摺動レール部１４は、ピストン移動方向Ｘで端の外側周面１４ａ、シリンダ筒２Ａに摺接する箇所である摺動外周面１４ｂ、外側周面１４ａと摺動外周面１４ｂとの境目に形成される傾斜したカット面１４ｃ、及び、摺動外周面１４ｂの内側端から中央リング部１５に向けて若干傾斜の状態で形成される内側周面１４ｄを有している。中央リング部１５は、外周面１５ａを有している。なお、一対の摺動レール部１４，１４の外径は互いに同じ寸法である。

オイル孔１７は、一対の摺動レール部１４，１４どうしの間において径方向（矢印Ｙ方向）に貫通する状態で周方向に並んで中央リング部１５に複数形成されている。図１（ａ）においては、均等角度ごとの７箇所にオイル孔１７が形成されているが、配置状態や個数などはこの限りではない。オイル孔１７は、ピストン移動方向Ｘには短くて周方向に長い長孔に形成され、中央リング部１５のピストン移動方向（幅方向）で中央に配置されている。

そして、オイル孔１７の周方向の長さ、即ち、長辺長ａは、ボア径ｒの１％〜５％（０．０１ｒ≦ａ≦０．０５ｒ）に設定されている。従来では、長辺長ａはボア径ｒの５％を超えた値であった。また、オイル孔１７のピストン移動方向（周方向に交差する方向）Ｘの長さ、即ち、短辺長ｂは、ボア径ｒの０．３％〜２％（０．００３ｒ≦ａ≦０．０２ｒ）に設定されている。従来では、短辺長ｂはボア径ｒの２％を超えた値であった。なお、ボア径ｒは、図１（ａ）では、便宜上、自由状態の本体リング１２の外径として表されているが、実際はシリンダ筒２Ａに組付けられた組付け状態での実寸法（＝シリンダボア径）である。

加えて、図２（ａ）に示されるように、一対の摺動レール部１４，１４どうしの間隔（ピストン移動方向Ｘでの間隔）、即ち、レール間長ｃが、ボア径ｒの０．５％〜４％（０．００５ｒ≦ｃ≦０．０４ｒ）に設定されている。レール間長ｃは、詳しくは、摺動レール部１４の内側端どうしの間隔であり、ほぼ中央リング部１５の幅である。この範囲内に設定すれば、シリンダ筒２Ａに対してオイルリング１１が（本体リング１２が）傾いたときのオイルかき落とし性能にも優れている。従来では、レール間長ｃは４％を超える値であった。

また、シリンダ筒２Ａの断面積であるシリンダ断面積（ボア面積）をｓ、燃焼室１９での爆発による平均有効圧力をｐとし、シリンダ断面積ｓ×平均有効圧力ｐ＝押付力（ピストンを押付ける力）ｓｐとした場合、２ピースオイルリング１１によるオイルリング張力ｄは、押付力ｓｐの０．３％〜０．６％（０．００３ｓｐ≦ｄ≦０．００６ｓｐ）に設定されている。従来では、オイルリング張力ｄは押付力ｓｐの０．６％を超えた値であった。

オイルリング張力ｄは、エキスパンダコイル１３が本体リング１２に組み込まれたオイルリング１１の合口１８のスキマが、オイルリング１１をシリンダ筒２Ａに内嵌させたときのスキマ寸法となる状態での接線張力のことである。なお、接線張力（接線方向の張力）の測定方法は、「ＪＩＳ Ｂ ８０３２−２」に準拠されている。

本発明による２ピースオイルリング用本体リング１２及びディーゼルエンジン２２においては、次の（１）〜（５）の作用効果が得られる。
（１）オイル消費量を悪化させることなく、燃費の低減（フリクション低減）を図ることができる。
（２）オイルリング張力ｄを、従来のものに比べて小さくできるので、シリンダ筒（シリンダライナ）２Ａと本体リング１２（摺動レール部１４，１４）との摩擦力が小さくなり、これら両者１２，１４が磨耗し難くなってエンジンの耐久性向上が可能になる。

（３）オイルコントロールがし易くなるので、エンジンオイルの劣化を抑制することができる。
（４）オイルリング張力ｄを、従来のものに比べて小さくできるので、オイルリング１１のピストン１への装着がやり易くなるので、エンジンの生産性が向上する。

（５）単位面積（ボア径）当たりの燃焼爆発圧力（平均有効圧力）が小さいエンジンでは、レール間長ｃやオイルリング張力ｄの値をエンジン排気量の小ささに対応させて小さくしても、本体リング１２（オイルリング１１）の追従性を良好に維持できると考えられる。同様に、長辺長ａや短辺長ｂを小さくしても、必要なオイルかき落とし量が維持できると考えられる。

〔実施例〕
本発明が適用された産業用ディーゼルエンジンの例としては、エンジン排気量が９００ｃｃ、シリンダの平均有効圧力ｐが６８７ｋＰａに設定されている。そして、長辺長ａ、短辺長ｂ、レール間長ｃは、ボア径ｒに対してそれぞれおよそ１．４％、０．７％、１．３％に設定され、オイルリング張力ｄは押付力ｓｐのおよそ０．４％に設定されている。なお、オイルリング張力ｄにおいては、エキスパンダコイル１３の張力は本体リング１２の張力よりも高い値に設定されるのが一般的である。

次に、ピストンにおけるピストンリング装着部の構造について説明する。
図４に示されるように、ピストン周壁（符記省略）に、ピストンヘッド部１Ａ側から順に、第１ランド２３、第１リング溝２４、第２ランド２５、第２リング溝２６、第３ランド２７、第３リング溝２８、スカート部（ピストンスカート）１ｓが設けられている。第１リング溝２４にトップリング９が、第２リング溝２６にセカンドリング１０が、第３リング溝２８にオイルリング１１がそれぞれ嵌められ、第２ランド２５に窪み３３が設けられている。

図４に示されるように、第２ランド２５の外周面２５ａと第２リング溝２６の第２ランド側端面２６ａとの境界を第２リング溝２６に向けて縮径するテーパ面３４で面取りし、このテーパ面３４で前記第２ランド２５の窪み３３が形成されている。

図４に示されるように、第２リング溝２６の第２ランド側端面２６ａのシリンダ側仮想延長線２６ｂに対するテーパ面３４の角度θが３０°〜６０°（より望ましくは４０°〜５０°）とされている。テーパ面３４のピストン径方向の深さ寸法Ｃを、第２リング溝２６のピストン径方向の深さ寸法Ｄで除した値Ｃ／Ｄの百分率が２０％〜３０％となるようにされており、これがテーパ面３４の角度θやテーパ面３４の深さ寸法に関する値Ｃ／Ｄの百分率の最適範囲である。

図４に示されるように、第２ランド２５の幅寸法Ｗ２をシリンダの直径であるボア径ｒで除した値Ｗ２／ｒの百分率が６％〜１５％となるようにしてあり、これが第２ランド２５の幅寸法Ｗ２に関する値Ｗ２／ｒの百分率の最適範囲である。
ボア径ｒを基準として第２ランド２５の幅寸法Ｗ２の割合を計算するのは、ボア径ｒがエンジンの体格や燃焼室圧力の指標となるからである。エンジンの体格や燃焼室圧力は、エンジンのオイル消費量やブローバイガスの漏れ量に大きく影響を与える。

図４に示されるように、第３ランド２７の外周面２７ａと第３リング溝２８の第３ランド側端面２８ａとの境界に第３ランド２７の窪み３５が設けられている。また、スカート部１ｓの外周面２０と第３リング溝２８のピストンスカート側端面２８ｂとの境界にスカート部１ｓの窪み３６が設けられている。

第３ランド２７の窪み３５は、ピストン中心軸線２１に沿う断面図上、直角Ｌ字形の溝２９で形成され、その奥端面３０はピストン中心軸線２１と平行な向きで、そのピストンヘッド部１Ａ側の面３１はピストン中心軸線２１と直交する向きになっている。スカート部１ｓの窪み３６は、ピストン中心軸線２１に沿う断面図上、鈍角Ｌ字形の溝３２で形成し、その奥端面４１はピストン中心軸線２１と平行な向きで、そのピストンヘッド部１Ａと反対側の面４２は奥端面４１に向けて縮径するテーパ状に形成されている。

図４に示されるように、オイルリング１１の本体リング１２にピストン径方向に沿って貫通するオイル孔１７が設けられており、第３リング溝２８の奥端にピストン径方向に沿ってピストン周壁（符記省略）を貫通するオイル通し孔１ｋが設けられている。オイルリング１１でシリンダ２からかき取ったオイルは、オイル孔１７と第３リング溝２８とオイル通し孔１ｋを経て、ピストン１の内部に導出され、エンジン下部のオイルパン（図示省略）に戻る。

〔ピストン周壁の別構造について〕
図５に示されるように、第３ランド２７の外周面２７ａと第３リング溝２８の第３ランド側端面２８ａとの境界が第３リング溝２８に向けて縮径するテーパ面３９で面取りされ、このテーパ面３９で前記第３ランド２７の窪み３５が形成されている。

図５に示されるように、第３リング溝２８の第３ランド側端面２８ａ のシリンダ側仮想延長線２８ｃに対するテーパ面３９の角度αが３０°〜６０°（より望ましくは４０°〜５０°）とされている。テーパ面３９のピストン径方向の深さ寸法Ｅを、第３リング溝２８のピストン径方向の深さ寸法Ｆで除した値Ｅ／Ｆの百分率が２０％〜３０％となるようにされており、これがテーパ面３９の角度αやテーパ面３９の深さ寸法に関する値Ｅ／Ｆの百分率の最適範囲である。

第２ランド２５のテーパ面３４の場合と同様、この第３ランド２７のテーパ面３９も、この最適範囲内であれば、長時間運転後も安定して、オイル消費量やブローバイガスの漏れ量を十分に低減させることができる。この最適範囲を外れた場合には、セカンドリング１０やオイルリング１１が振動しやすくなり、そのシール性能の低下により、オイル消費量やブローバイガスの漏れ量を十分に低減させることができない場合がある。

また、図４に示す場合と同様、スカート部１ｓの外周面２０と第３リング溝２８のピストンスカート側端面２８ｂとの境界にスカート部１ｓの窪み３６が設けられているが、このスカート部１ｓの窪み３６の形状は、図４に示す場合と異なる。即ち、ピストン中心軸線２１に沿う断面図上、直角Ｌ字形の溝４０で形成され、その奥端面３７はピストン中心軸線２１と平行な向きで、そのピストンヘッド部１Ａと反対側の面３８はピストン中心軸線２１と直交する向きになっている。
その他は、図４に示すものと同じ構造であり、図５中、図４に示すものと同一の要素には同一の符号を付しておく。

なお、第１ランド２３、第２ランド２５、第３ランド２７、及びスカート部１ｓの外周面２０はランドＲである。また、テーパ面３４、奥端面３０、奥端面４１、奥端面４１に向けて縮径するテーパ面４２、テーパ面３９、及び奥端面３７は縮径部Ｓである。

このように、種々の縮径部Ｓが施されているランドＲを有するピストン１と、前述した２ピースオイルリング１１との協働により、適正なオイルコントロールを行いながらもオイルリング張力を低減させることがより高次元で可能となり、より一層改善されたエンジンを提供することができる。

１ ピストン
１１ ２ピースオイルリング
１２ ２ピースオイルリング用本体リング
１３ エキスパンダコイル
１４ 摺動レール部
１７ オイル孔
２２ エンジン
ａ オイル孔の周方向長さ
ｂ オイル孔の周方向に交差する方向の長さ
ｃ 摺動レール部どうしの間隔
ｄ オイルリング張力
ｐ 平均有効圧力
ｒ ボア径
ｓ シリンダ断面積
Ｒ ランド
Ｓ 縮径部
Ｘ ピストン移動方向

Claims (6)

1. 径方向で外方に突出する一対の摺動レール部と、一対の前記摺動レール部どうしの間において径方向に貫通する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔とを備え、
   前記オイル孔の周方向の長さａがボア径ｒの１％〜５％に設定されている２ピースオイルリング用本体リング。
2. 径方向で外方に突出する一対の摺動レール部と、一対の前記摺動レール部どうしの間において内周面に開口する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔とを備え、
   前記オイル孔の周方向に交差する方向の長さｂがボア径ｒの０．３％〜２％に設定されている請求項１に記載の２ピースオイルリング用本体リング。
3. 径方向で外方に突出する一対の摺動レール部と、一対の前記摺動レール部どうしの間において内周面に開口する状態で周方向に並んで複数形成されるオイル孔とを備え、
   一対の前記摺動レール部どうしの間隔ｃがボア径ｒの０．５％〜４％に設定されている２ピースオイルリング用本体リング。
4. 請求項１〜３の何れか一つに記載の２ピースオイルリング用本体リングと、前記２ピースオイルリング用本体リングの径内側に位置するエキスパンダコイルとを有して２ピースオイルリングが構成されるとともに、
   前記２ピースオイルリングによるオイルリング張力ｄが、（シリンダ断面積ｓ×平均有効圧力ｐ）の０．３％〜０．６％に設定されているエンジン。
5. 産業用ディーゼルエンジンである請求項４に記載のエンジン。
6. ピストンにおける前記２ピースオイルリングのピストン移動方向で一方又は両方の側のランドに、ピストン移動方向で前記２ピースオイルリングに近付くに連れて径が小さくなる縮径部が形成されている請求項４又は５に記載のエンジン。

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