JP6387237B2 - ピストンリング及び該ピストンリングを備えるエンジン - Google Patents

Description

本開示はピストンリング及び該ピストンリングを備えるエンジンに関する。

例えば舶用２サイクルエンジンは、シリンダとクランクケースを備え、シリンダ内にはピストンが往復動可能に配置され、クランクケース内にはクランク軸が回転可能に配置される。ピストンとクランク軸は、ピストン棒、クロスヘッド及び連接棒を介して相互に連結され、ピストンの往復運動によってクランク軸が回転駆動される。

ピストンリングは、ピストン外周部に形成されたピストンリング溝に装着される。ピストンリングは弾性を有し、シリンダの内周面に適度な面圧を有して摺接する。このピストンリングによって、ピストン、シリンダ内周面及びシリンダヘッドによって形成される燃焼室内の圧力が、ピストン外周面とシリンダ内周面との隙間を通じて漏れるのが抑制される。

ピストンリングはリング形状を有し、周方向の一部に合口部と称される不連続部分を有する。ガスタイト形式のピストンリングの合口部は、ピストンリングの周方向にて一端側に設けられる凹部と、他端側に設けられる凸部とを有する。ピストンリングの外径は、シリンダ内周面の直径よりも大きく、ピストンリングがピストンに装着された状態でシリンダ内に配置されると、凹部と凸部が重なり合うように嵌合させられる。凹部及び凸部はピストンリングの径方向外側に位置する径方向外側面（外周面）を有し、これら外周面がシリンダ内周面と摺接する。
この種のガスタイト形式のピストンリングとして、例えば、特許文献１には、ピストンリングの合口部の一部を切り欠いて合口部での折損事故を防止することが可能なピストンリングが開示されている。

実公平３−５３００６号公報

ガスタイト形式のピストンリングでは、凹部の先端近傍にて、シリンダ内周面と摺接する凸部の外周面に損傷が生じ易いという問題がある。
上記事情に鑑みて、本発明の少なくとも一実施形態は、耐久性が向上したガスタイト形式のピストンリング、及び、該ピストンリングを備えるエンジンを提供することを目的とする。

上記目的を達成するために本発明者らは鋭意検討を行ない、ガスタイト形式のピストンリングにおける凹部の外周面損傷のメカニズムに関して以下の知見を得た。
エンジン運転中、ピストンリングは燃焼ガスによって加熱されるため高温になる。このときピストンリングの外周側は相対的に低温のシリンダ内周面に摺接しているため、ピストンリングの内周側の温度が外周側の温度より高くなる。このピストンリングの内周側と外周側の温度差のため、ピストンリングの熱膨張量は外周側より内周側の方が大きくなる。この結果、ガスタイト式のピストンリングでは、合口部がピストンリングの径方向外方へ膨らむように熱変形する。

このような熱変形によって合口部を構成する凹部（第１舌部）及び凸部（第２舌部）の径方向外側面（外周面）とシリンダ内周面の接触面圧が高くなる。このため合口部近傍にてシリンダ内周面に偏摩耗が生じやすくなる。
特に、ピストンが上死点近傍に位置しているときには、シリンダ内周面に対するピストンの相対速度がゼロになってピストンリングとシリンダ内周面との間で油膜切れが生じ易い上に、燃料の爆発により燃焼室の圧力及び温度が高くなることから、ピストンリングとシリンダ内周面の摺動条件が厳しくなる。このため、シリンダ内周面の上死点近傍は、シリンダヘッドに向かって広がるように偏摩耗する。つまり、シリンダ内周面の上死点近傍は、シリンダの軸線に対して傾斜するように偏摩耗する。

ピストンリングはピストンリング溝に対して隙間を存して嵌められており、このようにシリンダ内周面が摩耗により傾斜すると、傾斜に対応してピストンリングが倒れる。つまり、シリンダ内周面に沿うようにピストンリングの外周面が傾斜する。

ところで、通常、ピストンリングの外周面は径方向外側に膨らんだバレル形状に成形されており、径方向最外側に位置するバレルセンタは、ピストン又はピストンリングの軸線方向にて、外周面の中央よりも一方の側（クランク室側）に偏って位置している。このため、ピストンリングが倒れていない状態では、第２舌部の外周面にバレルセンタが存在し、このバレルセンタにより、第２舌部の外周面とシリンダ内周面との間で燃焼ガスが漏れることが防止される。

ところが、ピストンリングが熱変形すると、第１舌部の先端面と外周面とが交わる先端角が、シリンダ内周面に強く当接するようになる。特に、シリンダ内周面の偏摩耗によりピストンリングが倒れると、第１舌部の外周面がシリンダ内周面に対してより強く当接するようになる。このように第１舌部の先端角がシリンダ内周面に局所的に強く当たると、シリンダ内周面が大きく凹み、その影響を受けて、第１舌部の先端角近傍で、第２舌部の外周面とシリンダ内周面との間に隙間が生じる。

特に、シリンダ内周面の摩耗によりピストンリングの外径が拡大し、第１舌部の先端角と第２舌部の先端角の間の周方向距離が短くなっている状態では、第１舌部の先端角によって形成されたシリンダ内周面の凹みを塞ぐように第２舌部が変形できず、第１舌部の先端角近傍で、シリンダ内周面と第２舌部との間の隙間が大きくなる。すると、この大きな隙間を高温且つ高圧の燃焼ガスが高速で吹き抜け、第２舌部の外周面が損傷してしまう。
逆に、第２舌部の先端角がシリンダ内周面に強く当接して、第１舌部の外周面とシリンダ内周面との間に大きな隙間が生じることもある。この場合、この大きな隙間を高温且つ高圧の燃焼ガスが高速で吹き抜け、第１舌部の外周面が損傷してしまう。

上記した凹部の外周面損傷のメカニズムに関する知見を得た本発明者らは、更に検討を行い本発明に想到した。
（１）本発明の少なくとも一実施形態に係るピストンリングは、軸線回りの周方向に沿って延在する本体部と、前記本体部の一端から他端に延在し、前記本体部の径方向外側において前記軸線方向の一方側に前記周方向に沿って延在する嵌合凹部が形成された第１舌部と、前記本体部の前記他端から前記本体部の前記一端に延在し、前記嵌合凹部に嵌合することにより前記第１舌部と共に合口部を形成する第２舌部とを備え、前記第１舌部及び前記第２舌部のうち少なくとも前記第１舌部において、径方向外側面の周方向先端面側の部分が傾斜面によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部を介して前記傾斜面と前記周方向先端面が繋がっている。

上記（１）の構成によれば、少なくとも第１舌部のコーナー部が曲面によって形成され、且つ、少なくとも第１舌部の径方向外側面の周方向先端面側の部分が、曲面に連なる傾斜面によって形成されることで、第１舌部のコーナー部とシリンダ内周面との接触面圧が局所的に高くなるのが防止される。このため、たとえシリンダ内周面の偏摩耗によりピストンリングが倒れたとしても、第１舌部のコーナー部によって押されることでシリンダ内周面が大きく凹むことが防止され、第１舌部のコーナー部近傍でも、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面との間の隙間が大きくなることが防止される。
従って、少なくとも第１舌部のコーナー部近傍において、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面との間を高温且つ高圧の燃焼ガスが高速で吹き抜けることが防止され、第２舌部の径方向外側面の損傷が防止される。この結果、ピストンリングは優れた耐久性を有する。

（２）幾つかの実施形態では、上記（１）の構成において、前記コーナー部の曲面の曲率半径は、前記径方向での前記本体部の厚さの５％以上２０％以下である。

上記（２）の構成によれば、コーナー部の曲面の曲率半径が、径方向での本体部の厚さの５％以上２０％以下であることによって、シリンダ内周面の偏摩耗によりピストンリングの外径が大きくなっても、第１舌部又は第２舌部のコーナー部とシリンダ内周面との接触面圧が局所的に高くなるのが確実に防止される。

（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）の構成において、前記第１舌部と前記第２舌部とが重なり合う重ね合わせ領域の前記周方向に沿った初期の長さは、前記ピストンリングの摺動対象であるシリンダの初期の内径の１％以上４％以下である。

上記（３）の構成によれば、重ね合わせ領域の長さが、シリンダの初期の内径の１％以上４％以下であることによって、摩耗によりシリンダの内径が拡大しても、ピストンリングの合口部とシリンダ内周面との間におけるシール性が長期に渡って確保される。

（４）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（３）の何れか一つの構成において、前記周方向に沿った前記傾斜面の長さ及び前記傾斜面の傾斜角度に基づいて規定される前記傾斜面の傾斜量は、前記ピストンリングの平均１０００時間の摩耗量の１倍以上３０倍以下である。
傾斜量が大きすぎると、コーナー部と反対側の傾斜面の端縁がシリンダ内周面に強く当たるようになり、単にシリンダ内周面が強く押される位置が周方向に変化しただけになってしまう。
この点、傾斜面の傾斜量がピストンリングの平均１０００時間の摩耗量の１倍以上３０倍以下であれば、コーナー部と反対側の傾斜面７２，７６の端縁がシリンダ内周面に強く当たることを防止することができる。

（５）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（５）の何れか一つの構成において、前記第１舌部と前記第２舌部とが重なり合う重ね合わせ領域の前記周方向に沿った初期の長さと前記周方向に沿った前記傾斜面の長さとの差は、前記ピストンリングの平均１０００時間の摩耗量のπ倍以上３０π倍以下である。

重ね合わせ領域の初期の長さと傾斜面の長さとの差が短すぎると、シリンダ内周面の偏摩耗によりピストンリングの外径が大きくなったときに、合口部とシリンダ内周面との間におけるシール性が低下してしまう。
この点、重ね合わせ領域の初期の長さと傾斜面の長さとの差がピストンリングの平均１０００時間の摩耗量のπ倍以上３０π倍以下であることによって、シリンダ内周面の偏摩耗によりピストンリングの外径が大きくなっても、合口部とシリンダ内周面との間におけるシール性が長期に渡って確保される。

（６）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（５）の何れか一つの構成において、前記第１舌部及び前記第２舌部の径方向外側面は、径方向外方に向かって膨らんだ一つのバレル面を形成し、
前記バレル面のバレルセンタは前記第２舌部の径方向外側面内に位置している。

ピストンリングが倒れていない状態では、バレルセンタでピストンリングとシリンダ内周面との間の接触面圧が最大になるが、ピストンリングが倒れると、接触面圧が最大になる位置が変化する。このため、第２舌部の径方向外側面にバレルセンタがあったとしても、ピストンリングが倒れると、接触面圧最大位置が第１舌部の径方向外側面に移ることがある。この場合、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面との間の接触面圧が相対的に低くなっており、第１舌部の先端角によってシリンダ内周面が押されて凹むと、第１舌部の先端角近傍で、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面の間に隙間が出来やすい。
この点、上記（６）の構成によれば、第１舌部のコーナー部とシリンダ内周面との接触面圧が局所的に高くなるのが防止され、第１舌部のコーナー部近傍で、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面の間に隙間が形成されるのが防止される。この結果として、燃焼ガスの吹き抜けが防止され、第２舌部の径方向外側面の損傷が防止される。

（７）本発明の少なくとも一実施形態に係るエンジンは、
シリンダと、
該シリンダ内を往復動可能であり、前記シリンダ内に燃焼室を形成するピストンと、
前記ピストンに装着された上記（１）乃至（６）の何れか一つに記載のピストンリングを備える。

上記（７）の構成によれば、ピストンリングが優れた耐久性を有するので、エンジンも優れた耐久性を有する。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、耐久性が向上したガスタイト形式のピストンリング、及び、該ピストンリングを備えるエンジンが提供される。

本発明の一実施形態に係るエンジンの概略的な構成を説明するための図である。 図１中のシリンダジャケット近傍を拡大して概略的に示す断面図である。 図２中のピストンリングの概略的な外観を示す斜視図である。 図３の領域ＩＶを拡大して概略的に示す平面図である。 図４のＶ―Ｖ線に沿う断面をシリンダ内周面及びピストンと共に示す図である。 ピストンリングの第１舌部の概略的な外観を示す斜視図である。 ピストンリングの第２舌部の概略的な外観を示す斜視図である。 合口部の第１舌部に設けられた傾斜面とコーナー部を説明するための概略的な平面図である。 ピストンリングが倒れた状態を概略的に示す断面図である。 実施形態のピストンリングの合口部近傍におけるシリンダ内周面との接触面圧の分布の一例を示すコンター図である。 比較例のピストンリングの合口部近傍におけるシリンダ内周面との接触面圧の分布の一例を示すコンター図である。 実施形態のピストンリングの合口部とシリンダ内周面との間の接触面圧の周方向での分布の一例を示すグラフである。 比較例のピストンリングの合口部とシリンダ内周面との間の接触面圧の周方向での分布の一例を示すグラフである。 実施形態のピストンリングの合口部とシリンダ内周面との間の最小隙間量の周方向での分布の一例を示すグラフである。 比較例のピストンリングの合口部とシリンダ内周面との間の最小隙間量の周方向での分布の一例を示すグラフである。

以下、添付図面を参照して、本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、これらの実施形態に記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状及びその相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
例えば、「ある方向に」あるいは「ある方向に沿って」という表現は、ある方向に対し厳密に平行な状態のみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度をもって傾斜している状態も表すものとする。同様に「直交」という表現は、ある方向に対し厳密に直交する状態のみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度をもって傾斜している状態も表すものとする。
また例えば、矩形形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での矩形形状等のみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。

図１は、本発明の一実施形態係るエンジン１の構成を概略的に示す断面図である。エンジン１は、例えば、舶用２サイクル大型ディーゼルエンジンである。エンジン１は、下方に位置する台板２と、台板２上に設けられた架構３と、架構３上に設けられたシリンダジャケット４とを備えている。これら台板２、架構３、及びシリンダジャケット４は、上下方向に延在する複数のタイボルト５によって相互に連結されている。

台板２の底部はオイルパン６によって閉塞され、架構３の上部はシリンダジャケット４の底壁によって閉塞されている。台板２、架構３、シリンダジャケット４の底壁及びオイルパン６はクランク室７を形成しており、クランク室７内にクランク軸８が配置されている。
台板２は、クランク軸８のジャーナル部９を回転可能に支持しており、クランク軸８のクランクピン１０には、連接棒１１の下端部が連結されている。連接棒１１の上端部は、ピン継手としてのクロスヘッド１２を介してピストン棒１３の下端部に連結されている。クロスヘッド１２の両側には、上下方向に延在する摺動板１４が設けられ、クロスヘッド１２の上下動は摺動板１４によって案内される。

ピストン棒１３は、シリンダジャケット４の底壁に設けられたシール孔を貫通して上下方向に延在している。シリンダジャケット４には、シリンダ（シリンダライナ）１５の下端側が嵌合され、ピストン棒１３の上端側は、シリンダ１５内に挿入されている。ピストン棒１３の上端部にはピストン１６が固定され、ピストン１６はシリンダ１５内を上下方向に往復動可能である。

図２は、シリンダジャケット４近傍を拡大して概略的に示す断面図である。
図２に示したように、シリンダ１５の上にはシリンダカバー（シリンダヘッド）１７が配置され、シリンダカバー１７は、シリンダ１５の上端側を挟んだ状態で、カバーボルト１８によってシリンダジャケット４に締結されている。
シリンダカバー１７、シリンダ１５及びピストン１６は、シリンダ１５の上端側に燃焼室１９を形成している。シリンダカバー１７には、燃焼室１９に開口する排気ポート２０が設けられ、排気ポート２０は排気弁２１によって開閉される。また、シリンダカバー１７には、燃料噴射弁２２が取り付けられている。

シリンダ１５の下端側には、ピストン１６が下死点近傍に位置しているときに燃焼室１９に連通可能な掃気ポート２３が形成され、シリンダジャケット４の内部には、掃気ポート２３を囲むように掃気室２４が形成されている。なお、シリンダジャケット４の底壁のシール孔とピストン棒１３との間にはグランドパッキン２５が配置され、グランドパッキン２５により掃気室２４とクランク室７の間がシールされている。

再び図１を参照すると、掃気室２４に圧縮空気を送り込むために、架構３やシリンダジャケット４によって支持された架台上にターボチャージャ２６が設けられている。ターボチャージャ２６は、相互に同軸にて連結されたコンプレッサ２７とタービン２８を含み、コンプレッサ２７の吐出口と掃気室２４とは、空気導管２９及び掃気トランク室３０を介して連通している。空気導管２９の内部には、コンプレッサ２７から吐出された圧縮空気を冷却するための水冷式の空気冷却器３１と、冷却された空気から水滴を除去するための水滴分離器３２が配置されている。また、空気導管２９と掃気トランク室３０との接続部には、逆流防止扉３３が配置されている。

一方、排気ポート２０は排気静圧管３４に接続され、排気静圧管３４がタービン２８の入口に接続されている。燃焼室１９から排出された排ガスの動圧は排気静圧管３４で静圧に変換され、タービン２８は、排ガスの静圧によって駆動されてトルクを出力する。そして、コンプレッサ２７はタービン２８が出力したトルクによって駆動され、空気を圧縮して吐出する。
なお例えば、エンジン１が６気筒の場合、それぞれ６つのシリンダ１５とピストン１６が設けられ、６つの燃焼室１９が１つの排気静圧管３４に接続される。そして、１つの排気静圧管３４に２つのターボチャージャ２６のタービン２８が接続される。

上述したエンジン１は、ユニフロー式の２サイクルエンジンであり、ピストン１６が一往復する間に、掃気（給気）工程、圧縮行程、燃焼工程及び膨張行程が行われる。具体的には、ピストン１６が下死点近傍に来たとき、燃焼室１９と掃気ポート２３が連通し、掃気ポート２３から燃焼室１９内に圧縮空気（掃除空気）が供給され、排気ポート２０から燃焼ガスが排出される。そして、ピストン１６の上昇中、燃焼室１９内で空気が圧縮されるととともに燃焼室１９内に燃料が噴射され、ピストン１６が上死点近傍に来たときに燃料が燃焼する。その後、ピストン１６の下降中、燃焼ガスが膨張し、ピストン１６が下死点近傍に到達する前に排気ポート２０が開かれて燃焼ガスの排出が開始される。以下、再び上昇行程が繰り返される。

上述したエンジン１では、図２に示したように、ピストン１６の外周部に複数のピストンリング４０が装着されている。具体的には、ピストン１６の外周部には、複数のピストンリング溝４１が形成され、各ピストンリング４０はピストンリング溝４１に嵌合されている。なお、ピストンリング４０の軸線は、シリンダ１５及びピストン１６の軸線ＣＬと一致している。

ピストンリング４０は、ピストン１６の径方向にてピストン１６の外周面から外方に突出しており、シリンダ１５の内周面（シリンダ内周面）４２と摺接する外周面を有する。従って、シリンダ内周面４２とピストン１６の外周面との隙間は、ピストンリング４０によって閉塞されており、ピストンリング４０によって、燃焼室１９からの燃焼ガスの漏れを防止することができる。

図３は、ピストンリング４０を概略的に示す斜視図である。図３に示したように、ピストンリング４０は、本体部４４、並びに、合口部４６を形成する第１舌部４８及び第２舌部５０を備えている。本体部４４は、軸線ＣＬ回りの周方向（以下、単に周方向ともいう）に沿って延在している。なお、以下では、軸線ＣＬに沿う方向を単に軸線方向とも称し、ピストンリング４０の径方向、即ち本体部４４の径方向を単に径方向とも称する。

図４は、図３中の領域ＩＶを拡大して概略的に示す斜視図である。図４に示したように第１舌部４８は、周方向にて本体部４４の一端面５２から他端面５４に向かって延在している。第１舌部４８は、相互に一体の内周片５６と当接片５８とを備えている。
内周片５６は、第１舌部４８の径方向内側を形成しており、当接片５８は、内周片５６の軸線方向燃焼室１９側から径方向にて外方に突出している。内周片５６及び当接片５８は、周方向直交断面にてＬ字状の断面形状を有しており、周方向に沿って延在する嵌合凹部６０を形成している。第１舌部４８において、嵌合凹部６０は、径方向外側に位置し、且つ、軸線方向にてクロスヘッド１２側（クランク室７）側に位置している。

第２舌部５０は、周方向にて本体部４４の他端面５４から延在し、周方向直交断面にて、第２舌部５０の断面形状は矩形形状に形成されている。第２舌部５０は、内周片５６の径方向外側面と対向する径方向内側面、及び、当接片５８の軸線方向クランク室７側の側面と対向する軸線方向燃焼室１９側の側面を有する。ピストンリング４０がピストン１６に装着された状態では、第２舌部５０が嵌合凹部６０に嵌合することにより、第１舌部４８及び第２舌部５０がガスタイト形式の合口部４６を形成する。合口部４６では、ピストンリング４０の外周面は、第１舌部４８の径方向外側面６４及び第２舌部５０の径方向外側面６６によって形成されている。

より詳しくは、第１舌部４８の径方向外側面６４は、本体部４４の径方向にて外側に位置し、径方向外方を向いている。そして、第１舌部４８の径方向外側面６４は周方向に沿って延びており、ピストンリング４０がピストン１６に装着された状態では、シリンダ内周面４２と対向させられる。以下では、第１舌部４８の径方向外側面６４を外周面６４とも称する。なお、第１舌部４８の外周面６４は、当接片５８の側面である。

同様に、第２舌部５０の径方向外側面６６は、本体部４４の径方向にて外側に位置し、径方向外方を向いている。そして、第２舌部５０の径方向外側面６６は、周方向に沿って延びており、ピストンリング４０がピストン１６に装着された状態では、シリンダ内周面４２と対向させられる。以下では、第２舌部５０の径方向外側面６６を外周面６６とも称する。

第１舌部４８の嵌合凹部６０に第２舌部５０が嵌合した状態では、第１舌部４８の周方向先端面６８は本体部４４の他端面５４と隙間を存して対向し、第２舌部５０の周方向先端面７０は本体部４４の一端面５２と隙間を存して対向する。これらの隙間によって、ピストンリング４０が燃焼ガスによって加熱されて膨張し、ピストンリング４０が周方向に伸びたとしても、該周方向の伸びを吸収することができる。

このような隙間を本体部４４の一端面５２と第２舌部５０の周方向先端面７０との間に設けたことで、合口部４６には、第１舌部４８と第２舌部５０が軸線方向に重なり合わない非重ね合わせ領域Ｓ１が第１舌部４８の根元近傍に存在する。同様に、隙間を第１舌部４８の周方向先端面６８と本体部４４の他端面５４との間に設けたことで、合口部４６には、第１舌部４８と第２舌部５０が軸線方向に重なり合わない非重ね合わせ領域Ｓ２が第２舌部５０の根元近傍に存在する。一方、合口部４６には、２つの非重ね合わせ領域Ｓ１，Ｓ２の間に、第１舌部４８と第２舌部５０が軸線方向にて重なり合う重ね合わせ領域Ｓ３が存在する。

図５は、図４のＶ―Ｖ線に沿う断面を、シリンダ内周面４２及びピストン１６と共に概略的に示す図である。ピストンリング４０の外周面は、全周に渡って、径方向外方に膨らんだバレル形状に形成されており、第１舌部４８の外周面６４及び第２舌部５０の外周面６６は、径方向外方に膨らんだ一つのバレル形状（バレル面）に形成されている。径方向最外側に位置するバレルセンタＢＣは、第２舌部５０の外周面６６内に位置している。
従って、第１舌部４８の径方向外側面６４は、軸線方向にてバレルセンタＢＣから離れるほど第１舌部４８の径方向厚さ（径方向幅）が徐々に短くなるように形成されている。一方、第２舌部５０の径方向外側面６６も、軸線方向にてバレルセンタＢＣから離れるほど、第２舌部５０の径方向厚さ（径方向幅）が徐々に短くなるように形成されている。

図６Ａ及び図６Ｂは、それぞれ第１舌部４８及び第２舌部５０の斜視図である。
第１舌部４８では、径方向外側面（外周面）６４の周方向先端面６８側の部分が傾斜面７２によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部７４を介して傾斜面７２と周方向先端面６８が繋がっている。なお傾斜面７２は、第１舌部４８が周方向先端面６８に向かって先細形状になるように傾斜している。

同様に、第２舌部５０では、径方向外側面（外周面）６６の周方向先端面７０側の部分が傾斜面７６によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部７８を介して傾斜面７６と周方向先端面７０が繋がっている。なお傾斜面７６は、第２舌部５０が周方向先端面７０に向かって先細形状になるように傾斜している。

上記構成によれば、第１舌部４８及び第２舌部５０のコーナー部７４，７８が曲面によって形成され、且つ、第１舌部４８及び第２舌部５０の径方向外側面６４，６６の周方向先端面６８，７０側の部分が、曲面に連なる傾斜面７２，７６によって形成されることで、第１舌部４８及び第２舌部５０のコーナー部７４，７８とシリンダ内周面４２との接触面圧が局所的に高くなるのが防止される。このため、たとえシリンダ内周面４２の偏摩耗によりピストンリング４０が倒れたとしても、第１舌部４８のコーナー部７４によって押されることでシリンダ内周面４２が大きく凹むことが防止され、第１舌部４８のコーナー部７４近傍でも、第２舌部５０の径方向外側面６６とシリンダ内周面４２との間の隙間が大きくなることが防止される。

従って、第１舌部４８及び第２舌部５０のコーナー部７４，７８近傍において、第２舌部５０及び第１舌部４８の径方向外側面６６，６４とシリンダ内周面４２との間を高温且つ高圧の燃焼ガスが高速で吹き抜けることが防止され、第１舌部４８及び第２舌部５０の径方向外側面６４，６６の損傷が防止される。この結果、ピストンリング４０は優れた耐久性を有する。

図７は、第１舌部４８に設けられたコーナー部７４及び傾斜面７２を示すものである。
幾つかの実施形態では、図７に示したように、コーナー部７４，７８は曲面によって構成され、コーナー部７４，７８の曲面は、例えば４分割円筒形状を有する。そして、本体部４４の径方向厚さ（径方向幅）をＤとしたとき（図４参照）、コーナー部７４，７８の曲面の曲率半径Ｒは、本体部４４の厚さＤの５％以上２０%以下である。なお、コーナー部７４，７８の曲面の曲率中心は、軸線ＣＬに平行な軸である。

この構成によれば、曲率半径Ｒが、径方向での本体部４４の厚さの５％以上２０％以下であることによって、シリンダ内周面４２の偏摩耗によりピストンリング４０の外径が大きくなっても、第１舌部４８及び第２舌部５０のコーナー部７４，７８とシリンダ内周面４２との接触面圧が局所的に高くなるのが確実に防止される。

すなわち、コーナー部７４の曲率半径Ｒが厚さＤの５％未満である場合、コーナー部７４，７８が小さくなってしまい、コーナー部７４，７８とシリンダ内周面４２の間の接触面圧を下げる効果が小さくなる。また、曲率半径Ｒが２０％を超える場合、コーナー部７４，７８とシリンダ内周面４２との隙間が大きくなり、重ね合わせ領域Ｓ３が実質的に小さくなり、シール性が低下してしまう。
なお、コーナー部７４，７８の曲面の中心角は、厳密に９０°に限定されることはなく、例えば、８０°以上１００°以下の範囲に入っていればよい。また、コーナー部７４の曲面の曲率は徐々に変化していてもよく、軸線直交断面にてコーナー部７４の曲面がなす弧は、円の一部のみならず、楕円の一部によって形成されていてもよい。

幾つかの実施形態では、第１舌部４８と第２舌部５０とが重なり合う重ね合わせ領域Ｓ３の周方向に沿った初期の長さｃ（図４参照）は、ピストンリング４０の摺動対象であるシリンダ１５の初期の内径の１％以上４％以下である。
この構成によれば、重ね合わせ領域Ｓ３の初期の長さｃがシリンダ１５の初期の内径の１％以上であることによって、摩耗によりシリンダ１５の内径が拡大し、ピストンリング４０の外径が拡大しても、重ね合わせ領域Ｓ３が確保される。この結果として、ピストンリング４０の合口部４６とシリンダ内周面４２との間におけるシール性が長期に渡り確保される。

一方、重ね合わせ領域Ｓ３の初期の長さｃが長すぎると、第１舌部４８や第２舌部５０の周方向長さが長くなる。このため、第１舌部４８や第２舌部５０の根元に作用する応力が大きくなり、第１舌部４８や第２舌部５０が根元で折れやすくなる。また、本体部４４に比べて合口部４６では漏れが発生し易く、第１舌部４８や第２舌部５０の周方向長さが長くなると、シール性が低下する。この点、重ね合わせ領域Ｓ３の周方向に沿った初期の長さｃをシリンダ１５の初期の内径の４％以下にすることで、第１舌部４８や第２舌部５０の折れが防止され、シール性が確保される。

幾つかの実施形態では、周方向に沿った傾斜面７２，７６の長さｂ及び傾斜面７２，７６の傾斜角度に基づいて規定される傾斜面７２，７６の傾斜量ａ（図７参照）は、ピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δの１倍以上３０倍以下である。
なお、ピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δとは、エンジン１を通常の運転条件、例えば、負荷７５〜８５％の負荷での運転条件で１０００時間動作させた場合における、ピストンリング４０及びシリンダ内周面４２の摩耗による、ピストンリング４０の外径の拡大量である。

傾斜量ａが大きすぎると、コーナー部７４，７８と反対側の傾斜面７２，７６の端縁がシリンダ内周面４２に強く当たるようになり、単にシリンダ内周面４２が強く押される位置が周方向に変化しただけになってしまう。
この点、傾斜面７２，７６の傾斜量ａがピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δの１倍以上３０倍以下であれば、コーナー部７４，７８と反対側の傾斜面７２，７６の端縁がシリンダ内周面４２に強く当たることを防止することができる。

幾つかの実施形態では、第１舌部４８と第２舌部５０とが重なり合う重ね合わせ領域Ｓ３の周方向に沿った初期の長さｃと周方向に沿った傾斜面７２，７６の長さｂとの差（ｃ−ｂ）は、ピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δのπ倍以上３０π倍以下である。
重ね合わせ領域Ｓ３の初期の長さｃと傾斜面７２，７６の長さｂとの差（ｃ−ｂ）が短すぎると、シリンダ内周面４２の偏摩耗によりピストンリング４０の外径が大きくなったときに、合口部４６とシリンダ内周面４２との間におけるシール性が低下してしまう。
この点、重ね合わせ領域Ｓ３の初期の長さｃと傾斜面７２，７６の長さｂとの差（ｃ−ｂ）がピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δのπ倍以上３０π倍以下であることによって、シリンダ内周面４２の偏摩耗によりピストンリング４０の外径が大きくなっても、合口部４６とシリンダ内周面４２との間におけるシール性が長期に渡って確保される。

幾つかの実施形態では、第１舌部４８と第２舌部５０とが重なり合う重ね合わせ領域Ｓ３の周方向に沿った初期の長さｃは、ピストンリング４０の摺動対象であるシリンダ１５の初期の内径の１％以上４％以下であり、傾斜面７２，７６の傾斜量ａは、ピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δの１倍以上３０倍以下であり、且つ、第１舌部４８と第２舌部５０とが重なり合う重ね合わせ領域Ｓ３の周方向に沿った初期の長さｃと周方向に沿った傾斜面７２，７６の長さｂとの差（ｃ−ｂ）は、ピストンリング４０の平均１０００時間の摩耗量δのπ倍以上３０π倍以下である。

ここで図８は、ピストンリング４０がピストンリング溝４１に対して傾いている状態を示す図である。
ピストン１６が上死点近傍に位置しているときには、シリンダ内周面４２に対するピストン１６の相対速度がゼロになってピストンリング４０とシリンダ内周面４２との間で油膜切れが生じ易い上に、燃料の爆発により燃焼室１９の圧力及び温度が高くなることから、ピストンリング４０とシリンダ内周面４２の摺動条件が厳しくなる。このため、シリンダ内周面４２の上死点近傍は、シリンダカバー１７に向かって広がるように偏摩耗する。つまり、シリンダ内周面４２の上死点近傍は、シリンダ１５の軸線ＣＬに対して傾斜するように偏摩耗する。

ピストンリング４０はピストンリング溝４１に対して隙間を存して嵌められており、このようにシリンダ内周面４２が摩耗により傾斜すると、傾斜に対応してピストンリング４０が倒れる。つまり、シリンダ内周面４２に沿うようにピストンリング４０の外周面が傾斜する。

ピストンリング４０が倒れていない状態では、バレルセンタＢＣでピストンリング４０とシリンダ内周面４２との間の接触面圧が最大になるが、ピストンリング４０が倒れると、接触面圧が最大になる位置が変化する。このため、第２舌部５０の径方向外側面６６にバレルセンタＢＣがあったとしても、ピストンリング４０が倒れると、接触面圧最大位置が第１舌部４８の径方向外側面６４に移ることがある。この場合、第２舌部５０の径方向外側面６６とシリンダ内周面４２との間の接触面圧が相対的に低くなっており、傾斜面７２及びコーナー部７４が形成されていないと、第１舌部の先端角によってシリンダ内周面４２が押されて凹む。そしてこの結果として、第１舌部の先端角近傍で、第２舌部の径方向外側面とシリンダ内周面の間に隙間が出来やすい。

この点、第１舌部４８に傾斜面７２及びコーナー部７４が設けられていれば、第１舌部４８のコーナー部７４とシリンダ内周面４２との接触面圧が局所的に高くなるのが防止され、第１舌部４８のコーナー部７４近傍で、第２舌部５０の径方向外側面６６とシリンダ内周面４２の間に隙間が形成されるのが防止される。この結果として、燃焼ガスの吹き抜けが防止され、第２舌部５０の径方向外側面６６の損傷が防止される。

図９Ａは、第１舌部４８にコーナー部７４と傾斜面７２が設けられたピストンリング４０の合口部４６とシリンダ内周面４２との接触面圧の分布を示すコンター図である。図９Ｂは、コーナー部７４と傾斜面７２が設けられていない比較例のピストンリングの合口部とシリンダ内周面との接触面圧の分布を示すコンター図である。

図９Ａと図９Ｂとを比較すると、コーナー部７４と傾斜面７２を設けることにより、合口部４６とシリンダ内周面４２の接触面圧の高い箇所が移動するとともに、接触面圧が高い領域が広がることがわかる。第１舌部４８及び第２舌部５０に対し作用する荷重は変化しないことから、荷重が広い面積に作用すれば、各位置での接触面圧が抑制される。この結果として、コーナー部７４によってシリンダ内周面４２が押されて凹むのを抑えられ、ピストンリング４０とシリンダ内周面４２の隙間が大きくなることが防止される。

図１０Ａは、第１舌部４８にコーナー部７４と傾斜面７２が設けられたピストンリング４０における第１舌部４８及び第２舌部５０とシリンダ内周面４２との間の接触面圧を示すグラフである。図１０Ｂは、コーナー部７４と傾斜面７２が設けられていない比較例のピストンリングにおける第１舌部及び第２舌部とシリンダ内周面との間の接触面圧を示すグラフである。
図１０Ａと図１０Ｂとを比較すると、コーナー部７４と傾斜面７２を設けることにより、第１舌部４８のコーナー部７４とシリンダ内周面４２との間の接触面圧が、コーナー部７４と傾斜面７２を設けない場合に比べて抑制されているのがわかる。

図１１Ａは、第１舌部４８にコーナー部７４と傾斜面７２が設けられたピストンリング４０における第１舌部４８及び第２舌部５０とシリンダ内周面４２との間の最小隙間量を示すグラフである。図１１Ｂは、コーナー部７４と傾斜面７２が設けられていない比較例のピストンリングにおける第１舌部及び第２舌部とシリンダ内周面との間の最小隙間量を示すグラフである。
図１１Ａの周方向位置は図１０Ａの周方向位置に対応しており、図１１Ｂの周方向位置は図１１Ｂの周方向位置に対応している。また、図１１Ａ及び図１１Ｂには、吹き抜けが起きる最小隙間量（第１舌部クライテリア及び第２舌部クライテリア）が示されている。

図１１Ａと図１１Ｂとを比較すると、コーナー部７４と傾斜面７２を設けることにより、第１舌部４８とシリンダ内周面４２との間の最小隙間量が、コーナー部７４と傾斜面７２を設けない場合に比べて小さくなっており、第２舌部５０とシリンダ内周面４２との最小隙間量が、第２舌部クライテリアを下回っている。

本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。
例えば、上述した実施形態では、第１舌部４８及び第２舌部５０の両方にコーナー部７４，７８及び傾斜面７２，７６が設けられていたが、少なくとも第１舌部４８にコーナー部７４及び傾斜面７２が設けられていればよい。
また、ピストンリング４０は、複数のピストンリングがピストン１６に装着される場合、燃焼室１９の最も近くに配置されるトップリングに好適であるが、トップリング以外にも適用可能である。
更に、ピストンリング４０が適用されるエンジン１は、舶用２サイクル大型ディーゼルエンジンが好適であるが、他のエンジンであってもよい。

１ エンジン
２ 台板
３ 架構
４ シリンダジャケット
５ タイボルト
６ オイルパン
７ クランク室
８ クランク軸
９ ジャーナル部
１０ クランクピン
１１ 連接棒
１２ クロスヘッド
１３ ピストン棒
１４ 摺動板
１５ シリンダ
１６ ピストン
１７ シリンダカバー
１８ カバーボルト
１９ 燃焼室
２０ 排気ポート
２１ 排気弁
２２ 燃料噴射弁
２３ 掃気ポート
２４ 掃気室
２５ グランドパッキン
２６ ターボチャージャ
２７ コンプレッサ
２８ タービン
２９ 空気導管
３０ 掃気トランク室
３１ 空気冷却器
３２ 水滴分離器
３３ 逆流防止扉
３４ 排気静圧管
４０ ピストンリング
４１ ピストンリング溝
４２ シリンダ内周面
４４ 本体部
４６ 合口部
４８ 第１舌部
５０ 第２舌部
５２ 一端面
５４ 他端面
５６ 内周片
５８ 当接片
６０ 嵌合凹部
６４ 径方向外側面（外周面）
６６ 径方向外側面（外周面）
６８ 周方向先端面
７０ 周方向先端面
７２ 傾斜面
７４ コーナー部
７６ 傾斜面
７８ コーナー部
ＢＣ バレルセンタ
ＣＬ 軸線
Ｓ１，Ｓ２ 非重ね合わせ領域
Ｓ３ 重ね合わせ領域

Claims (9)

1. 軸線回りの周方向に沿って延在する本体部と、
   前記本体部の一端から他端に延在し、前記本体部の径方向外側において前記軸線方向の一方側に前記周方向に沿って延在する嵌合凹部が形成された第１舌部と、
   前記本体部の前記他端から前記本体部の前記一端に延在し、前記嵌合凹部に嵌合することにより前記第１舌部と共に合口部を形成する第２舌部とを備え、
   前記第１舌部及び前記第２舌部のうち少なくとも前記第１舌部において、径方向外側面の周方向先端面側の部分が傾斜面によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部を介して前記傾斜面と前記周方向先端面が繋がっており、
   前記第１舌部及び前記第２舌部の径方向外側面は、径方向外方に向かって膨らんだ一つのバレル面を形成し、
   前記バレル面のバレルセンタは前記第２舌部の径方向外側面内に位置している
   ことを特徴とするピストンリング。
2. 軸線回りの周方向に沿って延在する本体部と、
   前記本体部の一端から他端に延在し、前記本体部の径方向外側において前記軸線方向の一方側に前記周方向に沿って延在する嵌合凹部が形成された第１舌部と、
   前記本体部の前記他端から前記本体部の前記一端に延在し、前記嵌合凹部に嵌合することにより前記第１舌部と共に合口部を形成する第２舌部とを備え、
   前記第１舌部及び前記第２舌部の各々において、径方向外側面の周方向先端面側の部分が傾斜面によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部を介して前記傾斜面と前記周方向先端面が繋がっていることを特徴とするピストンリング。
3. 軸線回りの周方向に沿って延在する本体部と、
   前記本体部の一端から他端に延在し、前記本体部の径方向外側において前記軸線方向の一方側に前記周方向に沿って延在する嵌合凹部が形成された第１舌部と、
   前記本体部の前記他端から前記本体部の前記一端に延在し、前記嵌合凹部に嵌合することにより前記第１舌部と共に合口部を形成する第２舌部とを備え、
   前記第１舌部及び前記第２舌部のうち少なくとも前記第１舌部において、径方向外側面の周方向先端面側の部分が傾斜面によって形成されるとともに、曲面によって構成されたコーナー部を介して前記傾斜面と前記周方向先端面が繋がっており、
   前記第１舌部及び前記第２舌部の径方向外側面は、径方向外方に向かって膨らんだ一つのバレル面を形成している
   ことを特徴とするピストンリング。
4. 前記コーナー部の曲面の曲率半径は、前記径方向での前記本体部の厚さの５％以上２０％以下である
   ことを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載のピストンリング。
5. 前記第１舌部と前記第２舌部とが重なり合う重ね合わせ領域の前記周方向に沿った初期の長さは、前記ピストンリングの摺動対象であるシリンダの初期の内径の１％以上４％以下であることを特徴とする請求項１乃至４の何れか一項に記載のピストンリング。
6. 前記周方向に沿った前記傾斜面の長さ及び前記傾斜面の傾斜角度に基づいて規定される前記傾斜面の傾斜量は、前記ピストンリングの平均１０００時間の摩耗量の１倍以上３０倍以下であることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一項に記載のピストンリング。
7. 前記第１舌部と前記第２舌部とが重なり合う重ね合わせ領域の前記周方向に沿った初期の長さと前記周方向に沿った前記傾斜面の長さとの差は、前記ピストンリングの平均１０００時間の摩耗量のπ倍以上３０π倍以下であることを特徴とする請求項１乃至６の何れか一項に記載のピストンリング。
8. 前記第１舌部及び前記第２舌部の径方向外側面は、径方向外方に向かって膨らんだ一つのバレル面を形成し、
   前記バレル面のバレルセンタは前記第２舌部の径方向外側面内に位置している
   ことを特徴とする請求項２に記載のピストンリング。
9. シリンダと、
   該シリンダ内を往復動可能であり、前記シリンダ内に燃焼室を形成するピストンと、
   前記ピストンに装着された請求項１乃至８の何れか一項に記載のピストンリングを備えることを特徴とするエンジン。