JP6544370B2 - 往復動ピストンエンジン - Google Patents

Description

本発明は、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。

往復動ピストンエンジンは、気筒内を往復動するピストンと、当該ピストンの往復動を回転運動に変換するクランク機構とを備える。このクランク機構は、クランクピン及びクランクジャーナル（主軸）からなるクランク軸と、該クランク軸とピストンとを連結するコンロッドとを備え、複数種の軸受け構造部を含む。具体的には、前記軸受け構造部として、コンロッドの大端部とクランクピンとの結合部、クランクジャーナルのロアシリンダブロックによる軸支部などが挙げられる。これら軸受け構造部では、軸受け部材の内周面（例えば、コンロッド大端部の内周面）と軸部材の外周面（クランクピンの外周面）とが、互いに対峙する摺動面となる。

上記摺動面の摩擦抵抗を可及的に低減することで、エンジンの燃費性能及び出力性能を一層向上させることができる。摩擦抵抗の低減手段として、特許文献１には、互いに対峙する摺動面に、ＣＶＤダイヤモンド等のコーティング処理及び鏡面研磨処理などの摩擦低減処理を施し、軸部材又は軸受け部材の相対速度が所定値以上となったときに、その一方を他方に対して浮揚させる方法が開示されている。この場合、前記浮揚によって摺動面同士が非接触となるので、摩擦抵抗が低減される。

特開２０１６−１２１６００号公報

しかし、エンジンの運転状態によっては、上記の浮揚性能が低下する場合がある。例えば、エンジンが高回転域の回転数となると、上記軸受け構造部において軸受け荷重が増大し、浮揚効果の低減若しくは消失を招来させることがある。この場合、摺動面同士が接触するので、摩擦抵抗の低減効果が減殺される。また、特許文献１の方法では、摺動面のコーティング処理及び研磨処理などが必要であり、加工に手間を要する。

本発明の目的は、浮揚効果を利用して摩擦低減を図る軸受け構造部を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、摺動面の加工に手間を要さず、エンジンの運転状態に拘わらず摩擦抵抗を低減することにある。

本発明の一局面に係るエンジンの往復動ピストンエンジンは、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であって、前記クランク機構において軸受け部材となり、第１摺動面を内周に有する第１部材と、前記クランク機構において軸部材となり、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を外周に有する第２部材と、オイルによる潤滑アシストを行う際に、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間の隙間に潤滑性流体として、粘度が空気の粘度よりも大きく６．８×１０^−３［Ｐａ・ｓ］以下の低粘度オイルを供給する流体供給部と、前記流体供給部による前記低粘度オイルの供給動作を制御する制御部と、を備え、前記第１部材に対する前記第２部材の相対回転により、前記第１摺動面及び前記第２摺動面は各々所定の摺動方向に相対的に移動し、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のいずれか一方は、軸方向と直交する断面において、前記対峙する方向へ張り出す張出形状部を有し、前記摺動方向への相対的な移動において、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のうち前記張出形状部を有する方の摺動面を前記摺動方向への移動側、前記張出形状部を有していない方の摺動面を固定側と扱う場合に、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる１つの頂部と、前記移動側の摺動面の前記摺動方向において前記頂部の下流側に配置され最も前記固定側の摺動面に対して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〜１．５μｍ、
ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
の範囲に設定され、前記制御部は、当該往復動ピストンエンジンの回転数が所定の高回転領域に達したとき、前記潤滑アシストとして、前記隙間へ前記低粘度オイルが供給されるよう前記流体供給部を制御することを特徴とする。
本発明の他の局面に係るエンジンの往復動ピストンエンジンは、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であって、前記クランク機構において軸受け部材となり、第１摺動面を内周に有する第１部材と、前記クランク機構において軸部材となり、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を外周に有する第２部材と、オイルによる潤滑アシストを行う際に、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間の隙間に潤滑性流体として、低粘度オイル０Ｗ−２０を供給する流体供給部と、前記流体供給部による前記低粘度オイル０Ｗ−２０の供給動作を制御する制御部と、を備え、前記第１部材に対する前記第２部材の相対回転により、前記第１摺動面及び前記第２摺動面は各々所定の摺動方向に相対的に移動し、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のいずれか一方は、軸方向と直交する断面において、前記対峙する方向へ張り出す張出形状部を有し、前記摺動方向への相対的な移動において、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のうち前記張出形状部を有する方の摺動面を前記摺動方向への移動側、前記張出形状部を有していない方の摺動面を固定側と扱う場合に、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる１つの頂部と、前記移動側の摺動面の前記摺動方向において前記頂部の下流側に配置され最も前記固定側の摺動面に対して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〜１．５μｍ、
ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
の範囲に設定され、前記制御部は、当該往復動ピストンエンジンの回転数が所定の高回転領域に達したとき、前記潤滑アシストとして、前記隙間へ前記低粘度オイル０Ｗ−２０が供給されるよう前記流体供給部を制御することを特徴とする。

この往復動ピストンエンジンによれば、前記張出形状部が備える前記頂部における最小隙間ｈ１が上記の数値範囲に設定されると共に、最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との隙間比ｈ２／ｈ１が上記の数値範囲に設定される。このため、前記第２部材の相対移動時に、第１摺動面と第２摺動面との間に流入する流体によって、一方の摺動面を他方の摺動面から浮揚させることが可能となる。すなわち、第１摺動面及び第２摺動面の少なくとも一方の形状的特徴（プロファイル）によって浮揚効果を得ることができる。

さらに、クランク機構の各部位の慣性力が増大するエンジンの高回転領域、つまり浮揚効果が得にくくなる運転領域においては、制御部が、第１摺動面と第２摺動面との間の隙間に潤滑性流体を供給させる。これにより、高回転領域において良好な浮揚効果が得られない場合でも、潤滑性流体の介在によって、第１摺動面と第２摺動面との摩擦抵抗が低い状態を維持させることが可能となる。

上記の往復動ピストンエンジンにおいて、前記クランク機構が、クランクピンとクランクジャーナルを含むクランク軸と、前記クランクピンと前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、前記第１部材が、前記コンロッドの大端部であり、前記第２部材が、前記クランクピンである構成とすることができる。

コンロッドは、エンジンが高回転になるほど慣性力が増大する。この慣性力に基づく荷重、特に燃焼工程時にピストンから与えられる爆発荷重が、軸受け部材としてのコンロッド大端部と、軸部材としてのクランクピンとからなる軸受け構造部に伝達される。このため、エンジンの高回転領域において上記浮揚効果が阻害され易い。しかし、上記の往復動ピストンエンジンによれば、コンロッド大端部とクランクピンとからなる軸受け構造部において、上述の浮揚効果並びに低摩擦抵抗の維持効果を得ることができる。

上記の往復動ピストンエンジンにおいて、前記クランク機構が、クランクピンとクランクジャーナルとを含むクランク軸と、前記クランクピンと前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、前記第１部材が、前記クランク軸の軸受け部であり、前記第２部材が、前記クランクジャーナルである構成とすることができる。

この往復動ピストンエンジンによれば、軸受け部材としてのクランク軸（クランクジャーナル）の軸受け部と、軸部材としてのクランクジャーナルとからなる軸受け構造部について、エンジンの高回転領域において、上述の浮揚効果並びに低摩擦抵抗の維持効果を得ることができる。

この場合、前記制御部は、前記回転数が所定の高回転領域に達し、且つ、当該往復動ピストンエンジンの負荷が所定の高負荷領域に達したとき、前記隙間へ前記潤滑性流体が供給されるよう前記流体供給部を制御することが望ましい。

エンジンが高負荷領域に達すると、クランク軸に撓み変形が生じる傾向がある。クランク軸の軸受け構造部では、とりわけ前記撓み変形により、上記浮揚効果が阻害され易い。そこで、エンジンが高回転且つ高負荷領域に達したとき、前記隙間へ前記潤滑性流体が供給させることで、効率良く、上述の浮揚効果並びに低摩擦抵抗の維持効果を得ることができる。

上記の往復動ピストンエンジンにおいて、前記最小隙間ｈ１が、０．５μｍ〜１．５μｍの範囲に設定され、前記流体供給部は、前記潤滑性流体として低粘度オイルを前記隙間に供給することが望ましい。

この摺動構造体によれば、第１摺動面と第２摺動面との間に流入させる流体を、最も前記流入が容易な空気とした上で、大きな浮揚力を発生させることが可能となる。また、低粘度オイルを前記隙間に供給することで、エンジンの上記浮揚効果が得られ難い運転シーンにおいて、良好な潤滑性を得ることができる。

上記の往復動ピストンエンジンにおいて、前記第１部材と前記第２部材とが同一材質であることが望ましい。これにより、熱膨張差に起因する前記隙間の長さ変動、つまり最小隙間ｈ１及び最大隙間ｈ２の変動を抑止することができる。

本発明によれば、浮揚効果を利用して摩擦低減を図る軸受け構造部を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、軸受け構造部における摺動面の加工に手間を要さず、また、エンジンの運転状態に拘わらず摺動面間の摩擦抵抗を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が適用されたエンジン本体の一例を示す概略図である。 図２は、往復動ピストンエンジンのクランク軸方向の断面図である。 図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図である。 図４Ａは、図３に示すコンロッドのビッグエンドとクランクピンとの軸受け構造部の拡大図であって、軸受けメタルの摺動面の張出形状部が誇張して描かれた図である。 図４Ｂは、図３に示すクランク軸の軸受け部の拡大図であって、軸受けメタルの摺動面の張出形状部が誇張して描かれた図である。 図５は、ピストンが上死点にあるときの、クランク軸の状態を示す断面図である。 図６は、上死点からクランク角が進行したときの、クランク軸の状態を示す断面図である。 図７Ａは、前記摺動面のプロファイルの説明図であって、環状の前記摺動面とクランクピンの外周面とを平面状に展開した図である。 図７Ｂは、最適な摺動面のプロファイルを説明するための模式図である。 図８は、摺動面と気筒内周壁との間の最小隙間と最大隙間との比である隙間比と、負荷容量係数との関係を示すグラフである。 図９は、前記摺動面と前記外周面との間の最小隙間と、摩擦係数との関係を示すグラフである。 図１０（Ａ）は、隙間比が適正である場合の摺動面の浮揚状態を示す図、図１０（Ｂ）は、隙間比が不適正である場合のスカート部の浮揚状態を示す図である。 図１１は、筒内燃焼圧力に伴う荷重がコンロッドからピストンピンへ作用している状態を示す図である。 図１２は、クランク軸の撓みを説明するための模式図である。 図１３は、筒内燃焼圧力とエンジン回転数の関係を示すグラフである。 図１４は、本実施形態の往復動ピストンエンジンの制御系を示すブロック図である。 図１５は、上記制御系の動作を示すフローチャートである。

［エンジンの構造］
以下、図面に基づいて本発明の実施形態を詳細に説明する。先ずは、本発明に係る往復動ピストンエンジンが適用されたエンジン本体１について、図１に基づいて説明する。ここに示されるエンジン本体１は、自動車等の車両の走行駆動用の動力源として前記車両に搭載されるエンジンであって、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型の多気筒エンジンである。エンジン本体１に供給される燃料は、本実施形態では、ガソリンを主成分とするものである。

エンジン本体１は、シリンダブロック３、シリンダヘッド４及びピストン５を備える。シリンダブロック３は、図１の紙面に垂直な方向に並ぶ複数の気筒２（後述の図２、図３で４気筒エンジンを示す）を有している。気筒２内では、前記燃料と空気との混合気が燃焼する。シリンダヘッド４は、シリンダブロック３の上面に取り付けられ、気筒２の上部開口を塞いでいる。

ピストン５は、各気筒２に往復摺動可能に収容されており、コンロッド８を介してクランク軸７と連結されている。ピストン５の往復運動に応じて、クランク軸７はその中心軸回りに回転する。このピストン５の構造については、後記で詳述する。なお、図１では、クランク軸７が時計方向に回転するものとし、ピストン５が摺動する気筒２の内周壁として、スラスト側内周壁２Ａと反スラスト側内周壁２Ｂとを示している。

ピストン５の上方には燃焼室６が形成されている。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。吸気ポート９の上流端は吸気通路９Ａに、排気ポート１０の下流端は排気通路１０Ａに各々接続されている。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。

吸気バルブ１１及び排気バルブ１２は、いわゆるポペットバルブであり、各々開口部４Ａ、４Ｂを開閉する傘状の弁体と、この弁体から垂直に延びるステムとを含む。前記弁体は、燃焼室６に臨むバルブ面を有する。本実施形態において、燃焼室６は、気筒２の内壁面、ピストン５の冠面、シリンダヘッド４の底面、吸気バルブ１１及び排気バルブ１２の各バルブ面によって区画されている。

シリンダヘッド４には、吸気バルブ１１、排気バルブ１２を各々駆動する吸気側動弁機構１３、排気側動弁機構１４が配設されている。これら動弁機構１３、１４によりクランク軸７の回転に連動して、吸気バルブ１１及び排気バルブ１２の各ステムが駆動される。これらステムの駆動により、吸気バルブ１１の弁体が吸気側開口部４Ａを開閉し、排気バルブ１２の弁体が排気側開口部４Ｂを開閉する。

吸気側動弁機構１３には、吸気側可変バルブタイミング機構（吸気側ＶＶＴ）１５が組み込まれている。吸気側ＶＶＴ１５は、吸気カム軸に設けられた電動式のＶＶＴであり、クランク軸７に対する吸気カム軸の回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更することにより、吸気バルブ１１の開閉タイミングを変更する。同様に、排気側動弁機構１４には、排気側可変バルブタイミング機構（排気側ＶＶＴ）１６が組み込まれている。排気側ＶＶＴ１６は、排気カム軸に設けられた電動式のＶＶＴであり、クランク軸７に対する排気カム軸の回転位相を所定の角度範囲内で連続的に変更することにより、排気バルブ１２の開閉タイミングを変更する。

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１７が各気筒２につき１つずつ取り付けられている。点火プラグ１７は、その点火点が燃焼室６内に臨む姿勢でシリンダヘッド４に取り付けられている。点火プラグ１７は、図外の点火回路からの給電に応じてその先端から火花を放電して、燃焼室６内の混合気に点火する。

シリンダヘッド４には、先端部から燃焼室６内にガソリンを主成分とする燃料を噴射するインジェクタ１８が、各気筒２につき１つずつ取り付けられている。インジェクタ１８は、図略の燃料供給管を通じて供給された燃料を噴射する。前記燃料供給管の上流側には、クランク軸７と連動連結されたプランジャー式のポンプ等からなる高圧燃料ポンプ（図示せず）が接続されている。この高圧燃料ポンプと前記燃料供給管との間には、全気筒２に共通の蓄圧用のコモンレール（図示せず）が設けられている。このコモンレール内で蓄圧された燃料が各気筒２のインジェクタ１８に供給されることにより、各インジェクタ１８からは、高い圧力の燃料が燃焼室６内に噴射される。

［クランク軸の詳細］
上述のクランク軸７について、より具体的な例を示す。図２は、往復動ピストンエンジンのクランク軸方向の断面図、図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図である。図２、図３では、シリンダヘッド４に取り付けられる付属品（吸気、排気バルブ１１、１２など）の記載が省かれている。ここでは４気筒エンジンを例示しており、４つの気筒２に、それぞれピストン５が往復動可能に収容されている。各ピストン５はコンロッド８によってクランク軸７と結合されている。すなわち、コンロッド８の上端のスモールエンド８Ａとピストン５とが、ピストンピン４０を介して連結されている。シリンダブロック３の下方には、クランク軸７を支持するロアシリンダブロック３Ａと、オイルパン３Ｂとが配置されている。

クランク軸７は、クランクジャーナル７１（第２部材）、クランクピン７２（第２部材）及びクランクアーム７３を備える。クランクジャーナル７１は、クランク軸７の回転軸となる部分であり、ロアシリンダブロック３Ａの軸受け部３Ｃに嵌め込まれた軸受けメタル２１（図４Ｂ；第１部材）により軸支されている。クランクピン７２は、コンロッド８の下端のビッグエンド８Ｂ（大端部）と連結される部分であり、ビッグエンド８Ｂの内周面に嵌め込まれた軸受けメタル２０（図４Ａ；第１部材）により軸支されている。クランクアーム７３は、クランクジャーナル７１とクランクピン７２とを繋ぐ部分である。クランクアーム７３の、クランクピン７２との接続側端部とは反対側の端部には、バランスウェイト７４が備えられている。ピストン５の往復運動はコンロッド８によりクランク軸７に伝達され、クランク軸７をクランクジャーナル７１回りに回転させる。クランク軸７の一端側にはクランクシャフトプーリー７５が取り付けられ、他端側にはフライホイル７６が取り付けられている。

シリンダブロック３には、オイル供給機構６０（流体供給部）が備えられている。オイル供給機構６０は、クランク軸７における軸受け構造部、すなわちクランクジャーナル７１及びクランクピン７２の軸支部へ低粘度オイル（潤滑性流体）を供給する。オイル供給機構６０は、オイルポンプ６１、オイル濾過器６２、圧力調整弁６３、フィルター６４及び給油管路６５を備えている。低粘度オイルは、例えば０Ｗ−２０（粘度＝６．８×１０^−３［Ｐａ・ｓ］）を用いることができる。

オイルポンプ６１は、図略のオイルタンク（例えばオイルパン３Ｂ）に貯留された低粘度オイルを、給油管路６５へ送り出す。オイルポンプ６１によるオイル供給動作は、制御部８１（図１４）により制御される。オイル濾過器６２は、オイルポンプ６１の吸入口側に接続され、吸入されるオイル中の比較的大きな異物等を除去する。圧力調整弁６３は、オイルポンプ６１の吐出口側に接続され、給油管路６５内の油圧を一定に保つための調整弁である。フィルター６４は、オイルポンプ６１から給油管路６５へ送り出されるオイル中に含まれる微細金属粉などの、比較的小さな異物等を除去する。

給油管路６５は、シリンダブロック３内にオイルギャラリー６６を有する。また、給油管路６５は、クランク軸７内にジャーナル流路６７、アーム内流路６８及びピン内流路６９を備えている。オイルギャラリー６６は、シリンダブロック３の内部に設けられたオイル通路であり、一端側がオイルポンプ６１の吐出口側（フィルター６４）に繋がり、他端側がクランク軸７の５つの軸受け部３Ｃに向けて分岐している。

ジャーナル流路６７は、クランク軸７のクランクジャーナル７１の内部に設けられたオイル通路である。ジャーナル流路６７は、クランクジャーナル７１の外周面７１Ａ（図４Ｂ）に、当該外周面７１Ａへオイルを供給する吐出口６７Ａを有している。アーム内流路６８は、ジャーナル流路６７に繋がり、クランクアーム７３の内部に設けられたオイル通路である。ピン内流路６９は、アーム内流路６８に繋がり、クランクピン７２の内部に設けられたオイル通路である。ピン内流路６９は、クランクピン７２の外周面７２Ａ（図４Ａ）に、当該外周面７２Ａへオイルを供給する吐出口６９Ａを有している。

［摺動面の構造］
コンロッド８及びクランク軸７を含むクランク機構には、２つの軸受け構造部が存在する。コンロッド８のビッグエンド８Ｂと、ビッグエンド８Ｂの孔内で相対回転するクランクピン７２とにより構成される軸受け構造部、及び、ロアシリンダブロック３Ａの軸受け部３Ｃと、軸受け部３内で相対回転するクランクジャーナル７１とにより構成される軸受け構造部である。これら軸受け構造部では、対峙する２つの摺動面が所定の摺動方向に相対的に移動（回転）することになる。以下、この摺動面について詳述する。

図４Ａは、図３に示すコンロッド８のビッグエンド８Ｂとクランクピン７２との軸受け構造部の拡大図である。ビッグエンド８Ｂは円形の軸受け孔８Ｃを有し、この軸受け孔８Ｃには軸受けメタル２０（第１部材）が嵌め込まれている。軸受けメタル２０は、帯状の金属片が環状に成型された滑り軸受けである。通常、半円形の半割片の突き合わせにより、環状の軸受けメタル２０が形成される。当該軸受け構造部においては、軸受けメタル２０が軸受け部材、クランクピン７２（第２部材）が軸部材である。

軸受けメタル２０は、クランクピン７２が挿通される円筒型の内周面２０Ａ（第１摺動面）を有している。クランクピン７２は、断面が真円の円柱型の部材であり、内周面２０Ａと径方向に所定の隙間Ｇを置いて対峙する外周面７２Ａ（第２摺動面）を外周に有している。そして、内周面２０Ａは、クランクピン７２の軸方向と直交する断面（図４Ａの断面）において、外周面７２Ａとの対峙方向へ張り出す張出形状部Ｍ１を備えている。なお、図４Ａでは張出形状部Ｍ１が誇張して描かれているが、実際に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形状である。

張出形状部Ｍ１は、内周面２０Ａの周方向一周で一つの張出を形成しており、頂部Ｐと裾部Ｑとを有している。頂部Ｐは、外周面７２Ａに向けて、最も張り出した部分である。裾部Ｑは、最も外周面６２Ａ（相手方摺動面）に対して離間した位置となる部分である。頂部Ｐにおける隙間Ｇの幅が最小隙間ｈ１であり、裾部Ｑにおける隙間Ｇの幅が最大隙間ｈ２である。本実施形態では、コンロッド８のスモールエンド８Ａの軸心とビッグエンド８Ｂの軸心とを結ぶ線分Ａが軸受けメタル２０と交差する点の近傍に、頂部Ｐが配置されている例を示している。なお、張出形状部Ｍ１は、内周面２０Ａ又は外周面７２Ａの少なくとも一方に存在していれば良く、外周面７２Ａに設けられていても、或いは、内周面２０Ａ及び外周面７２Ａの双方に設けられていても良い。また、周方向に複数の張出形状部Ｍ１が連設されている構造としても良い。

張出形状部Ｍ１は、図４Ａの時計方向において、裾部Ｑから頂部Ｐに亘って、徐々に外周面７２Ａに向けての張出が大きくなる形状を有する。つまり、張出形状部Ｍ１の軸方向と直交する断面形状は、内周面２０Ａの一周回の間に軸受け孔８Ｃの孔心に向けて徐々に径小となる螺旋形状を有する。そして、前記断面形状は、頂部Ｐにおいて最も突出し、続いて径方向外側へ急激に退行して、裾部Ｑに繋がっている。換言すると、内周面２０Ａと外周面７２Ａとの間の隙間Ｇは、裾部Ｑの最大隙間ｈ２から、時計方向に周回するに連れて幅狭となり、頂部Ｐにおいて最小隙間ｈ１となっている。さらに時計方向に周回すると、隙間Ｇは急激に広くなり、最大隙間ｈ２となる。上述のオイル供給機構６０は、所定のタイミングで、隙間Ｇに低粘度オイルを供給する。

図４Ｂは、図３に示すロアシリンダブロック３Ａの軸受け部３Ｃとクランク軸７（クランクジャーナル７１）との軸受け構造部の拡大図である。軸受け部３Ｃには軸受けメタル２１（第１部材）が嵌め込まれている。軸受けメタル２１は、上述の軸受けメタル２０と同様な、帯状の金属円が環状に成型された滑り軸受けである。当該軸受け構造部においては、軸受けメタル２１が軸受け部材、クランクジャーナル７１（第２部材）が軸部材である。

軸受けメタル２１は、クランクジャーナル７１が挿通される円筒型の内周面２１Ａ（第１摺動面）を有している。クランクジャーナル７１は、断面が真円の円柱型の部材であり、内周面２１Ａと径方向に所定の隙間Ｇを置いて対峙する外周面７１Ａ（第２摺動面）を外周に有している。そして、内周面２１Ａは、クランクジャーナル７１の軸方向と直交する断面（図４Ｂの断面）において、外周面７１Ａとの対峙方向へ張り出す張出形状部Ｍ２を備えている。なお、図４Ｂにおいても張出形状部Ｍ２が誇張して描かれているが、実際に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形状である。

張出形状部Ｍ２は、上述の張出形状部Ｍ１と同じ形状を有している。すなわち、張出形状部Ｍ２は、内周面２１Ａの周方向一周で一つの張出を形成しており、頂部Ｐと裾部Ｑとを有している。頂部Ｐにおける隙間Ｇの幅が最小隙間ｈ１であり、裾部Ｑにおける隙間Ｇの幅が最大隙間ｈ２である。なお、張出形状部Ｍ２は、内周面２１Ａ又は外周面７１Ａの少なくとも一方に存在していれば良く、外周面７１Ａに設けられていても、或いは、内周面２１Ａ及び外周面７１Ａの双方に設けられていても良い。また、周方向に複数の張出形状部Ｍ２が連設されている構造としても良い。

張出形状部Ｍ２は、図４Ｂの時計方向において、裾部Ｑから頂部Ｐに亘って、徐々に外周面７１Ａに向けての張出が大きくなる形状を有する。つまり、張出形状部Ｍ２の軸方向と直交する断面形状は、内周面２１Ａの一周回の間に軸受け部３Ｃの孔心に向けて徐々に径小となる螺旋形状を有する。そして、前記断面形状は、頂部Ｐにおいて最も突出し、続いて径方向外側へ急激に退行して、裾部Ｑに繋がっている。換言すると、内周面２１Ａと外周面７１Ａとの間の隙間Ｇは、裾部Ｑの最大隙間ｈ２から、時計方向に周回するに連れて幅狭となり、頂部Ｐにおいて最小隙間ｈ１となっている。さらに時計方向に周回すると、隙間Ｇは急激に広くなり、最大隙間ｈ２となる。上述のオイル供給機構６０は、所定のタイミングで、隙間Ｇに低粘度オイルを供給する。

図５は、ピストン５が上死点にあるときの、クランク軸７の状態を示す断面図、図６は、上死点からクランク角が進行したときの、クランク軸７の状態を示す断面図である。ピストン５が上死点にあるとき、コンロッド８のスモールエンド８Ａの軸心とビッグエンド８Ｂの軸心とを結ぶ線分Ａと、クランクジャーナル７１の軸心からクランクピン７２の軸心へ延びるアーム軸Ｂとは、同じ線上に並ぶ。

図６に示すように、クランク角が進行すると、線分Ａとアーム軸Ｂとはクランク角に応じた角度をなして交差するようになる。そうすると、コンロッド８のビッグエンド８Ｂにおいて、クランクピン７２は軸受けメタル２０に対して相対回転し、各々の摺動面である内周面２０Ａ及び外周面７２Ａは、各々の摺動方向へ相対的に移動する。この場合、内周面２０Ａ（軸受けメタル２０）の摺動方向は、反時計方向に向かう摺動方向Ｃ１であり、外周面７２Ａ（クランクピン７２）の摺動方向は、クランクピン７２の公転方向である時計方向に向かう摺動方向Ｄ１である。

また、軸受け部３Ｃにおいて、クランクジャーナル７１は軸受けメタル２１に対して相対回転し、各々の摺動面である内周面２１Ａ及び外周面７１Ａは、各々の摺動方向へ相対的に移動する。この場合、内周面２１Ａ（軸受けメタル２１）の摺動方向は、反時計方向に向かう摺動方向Ｃ２であり、外周面７１Ａ（クランクジャーナル７１）の摺動方向は、クランクジャーナル７１の自転方向である時計方向に向かう摺動方向Ｄ２である。

本実施形態では、張出形状部Ｍ１、Ｍ２は、それぞれ軸受けメタル２０、２１側に設けられている。つまり、摺動方向Ｃ１、Ｃ２へ移動する内周面２０Ａ、２１Ａに設けられている。この場合、張出形状部Ｍ１、Ｍ２の裾部Ｑは各々、摺動方向Ｃ１、Ｃ２の下流側に設けられる。つまり、摺動方向Ｃ１、Ｃ２において、頂部Ｐが最も上流側に位置し、周方向に一周回して裾部Ｑが最も下流側に位置している。

このような張出形状部Ｍ１、Ｍ２とされることで、内周面２０Ａ、２１Ａが外周面７２Ａ、７１Ａに対して相対的に摺動すると、隙間Ｇに存在する流体にそれぞれ、摺動方向Ｃ１、Ｃ２とは逆方向の矢印Ｅ１、Ｅ２方向（流体流入方向Ｅ１、Ｅ２）のフローが生じる。つまり、裾部Ｑから頂部Ｐに向けて、流体が流れ込む。ここで、内周面２０Ａ、２１Ａのプロファイルを適正化することにより、内周面２０Ａ、２１Ａは外周面７２Ａ、７１Ａに対して浮揚（摺動浮揚）するようになる。この摺動浮揚により、内周面２０Ａ、２１Ａと外周面７２Ａ、７１Ａとの間の摺動抵抗を格段に低減することができる。以下、摺動浮揚を実現する張出形状部Ｍ１、Ｍ２のプロファイルについて説明する。

［摺動面のプロファイル］
図７Ａは、摺動面のプロファイルの説明図であって、軸受けメタル２０の環状の内周面２０Ａ（第１摺動面）と、円柱型のクランクピン７２の外周面７２Ａとを平面状に展開した模式図である。なお、この展開図は、軸受けメタル２１の内周面２１Ａとクランクジャーナル７１の外周面７１Ａとの関係にも当て嵌まる。

上述の通り、内周面２０Ａと外周面７２Ａとは隙間Ｇを介して対峙している。内周面２０Ａが有する張出形状部Ｍ１は、最も外周面７２Ａ側に張り出した頂部Ｐを有し、摺動方向Ｃ１の下流端に最も外周面７２Ａ側への張り出しが小さい裾部Ｑを有している。軸受けメタル２０の相対移動により内周面２０Ａに摺動方向Ｃ１へ速度ｕが与えられると、図中に流体流入方向Ｅ１で示す通り、周辺に存在する流体Ｆが裾部Ｑ側から隙間Ｇに引き込まれる。行き場を失った流体Ｆは、内周面２０Ａと外周面７２Ａとの間を拡大させる方向に抗力を生じさせる。この抗力が、内周面２０Ａを外周面７２Ａから浮揚させるように作用する（摺動浮揚）。内周面２０Ａは、このような摺動浮揚が良好に発現するプロファイルに設定される。なお、流体Ｆは、例えば空気、水、或いは０Ｗ−２０クラスの低粘度オイルであり、特に好ましくは空気である。

図７Ａに示すように、張出形状部Ｍ１の頂部Ｐと外周面７２Ａとの間の隙間を最小隙間ｈ１、裾部Ｑと外周面７２Ａとの間の隙間を最大隙間ｈ２とし、両者の比率ｈ２／ｈ１を隙間比ｍ（ｈ２−ｈ１に相当する）とする。良好な摺動浮揚を達成するには、流体Ｆの性質に応じて最小隙間ｈ１を設定すると共に、その最小隙間ｈ１に応じた隙間比ｍを設定することが肝要となる。最大隙間ｈ２は、ｈ１及びｍが設定されることにより、自ずと決定される。

ここで、摺動浮揚の作用を効果的に得ることのできる内周面２０Ａのプロファイルについて、図７Ｂを参照して説明する。図７Ｂ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。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７Ｂ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７Ｂ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、上述の隙間比であって、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８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。この知見より、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以下とすることで、摺動浮揚力Ｗを、図８のラインＬ１以上とすることができる。この場合、摺動浮揚力Ｗ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。

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９は、流体Ｆを空気、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。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。図９のグラフは、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との関係を示している。なお、図９のグラフは、最小隙間ｈ１の変化に伴って隙間比ｍも変化することを示している。

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、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９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Ｌ２、Ｌ３、Ｌ４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。これらが理想的な範囲であるが、当該範囲から若干外れても良好な摺動浮揚を得ることができるので、好ましい最小隙間ｈ１の範囲は、それぞれ、
空気の場合： ０．５μｍ〜１．５μｍ
水の場合 ： ３μｍ〜１１μｍ
０Ｗ−２０の場合： １５μｍ〜３０μｍ
と設定することができる。

上記の結果より、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〜３０μｍと設定することができる。この範囲は、エンジン本体１の運転時（クランク軸７の回転時）において確保されるべき最小隙間ｈ１の範囲である。エンジン本体１が運転されると、軸受けメタル２０及びクランクピン７２は高熱を帯びて熱膨張し得る。従って、運転時において最小隙間ｈ１の上限値＝３０μｍを確保できるよう、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０．５μｍ〜４０μｍと設定する。

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。空気を隙間Ｇに流入させれば（空気浮揚）、図９から明らかな通り、内周面２０Ａと外周面７２Ａとの間の摩擦を最も小さくすることができるからである。空気浮揚を採用する場合は、エンジン本体１の運転時に最小隙間ｈ１＝０．５μｍ〜１．５μｍが確保されるよう、軸受けメタル２０及びクランクピン７２の熱膨張を考慮して、常温における最小隙間ｈ１の設計値を定めることが望ましい。

ここで、内周面２０Ａは、平滑度が高い面であることが望ましい。最小隙間ｈ１は、０．５μｍ〜４０μｍという微小な長さの範囲で選ばれることから、内周面２０Ａが粗い面であると、最小隙間ｈ１の精度が低下する。従って、内周面２０Ａは、その表面粗さ（算術平均粗さＲａ）が０．４μｍ以下となるような平滑面であることが望ましい。

また、内周面２０Ａを有する軸受けメタル２０とクランクピン７２とは、同一材質とすることが望ましい。同様に、軸受けメタル２１とクランクジャーナル７１とは、同一材質とすることが望ましい。これにより、熱膨張差に起因する隙間Ｇの長さ変動、つまり最小隙間ｈ１及び最大隙間ｈ２の変動を抑止することができる。例えば、両者を、鋳型に鋼湯を注型して形成される鋳鋼にて形成することが望ましい。或いは、少なくとも軸受けメタル２０を、線膨張係数の小さい金属、例えばステンレス鋼（鍛造品）にて形成すれば、隙間Ｇの長さ変動を抑制できるので好ましい。

図７Ａでは、内周面２０Ａの張出形状部Ｍ１が、裾部Ｑから頂部Ｐへ向けて一定の割合で突出高さが高くなっている態様を例示している。しかし、張出形状部Ｍ１は、摺動方向Ｃ１において、最小隙間ｈ１を形成する部分（頂部Ｐ）と、最大隙間ｈ２を形成する部分（裾部Ｑ）とが肝要であって、両者間の形状については、その態様を問わない。頂部Ｐと裾部Ｑとの間において、緩い膨らみ、窪みを持つ張出形状部Ｍ１、或いは頂部Ｐと裾部Ｑとの間において階段状に突出高さが変化するような張出形状部Ｍ１としても良い。

図１０（Ａ）は、隙間比ｍが適正値（ｍ＝２．２）である場合の内周面２０Ａの浮揚状態を示す図、図１０（Ｂ）は、隙間比ｍが適正値よりも大きい場合の内周面２０Ａの浮揚状態を示す図である。最小隙間ｈ１が流体Ｆの種別に応じて上記の範囲内に設定され、且つ、隙間比ｍが適正値に設定され、内周面２０Ａに速度ｕが与えられると、図１０（Ａ）に示す通り、周辺の流体Ｆが内周面２０Ａと外周面７２Ａとの間の隙間Ｇに流入する。流入した流体Ｆは、行き場を失うことになる（堰き止め効果）。この流体Ｆの堰き止め効果により、内周面２０Ａを外周面７２Ａから離間させる抗力（浮揚力）が発生し、内周面２０Ａが外周面７２Ａから浮揚する。

これに対し、隙間比ｍが適正値よりも大きい場合、すなわち、最大隙間ｈ２が過度に大きい場合、図１０（Ｂ）に示すように、周辺の流体Ｆは隙間Ｇに流入するものの、上記の堰き止め効果が過剰となって隙間Ｇに流入できない流体ＦＡの割合が多くなる。このため、隙間Ｇへの流体Ｆの流入量が小さくなり、これに伴い浮揚力も小さくなる。従って、良好な摺動浮揚を実現できない。一方、隙間比ｍが適正値よりも大きい場合、内周面２０Ａが平板に近づくこととなる。このため、同様に隙間Ｇへの流体Ｆの流入量が小さくなり、浮揚力も小さくなる。

［摺動浮揚の阻害要因について］
エンジンの運転状態によっては、上記の摺動浮揚の性能が低下する場合がある。例えば、エンジンが高回転域の回転数となると、クランク軸７の軸受け構造部において軸受け荷重が増大し、浮揚効果の低減若しくは消失を招来させることがある。この点について、図１１〜図１３に基づいて説明する。

図１１は、筒内燃焼圧力に伴う荷重Ｗがコンロッド８からピストンピン７２へ作用している状態を示す図である。クランク機構の軸受け構造部には、燃焼工程の爆発荷重（筒内燃焼圧力）がピストン５に与えられた際に、コンロッド８を介して高い荷重Ｗが加わるようになる。この荷重Ｗは、エンジンが高回転域の回転数に達すると、コンロッド８の慣性力が大きくなるため、一層大きくなる。

荷重Ｗは、主に線分Ａに沿って、コンロッド８からピストンピン７２へ向かう。具体的には、ビッグエンド８Ｂへ一体的に取り付けられている軸受けメタル２０と線分Ａとが交差する部分（スモールエンド８Ａに近い側の交差部分）の近傍の領域ＨＷ１において、荷重Ｗによって軸受けメタル２０の内周面２０Ａがクランクピン７２の外周面７２Ａへ向かうようになる。そして、荷重Ｗが大きいと、摺動浮揚の状態をキャンセルして、内周面２０Ａが外周面７２Ａに当接し、荷重Ｗを伝達することがある。この場合、荷重Ｗが伝達されたクランクピン７２が慣性で下方に移動し、軸受けメタル２０の線分Ａと交差するもう一方の部分（スモールエンド８Ａに遠い側の交差部分）の近傍の領域ＨＷ２において、外周面７２Ａの方が内周面２０Ａに当接し得る。これにより、内周面２０Ａと外周面７２Ａとの間の摩擦抵抗を低減させる浮揚効果が消失することになる。

さらに、クランクピン７２に伝達された荷重Ｗは、クランクアーム７３を介してクランクジャーナル７１にも伝達される。そして、軸受け部３Ｃへ一体的に取り付けられている軸受けメタル２１の内周面２０Ａとクランクジャーナル７１の外周面７１Ａとの間でも、上記と同様に荷重Ｗによって摺動浮揚がキャンセルされてしまうことがある。以上のことから、エンジンの高回転域において、クランク機構の軸受け構造部において摩擦抵抗が増大する懸念がある。

また、上り坂走行時のように、エンジン本体１の負荷が高くなると、クランク軸７の撓みによって摺動浮揚がキャンセルされることもある。図１２は、クランク軸７の撓みを説明するための模式図である。エンジン本体１が高回転且つ高負荷の状態になると、クランク軸７に大きな力が作用するようになり、クランク軸７が撓み変形することがある。図中では、点線にて撓み変形したクランク軸７Ａを示している。ここでは、クランク軸７の両端の軸受け部３Ｃ間で湾曲しているクランク軸７Ａを示す。クランク軸７の端部には、クランクシャフトプーリー７５、フライホイル７６といった重量物が取り付けられているので、高負荷状態となると、図示のような撓み変形が生じ易い。この撓み変形により、軸受け部３Ｃに組み付けられている軸受けメタル２１の内周面２１Ａとクランクジャーナル７１の外周面７１Ａとが接触し、摺動浮揚がキャンセルされることがある。

［オイル供給制御］
以上の摺動浮揚の阻害要因に鑑みて、本実施形態ではエンジン本体１の運転中において、摺動浮揚がキャンセルされ得る状況になると、隙間Ｇに潤滑性流体を供給させる。図１３は、筒内燃焼圧力とエンジン回転数の関係を示すグラフである。ここでは、摺動浮揚を発現するに際して、隙間Ｇに流入させる流体Ｆを空気とする（空気浮揚）。そして、オイル供給機構６０が供給する潤滑性流体は、低粘度のオイル（０Ｗ−２０）とする。図１３は、空気浮揚を実行させる領域と、オイルによる潤滑アシストを行う領域とを区分するグラフでもある。

エンジン回転数が所定の高回転領域に達するまでは、空気浮揚を実行させる領域とする。エンジン回転数が予め定めた閾値を超える回転数となる高回転領域では、潤滑アシストを実行領域とする。潤滑アシストは、オイルポンプ６１の動作によって、クランクジャーナル７１の吐出口６７Ａ、クランクピン７２の吐出口６９Ａから各々の隙間Ｇへオイルを吐出させる動作である。

潤滑アシストは、種々の制御態様を取り得る。エンジン回転数が所定の高回転領域に達した場合に、クランクジャーナル７１及びクランクピン７２の双方に対して潤滑アシストを実行するというのが、最もシンプルな制御である。この場合、エンジン回転数が閾値回転数を超過したか否かにより、吐出口６７Ａ及び吐出口６９Ａからオイルを吐出させるか否かが決定されることになる。

これに代えて、ピストン５から一次的に荷重Ｗを受けるクランクピン７２側だけに、前記閾値回転数を超過したときに潤滑アシストを行うようにしても良い。また、クランクジャーナル７１（クランク軸７）については、高負荷となった場合に撓み変形が問題となる（図１２）。従って、エンジン回転数が所定の高回転領域に達し、且つ、エンジン本体１の負荷が所定の高負荷領域に達したときに（図１３の高回転・高負荷領域）、クランクジャーナル７１に潤滑アシストを行うようにしても良い。なお、図１３に示す低回転・高負荷領域についても、摺動浮揚の実現が困難な領域となる。従って、この低回転・高負荷領域においても、潤滑アシストを行うようにしても良い。

図１４は、本実施形態の往復動ピストンエンジンの制御系を示すブロック図である。前記制御系は、オイル供給機構６０（オイルポンプ６１）によるオイルの供給動作（潤滑アシスト）を制御する制御部８１を備える。また、往復動ピストンエンジンには、エンジン回転センサ８２、筒内圧力センサ８３及びアクセル開度センサ８４が付設され、制御部８１はこれらセンサからエンジン本体１の状態情報を取得する。

エンジン回転センサ８２は、クランク軸７の回転数を検出する。筒内圧力センサ８３は、気筒２内の燃焼圧力を検出する。アクセル開度センサ８４は、図略のアクセルペダルの開度（スロットルバルブの開度）を検出する。制御部８１は、エンジン回転センサ８２の検出結果に基づいて、エンジン本体１が所定の高回転領域であるか否かを判定する。そして、エンジン本体１が前記高回転領域に達した場合、オイルポンプ６１を動作させて、吐出口６７Ａ、吐出口６９Ａから隙間Ｇにオイルを吐出させる。一方、前記高回転領域に達していない場合は、前記オイルの吐出を停止させる。

制御部８１は、筒内圧力センサ８３及びアクセル開度センサ８４の検出結果に基づいて、エンジン本体１が所定の高負荷領域であるか否かを判定する。この判定処理は、例えばエンジン本体１が高回転且つ高負荷の状態であるとの条件が満たされた場合のみ、クランクジャーナル７１への潤滑アシストを行う場合などに実行される。この場合、制御部８１は、高回転・低負荷の状態ではクランクピン７２（吐出口６９Ａ）のみからオイルを吐出させる。一方、制御部８１は、高回転・高負荷の状態では、クランクピン７２（吐出口６９Ａ）及びクランクジャーナル７１（吐出口６７Ａ）の双方からオイルを吐出させる。この実施形態では、図２に示す給油管路６５の適所に、オイル供給及び停止を切り換える開閉弁が設けられる。

図１５は、制御部８１によるオイルの供給動作を示すフローチャートである。ここでは、エンジン本体１が高回転領域に達したか否かを潤滑アシストの実行条件とする制御例を示す。制御部８１は、上述の空気浮揚（摺動浮揚）が実現されている運転時において、所定のサンプリングタイミングに、エンジン回転センサ８２からクランク軸７の回転数（エンジン回転数）に関するデータを取得する（ステップＳ１）。次に制御部８１は、予め定めた閾値回転数と取得したエンジン回転数とを比較し、現状の回転数が高回転領域か否かを判定する（ステップＳ２）。

高回転領域である場合（ステップＳ２でＹＥＳ）、制御部８１は、現状でオイルポンプ６１が動作中であるか否かを確認する（ステップＳ３）。オイルポンプ６１が動作していなければ（ステップＳ３でＮＯ）、制御部８１は、オイルポンプ６１に動作信号を与えて動作を開始させ、所定量のオイルを吐出口６７Ａ、吐出口６９Ａから吐出させる（ステップＳ４）。一方、オイルポンプ６１が既に動作している状態であれば（ステップＳ３でＹＥＳ）、ステップＳ４はスキップする。

これに対し、エンジン回転数が高回転領域には至っていない場合（ステップＳ２でＮＯ）、制御部８１は、オイルポンプ６１の停止状態を維持する。或いは、オイルポンプ６１が動作中である場合には、制御部８１はオイルポンプ６１の動作を停止させる（ステップＳ５）。しかる後、エンジン本体１に停止指示が与えられているか否かが判定される（ステップＳ６）。停止指示が存在しない場合は（ステップＳ６でＮＯ）、ステップＳ１に戻って処理が繰り返される。停止指示が存在する場合は（ステップＳ６でＹＥＳ）、処理を終える。

［作用効果］
以上説明した本実施形態に係る往復動ピストンエンジンによれば、次のような作用効果を奏する。本実施形態のクランク機構は、軸受けメタル２０の内周面２０Ａ（第１摺動面）とクランクピン７２の外周面７２Ａ（第２摺動面）とが対峙する軸受け構造部と、軸受けメタル２１の内周面２１Ａ（第１摺動面）とクランクジャーナル７１の外周面７１Ａ（第２摺動面）とが対峙する軸受け構造部とを含む。内周面２０Ａ、２１Ａは、軸方向と直交する断面において、前記対峙する方向へ張り出す張出形状部Ｍ１、Ｍ２を有する。張出形状部Ｍ１、Ｍ２は、頂部Ｐにおける最小隙間ｈ１が０．５μｍ〜４０μｍの範囲に設定されると共に、最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との隙間比ｈ２／ｈ１が１．５〜５．０の範囲に設定される。このため、対峙する内周面２０Ａ、２１Ａと外周面７２Ａ、７１Ａとの相対移動時に、隙間Ｇに流入する流体によって、内周面２０Ａ、２１Ａを外周面７２Ａ、７１Ａから浮揚させることが可能となる。すなわち、内周面２０Ａ、２１Ａが有する張出形状部Ｍ１、Ｍ２の形状的特徴（プロファイル）によって、浮揚効果を得ることができる。従って、内周面２０Ａ、２１Ａと外周面７２Ａ、７１Ａとの間の摺動抵抗を格段に低減することができる。

さらに、クランク機構の各部位の慣性力が増大するエンジンの高回転領域、つまり浮揚効果が得にくくなる運転領域においては、制御部８１がオイルポンプ６１を制御して、内周面２０Ａ、２１Ａと外周面７２Ａ、７１Ａとの間の隙間Ｇに低粘度オイルを供給させる。これにより、高回転領域において良好な浮揚効果が得られない場合でも、オイルポンプ６１の隙間Ｇへの介在によって、第１摺動面と第２摺動面との摩擦抵抗が低い状態を維持させることが可能となる。

張出形状部Ｍ１は、コンロッド８のビッグエンド８Ｂとクランクピン７２との軸受け構造部に適用されている。コンロッド８は、エンジン本体１が高回転になるほど慣性力が増大する。この慣性力に基づく荷重、特に燃焼工程時にピストンから与えられる爆発荷重が、ビッグエンド８Ｂとクランクピン７２とからなる軸受け構造部に伝達される。このため、エンジンの高回転領域において摺動浮揚の効果が阻害され易い。しかし、本実施形態では、エンジン本体１の高回転時に制御部８１が隙間Ｇに低粘度オイルを供給させるので、摺動浮揚がキャンセルされた場合でも摩擦抵抗が低い状態を維持させることができる。

張出形状部Ｍ２は、軸受け部３Ｃとクランクジャーナル７１との軸受け構造部にも適用されている。この軸受け構造部にも、前記爆発荷重が２次的に伝達されるが、エンジン本体１の高回転時に制御部８１が隙間Ｇに低粘度オイルを供給させることで、摩擦抵抗が低い状態を維持する。特に、エンジンが高負荷領域に達すると、クランク軸７に撓み変形が生じる傾向があり、前記撓み変形により摺動浮揚効果が阻害され易い。しかし、エンジンが高回転且つ高負荷領域に達したとき、隙間Ｇへ低粘度オイルを供給させることで、摺動浮揚がキャンセルされた場合でも摩擦抵抗が低い状態を維持させることができる。

また、最小隙間ｈ１が、０．５μｍ〜１．５μｍの範囲に設定し、隙間Ｇへ空気を流入させる空気浮揚を発現させれば、最も摺動面間の摩擦抵抗を小さくすることができる。また、低粘度オイルを隙間Ｇに供給することで、摺動浮揚効果が得られ難いエンジンの運転シーンにおいて、良好な潤滑性を得ることができる。

［他の変形実施形態の説明］
以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、上記実施形態では、潤滑性流体として低粘度オイルを用い、オイル供給機構６０が隙間Ｇへオイルを供給する例を示した。これに代えて、潤滑性流体として水を用い、オイル供給機構６０に類する水供給機構にて、隙間Ｇへ水を供給するようにしても良い。

また、上記実施形態では隙間Ｇへ流入させ摺動浮揚を発現させる流体Ｆとして空気を例示したが、流体Ｆとして水を用いても良い（水浮揚）。この場合においても、潤滑性流体として低粘度オイルを用いることができる。なお、流体Ｆとして水を用いる場合は、防錆剤を添加することが望ましい。さらに、流体Ｆとして、０Ｗ−２０のような低粘度オイルを用いることもできる（オイル浮揚）。この場合、潤滑性流体としては、０Ｗ−２０よりも粘度の高いオイルを用いることができる。

１ エンジン本体
２ 気筒
２０ 軸受けメタル（第１部材）
２０Ａ 内周面（第１摺動面）
２１ 軸受けメタル（第１部材）
２１Ａ 内周面（第１摺動面）
３ シリンダブロック３
３Ｃ 軸受け部
５ ピストン
６０ オイル供給機構（流体供給部）
６１ オイルポンプ
７ クランク軸
７１ クランクジャーナル（第２部材）
７１Ａ 外周面（第２摺動面）
７２ クランクピン（第２部材）
７２Ａ 外周面（第２摺動面）
８ コンロッド
８Ｂ ビッグエンド（大端部）
８１ 制御部
ｈ１ 最小隙間
ｈ２ 最大隙間
Ｃ１、Ｃ２ 摺動方向
Ｍ１、Ｍ２ 張出形状部
Ｐ 頂部
Ｑ 裾部

Claims (6)

1. 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であって、
   前記クランク機構において軸受け部材となり、第１摺動面を内周に有する第１部材と、
   前記クランク機構において軸部材となり、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を外周に有する第２部材と、
   オイルによる潤滑アシストを行う際に、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間の隙間に潤滑性流体として、粘度が空気の粘度よりも大きく６．８×１０^−３［Ｐａ・ｓ］以下の低粘度オイルを供給する流体供給部と、
   前記流体供給部による前記低粘度オイルの供給動作を制御する制御部と、を備え、
   前記第１部材に対する前記第２部材の相対回転により、前記第１摺動面及び前記第２摺動面は各々所定の摺動方向に相対的に移動し、
   前記第１摺動面及び前記第２摺動面のいずれか一方は、軸方向と直交する断面において、前記対峙する方向へ張り出す張出形状部を有し、
   前記摺動方向への相対的な移動において、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のうち前記張出形状部を有する方の摺動面を前記摺動方向への移動側、前記張出形状部を有していない方の摺動面を固定側と扱う場合に、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる１つの頂部と、前記移動側の摺動面の前記摺動方向において前記頂部の下流側に配置され最も前記固定側の摺動面に対して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〜１．５μｍ、
   ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
   の範囲に設定され、
   前記制御部は、当該往復動ピストンエンジンの回転数が所定の高回転領域に達したとき、前記潤滑アシストとして、前記隙間へ前記低粘度オイルが供給されるよう前記流体供給部を制御する、往復動ピストンエンジン。
2. 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であって、
   前記クランク機構において軸受け部材となり、第１摺動面を内周に有する第１部材と、
   前記クランク機構において軸部材となり、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を外周に有する第２部材と、
   オイルによる潤滑アシストを行う際に、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間の隙間に潤滑性流体として、低粘度オイル０Ｗ−２０を供給する流体供給部と、
   前記流体供給部による前記低粘度オイル０Ｗ−２０の供給動作を制御する制御部と、を備え、
   前記第１部材に対する前記第２部材の相対回転により、前記第１摺動面及び前記第２摺動面は各々所定の摺動方向に相対的に移動し、
   前記第１摺動面及び前記第２摺動面のいずれか一方は、軸方向と直交する断面において、前記対峙する方向へ張り出す張出形状部を有し、
   前記摺動方向への相対的な移動において、前記第１摺動面及び前記第２摺動面のうち前記張出形状部を有する方の摺動面を前記摺動方向への移動側、前記張出形状部を有していない方の摺動面を固定側と扱う場合に、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる１つの頂部と、前記移動側の摺動面の前記摺動方向において前記頂部の下流側に配置され最も前記固定側の摺動面に対して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〜１．５μｍ、
   ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
   の範囲に設定され、
   前記制御部は、当該往復動ピストンエンジンの回転数が所定の高回転領域に達したとき、前記潤滑アシストとして、前記隙間へ前記低粘度オイル０Ｗ−２０が供給されるよう前記流体供給部を制御する、往復動ピストンエンジン。
3. 請求項１又は２に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記クランク機構が、クランクピンとクランクジャーナルとを含むクランク軸と、前記クランクピンと前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、
   前記第１部材が、前記コンロッドの大端部であり、
   前記第２部材が、前記クランクピンである、往復動ピストンエンジン。
4. 請求項１又は２に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記クランク機構が、クランクピンとクランクジャーナルとを含むクランク軸と、前記クランクピンと前記ピストンとを連結するコンロッドとを備え、
   前記第１部材が、前記クランク軸の軸受け部であり、
   前記第２部材が、前記クランクジャーナルである、往復動ピストンエンジン。
5. 請求項４に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記制御部は、前記回転数が所定の高回転領域に達し、且つ、当該往復動ピストンエンジンの負荷が所定の高負荷領域に達したとき、前記隙間へ前記低粘度オイルが供給されるよう前記流体供給部を制御する、往復動ピストンエンジン。
6. 請求項１〜５のいずれか１項に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１部材と前記第２部材とが同一材質である、往復動ピストンエンジン。

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