JPH05106508A - Piston/crank shaft interlocking device for engine - Google Patents
Piston/crank shaft interlocking device for engineInfo
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、エンジンのピストンを
クランク軸に連動連結する装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a device for interlocking an engine piston with a crankshaft.
【０００２】[0002]
【従来の技術】エンジンのピストン・クランク軸連動装
置の基本構造は、図１又は図５に示すように、次のよう
に構成したものがある。すなわち、エンジン１のシリン
ダ２にピストン３を摺動自在に内嵌し、このピストン３
をピストンピン４とコンロッド５とを介してクランク軸
６のクランクピン７に連動連結して構成したものであ
る。この基本構造において、従来技術では、ピストン３
を図５に示す用に形成している。すなわち、ピストン３
のピストン頂面８は、シリンダ２の軸心Ｑの直交面Ｓと
平行に形成されている。2. Description of the Related Art As shown in FIG. 1 or 5, the basic structure of an engine piston / crankshaft interlocking device is constructed as follows. That is, the piston 3 is slidably fitted into the cylinder 2 of the engine 1, and the piston 3
Is connected to a crank pin 7 of a crank shaft 6 through a piston pin 4 and a connecting rod 5 in an interlocking manner. In this basic structure, the piston 3
Is formed as shown in FIG. That is, the piston 3
The piston top surface 8 is formed parallel to the orthogonal plane S of the axis Q of the cylinder 2.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】上記基本構造において
は、周知の通り、膨張行程で、ピストン３とシリンダ２
との摺擦面のうち、スラスト側摺擦面部分１５にスラス
ト力Ｗｓ1が発生する（図５参照）。すなわち、ピスト
ン３はシリンダ室１６の膨張ガス圧Ｐによるピストン押
圧力Ｗｐ1で、ピストン頂面８の直交方向へ押される。
このピストン押圧力Ｗｐ1は、コンロッド５と平行なク
ランクピン駆動力Ｗｒ1と、スラスト側摺擦面部分１５
に直交するスラスト力Ｗｓ1とに分力されて、クランク
ピン７及びシリンダ２に伝えられる。上記従来技術で
は、図６に示すように、そのスラスト力Ｗｓ1が大きい
値になる。すなわち、ピストン頂面８がシリンダ２の軸
心Ｑの直交面Ｓと平行であるから、ピストン押圧力Ｗｐ1
の作用方向はシリンダ２の軸心Ｑと平行になる。このた
め、ピストン押圧力Ｗｐ1の作用方向に対して、クラン
クピン駆動力Ｗｒ1の作用方向がなす角βが大きくな
り、これに比例してスラスト力Ｗｓ1の値が大きくな
る。これにより、次の問題がある。 （イ）スラスト力Ｗｓ1が大きいため、スラスト側摺擦
面部分１５での摩擦ロスが大きく、それだけ軸出力が低
下する。 （ロ）スラスト側摺擦面部分１５は、接圧が大きいうえ
油膜切れも起り易くなるため摩耗し易く、耐久性に劣
る。 （ハ）スラスト側摺擦面部分１５は、油膜切れが起り易
くなるうえ接圧も大きくなるため、ピストン３の焼付き
が発生し易い。さらに、図５に示すように、ピストン頂
面８とトップリング溝９との間のトップランド１３の高
さＨは、トップリング１４によるピストン３の熱放散効
果に対し、高すぎても低すぎても都合が悪い。これによ
り、次の問題がある。 （ニ）トップランド１３の高さＨは、高すぎるとトップ
リング１４によるシリンダ２への熱放散が悪くなり、低
すぎるとトップリング１４が過熱して、トップリング溝
９内にあるオイルの炭化によりリングが膠着する。 本発明は、膨張行程で発生するピストンのスラスト力を
小さくする事により軸出力を向上させる事、スラスト側
摺擦面部分を摩耗し難くする事、及びピストンの焼付き
を発生し難くする事、さらに、トップランドの過熱やト
ップリングの膠着を防止する事、を課題とする。As is well known, in the above basic structure, the piston 3 and the cylinder 2 are in the expansion stroke during the expansion stroke.
The thrust force Ws1 is generated on the thrust-side rubbing surface portion 15 of the rubbing surfaces (see FIG. 5). That is, the piston 3 is pushed in the direction orthogonal to the piston top surface 8 with the piston pushing force Wp1 by the expansion gas pressure P of the cylinder chamber 16.
This piston pressing force Wp1 is due to the crankpin driving force Wr1 parallel to the connecting rod 5 and the thrust side sliding surface portion 15
It is transmitted to the crank pin 7 and the cylinder 2 by being divided into a thrust force Ws1 orthogonal to. In the above conventional technique, as shown in FIG. 6, the thrust force Ws1 has a large value. That is, since the piston top surface 8 is parallel to the orthogonal plane S of the axis Q of the cylinder 2, the piston pressing force Wp1
The direction of action of is parallel to the axis Q of the cylinder 2. Therefore, the angle β formed by the acting direction of the crank pin driving force Wr1 becomes large with respect to the acting direction of the piston pressing force Wp1, and the value of the thrust force Ws1 becomes proportionally large. This causes the following problems. (A) Since the thrust force Ws1 is large, the friction loss at the thrust side sliding surface portion 15 is large, and the shaft output is reduced accordingly. (B) The thrust-side rubbing surface portion 15 has a large contact pressure and is liable to run out of the oil film, so that it is easily worn and inferior in durability. (C) At the thrust-side rubbing surface portion 15, oil film breakage easily occurs and the contact pressure also increases, so that seizure of the piston 3 easily occurs. Furthermore, as shown in FIG. 5, the height H of the top land 13 between the piston top surface 8 and the top ring groove 9 is too high or too low for the heat dissipation effect of the piston 3 by the top ring 14. But it's not convenient. This causes the following problems. (D) If the height H of the top land 13 is too high, the heat dissipation to the cylinder 2 by the top ring 14 deteriorates, and if it is too low, the top ring 14 overheats, and the oil in the top ring groove 9 is carbonized. Causes the ring to stick. The present invention is to improve the shaft output by reducing the thrust force of the piston generated in the expansion stroke, to make the thrust side sliding friction surface part less likely to wear, and to make piston seizure less likely to occur, Another challenge is to prevent overheating of the top land and sticking of the top ring.
【０００４】[0004]
【課題を解決するための手段】本発明は、上記基本構造
において、上記課題を達成するために、例えば図１乃至
図４に示すように、次の改良構造を追加したものであ
る。 ◎第１発明（図１及び図２参照） すなわち、ピストン３のピストン頂面８は、シリンダ２
の軸心直交面Ｓに対して、スラスト側の頂面縁部８ａよ
りも反スラスト側の頂面縁部８ｂの方が高くなる傾斜状
に形成する。そして、そのピストン３のトップリング溝
９は上記ピストン頂面８とほぼ平行な傾斜状に形成す
る。 ◎第２発明（図３参照） 前記第１発明において、前記シリンダ２の軸心直交面Ｓ
に沿う横断面Ｒの形状は、ピストンピン４と平行な方向
のピン平行方向直径Ｄ１に対して、これと直交する方向
のピン直交方向直径Ｄ２の方が小さくなる、楕円形に形
成する。According to the present invention, in order to achieve the above object, the following improved structure is added to the above basic structure as shown in FIGS. 1 to 4, for example. ◎ First invention (see FIGS. 1 and 2) That is, the piston top surface 8 of the piston 3 is the cylinder 2
With respect to the plane S orthogonal to the axis, the top surface edge portion 8b on the anti-thrust side is formed to be higher than the top surface edge portion 8a on the thrust side. The top ring groove 9 of the piston 3 is formed in an inclined shape substantially parallel to the piston top surface 8. ◎ Second invention (see FIG. 3) In the first invention, a plane S orthogonal to the axial center of the cylinder 2 is provided.
The cross-section R along the shape is formed in an elliptical shape in which the pin orthogonal direction diameter D2 in the direction orthogonal to the piston parallel direction D2 is smaller than the pin parallel direction diameter D1.
【０００５】[0005]
◎第１発明（図１・図２及び図４参照） ○スラスト力の減少 本発明は、図４に示すように次のように作用する事によ
り、スラスト力Ｗｓ2が小さい値になる。ピストン頂面
８がシリンダ２の軸心Ｑの直交面Ｓに対して反スラスト
側が高くなる傾斜状になっているから、ピストン押圧力
Ｗｐ2の作用方向はシリンダ２の軸心Ｑに対して反スラ
スト側へ傾斜する。このため、ピストン押圧力Ｗｐ2の
作用方向に対して、クランクピン駆動力Ｗｒ2の作用方
向がなす角βが小さくなり、これに比例してスラスト力
Ｗｓ2の値が小さくなる。尚、エンジン１の圧縮行程で
は、上記スラスト力Ｗｓ2は、従来のスラスト力Ｗｓ1に
比べ逆に大きくなるが、膨張行程の燃焼ガス圧力と圧縮
行程の空気圧力とでは、圧縮行程の圧力の方がずっと小
さいのでＷｓ2の実数値は小さく、シリンダ強度などに
及ぼす影響は無視できる。◎ First invention (see FIGS. 1, 2 and 4) ○ Reduction of thrust force In the present invention, the thrust force Ws2 becomes a small value by acting as follows as shown in FIG. Since the piston top surface 8 is inclined with respect to the plane S orthogonal to the axis Q of the cylinder 2 on the anti-thrust side, the acting direction of the piston pressing force Wp2 is anti-thrust with respect to the axis Q of the cylinder 2. Tilt to the side. Therefore, the angle β formed by the acting direction of the crank pin driving force Wr2 becomes smaller than the acting direction of the piston pressing force Wp2, and the value of the thrust force Ws2 becomes proportionally smaller. In the compression stroke of the engine 1, the thrust force Ws2 is larger than the thrust force Ws1 of the related art, but the compression stroke pressure is higher in the combustion gas pressure in the expansion stroke and the air pressure in the compression stroke. Since it is much smaller, the real value of Ws2 is small, and its influence on the cylinder strength can be ignored.
【０００６】○スラスト力の減少割合 上記スラスト力Ｗｓ2が小さくなる割合は、Ｐ×Ａ×tan
α÷Ｗｓ1になる。（但し、Ｐはシリンダ室１６の膨張
ガス圧、Ａはピストン３の軸直交断面積である。 角α
はピストン押圧力Ｗｐ2の作用方向の傾斜角であり、こ
れはピストン頂面８の傾斜角と等しい。 又、Ｗｓ1は
従来技術の場合のスラスト力である。）このスラスト力
Ｗｓ2の減少割合は次の（Ａ）（Ｂ）（Ｃ）から求めら
れる。 （Ａ）従来技術のスラスト力Ｗｓ1の値（図６参照） ピストン押圧力Ｗｐ1＝Ｐ×Ａ1 ここで、Ｐはシリンダ室１６の膨張ガス圧、Ａ1はピス
トン頂面８の受圧面積である。 このＡ1はピストン３
の軸直交断面積Ａに等しい。 クランクピン駆動力Ｗｒ1＝Ｐ×Ａ1×Ｌ0÷Ｌ1 ＝Ｐ×Ａ1×Ｌ0÷√（Ｌ02−Ｒ2sin2θ） ここで、Ｌ0はコンロッド５の長さ、Ｌ1はコンロッド５
の垂直距離、Ｒはクランクアームの長さ、角θはクラン
クアームの回転角である。 スラスト力Ｗｓ1＝Ｐ×Ａ1×Ｌ2÷Ｌ1 ＝Ｐ×Ａ×Ｒsinθ÷√（Ｌ02−Ｒ2sin2θ）…（１）式 ここで、Ｌ2はコンロッド５の水平距離である。 （Ｂ）本発明のスラスト力Ｗｓ2の値（図４参照） ピストン押圧力Ｗｐ2＝Ｐ×Ａ2 ここで、Ａ2はピストン頂面８の受圧面積である。 こ
のＡ2はピストン３の軸直交断面積Ａ÷cosαに等しい。 クランクピン駆動力Ｗｒ2＝Ｐ×Ａ2×Ｌ0÷Ｌ1 ＝Ｐ×Ａ2×Ｌ0÷√（Ｌ02−Ｒ2sin2θ） スラスト力Ｗｓ2＝Ｐ×Ａ2×Ｌ2÷Ｌ1 ＝Ｐ×Ａ×［｛Ｒsinθ÷√（Ｌ02−Ｒ2sin2θ）｝−tanα］…（２）式 （Ｃ）従来技術のスラスト力Ｗｓ1に対する本発明のス
ラスト力Ｗｓ2の減少割合 スラスト力Ｗｓ2の減少割合Ｄ＝（Ｗｓ1−Ｗｓ2）÷Ｗｓ1…（３）式 この（３）式に（１）式と（２）式とを代入すると、 Ｄ＝Ｐ×Ａ×tanα÷Ｗｓ1○ Reduction rate of thrust force The reduction rate of the thrust force Ws2 is P × A × tan
It becomes α ÷ Ws1. (However, P is the expansion gas pressure of the cylinder chamber 16, and A is the cross-sectional area orthogonal to the axis of the piston 3. Angle α
Is the tilt angle in the acting direction of the piston pressing force Wp2, which is equal to the tilt angle of the piston top surface 8. Ws1 is the thrust force in the case of the prior art. ) The reduction rate of the thrust force Ws2 is obtained from the following (A), (B) and (C). (A) Value of thrust force Ws1 of the prior art (see FIG. 6) Piston pressing force Wp1 = P × A1 Here, P is the expansion gas pressure of the cylinder chamber 16, and A1 is the pressure receiving area of the piston top surface 8. This A1 is piston 3
Is equal to the cross-sectional area A orthogonal to the axis. Crank pin driving force Wr1 = P × A1 × L0 ÷ L1 = P × A1 × L0 ÷ √ (L0 2 −R 2 sin 2 θ) where L0 is the length of the connecting rod 5 and L1 is the connecting rod 5
, R is the length of the crank arm, and the angle θ is the rotation angle of the crank arm. Thrust force Ws1 = P × A1 × L2 ÷ L1 = P × A × R sin θ ÷ √ (L0 2 −R 2 sin 2 θ) Equation (1) where L2 is the horizontal distance of the connecting rod 5. (B) Value of thrust force Ws2 of the present invention (see FIG. 4) Piston pressing force Wp2 = P × A2 where A2 is the pressure receiving area of the piston top surface 8. This A2 is equal to the axial cross-sectional area A / cosα of the piston 3. Crankpin driving force Wr2 = P × A2 × L0 ÷ L1 = P × A2 × L0 ÷ √ (L0 2 -R 2 sin 2 θ) thrust Ws2 = P × A2 × L2 ÷ L1 = P × A × [{Rsinθ ÷ √ (L0 2 −R 2 sin 2 θ)}-tan α] (2) Equation (C) Reduction rate of thrust force Ws2 of the present invention with respect to thrust force Ws1 of the prior art Reduction rate of thrust force Ws2 D = (Ws1 -Ws2) / Ws1 (3) Equation (1) and Equation (2) are substituted into this Equation (3) to obtain D = P * A * tan α / Ws1
【０００７】○スラスト力Ｗｓ2の減少の一例 スラスト力Ｗｓ2は、次の条件下では、従来技術の場合
にはＷｓ1＝５２７．２kgfとなるのに対し、本発明の場
合にはＷｓ2＝２６４．７kgfとなり、ほぼ半減する。 条件、ピストン３の軸直交断面積Ａ＝６０cm2、膨張ガ
ス圧Ｐ＝５０kgf/cm2、コンロッド５の長さＬ＝１３０m
m、クランクアームの長さＲ＝４５mm、クランクアーム
の回転角θ＝３０°、本発明の場合のピストン頂面８の
傾斜角α＝５°。One example of reduction of thrust force Ws2 Under the following conditions, the thrust force Ws2 is Ws1 = 527.2 kgf in the case of the prior art, whereas Ws2 = 264.7 kgf in the case of the present invention. And almost halved. Conditions, cross-sectional area A of the piston 3 orthogonal to the axis A = 60 cm 2 , expansion gas pressure P = 50 kgf / cm 2 , length L of connecting rod 5 = 130 m
m, the length of the crank arm R = 45 mm, the rotation angle θ of the crank arm θ = 30 °, and the inclination angle α of the piston top surface 8 in the case of the present invention α = 5 °.
【０００８】○トップリング１４によるピストン頂面８
からの一様な熱放散。 本発明のピストン３は、トップリング溝９をトップラン
ド１３を隔ててピストン頂面８とほぼ平行な傾斜状に形
成してある。これにより、そのトップリング溝９に嵌合
するトップリング１４は、ピストン頂面８からの熱をそ
の周囲に亙って一様にシリンダ２へ放散させる事ができ
る。○ Piston top surface 8 by top ring 14
Uniform heat dissipation from the. In the piston 3 of the present invention, the top ring groove 9 is formed in an inclined shape substantially parallel to the piston top surface 8 with the top land 13 interposed therebetween. As a result, the top ring 14 fitted into the top ring groove 9 can uniformly dissipate the heat from the piston top surface 8 to the cylinder 2 around the circumference.
【０００９】◎第２発明（図３参照） 前記第１発明において、図３（Ｂ）に示すように、シリ
ンダ２及びピストン３の軸心直交横断面Ｒの形状は、ピ
ストンピン４と平行な方向Ｔのピン平行方向直径Ｄ１に
対して、これと直交する方向Ｕのピン直交方向直径Ｄ２
の方が小さくなる、楕円形状に形成してある。この場
合、シリンダ２及びピストン３の軸心直交横断面Ｒを、
ピストン頂面８の傾斜角αに合わせた楕円形状に選ぶ事
によって、そのピストン頂面８を真円形状にする事がで
きる。そして、真円形状のピストン頂面８に平行な傾斜
のトップリング溝９に嵌合するトップリング１４も真円
形状にする事ができる。Second Invention (See FIG. 3) In the first invention, as shown in FIG. 3 (B), the cross section R of the cylinder 2 and the piston 3 orthogonal to the axis is parallel to the piston pin 4. With respect to the pin parallel direction diameter D1 of the direction T, the pin orthogonal direction diameter D2 of the direction U orthogonal to this
Is formed in an elliptical shape, which is smaller than In this case, the cross section R orthogonal to the axial center of the cylinder 2 and the piston 3 is
By selecting an elliptical shape that matches the inclination angle α of the piston top surface 8, the piston top surface 8 can be made into a perfect circular shape. Further, the top ring 14 fitted in the inclined top ring groove 9 parallel to the top surface 8 of the piston having a perfect circle shape can also be made into a perfect circle shape.
【００１０】[0010]
【発明の効果】本発明は、上記のように構成され作用す
ることから、次の効果を奏する。 ◎第１発明（図１・図２及び図４参照） （イ）スラスト力Ｗｓ2がＰ×Ａ×tanα÷Ｗｓ1の割合
で減少するので、スラスト側摺擦面部分１５での摩擦ロ
スが小さくなり、それだけ軸出力が大きくなる。 （ロ）スラスト側摺擦面部分１５は、接圧が減少するう
え油膜切れも起り難くなるため、摩耗し難くなり耐久性
に優れる。 （ハ）スラスト側摺擦面部分１５は、油膜切れが起り難
くなるうえ接圧も小さくなるため、ピストン３の焼付き
が発生し難くなる。 （ニ）トップリング溝９をトップランド１３を隔ててピ
ストン頂面８とほぼ平行な傾斜状に形成してあるから、
トップリング１４は、ピストン頂面８からの熱を周囲に
亙って一様にシリンダ２へ放散させる事ができる。 これにより、トップランドの過熱を防止でき、トップリ
ング溝内のオイルの炭化によるトップリングの膠着をも
防止できる。 ◎第２発明（図３参照） シリンダ２及びピストン３の軸心直交横断面Ｒを、ピス
トン頂面８の傾斜角αに合わせた楕円形状に選ぶ事によ
って、そのピストン頂面８を真円形状にして、トップリ
ング１４に従来の円形のものをそのまま使用できるよう
にしてある。これにより、リングが周方向に回転可能と
なる事から、その偏摩耗を防ぐ事ができる。The present invention has the following effects because it is constructed and operates as described above. ◎ First invention (see FIGS. 1, 2, and 4) (a) Since the thrust force Ws2 decreases at a rate of P × A × tan α ÷ Ws1, the friction loss at the thrust side sliding surface portion 15 becomes small. , So the shaft output becomes larger. (B) The thrust-side rubbing surface portion 15 has a reduced contact pressure and is less likely to run out of an oil film, and thus is less likely to be worn and has excellent durability. (C) At the thrust-side rubbing surface portion 15, oil film breakage is less likely to occur, and the contact pressure is also reduced, so that seizure of the piston 3 is less likely to occur. (D) Since the top ring groove 9 is formed in an inclined shape which is substantially parallel to the piston top surface 8 with the top land 13 being interposed therebetween,
The top ring 14 can evenly dissipate the heat from the piston top surface 8 to the cylinder 2 around the circumference. As a result, overheating of the top land can be prevented, and sticking of the top ring due to carbonization of oil in the top ring groove can be prevented. ◎ Second invention (see FIG. 3) By selecting the cross section R orthogonal to the axial center of the cylinder 2 and the piston 3 to be an elliptical shape that matches the inclination angle α of the piston top surface 8, the piston top surface 8 is a perfect circle shape. In this way, the conventional top ring 14 can be used as it is. As a result, the ring can be rotated in the circumferential direction, so that uneven wear can be prevented.
【００１１】[0011]
【実施例】以下、本発明の実施例を図面で説明する。図
１（Ａ）はエンジンのピストン・クランク軸連動装置の
断面図、図１（Ｂ）はスラスト力発生の模式図、図２
（Ａ）はピストンに嵌合したトップリングの断面図、図
２（Ｂ）はトップリングの上面図、図３（Ａ）は図２
（Ａ）に相当する図、図３（Ｂ）はピストンの軸直交横
断面図、図４（Ａ）は同装置の模式図、図４（Ｂ）はベ
クトル図である。 ◎第１発明（図１・図２及び図４参照） 図において、エンジン１はクランクケース１０の上方に
シリンダブロック１１を一体に形成するとともに、この
シリンダブロック１１の上面にシリンダヘッド１２及び
図示しないヘッドカバーを順に載置固定して、エンジン
本体を形成してある。上記シリンダブロック１１内に
は、シリンダ２にピストン３を摺動自在に内嵌し、この
ピストン３をピストンピン４とコンロッド５とを介して
クランク軸６のクランクピン７に連動連結して構成して
ある。そして、前記ピストン３のピストン頂面８は、前
記シリンダ２の軸心Ｑの直交面Ｓに対して、スラスト側
の頂面縁部８ａよりも反スラスト側の頂面縁部８ｂの方
が高くなる傾斜状に形成してある。さらに、そのピスト
ン３のトップリング溝９をトップランド１３を隔てて、
上記ピストン頂面８とほぼ平行な傾斜状に形成してあ
る。この場合、ピストン頂面８が楕円形状であるから、
トップリング１４は図２（Ｂ）に示すように、ピストン
ピン４と平行な方向Ｔのピン平行方向直径Ｄ１に対し
て、これと直交する方向Ｕのピン直交方向直径Ｄ２の方
が大きくなる、傾斜した楕円形状になる。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 (A) is a cross-sectional view of an engine piston / crank shaft interlocking device, FIG. 1 (B) is a schematic diagram of thrust force generation, and FIG.
2A is a sectional view of the top ring fitted to the piston, FIG. 2B is a top view of the top ring, and FIG.
FIG. 3A is a diagram corresponding to FIG. 3A, FIG. 3B is a cross-sectional view orthogonal to the axis of the piston, FIG. 4A is a schematic diagram of the device, and FIG. 4B is a vector diagram. ◎ First invention (see FIGS. 1, 2 and 4) In the drawings, the engine 1 has a cylinder block 11 integrally formed above a crankcase 10, and a cylinder head 12 and a cylinder block 12 are not shown on the upper surface of the cylinder block 11. The head cover is placed and fixed in order to form an engine body. A piston 3 is slidably fitted into a cylinder 2 in the cylinder block 11, and the piston 3 is interlockingly connected to a crank pin 7 of a crank shaft 6 via a piston pin 4 and a connecting rod 5. There is. As for the piston top surface 8 of the piston 3, the top surface edge portion 8b on the anti-thrust side is higher than the top surface edge portion 8a on the thrust side with respect to the plane S orthogonal to the axis Q of the cylinder 2. It is formed in an inclined shape. Furthermore, the top ring groove 9 of the piston 3 is separated by the top land 13,
It is formed in an inclined shape substantially parallel to the piston top surface 8. In this case, since the piston top surface 8 has an elliptical shape,
As shown in FIG. 2 (B), the top ring 14 has a larger diameter D2 in the pin orthogonal direction in the direction U orthogonal to the direction D1 in the pin parallel direction in the direction T parallel to the piston pin 4, It becomes a slanted elliptical shape.
【００１２】◎第２発明（図３参照） 前記第１発明においてはシリンダ及びピストン断面を円
形状としたが、この第２発明では図３（Ｂ）に示すよう
に、シリンダ２及びピストン３の軸心直交横断面Ｒの形
状は、ピストンピン４と平行な方向Ｔのピン平行方向直
径Ｄ１に対して、これと直交する方向Ｕのピン直交方向
直径Ｄ２の方が小さくなる、楕円形状に形成してある。
この場合、シリンダ２及びピストン３の軸心直交横断面
Ｒを、ピストン頂面８の傾斜角αに合わせた楕円形状に
選ぶ事によって、そのピストン頂面８を真円形状にする
事ができる。そして、真円形状のピストン頂面８に平行
な傾斜のトップリング溝９に嵌合するトップリング１４
も真円形状にする事ができる。Second Invention (See FIG. 3) In the first invention, the cylinder and piston have a circular cross section, but in the second invention, as shown in FIG. The cross-section R orthogonal to the axial center is formed in an elliptical shape in which the diameter D1 in the pin parallel direction in the direction T parallel to the piston pin 4 is smaller than the diameter D2 in the pin orthogonal direction in the direction U orthogonal thereto. I am doing it.
In this case, by selecting the cross section R orthogonal to the axial center of the cylinder 2 and the piston 3 to be an elliptical shape that matches the inclination angle α of the piston top surface 8, the piston top surface 8 can be made into a perfect circular shape. Then, the top ring 14 fitted in the inclined top ring groove 9 parallel to the perfectly circular piston top surface 8
Can also be made into a perfect circle.
【図１】第１発明実施例を示し、図１（Ａ）はエンジン
のピストン・クランク軸連動装置の断面図、図１（Ｂ）
はスラスト力発生の模式図である。FIG. 1 shows a first embodiment of the invention, FIG. 1 (A) is a cross-sectional view of an engine piston / crankshaft interlocking device, and FIG. 1 (B).
[Fig. 3] is a schematic diagram of thrust force generation.
【図２】第１発明実施例を示し、図２（Ａ）はピストン
に嵌合したトップリングの断面図、図２（Ｂ）はトップ
リングの上面図である。FIG. 2 shows the first embodiment of the invention, FIG. 2 (A) is a sectional view of a top ring fitted to a piston, and FIG. 2 (B) is a top view of the top ring.
【図３】第２発明実施例を示し、図３（Ａ）は図２
（Ａ）に相当する図、図３（Ｂ）はピストンの軸直交横
断面図である。FIG. 3 shows a second embodiment of the invention, and FIG.
FIG. 3B is a cross-sectional view orthogonal to the axis of the piston, which corresponds to FIG.
【図４】本発明実施例を示し、図４（Ａ）は同装置の模
式図、図４（Ｂ）はベクトル図である。FIG. 4 shows an embodiment of the present invention, FIG. 4 (A) is a schematic diagram of the same device, and FIG. 4 (B) is a vector diagram.
【図５】従来例を示し、図５（Ａ）は図１（Ａ）に相当
する図、図５（Ｂ）は図１（Ｂ）に相当する図である。FIG. 5 shows a conventional example, FIG. 5 (A) is a diagram corresponding to FIG. 1 (A) , and FIG. 5 (B) is a diagram corresponding to FIG. 1 (B).
【図６】従来例を示し、図４に相当する図である。FIG. 6 is a diagram corresponding to FIG. 4 showing a conventional example.
１…エンジン、２…シリンダ、３…ピストン、４…ピス
トンピン、５…コンロッド、６…クランク軸、７…クラ
ンクピン、８…ピストン頂面、８ａ…スラスト側の頂面
縁部、８ｂ…反スラスト側の頂面縁部、９…トップリン
グ溝、Ｄ１…ピン平行方向直径、Ｄ２…ピン直交方向直
径、Ｒ…横断面、Ｓ…軸心直交面。DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 2 ... Cylinder, 3 ... Piston, 4 ... Piston pin, 5 ... Connecting rod, 6 ... Crank shaft, 7 ... Crank pin, 8 ... Piston top surface, 8a ... Thrust side top surface edge, 8b ... Top surface edge on the thrust side, 9 ... Top ring groove, D1 ... Pin parallel direction diameter, D2 ... Pin orthogonal direction diameter, R ... Cross section, S ... Shaft orthogonal plane.
Claims (2)
(３)を摺動自在に内嵌し、このピストン(３)をピストン
ピン(４)とコンロッド(５)とを介してクランク軸(６)の
クランクピン(７)に連動連結して構成したエンジンのピ
ストン・クランク軸連動装置において、 前記ピストン(３)のピストン頂面(８)は、前記シリンダ
(２)の軸心直交面(Ｓ)に対して、スラスト側の頂面縁部
(８ａ)よりも反スラスト側の頂面縁部(８ｂ)の方が高く
なる傾斜状に形成し、 そのピストン(３)のトップリング溝(９)は上記ピストン
頂面(８)とほぼ平行な傾斜状に形成したことを特徴とす
るエンジンのピストン・クランク軸連動装置。1. A piston in a cylinder (2) of an engine (1)
(3) is slidably fitted inside, and the piston (3) is interlockingly connected to the crank pin (7) of the crank shaft (6) through the piston pin (4) and the connecting rod (5). In an engine piston / crankshaft interlocking device, the piston top surface (8) of the piston (3) is
The edge of the top surface on the thrust side with respect to the plane (S) orthogonal to the axis of (2)
The top surface edge (8b) on the anti-thrust side is higher than that of (8a), and the top ring groove (9) of the piston (3) is substantially parallel to the piston top surface (8). A piston / crankshaft interlocking device for engines, which is characterized by a slanting shape.
う横断面(Ｒ)の形状は、ピストンピン(４)と平行な方向
のピン平行方向直径(Ｄ１)に対して、これと直交する方
向のピン直交方向直径(Ｄ２)の方が小さくなる、楕円形
に形成したことを特徴とする請求項１に記載のエンジン
のピストン・クランク軸連動装置。2. The shape of the cross section (R) taken along the plane (S) orthogonal to the axial center of the cylinder (2) has a pin parallel direction diameter (D1) parallel to the piston pin (4), The piston-crankshaft interlocking device for an engine according to claim 1, characterized in that the pin-crankshaft interlocking device according to claim 1 is formed in an elliptical shape having a smaller diameter (D2) in the direction orthogonal to the pin.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3299648A JPH05106508A (en) | 1991-10-18 | 1991-10-18 | Piston/crank shaft interlocking device for engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3299648A JPH05106508A (en) | 1991-10-18 | 1991-10-18 | Piston/crank shaft interlocking device for engine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05106508A true JPH05106508A (en) | 1993-04-27 |
Family
ID=17875301
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3299648A Pending JPH05106508A (en) | 1991-10-18 | 1991-10-18 | Piston/crank shaft interlocking device for engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH05106508A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPWO2006117856A1 (en) * | 2005-04-27 | 2008-12-18 | 坂東機工株式会社 | Reciprocating engine |
| JP2011516790A (en) * | 2008-04-16 | 2011-05-26 | エクゾドゥス アール アンド ディー ピーティーワイ リミテッド | Improved internal combustion engine |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS627370A (en) * | 1985-07-01 | 1987-01-14 | Sanken Electric Co Ltd | Dc converter |
-
1991
- 1991-10-18 JP JP3299648A patent/JPH05106508A/en active Pending
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS627370A (en) * | 1985-07-01 | 1987-01-14 | Sanken Electric Co Ltd | Dc converter |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPWO2006117856A1 (en) * | 2005-04-27 | 2008-12-18 | 坂東機工株式会社 | Reciprocating engine |
| JP4918033B2 (en) * | 2005-04-27 | 2012-04-18 | 坂東機工株式会社 | Reciprocating engine |
| JP2011516790A (en) * | 2008-04-16 | 2011-05-26 | エクゾドゥス アール アンド ディー ピーティーワイ リミテッド | Improved internal combustion engine |
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