JPH06185405A - 内燃機関用ピストン - Google Patents
内燃機関用ピストンInfo
- Publication number
- JPH06185405A JPH06185405A JP33758392A JP33758392A JPH06185405A JP H06185405 A JPH06185405 A JP H06185405A JP 33758392 A JP33758392 A JP 33758392A JP 33758392 A JP33758392 A JP 33758392A JP H06185405 A JPH06185405 A JP H06185405A
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- Japan
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- piston
- friction
- internal combustion
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Abstract
(57)【要約】
【目的】 内燃機関用ピストンのフリクションを低減す
ること。 【構成】 スカート部３をバレル（中ふくらみ）状に形
成した内燃機関用ピストン１において、最大径部５の下
側に接続するテーパ部６のピストン軸芯に対する傾斜角
（バレル角）Ｅを、０．００１５〜０．０２ラジアンに
設定した。０．００１５ラジアン以上に設定することに
よってピストンフリクションが低減し、０．０２ラジア
ン以下とすることによってスラップ音悪化を防止でき
る。
ること。 【構成】 スカート部３をバレル（中ふくらみ）状に形
成した内燃機関用ピストン１において、最大径部５の下
側に接続するテーパ部６のピストン軸芯に対する傾斜角
（バレル角）Ｅを、０．００１５〜０．０２ラジアンに
設定した。０．００１５ラジアン以上に設定することに
よってピストンフリクションが低減し、０．０２ラジア
ン以下とすることによってスラップ音悪化を防止でき
る。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、フリクション低減をは
かった内燃機関用ピストンに関する。
かった内燃機関用ピストンに関する。
【０００２】
【従来の技術】従来、内燃機関用ピストンのスカート部
は、その縦断面プロフィルが、湾曲部と、該湾曲部に最
大径部を介して接続するテーパ部とを有する（たとえ
ば、特開昭５７−８１１４３号公報）。このテーパ部の
下縁部には、該下縁部の油膜切れによるピストンとシリ
ンダライナの直接接触を防止する丸味がつけられること
がある（実開昭６３−７２３６３号公報）。
は、その縦断面プロフィルが、湾曲部と、該湾曲部に最
大径部を介して接続するテーパ部とを有する（たとえ
ば、特開昭５７−８１１４３号公報）。このテーパ部の
下縁部には、該下縁部の油膜切れによるピストンとシリ
ンダライナの直接接触を防止する丸味がつけられること
がある（実開昭６３−７２３６３号公報）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかし、従来の内燃機
関用ピストンは、スカッフィング防止、オイル消費低減
をはかるためのピストン姿勢および当りを得る観点か
ら、そのプロフィルが決定されており、フリクション低
下のための流体潤滑という観点からそのプロフィルが決
定されていない。したがって、流体潤滑の観点からはス
カート部のフクリションが大きくなっているという問題
があることが、本発明に際してのピストンフリクション
解析により判明した。フリクションが大きいと、フリク
ションロスによる燃費低下、出力低下、機関の耐久性悪
化を招く。
関用ピストンは、スカッフィング防止、オイル消費低減
をはかるためのピストン姿勢および当りを得る観点か
ら、そのプロフィルが決定されており、フリクション低
下のための流体潤滑という観点からそのプロフィルが決
定されていない。したがって、流体潤滑の観点からはス
カート部のフクリションが大きくなっているという問題
があることが、本発明に際してのピストンフリクション
解析により判明した。フリクションが大きいと、フリク
ションロスによる燃費低下、出力低下、機関の耐久性悪
化を招く。
【０００４】この従来ピストンの問題を、さらに詳し
く、図９、図１０を参照して説明する。図９は膨張行程
を示しており、ピストン２１は矢印Ａの方向（下向き）
に動いている。図１０は圧縮行程を示しており、ピスト
ン２１は矢印Ｂの方向（上向き）に動いている。
く、図９、図１０を参照して説明する。図９は膨張行程
を示しており、ピストン２１は矢印Ａの方向（下向き）
に動いている。図１０は圧縮行程を示しており、ピスト
ン２１は矢印Ｂの方向（上向き）に動いている。
【０００５】従来のピストンでは、ピストン傾きと動き
の関係が、油膜厚さが運動と逆方向に狭くなり、油膜領
域２２にくさび効果が生じ、油膜反力Ｆm を生じる。こ
の油膜反力Ｆm は、膨張行程、圧縮行程ともに、反スラ
スト方向に作用する。この油膜反力Ｆm は、膨張行程時
はスラスト力Ｆs と逆方向に作用するので、フリクショ
ン低減に役立つが、圧縮行程時はスラスト力Ｆs と同方
向に作用するので、フリクション増加の原因となる。従
来のピストンでは、この油膜反力Ｆm が、膨張行程時小
さく、圧縮行程時大であるため、フリクションが大き
い。このフリクションが大になる原因、理由自体、今ま
で気づかれてはいなかった。
の関係が、油膜厚さが運動と逆方向に狭くなり、油膜領
域２２にくさび効果が生じ、油膜反力Ｆm を生じる。こ
の油膜反力Ｆm は、膨張行程、圧縮行程ともに、反スラ
スト方向に作用する。この油膜反力Ｆm は、膨張行程時
はスラスト力Ｆs と逆方向に作用するので、フリクショ
ン低減に役立つが、圧縮行程時はスラスト力Ｆs と同方
向に作用するので、フリクション増加の原因となる。従
来のピストンでは、この油膜反力Ｆm が、膨張行程時小
さく、圧縮行程時大であるため、フリクションが大き
い。このフリクションが大になる原因、理由自体、今ま
で気づかれてはいなかった。
【０００６】本発明の目的は、油膜反力によるピストン
フリクション増大を低減し、フリクション低減を通し
て、燃費の改善、出力の向上、機関耐久性の向上等をは
かることにある。
フリクション増大を低減し、フリクション低減を通し
て、燃費の改善、出力の向上、機関耐久性の向上等をは
かることにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成する本発
明に係る内燃機関用ピストンは次のピストンから成る。
すなわち、スカート部が、下方にいくに従い径が増大す
る凸状の縦断面プロフィルをもつ湾曲部と、該湾曲部に
接続し径が最大とされピストンピン穴中心位置と軸方向
に近接している最大径部と、該最大径部に接続し下方に
いくに従い径が縮少する直線状に延びる縦断面プロフィ
ルをもつテーパ部と、を有する内燃機関用ピストンにお
いて、前記テーパ部のピストン軸芯との傾斜角が冷間時
にて０．００１５〜０．０２ラジアンに設定されている
内燃機関用ピストン。
明に係る内燃機関用ピストンは次のピストンから成る。
すなわち、スカート部が、下方にいくに従い径が増大す
る凸状の縦断面プロフィルをもつ湾曲部と、該湾曲部に
接続し径が最大とされピストンピン穴中心位置と軸方向
に近接している最大径部と、該最大径部に接続し下方に
いくに従い径が縮少する直線状に延びる縦断面プロフィ
ルをもつテーパ部と、を有する内燃機関用ピストンにお
いて、前記テーパ部のピストン軸芯との傾斜角が冷間時
にて０．００１５〜０．０２ラジアンに設定されている
内燃機関用ピストン。
【０００８】
【作用】上記の本発明の内燃機関用ピストンでは、テー
パ部の傾斜角が０．００１５ラジアン以上に設定されて
いるので、スラスト力と油膜反力が同方向に作用する圧
縮行程時には、油膜くさび領域が、従来の湾曲部＋最大
径部＋テーパ部から、湾曲部＋最大径部に低減して油膜
反力が低減し、フリクションが低下する。また、スラス
ト力と油膜反力が逆方向に作用する膨張工程時にも、従
来よりくさび角大のため油膜反力が大となり、スラスト
力−油膜反力が小となって、フリクションが低下する。
上記において、０．００１５ラジアン未満ではフリクシ
ョンが増加することがある。また、テーパ部の傾斜角が
０．０２ラジアン以下に設定されているので、スカート
部下端部とシリンダライナとの間のクリアランスは適度
に小に保たれ、ピストンスラップ音の増加が防止されて
いる。
パ部の傾斜角が０．００１５ラジアン以上に設定されて
いるので、スラスト力と油膜反力が同方向に作用する圧
縮行程時には、油膜くさび領域が、従来の湾曲部＋最大
径部＋テーパ部から、湾曲部＋最大径部に低減して油膜
反力が低減し、フリクションが低下する。また、スラス
ト力と油膜反力が逆方向に作用する膨張工程時にも、従
来よりくさび角大のため油膜反力が大となり、スラスト
力−油膜反力が小となって、フリクションが低下する。
上記において、０．００１５ラジアン未満ではフリクシ
ョンが増加することがある。また、テーパ部の傾斜角が
０．０２ラジアン以下に設定されているので、スカート
部下端部とシリンダライナとの間のクリアランスは適度
に小に保たれ、ピストンスラップ音の増加が防止されて
いる。
【０００９】
【実施例】本発明の一実施例に係る内燃機関用ピストン
１は、図１に示すように、ピストン頂部２と、その下側
に接続するスカート部３とから成る。スカート部３は、
下方にいくに従い径が増大する凸状の断面プロフィルを
もつ湾曲部４と、湾曲部４に接続し径が最大とされた最
大径部５と、最大径部５に接続し下方にいくに従い径が
縮少する直線状に延びる縦断面プロフィルをもつテーパ
部６と、テーパ部６に接続しピストン下縁部でピストン
半径方向内方に丸められた縦断面プロフィルをもつＲ部
（丸味部）７とから成る。
１は、図１に示すように、ピストン頂部２と、その下側
に接続するスカート部３とから成る。スカート部３は、
下方にいくに従い径が増大する凸状の断面プロフィルを
もつ湾曲部４と、湾曲部４に接続し径が最大とされた最
大径部５と、最大径部５に接続し下方にいくに従い径が
縮少する直線状に延びる縦断面プロフィルをもつテーパ
部６と、テーパ部６に接続しピストン下縁部でピストン
半径方向内方に丸められた縦断面プロフィルをもつＲ部
（丸味部）７とから成る。
【００１０】最大径部５はピストン軸芯Ｃと平行に直線
状に延びる。最大径部５のプロフィルの最上点Ｐと最下
点Ｑとを結ぶ直線の線分ＰＱの長さは、ピストンピン穴
半径（約１０ｍｍ）以下とされている。ただし、線分Ｐ
Ｑの長さは０であってもよく、その場合は点Ｐと点Ｑは
一致する。最大径部５の最上点Ｐのピストン軸方向位置
は、スカート部３に設けられたピストンピン穴８の中心
Ｏのピストン軸方向位置と、ほぼ一致する。すなわち、
点Ｐと点Ｏのピストン軸方向距離Ｓ（以下、プロフィル
オフセット量という）は小であり、０かまたは０に近い
値である。
状に延びる。最大径部５のプロフィルの最上点Ｐと最下
点Ｑとを結ぶ直線の線分ＰＱの長さは、ピストンピン穴
半径（約１０ｍｍ）以下とされている。ただし、線分Ｐ
Ｑの長さは０であってもよく、その場合は点Ｐと点Ｑは
一致する。最大径部５の最上点Ｐのピストン軸方向位置
は、スカート部３に設けられたピストンピン穴８の中心
Ｏのピストン軸方向位置と、ほぼ一致する。すなわち、
点Ｐと点Ｏのピストン軸方向距離Ｓ（以下、プロフィル
オフセット量という）は小であり、０かまたは０に近い
値である。
【００１１】テーパ部６は、最大径部５の最下点Ｑから
点Ｔまで直線状に延びる。点ＴはＲ部７の開始点であ
る。点Ｑは最大径部５とテーパ部６との接続点である
が、なめらかに、Ｒをもってつなぐことが望ましい。テ
ーパ部６の、点Ｑを通りピストン軸芯に平行な直線から
の傾斜角（テーパ部６のピストン軸芯との傾斜角）Ｅ
は、０．００１５〜０．０２ラジアンに設定されてい
る。Ｅを以下バレル角という。
点Ｔまで直線状に延びる。点ＴはＲ部７の開始点であ
る。点Ｑは最大径部５とテーパ部６との接続点である
が、なめらかに、Ｒをもってつなぐことが望ましい。テ
ーパ部６の、点Ｑを通りピストン軸芯に平行な直線から
の傾斜角（テーパ部６のピストン軸芯との傾斜角）Ｅ
は、０．００１５〜０．０２ラジアンに設定されてい
る。Ｅを以下バレル角という。
【００１２】バレル角Ｅを０．００１５ラジアン以上に
設定する理由は次の通りである。図２、図３に、圧縮行
程時と膨張行程時のピストン１の代表的な姿勢を示す。
図２、図３では本発明ピストン１のプロフィルを実線で
示してあり、比較のために、従来ピストンのプロフィル
も破線で示してある。
設定する理由は次の通りである。図２、図３に、圧縮行
程時と膨張行程時のピストン１の代表的な姿勢を示す。
図２、図３では本発明ピストン１のプロフィルを実線で
示してあり、比較のために、従来ピストンのプロフィル
も破線で示してある。
【００１３】圧縮行程時には、ピストン１は頂部が反ス
ラスト側１４に倒れた姿勢で、上向きに動くので、油膜
のくさび領域１２はスラスト側１３に生じ、油膜反力Ｆ
m は反スラスト側１４に作用する。さらにスラスト力Ｆ
s も反スラスト側１４に向って作用する。スカート部３
に作用するフリクションＦf は、反スラスト側１４に生
じ、その値は、Ｆf ＝μ｜Ｆm ＋Ｆs ｜で計算される。
ここで、μは境界摩擦係数である。したがって、油膜反
力Ｆm の値を小さくできれば、フリクションＦ f は下が
る。従来ピストンのプロフィルでは、図２のＬ1 の範囲
（下縁Ｒ部を除くスカート部全長、すなわち湾曲部＋最
大径部＋テーパ部の長さ）が油膜のくさび領域となる
が、本発明ピストンのプロフィルではＬ2 の範囲（下縁
Ｒ部とテーパ部を除いたスカート部長さ、すなわち湾曲
部＋最大径部の長さ）が油膜のくさび領域となる。Ｌ1
に比べＬ2 は大幅に小さくなる。それに伴ない、油膜反
力Ｆ m も著しく低下し、フリクションＦf が大幅に低下
する。
ラスト側１４に倒れた姿勢で、上向きに動くので、油膜
のくさび領域１２はスラスト側１３に生じ、油膜反力Ｆ
m は反スラスト側１４に作用する。さらにスラスト力Ｆ
s も反スラスト側１４に向って作用する。スカート部３
に作用するフリクションＦf は、反スラスト側１４に生
じ、その値は、Ｆf ＝μ｜Ｆm ＋Ｆs ｜で計算される。
ここで、μは境界摩擦係数である。したがって、油膜反
力Ｆm の値を小さくできれば、フリクションＦ f は下が
る。従来ピストンのプロフィルでは、図２のＬ1 の範囲
（下縁Ｒ部を除くスカート部全長、すなわち湾曲部＋最
大径部＋テーパ部の長さ）が油膜のくさび領域となる
が、本発明ピストンのプロフィルではＬ2 の範囲（下縁
Ｒ部とテーパ部を除いたスカート部長さ、すなわち湾曲
部＋最大径部の長さ）が油膜のくさび領域となる。Ｌ1
に比べＬ2 は大幅に小さくなる。それに伴ない、油膜反
力Ｆ m も著しく低下し、フリクションＦf が大幅に低下
する。
【００１４】つぎに、膨張行程時には、ピストン１は頂
部がスラスト側１３に倒れた姿勢で、下向きに動くの
で、油膜のくさび領域１２はスラスト側１３に生じ、油
膜反力Ｆm は反スラスト側１４に作用する。スラスト力
Ｆs はスラスト側１２に作用する。一般に、｜Ｆs ｜＞
｜Ｆm ｜だから、Ｆm が大きくなるとフリクションＦf
が低下する。従来のピストンプロフィルに比べ、本発明
のピストンプロフィルの場合くさび角（プロフィルとシ
リンダ面のなす角）が大きいので、油膜反力Ｆmは大き
くなる。したがって、フリクションＦf は低下する。以
上の２つの要因によって、ピストンスカート部３のフリ
クションは、圧縮行程時にも膨張行程時にも、従来に比
べて、大幅に低減される。
部がスラスト側１３に倒れた姿勢で、下向きに動くの
で、油膜のくさび領域１２はスラスト側１３に生じ、油
膜反力Ｆm は反スラスト側１４に作用する。スラスト力
Ｆs はスラスト側１２に作用する。一般に、｜Ｆs ｜＞
｜Ｆm ｜だから、Ｆm が大きくなるとフリクションＦf
が低下する。従来のピストンプロフィルに比べ、本発明
のピストンプロフィルの場合くさび角（プロフィルとシ
リンダ面のなす角）が大きいので、油膜反力Ｆmは大き
くなる。したがって、フリクションＦf は低下する。以
上の２つの要因によって、ピストンスカート部３のフリ
クションは、圧縮行程時にも膨張行程時にも、従来に比
べて、大幅に低減される。
【００１５】図５に、バレル角Ｅ＝０．０の場合の、摩
擦平均有効圧とプロフィルオフセット量Ｓの関係を示
す。図５から、Ｓ＝０の近傍において、ピストンフリク
ションは極小となることがわかる。実際のピストンの作
動時のＳの値は、ほぼ０のものが多いと推定される。し
たがって、Ｓ＝０のデータを重視して設計する必要があ
る。
擦平均有効圧とプロフィルオフセット量Ｓの関係を示
す。図５から、Ｓ＝０の近傍において、ピストンフリク
ションは極小となることがわかる。実際のピストンの作
動時のＳの値は、ほぼ０のものが多いと推定される。し
たがって、Ｓ＝０のデータを重視して設計する必要があ
る。
【００１６】図４に、摩擦平均有効圧とバレル角Ｅの関
係を示す。黒丸はＳ＝０ｍｍのデータ、白丸はＳ＝８ｍ
ｍのデータである。Ｓ＝８ｍｍのデータでは、バレル角
Ｅが少しでもつくと急激にフリクションは低下するが、
Ｓ＝０ｍｍのデータでは、あるバレル角Ｅの範囲（０．
００３０ラジアン以下）ではＥ＝０．０ラジアンの時よ
りもフリクションは増大する。
係を示す。黒丸はＳ＝０ｍｍのデータ、白丸はＳ＝８ｍ
ｍのデータである。Ｓ＝８ｍｍのデータでは、バレル角
Ｅが少しでもつくと急激にフリクションは低下するが、
Ｓ＝０ｍｍのデータでは、あるバレル角Ｅの範囲（０．
００３０ラジアン以下）ではＥ＝０．０ラジアンの時よ
りもフリクションは増大する。
【００１７】このフリクション増大の理由は、圧縮行程
で図２のような状態にならず、図８に示すような状態に
なるからである。すなわち、ピストンの傾きＣが、バレ
ル角Ｅ以上に傾くことによって、くさび領域ＴＬφが低
減しないばかりか、くさび領域の入口厚Ｋが増大するこ
とにより、フリクションが増大する。したがって、オフ
セット量Ｓに左右されずに確実にフリクションを低減す
るためには、作動時のバレル角Ｅは０．００３０ラジア
ンよりも大でなければならない。バレル角Ｅが０．００
３０ラジアン以上であると、シミュレーション上、バレ
ル角Ｅが０．０４ラジアンまで、ほぼ一定となる。バレ
ル角Ｅの作動時のフリクション低減からの上限は、フリ
クションが若干悪化し始める０．０４ラジアンである。
しかし、バレル角Ｅがあまり大きいと、スカート下端の
クリアランスが大きくなるため、スラップ音等に悪い影
響を与える可能性がある。このため、バレル角Ｅの上限
を、スラップ音悪化防止上、０．０２１５ラジアンとす
る。作動時のバレル角Ｅは、設計値に比べ熱変形および
弾性変形により、−０．００１〜０．００１５ラジアン
程度大きくなる。ただし、ピストンの構造（たとえば、
ストラットの有無等および負荷）により、その値は異な
る。したがって、作動時のバレル角Ｅの範囲を０．００
３０〜０．０２１５ラジアンとするためには、バレル角
Ｅの設計値（冷間時）を、０．００１５〜０．０２ラジ
アンとしなければならない。
で図２のような状態にならず、図８に示すような状態に
なるからである。すなわち、ピストンの傾きＣが、バレ
ル角Ｅ以上に傾くことによって、くさび領域ＴＬφが低
減しないばかりか、くさび領域の入口厚Ｋが増大するこ
とにより、フリクションが増大する。したがって、オフ
セット量Ｓに左右されずに確実にフリクションを低減す
るためには、作動時のバレル角Ｅは０．００３０ラジア
ンよりも大でなければならない。バレル角Ｅが０．００
３０ラジアン以上であると、シミュレーション上、バレ
ル角Ｅが０．０４ラジアンまで、ほぼ一定となる。バレ
ル角Ｅの作動時のフリクション低減からの上限は、フリ
クションが若干悪化し始める０．０４ラジアンである。
しかし、バレル角Ｅがあまり大きいと、スカート下端の
クリアランスが大きくなるため、スラップ音等に悪い影
響を与える可能性がある。このため、バレル角Ｅの上限
を、スラップ音悪化防止上、０．０２１５ラジアンとす
る。作動時のバレル角Ｅは、設計値に比べ熱変形および
弾性変形により、−０．００１〜０．００１５ラジアン
程度大きくなる。ただし、ピストンの構造（たとえば、
ストラットの有無等および負荷）により、その値は異な
る。したがって、作動時のバレル角Ｅの範囲を０．００
３０〜０．０２１５ラジアンとするためには、バレル角
Ｅの設計値（冷間時）を、０．００１５〜０．０２ラジ
アンとしなければならない。
【００１８】上記のフリクション低減作用を得るには、
ピン中心下隆起部の長さＬＱがあまり長くなく、したが
ってテーパ部６の長さがある程度以上に長いことを必要
とする。図６にピン中心下隆起部の長さＬＱ、テーパ部
６の長さとフリクションとの関係に関する計算結果を示
す。図６より、ピン中心下隆起部の長さが１０ｍｍ以上
になるとフリクションが急激に増加する。また、図６の
例で、ＬＱが１０ｍｍまではフリクション低減に効果が
あることがわかる。前記の１０ｍｍという値は、本計算
モデルではピストンピン穴半径Ｒに相当する。ピストン
の大きさによって当然１０ｍｍ、１４ｍｍという値は変
ってくるので、次のように無次元化して論ずることが望
ましい。 ｔ＝ＬＱの長さ／（ＬＱの長さ＋ＱＲの長さ） ＜１０／２０＝０．５ すなわち、上式で定義されるｔの値が０．５以下となる
ＱＲの長さはフリクション低減に有効なテーパ部６の長
さである。
ピン中心下隆起部の長さＬＱがあまり長くなく、したが
ってテーパ部６の長さがある程度以上に長いことを必要
とする。図６にピン中心下隆起部の長さＬＱ、テーパ部
６の長さとフリクションとの関係に関する計算結果を示
す。図６より、ピン中心下隆起部の長さが１０ｍｍ以上
になるとフリクションが急激に増加する。また、図６の
例で、ＬＱが１０ｍｍまではフリクション低減に効果が
あることがわかる。前記の１０ｍｍという値は、本計算
モデルではピストンピン穴半径Ｒに相当する。ピストン
の大きさによって当然１０ｍｍ、１４ｍｍという値は変
ってくるので、次のように無次元化して論ずることが望
ましい。 ｔ＝ＬＱの長さ／（ＬＱの長さ＋ＱＲの長さ） ＜１０／２０＝０．５ すなわち、上式で定義されるｔの値が０．５以下となる
ＱＲの長さはフリクション低減に有効なテーパ部６の長
さである。
【００１９】図７にピストンプロフィルの下端にＲ部７
を設けて、図７で定義されるような付加バレル量（テー
パ部の延長線より半径方向内側に正の付加バレル、半径
方向外側が負の付加バレル）を与えたときのフリクショ
ンへの影響度を検討した。図７からわかることは、バレ
ル量とフリクション間に明確な関連性がないことであ
る。したがって、単純にピストン下縁にバレルをつける
とフリクションが低下するということはできない。フリ
クション低減にとって重要な要件は、最大径部５とテー
パ部６がなすバレル角Ｅであって、ピストン下縁のＲ部
７ではない。ただし、ピストン下縁に丸味をつけること
は、ピストンとライナの直接接触を防止する効果がある
ことは確かである。本発明では、このような丸味による
直接接触防止の状態から、テーパ部６のバレル角Ｅを特
定することによってさらにピストンフリクションを低下
させている。
を設けて、図７で定義されるような付加バレル量（テー
パ部の延長線より半径方向内側に正の付加バレル、半径
方向外側が負の付加バレル）を与えたときのフリクショ
ンへの影響度を検討した。図７からわかることは、バレ
ル量とフリクション間に明確な関連性がないことであ
る。したがって、単純にピストン下縁にバレルをつける
とフリクションが低下するということはできない。フリ
クション低減にとって重要な要件は、最大径部５とテー
パ部６がなすバレル角Ｅであって、ピストン下縁のＲ部
７ではない。ただし、ピストン下縁に丸味をつけること
は、ピストンとライナの直接接触を防止する効果がある
ことは確かである。本発明では、このような丸味による
直接接触防止の状態から、テーパ部６のバレル角Ｅを特
定することによってさらにピストンフリクションを低下
させている。
【００２０】つぎに、作用を説明する。圧縮行程時に
は、図２に示すように、ピストン１は上向きに動く。こ
の時、バレル角Ｅを冷間時にて０．００１５ラジアン以
上に設定したため、油膜反力Ｆmは図２のＬ2 の範囲で
しか生じず、Ｌ1 の範囲で生じていた従来に比べて、Ｆ
mは減少する。このため、フリクションＦf は、μ｜Ｆ
s ＋Ｆm ｜のうちＦm が小になるので、低減する。
は、図２に示すように、ピストン１は上向きに動く。こ
の時、バレル角Ｅを冷間時にて０．００１５ラジアン以
上に設定したため、油膜反力Ｆmは図２のＬ2 の範囲で
しか生じず、Ｌ1 の範囲で生じていた従来に比べて、Ｆ
mは減少する。このため、フリクションＦf は、μ｜Ｆ
s ＋Ｆm ｜のうちＦm が小になるので、低減する。
【００２１】膨張行程時には、図３に示すように、ピス
トン１は下向きに動く。この時、バレル角Ｅを冷間時に
て０．００１５ラジアン以上に設定したため、オイルの
かみ込み量が従来より大になって油膜反力Ｆm は増大す
る。フリクションＦf はμ｛｜Ｆs ｜−｜Ｆm ｜｝で計
算されるが、｜Ｆs ｜＞｜Ｆm ｜のため、Ｆm が大にな
るとＦf は低減する。かくして、ピストンの往復動時の
全域において、従来よりフリクションが低減し、フリク
ションロスの低減を通して、燃費の増大、出力の向上、
機関（ピストンおよびシリンダライナ）の耐久性向上が
はかられる。
トン１は下向きに動く。この時、バレル角Ｅを冷間時に
て０．００１５ラジアン以上に設定したため、オイルの
かみ込み量が従来より大になって油膜反力Ｆm は増大す
る。フリクションＦf はμ｛｜Ｆs ｜−｜Ｆm ｜｝で計
算されるが、｜Ｆs ｜＞｜Ｆm ｜のため、Ｆm が大にな
るとＦf は低減する。かくして、ピストンの往復動時の
全域において、従来よりフリクションが低減し、フリク
ションロスの低減を通して、燃費の増大、出力の向上、
機関（ピストンおよびシリンダライナ）の耐久性向上が
はかられる。
【００２２】
【発明の効果】本発明によれば、ピストンスカート部の
テーパ部のバレル角を０．００１５〜０．０２ラジアン
に設定したため、スラスト力と油膜反力が同方向に働ら
く圧縮行程時には、油膜くさび効果を生じる領域が湾曲
部と最大径部のみに減少し、圧縮行程時の油膜反力が低
減してピストンフリクションが減少し、スラスト力と油
膜反力が逆方向に働らく膨張行程時にはくさび角が大の
ため油膜反力が大となって、ピストンフリクションが低
減する。
テーパ部のバレル角を０．００１５〜０．０２ラジアン
に設定したため、スラスト力と油膜反力が同方向に働ら
く圧縮行程時には、油膜くさび効果を生じる領域が湾曲
部と最大径部のみに減少し、圧縮行程時の油膜反力が低
減してピストンフリクションが減少し、スラスト力と油
膜反力が逆方向に働らく膨張行程時にはくさび角が大の
ため油膜反力が大となって、ピストンフリクションが低
減する。
【図１】本発明の一実施例の内燃機関用ピストンの正面
図である。
図である。
【図２】図１のピストンの圧縮行程時の正面図である。
【図３】図１のピストンの膨張行程時の正面図である。
【図４】スカート部の摩擦平均有効圧（ｋＰａ）対バレ
ル角（ラジアン）の関係を示すグラフである。
ル角（ラジアン）の関係を示すグラフである。
【図５】スカート部の摩擦平均有効圧（ｋＰａ）対プロ
フィルオフセット（ｍｍ）の関係を示すグラフである。
フィルオフセット（ｍｍ）の関係を示すグラフである。
【図６】スカート部の摩擦平均有効圧（ｋＰａ）対最大
径部長さ（ｍｍ）の関係を示すグラフである。
径部長さ（ｍｍ）の関係を示すグラフである。
【図７】スカート部の摩擦平均有効圧（ｋＰａ）対付加
バレル量（ミクロン）の関係を示すグラフである。
バレル量（ミクロン）の関係を示すグラフである。
【図８】フリクション悪化現象が生じる理由を説明する
ためのピストン正面図である。
ためのピストン正面図である。
【図９】従来のピストンの膨張行程における正面図であ
る。
る。
【図１０】従来のピストンの圧縮行程における正面図で
ある。
ある。
１ ピストン ３ スカート部 ４ 湾曲部 ５ 最大径部 ６ テーパ部 ７ Ｒ部 ８ ピストンピン穴 １２ 油膜くさび領域 １３ スラスト側 １４ 反スラスト側
Claims (1)
- 【請求項１】 スカート部が、下方にいくに従い径が増
大する凸状の縦断面プロフィルをもつ湾曲部と、該湾曲
部に接続し径が最大とされピストンピン穴中心位置と軸
方向に近接している最大径部と、該最大径部に接続し下
方にいくに従い径が縮少する直線状に延びる縦断面プロ
フィルをもつテーパ部と、を有する内燃機関用ピストン
において、前記テーパ部のピストン軸芯との傾斜角が冷
間時にて０．００１５〜０．０２ラジアンに設定されて
いることを特徴とする内燃機関用ピストン。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP33758392A JP3239493B2 (ja) | 1992-12-17 | 1992-12-17 | 内燃機関用ピストン |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP33758392A JP3239493B2 (ja) | 1992-12-17 | 1992-12-17 | 内燃機関用ピストン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH06185405A true JPH06185405A (ja) | 1994-07-05 |
| JP3239493B2 JP3239493B2 (ja) | 2001-12-17 |
Family
ID=18310019
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP33758392A Expired - Fee Related JP3239493B2 (ja) | 1992-12-17 | 1992-12-17 | 内燃機関用ピストン |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3239493B2 (ja) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7866295B2 (en) * | 2007-10-05 | 2011-01-11 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Piston skirt oil retention for an internal combustion engine |
| CN104131909A (zh) * | 2013-04-30 | 2014-11-05 | 铃木株式会社 | 内燃机的活塞 |
| CN106194657A (zh) * | 2016-08-29 | 2016-12-07 | 正昌道森集团有限公司 | 一种制冷压缩机用活塞 |
| WO2018092176A1 (ja) * | 2016-11-18 | 2018-05-24 | 本田技研工業株式会社 | 内燃機関 |
| JP2018145861A (ja) * | 2017-03-06 | 2018-09-20 | 日野自動車株式会社 | ピストン構造 |
| JP2018189102A (ja) * | 2017-04-28 | 2018-11-29 | マツダ株式会社 | 摺動構造体 |
| DE112012003224B4 (de) | 2011-08-04 | 2023-02-09 | Caterpillar Inc. | Kolben für einen Verbrennungsmotor und Verfahren dafür |
-
1992
- 1992-12-17 JP JP33758392A patent/JP3239493B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7866295B2 (en) * | 2007-10-05 | 2011-01-11 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Piston skirt oil retention for an internal combustion engine |
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| JP2014214737A (ja) * | 2013-04-30 | 2014-11-17 | スズキ株式会社 | 内燃機関のピストン |
| CN106194657A (zh) * | 2016-08-29 | 2016-12-07 | 正昌道森集团有限公司 | 一种制冷压缩机用活塞 |
| WO2018092176A1 (ja) * | 2016-11-18 | 2018-05-24 | 本田技研工業株式会社 | 内燃機関 |
| CN109964023A (zh) * | 2016-11-18 | 2019-07-02 | 本田技研工业株式会社 | 内燃机 |
| US10760524B2 (en) | 2016-11-18 | 2020-09-01 | Honda Motor Co., Ltd. | Internal combustion engine |
| CN109964023B (zh) * | 2016-11-18 | 2021-04-16 | 本田技研工业株式会社 | 内燃机 |
| JP2018145861A (ja) * | 2017-03-06 | 2018-09-20 | 日野自動車株式会社 | ピストン構造 |
| JP2018189102A (ja) * | 2017-04-28 | 2018-11-29 | マツダ株式会社 | 摺動構造体 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3239493B2 (ja) | 2001-12-17 |
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