JPWO2018092176A1 - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減を好適に実現可能な内燃機関を提供する。【解決手段】 シリンダボア３を画定する機関本体２と、シリンダボア３内に収容されたピストン４と、機関本体２に回転可能に支持され、ピストン４にコネクティングロッド６を介して接続されたクランク軸８とを備える内燃機関であって、ピストンはスカートを有し、シリンダボアは第１ピストン位置よりも上死点側のシリンダ軸線方向Ｘの範囲として規定される第１領域Ａ１と、第１ピストン位置より下死点の近くに設定された第２ピストン位置より下死点側のシリンダ軸線方向の範囲として規定される第２領域Ａ２と、第１領域と第２領域との間に位置する接続領域Ａ３とを有し、シリンダボアの径が、第１領域に於いて第２領域よりも小さく、接続領域が第１領域と第２領域とを平滑に接続する。【選択図】 図１

Description

本発明は、内燃機関に関し、特に、レシプロ内燃機関に関する。

レシプロ内燃機関において、ピストンとシリンダボアの壁面との間のフリクションを低減することによって燃費を向上させるためには、ピストンとシリンダボアの壁面との間隔を大きくする（即ち、ピストンクリアランスを大きくする）ことが好ましい。しかし、ピストンとシリンダボアの壁面との間隔を大きくすると、ピストンの首振り動作によってピストンのスカートがシリンダボアの壁面に衝突することによるピストンスラップ音が大きくなる。そのため、フリクションの低減とピストンスラップ音の抑制とを両立させることは難しい。

それらを両立させるため、特許文献１には、ピストンのスカートの形状を改善することが提案されている。特許文献１のピストンでは、スカートが樽型をなしており、ピストンの高さ方向においてスカートの張出し量が最大値に到達する高さ位置が、ピンボス中心高さ位置よりもスカート下端部に近くなるように設定されている。しかしながら、ピストンのスカートの形状を調整することによって、フリクションの低減とピストンスラップ音の抑制の両立を図ることには限界がある。
特許文献２には、シリンダボアの摺動面を形成するシリンダライナとして、ピストンが上死点にあるときのトップリングに対応する部分の内径を他の部分の内径よりも小さく形成し、同部分より下方側の内径を漸次拡大してなるピストンライナを用いることが提案されている。この構成によれば、何らかの方法でトップリング溝に油を充満させておくことで、ピストンがそのシリンダボアの内部において上死点へ向けて移動し、上死点より少し下部でピストンリングがシリンダボアの摺動面に当接してリング溝内に押込まれると、リング溝内に蓄えられた油がシリンダボアの摺動面（シリンダライナ摺動面）とピストンとの間に押し出され、シリンダライナとピストンとの間に供給される。しかしながら、供給された油によって、ピストンとシリンダボアの摺動面とが直接接触するのが抑えられるため、ピストンの上死点におけるトップリングに対応する部分のシリンダボアの摺動面の摩耗が抑えられる。しかし、ピストンスカートとシリンダボアの壁面との衝突によるピストンスラップ音を抑制するものではない。

特開２００２−２２１０８４号公報 特開昭６０−６０２４０号公報

本発明は、以上の背景を鑑み、ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減を好適に実現可能な内燃機関を提供することを課題とする。

上記課題を解決するために、本発明の一側面によると、シリンダボア（３、５３）を画定する機関本体（２）と、前記シリンダボア内にシリンダ軸線方向（Ｘ）に往復移動可能に収容されたピストン（４）と、前記機関本体に回転可能に支持され、前記ピストンにコネクティングロッド（６）を介して接続されたクランク軸（８）とを備える内燃機関（１）であって、前記ピストンは１対のスカート（２２）を有し、前記シリンダボアは、前記ピストンが上死点から下死点に向かって所定距離に設定された第１ピストン位置（Ｐ１）よりも前記上死点側にあるときに前記スカートの最大径部が位置する前記シリンダ軸線方向の範囲として規定される第１領域（Ａ１）と、前記ピストンが前記第１ピストン位置より前記下死点に近い第２ピストン位置（Ｐ２）より前記下死点側にあるときに前記スカートの前記最大径部が位置する前記シリンダ軸線方向の範囲として規定される第２領域（Ａ２）と、前記第１領域と前記第２領域との間に位置する接続領域（Ａ３）とを有し、前記クランク軸の軸線方向と直交する方向の前記シリンダボアの径が、前記第１領域に於いて前記第２領域よりも小さく、前記接続領域が前記第１領域と前記第２領域とを平滑に接続する内燃機関が提供される。

本願発明者は、ピストンのスカートがシリンダボアの壁面に衝突しピストンスラップ音が発生するのは、主としてピストンが上死点に比較的近い所定範囲内に位置するときであり、ピストンがこの範囲より下死点側に位置するときはシリンダボアの径が大きくてもピストンスラップ音はほとんど発生しないことを見出した。上記構成によれば、ピストンが上記所定範囲内に位置するときにスカートの最大径部が位置するシリンダ軸線方向の範囲の少なくとも一部を含むようにシリンダボアの第１領域を設定する（例えば、第１ピストン位置を上記所定範囲の下縁より下死点側に設定する）ことにより、当該範囲の少なくとも一部でシリンダボアの径を比較的小さくし（即ち、シリンダボアの壁面とスカートとの間隔を比較的狭くし）、ピストンスラップ音を抑制することができる。また、上記構成によれば、シリンダボアの第２領域は、ピストンが上記所定範囲よりも下死点側にあるときにスカートの最大径部が位置するシリンダ軸線方向の範囲の少なくとも一部を含むので、当該範囲の少なくとも一部におけるシリンダボアの径を比較的大きくし（即ち、シリンダボアの壁面とスカートとの間隔を比較的広くし）、ピストンとシリンダボアの壁面との間のフリクションを、ピストンスラップ音の増大を招くことなく低減することができる。よって、上記構成によれば、ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減を好適に実現可能な内燃機関が提供される。

上記の構成において、前記一対のスカートは、好ましくは、ピストンの径方向に膨出する樽形をなし、前記スカートの最大径部は、スカートが径方向に最も突出した部分である。

また、上記の構成において、前記第１ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が３０度であるときの前記ピストンの位置よりも前記下死点側に設定されているとよい。

大きなピストンスラップ音が発生し易いのは、上死点を基準としてクランク軸の回転角度が３０度となる位置よりやや上死点側にピストンがあるときである。上記構成によれば、大きなピストンスラップ音が発生し易い上記クランク軸回転角度に対応した位置にピストンがあるときのスカートとシリンダボアの壁面との間隔が狭くなるため、ピストンスラップ音を効果的に抑制することができる。

また、上記の構成において、前記第１ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が５５度であるときの前記ピストンの位置よりも前記下死点側に設定されているとよい。

比較的大きなピストンスラップ音が、上死点を基準としてクランク軸の回転角度が５５度近くに至るまで発生することがある。上記構成によれば、比較的大きなピストンスラップ音が発生することがある上記クランク軸回転角度に対応した位置にピストンがあるときのスカートとシリンダボアの壁面との間隔が狭くなるため、ピストンスラップ音をより効果的に抑制することができる。

また、前記第１ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が１２０度であるときの前記ピストンの位置よりも前記上死点側に設定されているとよい。

小さなピストンスラップ音は、上死点を基準としてクランク軸の回転角度が１２０度近くに至るまで発生し得るが、それより下死点側ではほとんど発生しない。従って、第１ピストン位置を、上死点を基準として１２０度のクランク軸の回転角度に対応するピストンの位置よりも下死点側に設定しても、ピストンスラップ音の低減効果は小さく、逆に、第１領域よりも下死点側に位置しシリンダボアの直径が比較的大きい第２領域が縮小され、シリンダボアの壁面とピストンとの間のフリクションの低減効果が損なわれる。上記構成によれば、小さなピストンスラップ音を抑制しつつ、シリンダボアの第２領域をシリンダ軸線方向に十分な長さを有するように確保し、シリンダボアの壁面とピストンとの間のフリクションを低減することができる。

また、前記第２ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が１２０度であるときの前記ピストンの位置よりも前記上死点側に設定されているとよい。

この構成によれば、シリンダボアの径が比較的大きい第２領域をシリンダ軸線方向に十分な長さを有するように確保し、シリンダボアの壁面とピストンとの間のフリクションを低減することができる。

また、前記第１領域内の前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する断面形状が前記シリンダ軸線方向に概ね同一であり、前記第２領域内の前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する断面形状が前記シリンダ軸線方向に概ね同一であるとよい。

この構成によれば、シリンダボアの構造が簡素となるので、シリンダボアを容易に形成することができる。

また、前記第１領域、前記接続領域及び前記第２領域の全てにおいて、前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する方向の断面形状が円形であるとよい。

この構成によれば、シリンダボアを容易に形成することができる。また、ホーニング加工を用いてシリンダボアの仕上げ加工を容易に行うことができる。

また、前記ピストンは合口隙間を有するピストンリングを備え、前記第１領域における前記シリンダボアの前記シリンダ軸線に直交する断面形状は、長軸が前記クランク軸の軸線方向と直交する方向に延在し、短軸が前記クランク軸の軸線方向に沿って延在する楕円であり、前記第２領域における前記シリンダボアの前記シリンダ軸線に直交する断面形状は、長軸が前記クランク軸の軸線方向に延在し、短軸が前記クランク軸の軸線方向と直交する方向に延在する楕円であり、前記第１領域、前記第２領域及び前記接続領域の全てにおいて、前記シリンダボア（５３）の周長が略一定であるとよい。

ピストンに設けられたピストンリングにはリング自身の張力により拡径する方向に力が働き、それによりピストンリングはその外周において常にシリンダボアの壁面と当接している。そのため、ピストンが上死点と下死点との間を移動するとき、ピストンリングはシリンダ軸線に直交するシリンダボアの断面形状に合わせて変形する。上記構成によれば、ピストンが上死点と下死点との間を移動するとき、シリンダ軸線方向に直交するシリンダボアの断面形状の周長が変わらないため、ピストンが上死点と下死点との間を移動するときのピストンリングの周方向端部の間の隙間である合口隙間の幅が一定に保たれる。そのため、シリンダボアのシリンダ軸線に直交する方向の断面形状が第１領域と第２領域とで変っていても、合口隙間を通って燃焼室外へ流れることで発生するブローバイガスの量が増大することがない。

以上の構成によれば、ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減を好適に実現可能な内燃機関を提供することができる。

本発明の第１実施形態に係る内燃機関のクランク軸に直交する面における縦断面図 ピストンが（Ａ）上死点、（Ｂ）第１ピストン位置、（Ｃ）第２ピストン位置、及び（Ｄ）下死点にあるときの第１実施形態に係る内燃機関の縦断面図 ピストンが図１に示したのとは異なる位置にある、第１実施形態に係る内燃機関の図１と同様の縦断面図 第１実施形態に係る内燃機関のシリンダブロックの（Ａ）図１のＩＶＡ−ＩＶＡ断面図、及び（Ｂ）図１のＩＶＢ−ＩＶＢ断面図 （Ａ）機関Ａ及びＢのそれぞれに対し、運転時におけるフリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失のクランク角度に対する変化を示すグラフ、（Ｂ）機関Ａの運転時におけるピストンスラップにより生じるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度のクランク角度に対する変化を示すグラフ、及び（Ｃ）機関Ｂの運転時におけるピストンスラップにより生じるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度のクランク角度に対する変化を示すグラフ 第２実施形態に係る内燃機関の（Ａ）クランク軸に直交する面における部分縦断面図、及び（Ｂ）クランク軸に平行な面における部分縦断面図 第２実施形態に係る内燃機関のシリンダブロックの（Ａ）図６（Ａ）のＩＸＡ−ＩＸＡ断面図、及び（Ｂ）図６（Ａ）のＩＸＢ−ＩＸＢ断面図 比較例となる内燃機関の運転時におけるシリンダボア形状を、本発明のシリンダボア形状と対比して示す部分縦断面図 比較例の内燃機関に対する第１実施形態の内燃機関、及び第２実施形態の内燃機関におけるピストンスラップによるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度の最大値の相対比を示すグラフ 比較例の内燃機関に対する第１実施形態の内燃機関、及び第２実施形態の内燃機関におけるフリクションによるエネルギー損失の相対比を示すグラフ

以下に本発明に係る内燃機関の２つの実施形態を、図１〜図１０を参照して説明する。

＜＜第１実施形態＞＞
第１実施形態に係る内燃機関１は４ストロークレシプロエンジンである。図１に示されるように、内燃機関１では機関本体２となるシリンダブロック２にシリンダボア３が設けられ、このシリンダボア３の内部にピストン４が摺動可能に収容されている。ピストン４には、ピストンピン５を介してコネクティングロッド６の上端が連結され、コネクティングロッド６の下端はクランクピン７を介してクランク軸８に連結されている。尚、本実施形態では、シリンダスリーブ（シリンダライナ）が設けられていないが、シリンダブロック２のスリーブ受容孔に圧入される円筒状のシリンダスリーブの内周面によってシリンダボア３が画定されるものとしてもよい。即ち、シリンダボア３を画定する機関本体はシリンダスリーブを含み得る。

シリンダブロック２の上側には、吸気バルブ１１及び排気バルブ１２によりそれぞれ開閉される吸気ポート１３及び排気ポート１４が設けられたシリンダヘッド１５が結合され、このシリンダヘッド１５の下面とピストン４の上面とシリンダボア３の壁面とで燃焼室１６が画成される。

ピストン４は、円柱状のピストンヘッド２１と、このピストンヘッド２１から垂下するように設けられた一対のスカート２２と、スカート２２の周方向端部を互いに連結するように設けられた一対のサイドウォール２３とを有している。この一対のサイドウォール２３の各々には、ピストンピン５を支持するためのピンボス部２４が設けられている。ピストンヘッド２１の外周には、ピストンリング２５〜２７がそれぞれ取り付けられている。より詳細には、ピストンリング２５〜２７は、ピストンヘッド２１の外周に設けられた対応する溝に受容されている。尚、上側２つのピストンリング２５・２６はそれぞれ合口隙間２８を有するコンプレッションリングであり、一番下のピストンリング２７はオイルリングである。

図１に示されるように、ピストン４のスカート２２は、ピストン４の径方向であり、且つ、クランク軸８の軸線方向と直交する方向に膨出する樽形をなしている。図１、図２、及び図３では、ピストン４のスカート２２の形状が明瞭となるように、スカート２２のクランク軸８の軸線方向と直交する方向への膨出が強調して描かれている。一対のスカート２２が樽形をなしていることから、スカート２２の径方向への突出量は、シリンダ軸線Ｘ方向（図１の上下方向）に変化している（上端及び下端では突出量が小さく、上下方向の中央部において突出量が大きい）。以下では、スカート２２の径方向へ最も突出した部分を最大径部と言う。

ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減との両立とを図るため、内燃機関１の運転時のシリンダボア３は特徴ある形状を備える。以下、実施形態１のシリンダボア３の形状について説明する。

図４（Ａ）及び（Ｂ）は、それぞれシリンダブロック２の図１のＩＶＡ−ＩＶＡ断面図、及び図１のＩＶＢ−ＩＶＢ断面図であり、各断面図にはピストン４の位置を示すために、ピストン４を下から見た概略図が想像線で記載されている。図４に示されるように、第１実施形態のシリンダボア３は、シリンダ軸線Ｘに直交する断面形状がシリンダ軸線Ｘ方向の位置によらず円形となるように形成されている。

また、図１〜図３に示されるように、シリンダボア３の上側部分は比較的小さい径を有し、下側部分は比較的大きい径を有する。より具体的には、シリンダボア３は、ピストン４が上死点（図２（Ａ）のＰ０）から下死点（図２（Ｄ）のＰ３）に向かって所定距離に設定された第１ピストン位置（図１及び図２（Ｂ）のＰ１）よりも上死点側にあるときにスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲として規定される第１領域Ａ１と、ピストン４が第１ピストン位置Ｐ１より下死点Ｐ３の近くに設定された第２ピストン位置（図２（Ｃ）及び図３のＰ２）より下死点側にあるときにスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲として規定される第２領域Ａ２と、第１領域Ａ１と第２領域Ａ２との間に位置する接続領域Ａ３とを有し、シリンダボア３は、第１領域において第２領域よりも小さい径を有している。第１領域Ａ１内において、シリンダボア３の径はシリンダ軸線Ｘ方向に概ね一定であり、また、第２領域Ａ２内において、シリンダボア３の径はシリンダ軸線Ｘ方向に概ね一定である。接続領域Ａ３においては、シリンダボア３の径は、上死点から下死点に向かう方向に、すなわち、燃焼室１６から離れるほど漸増し、接続領域Ａ３は第１領域Ａ１と第２領域Ａ２とを平滑に接続している。これら第１領域Ａ１、第２領域Ａ２、及び接続領域Ａ３は全てシリンダ軸線Ｘを共通の軸線として形成されている。

ここで、上死点Ｐ０、第１ピストン位置Ｐ１、第２ピストン位置Ｐ２、及び下死点Ｐ３は、ピストン４のピストンヘッド２１の燃焼室１６の側の面（上面）がシリンダ軸線Ｘに概ね直交するように配置された状態で（即ち、ピストンが傾いていない状態で）定められるものとする。

また、シリンダボア３は、内燃機関１の運転時において上記の形状を有する。内燃機関１の運転時では、シリンダボア３を画定するシリンダブロック２（またはシリンダスリーブ）の温度は、燃焼室１６の近傍ほど高く、燃焼室１６から遠ざかるにつれて低下し、また、シリンダブロック２にはシリンダヘッド１５が締結されることから、内燃機関１が運転状態でないとき（常温時）と比べて、通常、シリンダボア３の形状は変化している。

上記のようなシリンダボア３において、第１領域Ａ１を規定する第１ピストン位置Ｐ１は、ピストン４が第１ピストン位置Ｐ１にあるときのクランク軸８の角度をθとしたとき、θが３０度〜１２０度の範囲にあるように設定されているとよく、より好ましくは、θが５５度〜１１３度の範囲にあるように設定されているとよい。ここでクランク角度はピストン４が上死点にあるときを基準として表される。即ち、ピストン４が上死点にあるときのクランク角度を０度とし、内燃機関１の運転時によりクランク軸が回転するにつれてクランク角度は増加し、ピストン４が下死点にあるときクランク角度は１８０度となり、クランク軸が一回転すると３６０度となる。本明細書では、ピストン４のシリンダ軸線Ｘ方向の位置を規定するときにはクランク角度として０度以上１８０度以下の角度を用いる。そのため、この範囲において、クランク角度とシリンダ軸線Ｘ方向のピストン４の位置とは１対１に対応する。

図１には、第１ピストン位置Ｐ１にあるピストン４が実線によって記載され、クランク角度が３０度であるときのピストン４が二点鎖線によって記載されている。図１に示されるように、第１ピストン位置Ｐ１はクランク角度が３０度であるときのピストン４の位置（図１のＱ１）よりも下死点側に設定されている（即ち、３０度＜θ）。よって、クランク角度が３０度であるときピストン４のスカート２２の最大径部は、シリンダ軸線Ｘ方向においてシリンダボア３の第１領域Ａ１内に位置することとなる。

図３には、第２ピストン位置Ｐ２にあるピストン４が実線によって記載され、クランク角度が１２０度であるときのピストン４が二点鎖線によって記載されている。ここで、ピストン４が第２ピストン位置Ｐ２にあるときのクランク角度をφとする。図３に示されるように、第２ピストン位置Ｐ２はクランク角度が１２０度であるときのピストン４の位置（図３のＱ２）よりも上死点側に設定されている（即ち、φ＜１２０度）。よって、クランク角度が１２０度であるときピストン４のスカート２２の最大径部は、シリンダ軸線Ｘ方向においてシリンダボア３の第２領域Ａ２内に位置することとなる。角度φは好ましくは６２度〜１２０度に設定されているとよい。尚、第１ピストン位置Ｐ１は第２ピストン位置Ｐ２よりも上死点の側に位置しているため、角度θは角度φよりも小さい。

また、第２領域Ａ２におけるシリンダボア３の径と第１領域Ａ１におけるシリンダボア３の径との差は１０μｍ以上５０μｍ以下となるように設定されていることが好ましい。

尚、本実施形態では、上記のようにシリンダボア３の径がシリンダ軸線Ｘ方向に一定ではないが、コンプレッションリングからなるピストンリング２５、２６は、リング自身の張力により拡径することで、ピストン４のシリンダボア３内におけるシリンダ軸線Ｘ方向の位置によらず、ピストンリング２５、２６のシリンダ軸の外周面がシリンダボア３の壁面に常に当接する。言い換えると、ピストン４が上死点と下死点との間を移動するとき、ピストンリング２５、２６はシリンダ軸線Ｘに直交するシリンダボア３の断面形状（径）に合わせて変形する。

次に、上記のような構成を有するシリンダボア３の形成方法について説明する。内燃機関１の運転時にシリンダボア３が所定の形状となるように熱膨張、及び締結時の変形量を考慮して、ＮＣボーリングマシンを用いてシリンダブロック２を加工する。ボーリング加工の後、仕上げ加工として、シリンダボア３の壁面形状に砥石を追従させる機構を備えたヘッドを用いてホーニング加工を行う。これらの行程によって内燃機関１の運転時に第１領域Ａ１、接続領域Ａ３、及び第２領域Ａ２を有するシリンダボア３が形成される。

本実施形態に係るシリンダボア３の加工は、シリンダブロック２にシリンダヘッド１５またはダミーのシリンダヘッドを締結した後に行ってもよい。シリンダヘッド１５またはダミーのシリンダヘッドをシリンダブロック２に締結した後にシリンダボア３の加工を行うことによって、シリンダヘッド１５とシリンダブロック２とが締結された状態においてシリンダボア３が上記の形状を有することが保証される。

次に、上記のように構成された内燃機関１の効果について説明する。図５（Ａ）は、大径のシリンダボアを用いた従来の（即ち、シリンダボアの径が軸線方向に一定の）内燃機関Ａと小径のシリンダボアを用いた従来の内燃機関Ｂのそれぞれに対し、運転時におけるフリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失のクランク角度に対する変化を示すグラフであり、図５（Ｂ）は、機関Ａの運転時におけるピストンスラップにより生じるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度のクランク角度に対する変化を示すグラフであり、図５（Ｃ）は、機関Ｂの運転時におけるピストンスラップにより生じるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度のクランク角度に対する変化を示すグラフである。機関Ａと機関Ｂの構造はピストンの形状も含めてシリンダボアの径以外は同じである。

図５（Ａ）〜（Ｃ）では、圧縮行程終了時（即ち、膨張行程開始時）の上死点（以下、圧縮ＴＤＣと呼ぶことがある）の位置を０度として−１８０度から５４０度のクランク角度の範囲に渡って、ピストン４の傾斜角度、フリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失、及びピストンスラップによるシリンダブロック加速度を示している。クランク角度の−１８０度から０度までが圧縮行程、０度から１８０度までが膨張行程、１８０度から３６０度までが排気行程、及び３６０度から５４０度までが吸気行程に対応する。尚、排気行程終了時（即ち、吸気行程開始時）の上死点（図５において、３６０度のクランク角度に対応）を排気ＴＤＣと呼ぶことがある。また、上記したように、クランク軸角度は、シリンダボア内におけるピストン４のシリンダ軸線Ｘ方向位置に対応している。

図５（Ａ）には、機関Ａのフリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失が実線で、機関Ｂのフリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失が破線で示されている。図５（Ａ）からわかるように、フリクションによる単位時間当たりのエネルギー損失は全てのクランク角度の範囲において概して機関Ａの方が機関Ｂよりも小さい。図５（Ｂ）及び（Ｃ）には、それぞれ機関Ａ及びＢの運転時におけるピストンスラップにより生じるシリンダブロック（シリンダスリーブ）の加速度のクランク軸角度に対する変化が示されている。ここで、ピストン４の上死点と下死点との間の移動による影響を排除するため、シリンダブロックの加速度は、ハイパスフィルタにより低周波成分が除去されている。

図５（Ｂ）及び（ＣＤ）に示されるように、シリンダボアの径が小さい機関Ｂでは、シリンダボアの径が大きい機関Ａに比べて、大きくピストンスラップ音（シリンダブロック加速度）が低減されている。また、図５（ＢＣ）に示されるように、シリンダボアの径が大きい機関Ａにおいて、大きなピストンスラップ音はクランク角度の特定の範囲、即ち、ピストンが上死点に比較的近い所定範囲内に位置しているときに集中して発生している。より具体的には、圧縮ＴＤＣの後のクランク角度が０度より大きく３０度より小さい範囲、排気ＴＤＣ手前のクランク角度が３０５度より大きく３４０度より小さい範囲、及び、排気ＴＤＣに対応する３６０度のクランク角度の近傍において、ピストンスラップによる比較的大きなシリンダブロックの加速度が発生している。即ち、ピストンスラップ音が発生し易いこれら特定のクランク角度範囲外では、シリンダボアの径が比較的大きい機関Ａでも、スラップ音はほとんど発生していない。

従って、これら特定のクランク角度範囲にクランク角度があるときピストン４のスカート２２が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲においてはシリンダボアの径を機関Ｂのシリンダボアの径とし、それ以外のクランク角度においてピストン４のスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲においてはシリンダボアの径を機関Ａのシリンダボアの径とすれば、ピストンスラップ音を抑制しつつ、フリクションを低減することができると考えられる。

本実施形態の内燃機関１では、第１領域Ａ１におけるシリンダボア３の径が、機関Ｂのシリンダボアの径に対応し、第２領域Ａ２におけるシリンダボア３の径が、機関Ａのシリンダボアの径に対応している。詳述すると、本実施形態の内燃機関１では、第１領域Ａ１を規定する第１ピストン位置Ｐ１に対応するクランク角度θが、ピストンスラップ音が発生し易いクランク角度範囲より下死点側に位置しており、それにより、シリンダボア３の径が比較的小さい第１領域Ａ１に、ピストンスラップ音が発生し易いクランク角度範囲にクランク角度があるときピストン４のスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲が含まれている。その結果、当該シリンダ軸線Ｘ方向の範囲においてシリンダボア３の径が比較的小さくなり（即ち、シリンダボア３の壁面とスカート２２との間隔が比較的狭くなり）、ピストンスラップ音が抑制される。また、シリンダボア３の第２領域Ａ２を規定する第２ピストン位置Ｐ２に対応するクランク角度φは、第１ピストン位置Ｐ１に対応するクランク角度θよりも下死点側に、クランク角度θに近接して設定されている。それにより、シリンダボア３の径が比較的大きい第２領域Ａ２に、ピストンスラップ音が発生し易いクランク角度範囲外にクランク角度があるときピストン４のスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲の大部分が含まれている。その結果、当該シリンダ軸線Ｘ方向の範囲の大部分においてシリンダボア３の径が比較的大きくなり（即ち、シリンダボア３の壁面とスカート２２との間隔が比較的広くなり）、ピストン４とシリンダボア３の壁面との間のフリクションが、ピストンスラップ音の増大を招くことなく低減される。よって、本実施形態の内燃機関１によれば、ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減が好適に実現される。

尚、第１領域Ａ１を規定する第１ピストン位置Ｐ１（または第１ピストン位置Ｐ１に対応するクランク角度θ）は、ピストンスラップ音が発生し易いクランク角度範囲にクランク角度があるときピストン４のスカート２２の最大径部が位置するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲の全体が第１領域Ａ１に含まれるように設定される必要は必ずしもなく、当該シリンダ軸線Ｘ方向の範囲の少なくとも一部が第１領域Ａ１に含まれるように設定されてもよい。ただし、第１ピストン位置Ｐ１は、圧縮ＴＤＣの後の膨張行程初期のピストンスラップ音及び排気ＴＤＣ近傍のピストンスラップ音を抑制するべく、クランク角度３０度に対応したシリンダ軸線Ｘ方向位置より下死点側であることが好ましく、また、排気ＴＤＣの手前のクランク角度が３０５度より大きく３４０度より小さい範囲において発生するピストンピストンスラップ音を抑制するべく、クランク角度５５度に対応したシリンダ軸線Ｘ方向位置またはそれより下死点側であるとより好ましい。更に、より小さいピストンスラップ音の抑制を図る場合、第１ピストン位置Ｐ１をクランク角度１２０度に対応したシリンダ軸線Ｘ方向位置に設定してもよい。第１ピストン位置Ｐ１をそれより下死点側に設定すると、シリンダボア３の径の大きい第２領域Ａ２が比較的縮小され、フリクション低減効果が損なわれる恐れがある。

また、十分なフリクションの低減の効果を得るためには、第２領域Ａ２を規定する第２ピストン位置Ｐ２は、クランク角度１２０度に対応したシリンダ軸線Ｘ方向位置またはそれよりも上死点側であることが好ましい。

また、本実施形態では、第１領域Ａ１内のシリンダボア３のシリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状がシリンダ軸線Ｘ方向に概ね同一であり、第２領域Ａ２内のシリンダボア３のシリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状がシリンダ軸線Ｘ方向に概ね同一であるため、シリンダボア３の構造が簡素となるので、シリンダボア３を容易に形成することができる。

また、本実施形態では、第１領域Ａ１、接続領域Ａ３及び第２領域Ａ２の全てにおいて、シリンダボア３のシリンダ軸線Ｘ方向に直交する方向の断面形状が円形であるので、シリンダボア３を容易に形成することができる。また、ホーニング加工を用いてシリンダボア３の仕上げ加工を容易に行うことができる。

＜＜第２実施形態＞＞
次に、本発明に係る内燃機関の第２実施形態について、図６、及び図７を参照して説明する。

上記した第１実施形態では、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２の両方で、シリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状を円形とした。しかしながら、ピストンフラップ音、及び、フリクションの大きさはクランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア３の径に依存するので、クランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア３の径を第１領域Ａ１においてピストンスラップ音が抑制されるように小さくし、第２領域Ａ２においてフリクションが低減されるように大きくすれば、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２の各々におけるシリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状を円形とする必要は必ずしもない。

図７（Ａ）及び（Ｂ）は、それぞれシリンダブロック２の図６（Ａ）のＩＸＡ−ＩＸＡ断面図、及び図６（Ｂ）のＩＸＢ−ＩＸＢ断面図であり、各断面図にはピストン４の位置を示すために、ピストン４を下から見た概略図が想像線で記載されている。図６（Ａ）及び（Ｂ）に示されるように、第２実施形態に係る内燃機関５１に備えられたシリンダボア５３も、第１実施形態のシリンダボア３と同様に、燃焼室１６に近い側から、第１領域Ａ１、接続領域Ａ３、及び第２領域Ａ２をこの順に有しており、クランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア３の径は、第１領域Ａ１において第２領域Ａ２によりも小さく設定されている。また、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２の各々において、シリンダボア５３のシリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状は概ね一定である。

しかしながら、図７（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、第２実施形態のシリンダボア５３は、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２の各々において、シリンダ軸線Ｘに直交する断面の形状が円形ではなく楕円形となっている。詳述すると、図７（Ａ）に示されるように、第１領域Ａ１においてシリンダボア５３のシリンダ軸線Ｘに直交する断面の形状はクランク軸８の軸線方向に延びた（即ち、長軸がクランク軸８の軸線方向と直交する方向に延在し、短軸がクランク軸８の軸線方向に沿って延在する）楕円形をなしている。また、図７（Ｂ）に示されるように、第２領域Ａ２においてシリンダボア５３のシリンダ軸線Ｘに直交する断面の形状は、クランク軸８の軸線方向と直交する方向に延びた（即ち、長軸がクランク軸８の軸線方向に延在し、短軸がクランク軸８の軸線方向と直交する方向に延在する）楕円形をなしている。更に、本実施形態において、第１領域Ａ１におけるシリンダボア５３の楕円形の断面形状と、第２領域Ａ２におけるシリンダボア５３の楕円形の断面形状は、長軸及び短軸の延在方向が異なるものの、長軸及び短軸の長さは同じである。即ち、第２領域Ａ２におけるシリンダボア５３の楕円形の断面形状は、第１領域Ａ１におけるシリンダボア５３の楕円形の断面形状をシリンダ軸線Ｘに直交する平面において９０度回転したものとなっている。従って、本実施形態では、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２におけるシリンダ軸線Ｘに直交する断面の周長は同じである。また、第１領域Ａ１においてクランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径はその楕円形の断面の短軸の長さであり、第２領域Ａ２においてクランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径はその楕円形の断面の長軸の長さであるため、第１領域Ａ１におけるシリンダ軸線Ｘ方向にクランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径よりも第２領域Ａ２におけるシリンダ軸線Ｘ方向にクランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径の方が大きい。

第１領域Ａ１と第２領域Ａ２を滑らかに接続する接続領域Ａ３においても、シリンダボア５３のシリンダ軸線Ｘに直交する断面の周長は、第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２における楕円形断面の周長と概ね同じで、且つ、シリンダ軸線Ｘ方向に一定となっている。

上記したように、第２実施形態においても、クランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径は、第１領域Ａ１において比較的小さくなっており、それによりピストンスラップ音が効果的に抑制される。また、第２実施形態においても、クランク軸８の軸線方向と直交する方向のシリンダボア５３の径は、第２領域Ａ２において比較的大きく設定されており、それによりピストンスラップ音の増大を招くことなくフリクションが低減される。従って、第２実施形態においても、第１実施形態と同様に、ピストンスラップ音の抑制とフリクションの低減が好適に実現される。

また、第１実施形態では、シリンダボア３の断面形状が第１領域Ａ１及び第２領域Ａ２において円形であるため、第２領域Ａ２におけるシリンダボア３の断面の周長が第１領域Ａ１におけるシリンダボア３の断面の周長よりも大きい。そのため、ピストン４の第１領域Ａ１から第２領域Ａ２への移動によって、ピストンリング２５、２６が拡径し、ピストンリング２５・２６の合口隙間２８が開く。合口隙間２８が開くことによって、合口隙間２８を介して燃焼室１６から抜け出ることで発生するブローバイガスが増加する虞がある。

一方、第２実施形態に係るシリンダボア５３では、第１領域Ａ１におけるシリンダボア５３の断面の周長と第２領域Ａ２におけるシリンダボア５３の断面の周長とは等しい。そのため、ピストン４が第１領域Ａ１から第２領域Ａ２に移動してもピストンリング２５・２６の合口隙間２８が開かず、第１実施形態に比べて第２実施形態においてはブローバイガスの発生が抑えられる。

＜＜実施例＞＞
本願発明の効果を確認するべく、実施形態１の機関１、実施形態２の機関５１、及び比較例の機関Ｃを試作し、試験を行った。機関１において第１ピストン位置Ｐ１にピストンがあるときのクランク角度は機関５１において第１ピストン位置Ｐ１にピストン４があるときのクランク角度と同じであり、機関１において第２ピストン位置Ｐ２にピストン４があるときのクランク角度は機関５１において第２ピストン位置Ｐ２にピストン４があるときのクランク角度と同じになるように設定されている。機関１において第１ピストン位置Ｐ１にピストンがあるときのクランク角度は５０度より大きく、機関１において第２ピストン位置Ｐ２にピストン４があるときのクランク角度は６７度より大きくなるように設定されている。

更に、機関１に係るシリンダボア３の第１領域における径は機関５１に係るシリンダボア５３の第１領域におけるクランク軸に直交する方向の径と同じであり、且つ、機関１に係るシリンダボア３の第２領域における径は機関５１に係るシリンダボア５３の第２領域におけるクランク軸に直交する方向の径と同じであるように設定されている。また、機関Ｃのシリンダボアはシリンダ軸線Ｘ方向に直交する断面形状が円形であり、径がシリンダ軸線Ｘ方向に変化している。図７に機関Ｃのシリンダボアのシリンダ軸線Ｘを通る断面が実線で示され、機関１に係るシリンダボアのシリンダ軸線Ｘを通る断面が二点鎖線で示されている。機関１に係るシリンダボア３の第１領域Ａ１に対応するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲において、機関Ｃに係るシリンダボアの径は機関１のシリンダボア３の径よりも大きく、機関１に係るシリンダボア３の第２領域Ａ２に対応するシリンダ軸線Ｘ方向の範囲において、機関Ｃに係るシリンダボアの径は機関１のシリンダボア３の径よりも大きい。

図９及び図１０に示すように、機関１及び機関５１のいずれにおいても、機関Ｃと比べて、ピストンスラップ音（ピストンスラップによるシリンダブロック加速度）及びフリクションによるエネルギー損失の両方とも低減された。即ち、機関１及び機関５１のいずれにおいても、スラップ音の抑制とフリクションの低減が両立された。

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。また、シリンダボア３、５３の壁面には２段階の仕上げ加工（プラトーホーニング加工）を行うことによってプラトーを形成するプラトー面とそのプラトー面の間に設けられた溝とが形成される場合がある。その場合、シリンダボア３、５３の径はプラトー面上の点を用いて評価される。

１ ：内燃機関
２ ：機関本体（シリンダブロック）
３ ：第１実施形態に係るシリンダボア
４ ：ピストン
６ ：コネクティングロッド
８ ：クランク軸
２１ ：ピストンヘッド
２２ ：スカート
２５・２６ ：ピストンリング
２８ ：合口隙間
５３ ：第２実施形態に係るシリンダボア
Ａ１ ：第１領域
Ａ２ ：第２領域
Ａ３ ：接続領域
Ｘ ：シリンダ軸線

Claims (7)

1. シリンダボアを画定する機関本体と、
   前記シリンダボア内にシリンダ軸線方向に往復移動可能に収容されたピストンと、
   前記機関本体に回転可能に支持され、前記ピストンにコネクティングロッドを介して接続されたクランク軸とを備える内燃機関であって、
   前記ピストンは１対のスカートを有し、
   前記シリンダボアは、
   前記ピストンが上死点から下死点に向かって所定距離に設定された第１ピストン位置よりも前記上死点側にあるときに前記スカートの最大径部が位置する前記シリンダ軸線方向の範囲として規定される第１領域と、
   前記ピストンが前記第１ピストン位置より前記下死点の近くに設定された第２ピストン位置より前記下死点側にあるときに前記スカートの前記最大径部が位置する前記シリンダ軸線方向の範囲として規定される第２領域と、
   前記第１領域と前記第２領域との間に位置する接続領域とを有し、
   前記クランク軸の軸線方向と直交する方向の前記シリンダボアの径が、前記第１領域に於いて前記第２領域よりも小さく、前記接続領域が前記第１領域と前記第２領域とを平滑に接続することを特徴とする内燃機関。
2. 前記第１ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が３０度であるときの前記ピストンの位置よりも前記下死点側に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 前記第１ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が５５度であるときの前記ピストンの位置よりも前記下死点側に設定されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の内燃機関。
4. 前記第２ピストン位置が、前記上死点を基準として前記クランク軸の角度が１２０度であるときの前記ピストンの位置よりも前記上死点側に設定されていることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１つの項に記載の内燃機関。
5. 前記第１領域内の前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する断面形状が前記シリンダ軸線方向に概ね同一であり、
   前記第２領域内の前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する断面形状が前記シリンダ軸線方向に概ね同一であることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１つの項に記載の内燃機関。
6. 前記第１領域、前記接続領域及び前記第２領域の全てにおいて、前記シリンダボアの前記シリンダ軸線方向に直交する断面形状が円形であることを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか１つの項に記載の内燃機関。
7. 前記ピストンは合口隙間を有するピストンリングを備え、
   前記第１領域における前記シリンダボアの前記シリンダ軸線に直交する断面形状は、短軸が前記クランク軸の軸線方向と直交する方向に延在し、長軸が前記クランク軸の軸線方向に沿って延在する楕円であり、前記第２領域における前記シリンダボアの前記シリンダ軸線に直交する断面形状は、長軸が前記クランク軸の軸線方向に延在し、短軸が前記クランク軸の軸線方向と直交する方向に延在する楕円であり、前記第１領域、前記第２領域及び前記接続領域の全てにおいて、前記シリンダボアの周長が略一定であることを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれか１つの項に記載の内燃機関。

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