WO2019065830A1 - ピストンリング - Google Patents

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WO2019065830A1
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piston ring
cylinder liner
cylinder
recess
ring
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English (en)
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Inventor
倫浩 伊藤
蓮見　良介
Original Assignee
日本ピストンリング株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
    • F02F5/00—Piston rings, e.g. associated with piston crown
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J10/00—Engine or like cylinders; Features of hollow, e.g. cylindrical, bodies in general
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/06—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction using separate springs or elastic elements expanding the rings; Springs therefor ; Expansion by wedging
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details

Definitions

  • the present invention relates to a piston ring for an internal combustion engine, and in particular, in combination with a low friction cylinder liner having a predetermined recess formed on the inner wall surface of the cylinder liner, the low friction effect of the low friction cylinder liner even at low rotation of the internal combustion engine
  • the present invention relates to a piston ring capable of fully exerting
  • piston rings are known that can be mounted on the pistons of internal combustion engines and can be combined with any cylinder liner to achieve low friction and reduced oil consumption.
  • piston rings for realizing such low friction and reduced oil consumption are known in various shapes, they are formed on a base material and a base material as described in, for example, Patent Document 1 below.
  • the surface roughness (Ra) of the first layer is a piston ring provided on the outer peripheral sliding surface at least on the outer peripheral sliding surface with the first hard layer and the second layer softer than the first layer laminated to the first layer.
  • a piston ring having a configuration of 0.7 ⁇ m or less is known.
  • the piston ring configured in this way has a surface roughness (Ra) of the first layer of 0.7 ⁇ m or less, the friction can be reduced and the oil consumption can be suppressed regardless of the combination with any cylinder liner. it can.
  • a low friction cylinder liner provided with a recess at a predetermined position on the inner wall surface of the cylinder liner.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and in a piston ring combined with a low friction cylinder liner, the low friction cylinder liner is used even when the number of revolutions of the internal combustion engine is 1000 rpm or less. It is an object of the present invention to provide a piston ring capable of obtaining the friction reducing effect of
  • the piston ring according to the present invention is a piston ring combined with a low friction cylinder liner having a predetermined recess formed in the inner wall surface of the cylinder liner, and the surface pressure of the piston ring is 0.8 to 2.5 MPa. It is characterized by
  • the followability factor of the piston ring is 0.1 or more.
  • the contact width of the outer peripheral sliding surface of the piston ring is preferably 0.05 to 0.40 mm.
  • the piston ring is a two-piece oil ring including a coil expander and an oil ring main body.
  • the surface pressure of the piston ring is set to 0.8 to 2.5 MPa, the surface pressure is optimized, and the friction force by the low friction cylinder liner even at the low rotation of the internal combustion engine It is possible to exhibit the reduction effect.
  • the followability coefficient is set to 0.1 or more, it is possible to reduce the oil consumption in addition to the frictional force reduction effect.
  • the contact width of the outer peripheral sliding surface of the piston ring is set to 0.05 to 0.40 mm, so the surface pressure can be further optimized.
  • piston ring according to the present invention can be optimally used for a diesel engine as a two-piece oil ring consisting of a coil expander and an oil ring main body.
  • (A) is sectional drawing which shows an example of the piston ring which concerns on embodiment of this invention
  • (b) is sectional drawing which shows another example.
  • Explanatory drawing which shows an example of the formation position of the recessed part of the cylinder liner inner wall surface combined with the piston ring which concerns on embodiment of this invention.
  • the outline development view showing an example of arrangement of a crevice in a stroke center part field. It is the schematic expanded view and schematic sectional drawing explaining the dimension position of the recessed part formed in the cylinder of this invention.
  • the test result which shows the frictional force ratio according to the rotation speed of the piston ring which concerns on this embodiment.
  • the test result which shows FMEP ratio according to the surface pressure of the piston ring which concerns on this embodiment.
  • the test result which shows the oil consumption according to the surface pressure of the piston ring which concerns on this embodiment.
  • the graph which shows the relation between the surface pressure of the piston ring concerning this embodiment, and a flattery factor.
  • FIG. 1A is a cross-sectional view showing an example of a piston ring according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 1B is a cross-sectional view showing another example
  • FIG. 2 is an embodiment of the present invention
  • FIG. 3 is an explanatory view showing an example of a formation position of a recess in a cylinder liner inner wall surface to be combined with a piston ring according to the embodiment
  • FIG. 3 is a schematic developed view showing an example of the arrangement of the recess in a stroke center region
  • 4 is a schematic development view and a schematic sectional view for explaining the dimensional position of the recess formed in the cylinder of the present invention
  • FIG. 5 shows a frictional force ratio according to the number of rotations of the piston ring according to the present embodiment.
  • FIG. 6 is a test result, and FIG. 6 is a test result showing an FMEP ratio according to the surface pressure of the piston ring according to the present embodiment.
  • FIG. 7 is an oil consumption according to the surface pressure of the piston ring according to the present embodiment
  • Figure 8 shows the test results showing the amount of It is a graph showing the relationship between the follow-up performance coefficient surface pressure of the piston ring according to the present embodiment.
  • the piston ring 1 As shown in FIG. 1A, the piston ring 1 according to the present embodiment is assembled in a ring groove (not shown) formed on the outer peripheral surface of a piston of an internal combustion engine, and is in sliding contact with the inner wall of a cylinder. A member that scrapes off excess engine oil attached to the inner wall of the cylinder to form an appropriate oil film on the inner wall of the cylinder.
  • the piston ring 1 is configured as a two-piece combination oil ring, and includes an oil ring main body 2 and a coil expander 6.
  • the oil ring main body 2 is formed in a substantially I-shaped cross section in which two rails 3, 3 having outer peripheral sliding portion projections 4, 4 formed at the tip end are connected by a pillar portion 5.
  • the coil expander 6 is disposed in an inner circumferential groove formed on the inner circumferential surface of the column portion 5 of the oil ring main body 2, and presses the oil ring main body 2 radially outward thereof.
  • An oil return hole 7 is formed in the column portion 5 of the piston ring 1 according to the present embodiment.
  • the outer peripheral sliding portion protrusions 4 formed on the two rails 3 of the oil ring main body 2 have an axial length (contact width) of 0. It is preferable that the thickness be in the range of 05 to 0.40 mm.
  • the contact width As described above, by setting the contact width to 0.05 to 0.40 mm, the sliding area of the oil ring main body 2 with the inner wall surface of the cylinder can be reduced, whereby the frictional force can be reduced. At the same time, the oil consumption can be reduced.
  • the outer peripheral sliding surface may have a step land shape in which the convex portions 8 are formed.
  • the oil ring main body 2 preferably includes a base material 11 and a surface treatment layer 10 formed on the surface of the base material 11.
  • the surface treatment layer 10 can apply various surface treatments used for a piston ring, and for example, a hard carbon film (DLC), a physical vapor deposition film (PVD), a nitrided layer, a hard chromium plating layer, etc. are preferable.
  • the base material 11 is a flat annular ring member in which a joint is formed.
  • the base material 11 is comprised from steel materials, a cast iron material, aluminum alloy, etc., and if it shows favorable abrasion resistance, it will not be specifically limited.
  • the oil ring main body 2 can use 13Cr steel.
  • This 13Cr steel comprises 0.6 to 0.7% by mass carbon, 0.25 to 0.5% by mass silicon, 0.20 to 0.50% by mass manganese, 13.0 to 14.0% by mass chromium, molybdenum 0.2 to 0.4 mass%, phosphorus 0.03 mass% or less, sulfur 0.03 mass% or less, the balance of iron and inevitable impurities.
  • 17 Cr steel can be used for the oil ring main body 2 of the oil ring which concerns on this embodiment.
  • This 17Cr steel contains 0.80 to 0.95% by mass of carbon, 0.35 to 0.5% by mass of silicon, 0.25 to 0.40% by mass of manganese, 17.0 to 18.0% by mass of chromium, and molybdenum 1.00 to 1.25% by mass, vanadium 0.08 to 0.15% by mass, phosphorus 0.04% by mass or less, sulfur 0.04% by mass or less, the balance of iron and unavoidable impurities.
  • 8Cr steel, SWRH 77B equivalent material, or SKD 61 equivalent material can be used as another material.
  • the coil expander 6 can be made of a material equivalent to SWOSC-V material, and 0.50 to 0.60 mass% of carbon, 1.20 to 1.60 mass% of silicon, 0.50 to 0.80 mass of manganese %, Chromium 0.50 to 0.80% by mass, copper 0.12% by mass or less, phosphorus 0.030% by mass or less, sulfur 0.030% by mass or less, the balance of iron and unavoidable impurities.
  • FIG. 2 is an explanatory view showing an example of the formation position of the recess of the inner wall surface of the cylinder liner in the cylinder liner fixed to the inner wall surface of the cylinder main body (not shown).
  • a plurality of recesses 22 are formed in the inner wall surface 21 of the cylinder liner 20 in the present embodiment.
  • the recess 22 is formed only in the stroke center region 23 of the inner wall surface 21 of the cylinder liner 20, and is not formed in any region other than the stroke center region 23.
  • the stroke center region 23 is a region between the lower surface position of the ring groove of the lowermost piston ring at the top dead center of the piston and the upper surface position of the ring groove of the uppermost piston ring at the lower dead center of the piston is there.
  • the cylinder liner constituting the cylinder of the present embodiment, the recess is formed only in the stroke center region 23 of the inner wall surface, and at least one recess of the plurality of recesses is formed in all the cross sections in the cylinder circumferential direction. In other words, by forming the respective recesses so as to overlap in the cylinder axial direction, it is possible to reduce the frictional force in the entire region of the stroke center region 23.
  • the reciprocation friction can be reduced by reducing the surface roughness of the inner wall surface of the cylinder liner.
  • the stroke center area 23 where the sliding speed between the inner wall surface of the cylinder liner and the piston ring is large the influence of the shear resistance of the lubricating oil becomes large. Therefore, in the present embodiment, the contact area between the piston ring and the inner wall surface of the cylinder liner is reduced by forming a recess only in the above-mentioned stroke center region 23 among the inner wall surfaces of the cylinder liner, and the shear resistance of lubricating oil is reduced. It is possible to reduce the impact of
  • the contact area between the piston ring and the inner wall surface of the cylinder liner decreases in the entire stroke central area 23, but microscopically Since the width of the sliding piston ring (the axial length of the cylinder) is very short compared to the stroke center area 23, depending on the location, there may be a part where no recess is formed, In this portion, the piston ring sliding surface and the inner wall surface of the cylinder liner are in 100% contact, and there is a possibility that the above effect can not be sufficiently exhibited.
  • At least one recess of the plurality of recesses is present in all the cross sections in the cylinder circumferential direction, in other words, the recesses are overlapped in the cylinder axial direction. Therefore, the sliding piston ring is always in contact with the recess, and as a result, the contact area between the piston ring and the inner wall surface of the cylinder liner does not reach 100%, and the above effect is obtained. It can always be demonstrated.
  • the contact area becomes smaller near the top dead center and the bottom dead center.
  • the contact pressure increases and boundary lubrication occurs, resulting in an increase in frictional force.
  • it will be an unnecessary oil reservoir, which may burn and increase the oil consumption.
  • the shape of the recess 22 formed in the stroke center region 23 is not particularly limited, and can be appropriately adjusted according to the arrangement of the recess and the like. It is possible to form a recess of a shape composed of straight lines and / or curves.
  • the recess may have a horizontally long shape, a vertically long shape, or a shape in which the ratio of length to width is substantially equal.
  • At least one of the recessed portions is formed in all the cross sections in the cylinder circumferential direction in the stroke central region.
  • the contact area can be obtained regardless of which circumferential cross section of the stroke central area passes through the piston ring. Can be reliably and evenly reduced, so that the reciprocating friction can also be reliably reduced.
  • FIGS. 3A and 3B an example of the state of “at least one recess of the plurality of recesses is formed in all the cross sections in the cylinder circumferential direction” which is the feature of this embodiment is described. Can be mentioned.
  • FIG. 3A is a schematic development view showing an example of the arrangement of the recesses 22 in the stroke center area 23 of FIG. 2 described above.
  • the vertical direction of the drawing is the axial direction of the cylinder
  • the horizontal direction of the drawing is the circumferential direction of the cylinder.
  • the lowermost point 5a of the recess 22a is located below the uppermost point 6b of the recess 22b closest to the lower side.
  • the lowest point 5b of the recess 22b is located below the highest point 6c of the recess 22c closest to the lower side.
  • FIG. 3B is a schematic development view showing an example of the arrangement of the recesses 22 in the above-described stroke center area 23 in FIG.
  • the vertical direction of the drawing is the axial direction of the cylinder
  • the horizontal direction of the drawing is the circumferential direction of the cylinder.
  • the recess 22 is formed to have a uniform area in the cylinder axial direction, but the invention is not limited to this aspect, and as shown in FIG. 3 (b), the cylinder axial direction
  • the area of the recess 22 may be reduced in the vicinity of the end of the stroke central area 23 and the area of the recess may be increased in the vicinity of the central area of the stroke central area 23, and may be adjusted appropriately.
  • the size of the recess is not particularly limited, and can be appropriately adjusted in accordance with the size of the cylinder, the piston ring used together, and the like.
  • the recess may be formed to penetrate the central region of the stroke in the cylinder axial direction, but from the viewpoint of air tightness of the cylinder, the average length of the recess in the cylinder axial direction is one of the piston rings used It is preferable that the axial length of the top piston ring is equal to or less than the axial length of the top piston ring. More specifically, it is preferable to set it as about 5 to 100% of the axial length of the topmost piston ring among the piston rings used.
  • FIG. 4A is a schematic development view showing the cylinder axial direction of the inner wall surface of the cylinder liner in the vertical direction of the drawing.
  • FIG. 4B is a schematic cross-sectional view of the cylinder liner in the circumferential direction.
  • the axial average length of the recess is an average of the length of the recess 22 in the cylinder axial direction, as illustrated in FIG. 4A.
  • the circumferential direction average length of the said recessed part 22 is an average of the length of the recessed part 22 in a cylinder circumferential direction, as illustrated to Fig.4 (a).
  • the circumferential average length of the recess 22 means the average of the length of the surface including the inner wall surface 21, and the same applies to the area of the recess.
  • the radial direction length of the said recessed part 22 is the average of the length from the bottom face of the recessed part 22 to the inner wall face 21 of the cylinder liner 20 so that it may illustrate in FIG.4 (b).
  • interval) between the said recessed parts is an average of the space
  • the cylinder circumferential direction average length of the recess is preferably in the range of 0.1 mm to 15 mm, and particularly preferably in the range of 0.3 mm to 5 mm. If the cylinder circumferential average length is less than this range, the effect of forming the recess may not be sufficiently obtained. On the other hand, when the circumferential direction average length exceeds this range, a part of the piston ring may get into the recess and a defect such as deformation of the piston ring may occur.
  • the average length in the cylinder radial direction of the recess is preferably in the range of 0.1 ⁇ m to 1000 ⁇ m, more preferably in the range of 0.1 ⁇ m to 500 ⁇ m, and particularly preferably in the range of 0.1 ⁇ m to 50 ⁇ m.
  • the cylinder radial direction average length of the recess is less than this range, the effect of forming the recess may not be obtained sufficiently.
  • the radial average length exceeds this range, processing is difficult, and problems such as the need to increase the radial length of the cylinder liner (increase the thickness) occur. There is.
  • the cylinder circumferential direction average length (interval) between adjacent recesses is preferably in the range of 0.1 to 15 mm, and particularly preferably in the range of 0.3 mm to 5 mm. If the cylinder circumferential average length (distance) between adjacent recesses does not satisfy this range, the width of the inner wall surface of the cylinder liner on which the piston ring slides is too small, and the inner wall surfaces of the piston ring and the cylinder liner And may not slide stably. On the other hand, if this range is exceeded, the effect of forming the recess may not be sufficiently obtained.
  • the piston ring 1 according to the present embodiment is combined with the low friction cylinder liner described above. At this time, it is preferable that the surface pressure W of the piston ring 1 be set to 0.8 to 2.5 MPa. By setting the surface pressure W in this way, it is possible to sufficiently obtain the effect of reducing friction by the low friction cylinder liner even at low rotation.
  • the surface pressure can be obtained from (2 ⁇ piston ring tension) / (bore diameter ⁇ contact width), and the piston ring 1 according to the present embodiment has a surface pressure lower than that of the conventional surface pressure.
  • the piston ring tension Ft and the contact width h1 are set to.
  • the followability coefficient Kp of the piston ring is set to be 0.1 or more.
  • the followability coefficient Kp is a coefficient representing the followability to bore deformation due to thermal expansion or the like of the internal combustion engine, and is expressed by the following equation.
  • Example 2 In Example, Comparative Example 1 and Comparative Example 2, 0.65 mass% of carbon, 0.38 mass% of silicon, and 0.35 mass% of manganese are used as a 13Cr steel constituting an oil ring main body, using a two-piece oil ring.
  • a nitrided layer was provided over the entire circumference of the ring body, and the contact width of the outer peripheral sliding surface was 0.2 mm.
  • the surface pressure is set to 1.2 MPa (Example 1) 1.8 MPa (Example 2), 2.5 MPa (Example 3), and the combined cylinder liner is a low friction cylinder liner. It was.
  • the surface pressure was set to 2.8 MPa, which is equivalent to the conventional pressure, and a low friction cylinder liner was used as the combined cylinder.
  • the recessed area ratio is 50% when the stroke central region is 100, the length of the recessed portion in the cylinder axial direction is 0.5 mm, the circumferential length is 0.5 mm, and the length in the cylinder radial direction The thing of 2 micrometers was used.
  • Comparative Example 2 the surface pressure was set to 1.8 MPa and Comparative Example 3 was set to 2.5 MPa, and the cylinder liner used was a normal cylinder liner.
  • the roughness of the inner wall surfaces of the low friction cylinder liner and the normal cylinder liner was the same.
  • a known single unit evaluation device For measurement of the coefficient of friction between the oil ring and the cylinder, a known single unit evaluation device was used. In this single body evaluation device, an oil ring is further attached via a rod to the piston top surface moved up and down by a crank mechanism, and since this rod is also supported on the upper side, the coefficient of friction of the oil ring is not affected by side force. It can be measured.
  • the cylinder liner needs to be adjusted to the stroke of the single unit evaluation device, but the oil ring can be used as it is for a real engine.
  • the sliding environment of the engine was simulated by adjusting the Strebeck index by adjusting the temperature and sliding speed.
  • FIG. 5 shows a representative friction waveform obtained by this single body evaluation apparatus.
  • the said test calculated the friction coefficient in the piston fastest point from the friction waveform obtained changing test machine rotation speed, and the Streibeck index in the point, summarized it as a Streibeck chart, and used for analysis.
  • the reason why the lower limit of the surface pressure is set to 0.8 MPa in FIG. 6 is that the oil consumption is confirmed under normal operating conditions.
  • the surface pressure was set to 0.8 MPa because it was confirmed that the consumption amount was deteriorated.
  • the followability coefficient 0.10 when the contact width of the outer peripheral sliding surface of the piston ring is 0.08 to 0.40 mm and the contact pressure is 0.5 to 2.5 MPa, the followability coefficient 0.10 It can be seen that the above can be secured, and the surface pressure in the case of a contact width of 0.05 mm can ensure a followability coefficient of 0.10 or more if it is 0.8 to 2.5 MPa. Further, if the contact width is less than 0.02 mm, the surface pressure needs to be 0.5 to 2.5 MPa, but in addition to the fact that the design can not be performed because the surface pressure falls below the lower limit described above, the contact width is 0.
  • the lower limit value of the contact width is set to 0.05 mm, and the upper limit value is set to 0.40 mm.
  • the description “contact width: 0.02 mm ⁇ 2” means that the oil ring has contact widths on the upper and lower rails as shown in FIGS. 1 (a) and (b). In the setting of the contact width of the entire oil ring, the contact width is doubled.

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Abstract

低摩擦シリンダライナに組み合わされるピストンリングにおいて、アイドリング状態のような内燃機関の回転数が１０００ｒｐｍ以下の低回転時においても低摩擦シリンダライナの摩擦低減効果を得ることができるピストンリングを提供する。　シリンダライナの内壁面に所定の凹部が形成された低摩擦シリンダライナに組み合わされるピストンリングであって、ピストンリングの面圧は、０．８～２．５ＭＰａである。

Description

ピストンリング
　本発明は、内燃機関用ピストンリングに関し、特に、シリンダライナの内壁面に所定の凹部が形成された低摩擦シリンダライナに組み合わせて、内燃機関の低回転時にも低摩擦シリンダライナの低摩擦の効果を十分に発揮することができるピストンリングに関する。
　従来、内燃機関のピストンに組み付けられ、如何なるシリンダライナに組み合わされても低摩擦及びオイル消費量の低減を実現することができるピストンリングが知られている。
　このような低摩擦及びオイル消費量の低減を実現するピストンリングは種々の形状が知られているが、例えば、下記特許文献１に記載されているように、母材と、母材に形成された硬質な第１層と、第１層に積層された第１層に比べて軟質な第２層とを少なくとも外周摺動面に備えるピストンリングにおいて、第１層の表面粗さ（Ｒａ）は、０．７μｍ以下であるという構成を有するピストンリングが知られている。
　このように構成されたピストンリングは、第１層の表面粗さ（Ｒａ）が０．７μｍ以下であるので、如何なるシリンダライナと組み合わせても摩擦を低減し、かつオイル消費量を抑制することができる。
特開２０１７－３６８２３号公報
　しかし、近年の内燃機関においては、燃費性能の向上やオイル消費量の低減を目的として、シリンダライナとピストンリングとの接触面積を低減して両者の摩擦を極小化することが行われている。
　この接触面積の低減方法は種々の方法が知られているが、例えば、シリンダライナの内壁面の所定の位置に凹部を設けた低摩擦シリンダライナを用いることが知られている。低摩擦シリンダライナに上述したピストンリングを組み合わせることによって、ピストンリングの第１層の表面粗さ（Ｒａ）による摩擦低減効果に加え、低摩擦シリンダライナによる摩擦低減効果によって一層の低摩擦化を実現することが可能となる。
　しかし、本発明者らは、内燃機関を備えた自動車が通常走行する回転数においては、上述した摩擦低減効果が確認されたものの、停車中のアイドリング状態などの低回転の領域では、低摩擦シリンダライナによる摩擦力低減効果が充分に得られていないという知見を得た。
　そこで、本発明は上記問題に鑑みてなされたものであり、低摩擦シリンダライナに組み合わされるピストンリングにおいて、アイドリング状態のような内燃機関の回転数が１０００ｒｐｍ以下の低回転時においても低摩擦シリンダライナの摩擦低減効果を得ることができるピストンリングを提供することを目的とする。
　本発明に係るピストンリングは、シリンダライナの内壁面に所定の凹部が形成された低摩擦シリンダライナに組み合わされるピストンリングであって、ピストンリングの面圧は、０．８～２．５ＭＰａであることを特徴とする。
　また、本発明に係るピストンリングにおいて、前記ピストンリングの追従性係数は、０．１以上であると好適である。
　また、本発明に係るピストンリングにおいて、前記ピストンリングの外周摺動面の当り幅は、０．０５～０．４０ｍｍであると好適である。
　また、本発明に係るピストンリングにおいて、前記ピストンリングは、コイルエキスパンダとオイルリング本体からなる２ピースオイルリングであると好適である。
　本発明に係るピストンリングは、ピストンリングの面圧が０．８～２．５ＭＰａに設定されているので、面圧が最適化されて内燃機関の低回転時においても低摩擦シリンダライナによる摩擦力低減効果を発揮することが可能となる。
　また、本発明に係るピストンリングは、追従性係数が０．１以上に設定されているので、摩擦力低減効果に加えて、オイル消費量の低減も図ることが可能となる。
　また、本発明に係るピストンリングは、ピストンリングの外周摺動面の当り幅を０．０５～０．４０ｍｍに設定しているので、面圧をより一層最適化することが可能となる。
　また、本発明に係るピストンリングは、コイルエキスパンダとオイルリング本体からなる２ピースオイルリングとして、ディーゼルエンジンに最適に用いることができる。
（ａ）は、本発明の実施形態に係るピストンリングの一例を示す断面図であり、（ｂ）は、他の一例を示す断面図。 本発明の実施形態に係るピストンリングに組み合されるシリンダライナ内壁面の凹部の形成位置の一例を示す説明図。 行程中央部領域における、凹部の配置の一例を示す概略展開図。 本発明のシリンダに形成される凹部の寸法位置を説明する概略展開図および概略断面図である。 本実施形態に係るピストンリングの回転数に応じた摩擦力比を示す試験結果。 本実施形態に係るピストンリングの面圧に応じたＦＭＥＰ比を示す試験結果。 本実施形態に係るピストンリングの面圧に応じたオイル消費量を示す試験結果。 本実施形態に係るピストンリングの面圧と追従性係数の関係を示すグラフ。
　以下、本発明を実施するための好適な実施形態について、図面を用いて説明する。なお、以下の実施形態は、各請求項に係る発明を限定するものではなく、また、実施形態の中で説明されている特徴の組み合わせの全てが発明の解決手段に必須であるとは限らない。
　図１は、（ａ）は、本発明の実施形態に係るピストンリングの一例を示す断面図であり、（ｂ）は、他の一例を示す断面図であり、図２は、本発明の実施形態に係るピストンリングに組み合されるシリンダライナ内壁面の凹部の形成位置の一例を示す説明図であり、図３は、行程中央部領域における、凹部の配置の一例を示す概略展開図であり、図４は、本発明のシリンダに形成される凹部の寸法位置を説明する概略展開図および概略断面図であり、図５は、本実施形態に係るピストンリングの回転数に応じた摩擦力比を示す試験結果であり、図６は、本実施形態に係るピストンリングの面圧に応じたＦＭＥＰ比を示す試験結果であり、図７は、本実施形態に係るピストンリングの面圧に応じたオイル消費量を示す試験結果であり、図８は、本実施形態に係るピストンリングの面圧と追従性係数の関係を示すグラフである。
　図１（ａ）に示すように、本実施形態に係るピストンリング１は、内燃機関のピストンの外周面に形成されたリング溝（図示せず）に組み付けられ、シリンダの内壁と摺接することで、シリンダの内壁に付着した余分なエンジンオイルを掻き落としてシリンダの内壁に適切な油膜を形成する部材である。
　ピストンリング１は、２ピースの組合せオイルリングとして構成されており、オイルリング本体２と、コイルエキスパンダ６とから構成されている。オイルリング本体２は、先端に外周摺動部突起４，４が形成された２つのレール３，３を柱部５で連結した断面略Ｉ字状に形成されている。コイルエキスパンダ６は、オイルリング本体２の柱部５の内周面に形成された内周溝に配置されており、オイルリング本体２をその径方向外方に押圧付勢する。なお、本実施形態に係るピストンリング１の柱部５には、オイル戻し孔７が形成されている。
　さらに、本実施形態に係るピストンリング１は、オイルリング本体２の二つのレール３，３に形成された外周摺動部突起４，４は、軸方向の長さ（当り幅）が、０．０５～０．４０ｍｍに形成されると好適である。
　このように、当り幅を０．０５～０．４０ｍｍとすることにより、オイルリング本体２におけるシリンダ内壁面との摺動面積を小さくすることができ、これにより摩擦力の低減を図ることができると同時に、オイル消費量の低減を図ることができる。
　なお、外周摺動面の形状を図１（ｂ）に示すように、凸部８，８が形成されたステップランド形状としても構わない。
　オイルリング本体２は、母材１１と、母材１１の該表面に形成された表面処理層１０を備えていると好適である。表面処理層１０は、ピストンリングに用いられる種々の表面処理を適用することができるが、例えば、硬質炭素皮膜（ＤＬＣ）、物理蒸着皮膜（ＰＶＤ）、窒化処理層や硬質クロムメッキ層などが好適に用いられる。母材１１は、合口が形成された平板状の円環部材であると好適である。なお、母材１１は、鋼材，鋳鉄材又はアルミニウム合金などから構成されており、良好な耐摩耗性を示すものであれば特に限定されない。好ましい鋼材の例として、オイルリング本体２は、１３Ｃｒ鋼を用いることができる。この１３Ｃｒ鋼は、炭素０．６～０．７質量％、ケイ素０．２５～０．５質量％、マンガン０．２０～０．５０質量％、クロム１３．０～１４．０質量％、モリブデン０．２～０．４質量％、リン０．０３質量％以下、硫黄０．０３質量％以下、残部鉄及び不可避不純物の組成のものをいう。
　また、本実施形態に係るオイルリングのオイルリング本体２は、１７Ｃｒ鋼を用いることができる。この１７Ｃｒ鋼は、炭素０．８０～０．９５質量％、ケイ素０．３５～０．５質量％、マンガン０．２５～０．４０質量％、クロム１７．０～１８．０質量％、モリブデン１．００～１．２５質量％、バナジウム０．０８～０．１５質量％、リン０．０４質量％以下、硫黄０．０４質量％以下、残部鉄及び不可避不純物の組成のものをいう。他の材料として、８Ｃｒ鋼、ＳＷＲＨ７７Ｂ相当材又は、ＳＫＤ６１相当材を用いることができる。
　コイルエキスパンダ６は、ＳＷＯＳＣ－Ｖ材相当の素材を用いることができ、炭素０．５０～０．６０質量％、ケイ素１．２０～１．６０質量％、マンガン０．５０～０．８０質量％、クロム０．５０～０．８０質量％、銅０．１２質量％以下、リン０．０３０質量％以下、硫黄０．０３０質量％以下、残部鉄及び不可避不純物の組成のものをいう。
　次に、図２から４を参照して、本実施形態に係るピストンリングに好適に組み合わされる低摩擦シリンダライナ２０について説明を行う。
　図２は、シリンダ本体（図示せず）の内壁面に固着されているシリンダライナにおける、シリンダライナ内壁面の凹部の形成位置の一例を示す説明図である。
　図２に例示するように本態様におけるシリンダライナ２０の内壁面２１には、複数個の凹部２２が形成されている。この凹部２２は、シリンダライナ２０の内壁面２１のうち、行程中央部領域２３のみに形成されており、当該行程中央部領域２３以外の領域には形成されていない。行程中央部領域２３は、ピストンの上死点における最下位のピストンリングのリング溝の下面位置から、上記ピストンの下死点における最上位のピストンリングのリング溝の上面位置までの間の領域である。
　シリンダが用いられる装置のエネルギー効率を向上させる、例えば、エンジンの燃費を向上させるためには、ピストンリングと、シリンダの内壁面（本態様においてはシリンダライナの内壁面）との摩擦損失低減が有効である。摩擦損失の低減方法は摺動条件によって異なるが、特にピストンは上死点で速度が０になる等の特徴を持つため、摺動する位置により異なる。そこで本態様のシリンダを構成するシリンダライナにおいては、その内壁面の行程中央部領域２３のみに凹部を形成するとともに、シリンダ周方向の全ての断面には、前記複数の凹部のうち少なくとも一つの凹部が存在するように、換言すれば、各凹部をシリンダ軸方向において重なるように形成することによって、行程中央部領域２３の全ての領域において摩擦力を低減することを可能としている。
　すなわち、ピストンの移動速度が比較的小さい上死点付近および下死点付近では、シリンダライナの内壁面の表面粗さを小さくすることにより、往復動摩擦の低減を図ることができる。しかしながら、シリンダライナの内壁面と、ピストンリングとの摺動速度が大きい領域である行程中央部領域２３では、潤滑油のせん断抵抗の影響が大きくなる。そのため本態様においては、シリンダライナの内壁面のうち、上記行程中央部領域２３にのみ凹部を形成することで、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との接触面積を小さくし、潤滑油のせん断抵抗の影響を低減することを可能としている。
　またここで、行程中央部領域２３に複数の凹部を無造作に形成した場合、行程中央部領域２３全体では、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との接触面積が小さくなるが、微視的には、摺動するピストンリングの幅（シリンダの軸方向の長さ）は行程中央部領域２３にくらべて非常に短いため、場所によっては、凹部が形成されていない部分も存在する可能性があり、当該部分においては、ピストンリング摺動面とシリンダライナの内壁面とは１００％接触をしていることとなってしまい、上記効果を十分に発揮できない可能性があるところ、本態様においては、上述の通り、シリンダ周方向の全ての断面には、前記複数の凹部のうち少なくとも一つの凹部が存在するように、換言すれば、各凹部をシリンダ軸方向において重なるように形成されているため、摺動するピストンリングは常に凹部と接触していることとなり、その結果、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との接触面積が１００％となることはなく、上記効果を常に発揮することができる。
　なお、ピストンリングが摺動する領域全てに凹部を形成した場合、つまり行程中央部領域以外の領域にも凹部を形成した場合、上死点および下死点の近傍では上記接触面積が小さくなることにより接触面圧が増加し境界潤滑となるため、摩擦力が増加してしまう。また、このような部分に凹部があると、不要な油だまりとなってしまい、これが燃焼しオイル消費量が多くなってしまうこともある。
　次に、本態様のシリンダを構成するシリンダライナの内壁面の行程中央部領域２３に形成される凹部２２について説明する。
　本態様において、行程中央部領域２３に形成される凹部２２の形状は特に限定されるものではなく、当該凹部の配置等に応じて適宜調整することができる。直線および／または曲線から構成される形状の凹部を形成することができる。凹部は、横長の形状でも、縦長の形状でも、縦対横の比率がほぼ等しい形状でも構わない。
　ここで、本態様のシリンダにおいては、行程中央部領域におけるシリンダ周方向の全ての断面に前記凹部が少なくとも一つは形成されていることを特徴としている。これにより、接触面積を効率的、かつ平均的に低減することができる。
　前述したように、周方向の断面を考えた場合、ある断面に凹部が一つも形成されていないと、当該断面をピストンリングが通過する際は、凹部が複数個形成されている断面を通過する際と比べ、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との接触面積が大きくなる。そのため、潤滑油のせん断抵抗の影響が大きくなり、結果として往復動摩擦も大きくなる。
　これに対し、行程中央部領域におけるシリンダ周方向の全ての断面に凹部を少なくとも一つ形成することにより、行程中央部領域のどの周方向断面をピストンリングが通過する場合であっても、接触面積を確実かつ平均的に低減することができるため、往復動摩擦も確実に低減することができる。
　本態様の特徴である「シリンダ周方向の全ての断面において、複数個の凹部のうちの少なくとも一つの凹部が形成されている」状態の例としては、図３（ａ）や（ｂ）の場合を挙げることができる。
　図３（ａ）は、上述した図２の行程中央部領域２３における、凹部２２の配置の一例を示す概略展開図である。図３（ａ）においては、図面の上下方向がシリンダの軸方向であり、図面の左右方向がシリンダの周方向である。図３（ａ）に例示するように、シリンダ周方向に引いた線Ｘは、凹部２２ａの最下点５ａが、その下方に最も近接する凹部２２ｂの最上点６ｂよりも下側に位置する。また、シリンダ周方向に引いた線Ｙは、凹部２２ｂの最下点５ｂが、その下方に最も近接する凹部２２ｃの最上点６ｃよりも下方に位置する。このように、上下に近接する凹部同士を、シリンダ軸方向に重なるように配置することにより、シリンダ周方向の全ての断面において複数個の凹部のうちの少なくとも一つの凹部を形成することができる。以上より、ピストンが往復した際に、行程中央部領域において、摺動するピストンリングが、シリンダ軸方向のどの位置においてもシリンダ内壁面との接触面積を小さくすることができ、往復動摩擦の低減に効果を奏する。
　ここで、図３（ｂ）も図３（ａ）と同様、上述した図２の行程中央部領域２３における、凹部２２の配置の一例を示す概略展開図である。図３（ｂ）においても図面の上下方向がシリンダの軸方向であり、図面の左右方向がシリンダの周方向である。図３（ａ）にあっては、凹部２２がシリンダ軸方向にわたって均一の面積で形成されているが、この態様に限定されることはなく、図３（ｂ）に示すように、シリンダ軸方向の行程中央部領域２３の端部近傍においては凹部２２の面積を小さくし、行程中央部領域２３の中央部近傍においては凹部の面積を大きくしてもよく、適宜調整すれば良い。
　本態様において上記凹部の寸法は特に限定されるものではなく、シリンダや共に用いられるピストンリングの寸法等に応じて適宜調整することができる。凹部は、行程中央部領域をシリンダ軸方向に貫くように形成されていてもよいが、シリンダの気密性保持の観点から、上記凹部のシリンダ軸方向の平均長さが、用いられるピストンリングのうちの、最上位のピストンリングのシリンダ軸方向の長さ以下であることが好ましい。より具体的には、用いられるピストンリングのうちの、最上位のピストンリングのシリンダ軸方向の長さの５～１００％程度とすることが好ましい。
　本態様において上述した凹部の各平均長さは、図４に例示する各箇所の平均長さを意味するものとする。図４（ａ）は、シリンダライナの内壁面の、シリンダ軸方向を図面の上下方向に示した概略展開図である。また、図４（ｂ）は、シリンダライナの、周方向における概略断面図である。前記凹部の軸方向平均長さとは、図４（ａ）に例示するように、シリンダ軸方向における、凹部２２の長さの平均である。
　また、上記凹部２２の周方向平均長さとは、図４（ａ）に例示するように、シリンダ周方向における、凹部２２の長さの平均である。図４（ｂ）に例示するように、前記凹部２２の周方向平均長さとは、内壁面２１を含む面における長さの平均を意味するものとし、前記凹部の面積についても同様とする。
　また、上記凹部２２の径方向長さとは、図４（ｂ）に例示するように、凹部２２の底面からシリンダライナ２０の内壁面２１までの長さの平均である。また、上記凹部間のシリンダ周方向平均長さ（間隔）とは、図４（ａ）および（ｂ）に例示するように、隣り合う凹部２２の間隔の平均である。
　凹部のシリンダ周方向平均長さは、０．１ｍｍ～１５ｍｍの範囲内が好ましく、０．３ｍｍ～５ｍｍの範囲内が特に好ましい。シリンダ周方向平均長さがこの範囲に満たない場合は、凹部を形成した効果が十分に得られない場合がある。一方で、周方向平均長さがこの範囲を超える場合は、ピストンリングの一部が凹部内へ入り込み、ピストンリングが変形する等の不具合が発生する場合がある。
　凹部のシリンダ径方向平均長さは、０．１μｍ～１０００μｍの範囲内が好ましく、０．１μｍ～５００μｍの範囲内がさらに好ましく、０．１μｍ～５０μｍの範囲内が特に好ましい。凹部のシリンダ径方向平均長さがこの範囲に満たない場合は、凹部を形成した効果が十分に得られない場合がある。一方で、径方向平均長さがこの範囲を超える場合は、加工が困難であり、また、シリンダライナの径方向長さを長くする（肉厚を厚くする）必要がある等の不具合が生じる場合がある。
　本態様においては、隣り合う凹部間のシリンダ周方向平均長さ（間隔）は、０．１～１５ｍｍの範囲内が好ましく、０．３ｍｍ～５ｍｍの範囲内が特に好ましい。隣り合う凹部間のシリンダ周方向平均長さ（間隔）がこの範囲に満たない場合には、ピストンリングが摺動するシリンダライナの内壁面の幅が小さすぎて、ピストンリングとシリンダライナの内壁面とが安定して摺動できない可能性がある。一方で、この範囲を超える場合には、凹部を形成した効果が十分に得られない可能性がある。
　本実施形態に係るピストンリング１は、上述した低摩擦シリンダライナに組み合わされる。このとき、ピストンリング１の面圧Ｗは、０．８～２．５ＭＰａに設定されると好適である。このように面圧Ｗを設定すると、低摩擦シリンダライナによるフリクションの低減効果を低回転時にも十分に得ることが可能となる。なお、面圧とは、（２×ピストンリング張力）／（ボア径×当り幅）から求めることができ、本実施形態に係るピストンリング１は、従来の面圧よりも低い面圧となるようにピストンリング張力Ｆｔ及び当り幅ｈ１を設定している。
　また、本実施形態に係るピストンリング１は、ピストンリングの追従性係数Ｋｐが０．１以上となるように設定されている。追従性係数Ｋｐとは、内燃機関の熱膨張等によるボア変形への追従性を表す係数であり、次式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　このように、ピストンリングの追従性係数を設定することで、追従性係数が低下することによるオイル消費量の増加を抑え、低摩擦シリンダライナを用いた低摩擦化とオイル消費量の抑制の両立を図ることが可能となる。
　次に、実施例と比較例を参照して、本発明についてさらに詳しく説明を行う。
　実施例と比較例は以下の構成を有するピストンリング及び低摩擦シリンダライナ並びに通常のシリンダライナを用いて摩擦係数の測定を行った。
　実施例，比較例１及び比較例２は、２ピースオイルリングを用い、オイルリング本体を構成する１３Ｃｒ鋼として、炭素０．６５質量％、ケイ素０．３８質量％、マンガン０．３５質量％、クロム１３．５０質量％、モリブデン０．３質量％、リン０．０１質量％、硫黄０．０１質量％、残部鉄及び不可避不純物の組成を備えるＪＩＳ規格のＳＵＳ４１０材に相当するものを用い、オイルリング本体の全周にわたり窒化層を設け、外周摺動面の当たり幅は０．２ｍｍとした。
　また、実施例は、面圧を１．２ＭＰａ（実施例１）１．８ＭＰａ（実施例２）、２．５ＭＰａ（実施例３）に設定し、組み合わされるシリンダライナは、低摩擦シリンダライナを用いた。比較例１は、面圧を従来相当の２．８ＭＰａに設定し、組み合わされるシリンダは、低摩擦シリンダライナを用いた。また、低摩擦シリンダライナは、行程中央部領域を１００としたときの凹部面積率が５０％、凹部のシリンダ軸方向長さが０．５ｍｍ、周方向長さが０．５ｍｍ、シリンダ径方向長さが２μｍのものを用いた。さらに、比較例２は、面圧を１．８ＭＰａ、比較例３は２．５ＭＰａにそれぞれ設定し、組み合わされるシリンダライナは、通常のシリンダライナを用いた。なお、低摩擦シリンダライナと通常のシリンダライナの内壁面の粗さは同一とした。
　オイルリング、シリンダ間の摩擦係数の測定には、周知の単体評価装置を用いた。本単体評価装置はクランク機構によって上下運動するピストン頂面にロッドを介して更にオイルリングが取り付けられており、このロッドは上側でも支持されているので、側力の影響無くオイルリングの摩擦係数を測定することができる。シリンダライナは単体評価装置のストロークに合わせる必要があるが、オイルリングは実機エンジンのものをそのまま使用することができる。温度、摺動速度の調整でストライベック指数を合わせることでエンジンの摺動環境を模擬した。
　図５にこの単体評価装置によって得られた代表的な摩擦波形を示す。当該試験は、試験機回転数を変化させながら得た摩擦波形から、ピストン最速点での摩擦係数とその点でのストライベック指数とを算出し、ストライベック線図としてまとめ、解析に利用した。
　図５に示すように、面圧を低く設定し、低摩擦シリンダライナと組み合わせた実施例１の場合、同じ低摩擦シリンダライナと組み合わせて面圧を高く設定した比較例１と比較すると、低回転域領域から高回転領域にわたって摩擦係数が低下していることが確認できた。また、面圧を低く設定し、通常のシリンダライナに組み合わせた比較例２及び比較例３と実施例２及び実施例３とをそれぞれ比較すると、通常のシリンダライナに組み合わせても摩擦低減効果が充分に発揮できないことが確認できた。
　また、図６に示すように回転数が１０００ｒｐｍといった低回転時の面圧とＦＭＥＰ（機械的損失）比を確認すると、通常のシリンダライナを組み合わせたピストンリングの場合は、面圧を変化させても摩擦係数に大きな変化は表れないが、低摩擦シリンダライナを組み合わせたピストンリングの場合、面圧が２．５ＭＰａを超えると、通常のシリンダライナよりも摩擦係数が大きくなり、摩擦低減効果が有効に発揮できないことが確認できた。また、低摩擦シリンダライナと組み合わせた場合には、面圧を０．８～２．５ＭＰａに設定することで、摩擦低減効果を有効に発揮させることが可能となることが確認できた。
　なお、図６において面圧の下限を０．８ＭＰａとしたのは、図７に示すように、通常の運転状況でオイル消費量を確認した結果、面圧が０．８ＭＰａを下回ると急激にオイル消費量が悪化することが確認されたことから、面圧を０．８ＭＰａと設定した。
　また、図８に示すように、ピストンリングの外周摺動面の当り幅が０．０８～０．４０ｍｍの場合の面圧は、０．５～２．５ＭＰａであれば追従性係数０．１０以上を確保することができ、当り幅が０．０５ｍｍの場合の面圧は、０．８～２．５ＭＰａであれば追従性係数０．１０以上を確保することができることがわかる。また、当り幅０．０２ｍｍ未満では、面圧が０．５～２．５ＭＰａとする必要があるが、上述した面圧の下限を下回るために設計ができなくなることに加え、当り幅が０．０２～０．０４ｍｍの場合も設計範囲が狭くなるため、当り幅の下限値を０．０５ｍｍ、上限値を０．４０ｍｍと設定した。なお、図８における凡例における「当り幅：０．０２ｍｍ×２」という記載は、オイルリングは図１（ａ）や（ｂ）に示すように、上部レールと下部レールにそれぞれ当り幅を有しており、オイルリング全体の当り幅の設定では、当り幅は２倍となることから、「当り幅×２」とした。
　なお、上述した本実施形態に係るピストンリングは、２ピースオイルリングに適用した場合について説明を行ったが、３ピースオイルリングやトップリングやセカンドリングに適用しても構わない。また、上述した本実施形態に係るピストンリングは、オイルリング本体に一層の表面処理層を形成した場合について説明を行ったが、表面処理層を設けなくても構わないし、表面処理層を複数層積層して形成しても構わない。その様な変更又は改良を加えた形態も本発明の技術的範囲に含まれうることが、特許請求の範囲の記載から明らかである。
１　　　ピストンリング
２　　　オイルリング本体
３　　　レール
４　　　摺動部突起
５　　　柱部
６　　　コイルエキスパンダ
７　　　オイル戻し孔
８　　　凸部
１０　　表面処理層
１１　　母材
２０　　低摩擦シリンダライナ
２１　　内壁面
２２　　凹部
２３　　行程中央部領域
 

Claims (4)

  1. 　シリンダライナの内壁面に所定の凹部が形成された低摩擦シリンダライナに組み合わされるピストンリングであって、
    　ピストンリングの面圧は、０．８～２．５ＭＰａであることを特徴とするピストンリング。
  2. 　請求項１に記載のピストンリングにおいて、
    　前記ピストンリングの追従性係数は、０．１以上であることを特徴とするピストンリング。
  3. 　請求項１又は２に記載のピストンリングにおいて、
    　前記ピストンリングの外周摺動面の当り幅は、０．０５～０．４０ｍｍであることを特徴とするピストンリング。
  4. 　請求項１から３のいずれか１項に記載のピストンリングにおいて、
    　前記ピストンリングは、コイルエキスパンダとオイルリング本体からなる２ピースオイルリングであることを特徴とするピストンリング。
     
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