WO2023053607A1 - ピストンリングの組合せ、及び内燃機関 - Google Patents

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WO2023053607A1
WO2023053607A1 PCT/JP2022/024439 JP2022024439W WO2023053607A1 WO 2023053607 A1 WO2023053607 A1 WO 2023053607A1 JP 2022024439 W JP2022024439 W JP 2022024439W WO 2023053607 A1 WO2023053607 A1 WO 2023053607A1
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WO
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compression ring
ring
outer peripheral
compression
piston
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Application number
PCT/JP2022/024439
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English (en)
French (fr)
Inventor
顕 彦根
清行 川合
Original Assignee
Ｔｐｒ株式会社
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Publication date
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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
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction

Definitions

  • the present invention relates to a combination of piston rings assembled to a piston in an internal combustion engine, and an internal combustion engine.
  • a typical internal combustion engine mounted on a vehicle employs a configuration in which a combination of piston rings including a compression ring (pressure ring) and an oil ring are mounted in ring grooves formed in the piston.
  • a compression ring is provided on the combustion chamber side and an oil ring is provided on the crank chamber side in the axial direction of the piston.
  • the oil ring furthest from the combustion chamber is an oil seal that scrapes excess engine oil (lubricating oil) adhering to the inner wall surface of the cylinder to the crank chamber side to prevent oil from flowing out to the combustion chamber side (oil rise).
  • the compression ring has a gas seal function that suppresses the outflow (blow-by) of combustion gas from the combustion chamber side to the crank chamber side by maintaining airtightness, and scrapes off excess oil that the oil ring could not scrape off. It has an oil seal function that suppresses oil rise.
  • Two compression rings and one oil ring are used in a general spark ignition engine or a small and medium-sized diesel engine.
  • Patent Document 1 discloses that in an internal combustion engine in which a plurality of compression rings are assembled to a piston, gas leak grooves are formed on the lower surface of the compression ring closest to the combustion chamber.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and its object is to provide a technique capable of reducing blow-by gas in an internal combustion engine and suppressing an increase in oil consumption.
  • the present invention employs the following configuration. That is, the present invention provides a combination of a plurality of piston rings to be assembled to a piston mounted on a cylinder of an internal combustion engine, including four compression rings, wherein one of the four compression rings is a combustion ring of the internal combustion engine.
  • the outer peripheral surface of the first compression ring which is installed at the position closest to the chamber, extends radially outward, including the top of the first compression ring, which has the maximum diameter, in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the first compression ring.
  • the outer peripheral surface of the second compression ring which includes a barrel surface curved to be convex and is installed next to the first compression ring and closest to the combustion chamber among the four compression rings, is the outer peripheral surface of the second compression ring.
  • an outer peripheral end portion having the maximum diameter in the second compression ring, and a tapered surface inclined so as to decrease in diameter from the outer peripheral end portion toward the combustion chamber side.
  • the outer peripheral surface of the third compression ring which is installed next to the second compression ring at the position closest to the combustion chamber, is orthogonal to the circumferential direction of the third compression ring.
  • the cross section includes an outer peripheral end portion having a maximum diameter in the third compression ring, and a tapered surface inclined so as to decrease in diameter from the outer peripheral end portion toward the combustion chamber side, and the four compression rings Among the rings, the outer peripheral surface of the fourth compression ring assembled at the farthest position from the combustion chamber is the outer peripheral end having the maximum diameter in the cross section perpendicular to the circumferential direction of the fourth compression ring. and a tapered surface inclined so as to decrease in diameter from the outer peripheral end toward the combustion chamber.
  • the combination of piston rings according to the present invention includes a first compression ring having a barrel-shaped outer peripheral shape, a second compression ring having a tapered outer peripheral shape, a third compression ring having a tapered outer peripheral shape, and a tapered outer peripheral shape. It is constituted by a shaped fourth compression ring.
  • blow-by gas can be reduced by using four compression rings with excellent gas sealing properties.
  • a tapered shape with excellent scraping performance an increase in oil consumption can be suppressed.
  • the axial length of the piston can be shortened, and the weight of the piston can be reduced.
  • the outer peripheral shape of the second compression ring into a tapered shape with excellent oil scraping performance, it is possible to further suppress an increase in oil consumption.
  • At least one of the second compression ring, the third compression ring, and the fourth compression ring has an axial end surface of the compression ring that is located in the crank chamber.
  • a stepped notch may be formed between the side facing lower surface and the outer peripheral edge of the compression ring.
  • the present invention includes four compression rings, and among the four compression rings, the outer peripheral surface of the first compression ring that is assembled at the position closest to the combustion chamber of the internal combustion engine is the first compression ring.
  • the first compression ring In a cross section orthogonal to the circumferential direction of the first compression ring, including a top portion with the largest diameter and curved to be convex radially outward,
  • the outer peripheral surface of the second compression ring which is installed next to the first compression ring at a position close to the combustion chamber, has a maximum diameter of the second compression ring in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the second compression ring.
  • a third one of the four compression rings which is assembled at a position next to the second compression ring and closer to the combustion chamber, includes a barrel surface that is curved to be radially outwardly convex including a top portion.
  • the outer peripheral surface of the compression ring includes, in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the third compression ring, an outer peripheral end portion having a maximum diameter in the third compression ring, and shrinking from the outer peripheral end portion toward the combustion chamber side. and a tapered surface that is diametrically inclined, and the outer peripheral surface of the fourth compression ring, which is attached to the farthest position from the combustion chamber among the four compression rings, extends in the circumferential direction of the fourth compression ring.
  • the piston ring includes an outer peripheral end portion having a maximum diameter, and a tapered surface inclined so as to decrease in diameter from the outer peripheral end portion toward the combustion chamber side. It may be a combination.
  • At least one of the third compression ring and the fourth compression ring has an axial end surface of the compression ring, a lower surface facing the crank chamber, and a lower surface facing the crank chamber.
  • a stepped notch may be formed between the compression ring and the outer peripheral edge.
  • s1(3) ⁇ s1 (4) when the size of the abutment gap of the third compression ring is s1(3) and the size of the abutment gap of the fourth compression ring is s1(4), s1(3) ⁇ s1 (4) may be used.
  • the twist angle of the third compression ring is 0' to -85' when the third compression ring is attached to the piston and the piston is attached to the cylinder. good too.
  • the present invention may be an internal combustion engine comprising a combination of piston rings as described above, wherein the speed of the piston in the operating rotation range of the internal combustion engine may be less than 18 m/s on average.
  • FIG. 1 is a diagram showing part of an internal combustion engine having a piston structure according to Embodiment 1;
  • FIG. FIG. 4 is a cross-sectional view of a compression ring having a barrel-shaped outer periphery;
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a compression ring having a tapered outer peripheral shape;
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a compression ring having a tapered undercut outer peripheral shape;
  • 1 is a cross-sectional view of a piston structure of an internal combustion engine according to Embodiment 1;
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a piston structure of an internal combustion engine according to Comparative Example 1;
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of a piston structure of an internal combustion engine according to Comparative Example 2;
  • FIG. FIG. 11 is a cross-sectional view showing a state in which the third compression ring is twisted within the third ring groove; It is a graph which shows the relationship between the twist angle of a 3rd compression ring, and oil consumption.
  • 4 is a graph showing the relationship between piston speed and oil consumption;
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of a piston structure of an internal combustion engine according to Embodiment 2; 4 is a graph comparing the amount of blow-by between combinations of piston rings according to Examples 1 to 3 and combinations of piston rings according to Comparative Examples 1 and 2.
  • FIG. 1 is a view showing part of an internal combustion engine 100 having a combination structure of a piston and a piston ring (hereinafter referred to as piston structure) 110 according to Embodiment 1.
  • piston structure a combination structure of a piston and a piston ring (hereinafter referred to as piston structure) 110 according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 shows a cross section along the central axis of the piston.
  • an internal combustion engine 100 according to Embodiment 1 includes a cylinder 10, a piston 20 mounted (inserted) in the cylinder 10, and a plurality of piston rings assembled to the piston 20. 120;
  • the combustion chamber side indicated by reference numeral 30 is the upper side
  • the crank chamber side indicated by reference numeral 40 is the lower side.
  • a piston structure 110 in the internal combustion engine 100 includes the piston 20 and the piston ring combination 120 .
  • the piston structure 110 will be described below.
  • a total of four compression rings As shown in FIG. 1, in the piston structure 110 according to the first embodiment, a total of four compression rings ( Assembled to the piston 20 is a piston ring combination 120 comprising a pressure ring.
  • a compression ring is a sliding member that is attached to a piston attached to a cylinder of an internal combustion engine and slides on the inner wall surface of the cylinder as the piston reciprocates.
  • compression rings CR when describing the common configuration without distinguishing between the first compression ring R1, the second compression ring R2, the third compression ring R3, and the fourth compression ring R4, they are simply referred to as compression rings CR.
  • the first compression ring R1 is the compression ring CR assembled at the position closest to the combustion chamber 30 among the four compression rings CR forming the combination 120 of piston rings.
  • the second compression ring R2 is a compression ring CR assembled at a position close to the combustion chamber 30 next to the first compression ring R1.
  • the third compression ring R3 is a compression ring CR that is assembled at a position close to the combustion chamber 30 next to the second compression ring R2.
  • the fourth compression ring R4 is a compression ring CR that is installed at a position closest to the combustion chamber 30 next to the third compression ring R3, and is installed at a position farthest from the combustion chamber 30 among the four compression rings CR. Compression ring CR.
  • each piston ring is assembled to the piston 20 and the piston 20 is attached to the cylinder 10 as shown in FIG. 1
  • the direction (axial direction) along the central axis A1 of the piston ring is defined as the "vertical direction” of the piston ring.
  • the combustion chamber 30 side of the internal combustion engine 100 (upper side in FIG. 2) is defined as “upper side”
  • the crank chamber side (lower side in FIG. 2) is defined as "upper side”. defined as 'lower side'.
  • the compression ring CR has self-tension so that the outer peripheral surface presses the inner wall surface 10a of the cylinder 10 in use. Thereby, a gas seal function and an oil seal function are obtained.
  • the term “barrel shape” refers to an outer peripheral shape having a barrel surface that is curved to form a convex shape radially outward, including the apex, which is the maximum diameter of the compression ring. Point.
  • Barrel shape includes a “symmetrical barrel shape” in which the top of the barrel surface is located in the vertical center of the outer peripheral surface and the outer peripheral surface is vertically symmetrical, and a “symmetrical barrel shape” in which the outer peripheral surface is vertically symmetrical, and the top is away from the vertical center of the outer peripheral surface and the outer peripheral surface is vertically asymmetrical.
  • “eccentric barrel geometry” refers to an outer peripheral shape having an outer peripheral end portion with a maximum diameter in the compression ring and a tapered surface that is inclined so as to decrease in diameter from the outer peripheral end portion toward the combustion chamber side.
  • an outer peripheral shape in which a stepped notch is formed between the lower surface and the outer peripheral edge is referred to as a "taper undercut shape”.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a compression ring CR having a barrel-shaped outer periphery.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a compression ring CR having a tapered outer periphery.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a compression ring CR having a tapered undercut outer peripheral shape. 2 to 4 show cross sections orthogonal to the circumferential direction of the compression ring CR. 2 to 4 is a straight line (central line) passing through the center of the compression ring CR in the axial direction.
  • the compression ring CR has an outer peripheral surface 1, an inner peripheral surface 2, an upper surface 3 and a lower surface 4.
  • the upper surface 3 and the lower surface 4 define the axial width of the compression ring CR.
  • the compression ring CR has an upper surface 3, which is one of both end surfaces in the axial direction, facing upward, and a lower surface 4, which is the other, facing downward. is assembled to the piston 20 so as to be in sliding contact with the .
  • the outer peripheral surface 1 shown in FIG. 2 includes a barrel surface 11 and a pair of connecting surfaces 12 and 13 that connect the barrel surface 11 with the upper surface 3 and the lower surface 4, respectively.
  • the barrel surface 11 is curved so as to project radially outward, including the apex P1, which is the maximum diameter of the compression ring CR, in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the compression ring CR. ing.
  • the outer peripheral shape of the compression ring CR in FIG. 2 has a barrel shape.
  • the top portion P1 of the barrel surface 11 is positioned at the vertical center of the outer peripheral surface 1, and the outer peripheral surface 1 is vertically symmetrical, so the outer peripheral shape of the compression ring CR is a symmetrical barrel shape.
  • the barrel shape of the present invention is not limited to a symmetrical barrel shape, and may be an eccentric barrel shape.
  • the top portion P1 of the barrel surface 11 may be positioned below the vertical center position (on the crank chamber side), and the outer peripheral surface 1 may be vertically asymmetrical.
  • connection surfaces 12 and 13 are so-called R surfaces (corner R) formed by chamfering, and are arc-shaped with a radius of curvature different from that of the barrel surface 11 in a cross section perpendicular to the circumferential direction of the compression ring CR. formed.
  • the connecting surface 12 connects the upper edge of the barrel surface 11 and the outer peripheral edge of the upper surface 3
  • the connecting surface 13 connects the lower edge of the barrel surface 11 and the outer peripheral edge of the lower surface 4.
  • the pair of connection surfaces 12 and 13 is not an essential configuration.
  • the outer peripheral surface 1 may be entirely formed as the barrel surface 11 without the pair of connecting surfaces 12 and 13 .
  • the outer peripheral surface 1 shown in FIG. 3 includes an outer peripheral end portion P2, a tapered surface 14, and a pair of connecting surfaces 15 and 16 connecting the tapered surface 14 to the upper surface 3 and the lower surface 4, respectively.
  • the outer peripheral end portion P2 is a portion of the compression ring CR that has the largest diameter in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the compression ring CR.
  • the outer peripheral end P2 shown in FIG. 3 is formed as a peripheral edge, the outer peripheral end P2 may be formed as a flat surface having a uniform outer diameter regardless of the position in the axial direction.
  • the lower edge of the tapered surface 14 is connected to the outer peripheral end portion P2, and in a cross section orthogonal to the circumferential direction of the compression ring CR, the central axis A1 extends from the outer peripheral end portion P2 toward the upper side (combustion chamber 30 side). is slanted toward (i.e., decreasing in diameter).
  • the outer peripheral shape of the compression ring CR in FIG. 3 is tapered.
  • the connecting surface 15 connects the upper edge of the tapered surface 14 and the outer peripheral edge of the upper surface 3
  • the connecting surface 16 connects the lower edge of the tapered surface 14 and the outer peripheral edge of the lower surface 4. ing.
  • the pair of connection surfaces 15 and 16 is not essential for the tapered shape.
  • the outer peripheral surface 1 may be entirely formed as a tapered surface 14 without the pair of connecting surfaces 15 and 16 .
  • the outer peripheral surface 1 shown in FIG. 4 differs from the outer peripheral surface 1 shown in FIG. 3 in that it has an undercut surface 17 instead of the connecting surface 16 .
  • the outer peripheral surface 1 in FIG. 4 includes an outer peripheral end portion P2, a tapered surface 14, a connection surface 15 connecting the tapered surface 14 and the upper surface 3, and an undersurface connecting the tapered surface 14 and the lower surface 4.
  • the undercut surface 17 is recessed radially inward with respect to the outer peripheral end portion P2, thereby forming a stepped notch 18 between the lower surface 4 and the outer peripheral end portion P2.
  • the undercut surface 17 includes a first cut surface 171 extending radially inward from the outer peripheral end portion P2, and a second cut surface 172 connecting the first cut surface 171 and the lower surface 4 and extending in the axial direction.
  • the notch 18 is formed along the entire circumference of the compression ring CR.
  • the outer peripheral shape of the compression ring CR in FIG. 4 has a tapered undercut shape.
  • the notch 18 does not necessarily have to be formed over the entire circumference of the compression ring CR, and it does not have to be formed at the abutment end.
  • the first cut surface 171 may be inclined with respect to the radial direction
  • the second cut surface 172 may be inclined with respect to the axial direction.
  • the tip of the outer peripheral end portion P2 may be chamfered.
  • the shape of the compression ring according to the present invention does not have to be the same as the shapes shown in FIGS. 2 to 4.
  • the compression ring may have an internal bevel shape or an internal step shape at its edge.
  • either or both of the top and bottom surfaces of the compression ring may be keystone shaped.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the piston structure 110 of the internal combustion engine 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 5 shows a cross section along the central axis of the piston 20.
  • a predetermined separation distance D1 is secured between the outer peripheral surface 20a of the piston 20 and the inner wall surface 10a of the cylinder 10, thereby forming a piston clearance PC1.
  • a first ring groove 201, a second ring groove 202, and a third ring groove 203 are formed in order from the upper side (combustion chamber 30 side) on the outer peripheral surface 20a of the piston 20 at predetermined intervals in the axial direction of the piston 20.
  • a fourth ring groove 204 is formed.
  • the first ring groove 201, the second ring groove 202, the third ring groove 203, and the fourth ring groove 204 are not distinguished, they are simply referred to as "ring grooves”.
  • the ring groove is formed on the entire circumference of the outer peripheral surface 20a as a groove extending annularly around the axis of the piston 20.
  • each ring groove is formed including a pair of groove walls (inner walls) that are vertically opposed to each other.
  • the upper groove wall is called upper wall W1
  • the lower groove wall is called lower wall W2.
  • a groove wall connecting the inner peripheral edge of the upper wall W1 and the inner peripheral edge of the lower wall W2 in each ring groove is referred to as a bottom wall W3.
  • a bottom wall W3 As shown in FIG.
  • the first compression ring R1 is mounted in the first ring groove 201
  • the second compression ring R2 is mounted in the second ring groove 202
  • the third compression ring R3 is mounted in the third ring groove 203
  • a fourth compression ring R4 is mounted in the fourth ring groove 204. As shown in FIG.
  • the outer peripheral shape of the first compression ring R1 is barrel-shaped, and the outer peripheral shape of the second compression ring R2 is tapered.
  • the outer peripheral shape of the third compression ring R3 is tapered, and the outer peripheral shape of the fourth compression ring R4 is tapered.
  • the axial width of the first compression ring R1 is h1(1)
  • the axial width of the second compression ring R2 is h1(2)
  • the axial width of the third compression ring R3 is The width is h1(3)
  • the axial width of the fourth compression ring R4 is h1(4).
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of a piston structure 110X of an internal combustion engine 100X according to Comparative Example 1.
  • FIG. A piston structure 110X according to Comparative Example 1 includes a piston ring combination 120X including three compression rings CR and one oil ring OR.
  • the piston structure 110X according to Comparative Example 1 differs from the piston structure 110 according to Embodiment 1 in that the piston ring combination 120X has an oil ring OR instead of the fourth compression ring R4.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of a piston structure 110Y of an internal combustion engine 100Y according to Comparative Example 2.
  • a piston structure 110Y according to Comparative Example 2 includes a piston ring combination 120Y including two compression rings CR and one oil ring OR.
  • a piston structure 110Y according to Comparative Example 2 differs from the piston structure 110 according to Embodiment 1 in the following points.
  • the fourth ring groove 204 is not formed in the piston 20 .
  • the piston ring combination 120Y according to Comparative Example 2 does not have the fourth compression ring R4, and has an oil ring OR instead of the third compression ring R3.
  • the oil ring OR is a so-called three-piece oil ring, and includes a pair of segments SG1, SG1 that slide on the inner wall surface 10a of the cylinder 10, and a spacer extract that urges them radially outward (toward the inner wall surface 10a). and a panda EX1.
  • the piston ring combination 120 is composed of four compression rings CR. That is, the piston ring combination 120 does not use a three-piece oil ring or a two-piece oil ring as in Comparative Examples 1 and 2, but uses only four compression rings. According to the piston ring combination 120 consisting of such four compression rings, blow-by gas is reduced more than in Comparative Examples 1 and 2 by using four compression rings that have better gas sealing performance than oil rings. can do. Further, the combination 120 of piston rings exhibits oil sealing performance due to the combination of the third compression ring R3 and the fourth compression ring R4. Therefore, blow-by gas can be reduced while suppressing an increase in oil consumption.
  • the compression ring has a smaller axial width than the oil ring. can be shorter than the axial width required for the area of . Therefore, in comparison with Comparative Example 2 in which the number of piston rings is four, which is the same as the piston ring combination 120, the piston ring combination 120 has a fourth compression ring thinner than the oil ring OR instead of the oil ring OR.
  • R4 the axial length of the piston 20 can be shortened. Thereby, the weight of the piston 20 can be reduced, and the fuel efficiency of the internal combustion engine 100 can be improved.
  • the combination 120 of piston rings can suppress deterioration of oil by reducing blow-by gas with four compression rings CR. In addition to this, by not using an oil ring, it is possible to improve stick resistance and suppress sticking of the piston ring due to carbon and sludge.
  • the outer peripheral shape of the first compression ring R1 is barrel-shaped
  • the outer peripheral shape of the second compression ring R2 is tapered
  • the outer peripheral shape of the third compression ring R3 is tapered
  • the outer peripheral shape of the fourth compression ring R4 is tapered.
  • the three compression rings CR located on the crank chamber 40 side out of the four compression rings CR have a tapered outer peripheral shape with excellent oil scraping performance. An increase in oil consumption can be suppressed without using a ring. That is, according to the piston ring combination 120 according to the first embodiment, it is possible to suppress an increase in oil consumption as well as blow-by gas.
  • At least one of the second compression ring R2, the third compression ring R3, and the fourth compression ring R4 has a tapered-under outer peripheral shape of at least one of the compression rings CR. It is good also as a cut shape.
  • the tapered undercut shape is preferably applied to the compression ring CR farther from the combustion chamber 30 (closer to the crank chamber 40). Therefore, it is more preferable to form the outer peripheral shape of the fourth compression ring R4 into a tapered undercut shape. As a result, oil consumption can be further reduced.
  • the tension of the first compression ring R1 is Ft (1)
  • the tension of the second compression ring R2 is Ft (2)
  • the tension of the third compression ring R3 is Ft (3)
  • the tension of the fourth compression ring R4 is is Ft(4)
  • Ft(4) ⁇ Ft(3) it is preferable to satisfy Ft(4) ⁇ Ft(3).
  • the tension of the fourth compression ring R4 which is the furthest from the combustion chamber 30, is made higher than the tension of the third compression ring R3 to improve the oil scraping performance of the fourth compression ring R4. ) while suppressing the increase in oil consumption. That is, it is possible to reduce oil consumption and suppress an increase in the total friction of the four compression rings CR.
  • the tension relationship of the compression ring in the present invention is not limited to this.
  • reference G1 in FIG. 1 indicates an abutment gap formed in the first compression ring R1
  • reference G2 indicates an abutment gap formed in the second compression ring R2
  • reference G3 indicates an abutment gap formed in the third compression ring R3.
  • the symbol G4 indicates the abutment gap formed in the fourth compression ring R4.
  • the width of the abutment gap G1 of the first compression ring R1 (specifically, the distance between the abutment end faces) is s1(1)
  • the width of the abutment gap G2 of the second compression ring R2 is s1(2)
  • the width of the gap G1 of the third compression ring R3 is s1(3)
  • the width of the gap G4 of the fourth compression ring R4 is s1(4).
  • the width of the joint gap G3 of the third compression ring R3 is maintained. , the rise of oil from the abutment gap G4 of the fourth compression ring R4 can be suppressed. As a result, oil consumption can be further reduced.
  • the width of the abutment gap in the present invention is not limited to this. Also, from the viewpoint of reducing blow-by gas, it is preferable to satisfy s1(3) ⁇ s1(4). Blow-by gas can be reduced by setting the width of the abutment gap G4 of the fourth compression ring R4 closest to the crank chamber 40 to be equal to or less than the width of the abutment gap G3 of the third compression ring R3.
  • the torsion angle of the third compression ring R3 is It is preferably between 0' and -85'.
  • the twist angle is defined as the angle of inclination of the axial end faces (upper and lower faces) of the third compression ring R3 with respect to the horizontal plane (the plane perpendicular to the axis of the piston). A positive value is given when the axial end face is inclined upward (toward the combustion chamber) radially outward, and a negative value is given when it is inclined downward (toward the crank chamber) radially outward.
  • a third compression ring R3 with a closed joint is inserted into a measuring ring gauge having a diameter equal to the diameter d1 of the cylinder bore, and a surface roughness meter or the like is used.
  • a method of measuring the directional end face and calculating the twist angle may be used.
  • 8 is a cross-sectional view showing a state where the third compression ring R3 is twisted within the third ring groove 203.
  • FIG. ⁇ 2 in FIG. 8 indicates the twist angle.
  • the third compression ring R3 When the third compression ring R3 is twisted (negatively twisted) so that the third compression ring R3 is inclined downward in the above-described range in use, the upper surface 3 of the third compression ring R3 is formed into the third ring groove as shown in FIG. The bottom surface 4 abuts on the bottom wall W2 of the third ring groove 203 . As a result, the third compression ring R3 seals the oil that is not scraped off by the fourth compression ring R4 and tries to flow into the rear surface (diameter direction inner side) of the third compression ring R3. Thus, by enhancing the oil sealing performance of the upper surface 3 and the lower surface 4 of the third compression ring R3, it is possible to prevent oil from rising and reduce oil consumption.
  • ⁇ 1 in FIGS. 3 and 4 indicates the inclination angle of the tapered surface 14 of the third compression ring R3 with respect to the axial direction.
  • ⁇ 1 is a positive value when the tapered surface 14 is inclined so as to approach the central axis A1 toward the upper side as shown in FIGS. 3 and 4 .
  • ⁇ 1 is preferably between 1°30′ and 5°, and is preferably larger than the absolute value of the twist angle ⁇ 2 of the third compression ring R3. That is, it is desirable that ⁇ 1+ ⁇ 2>0.
  • the tapered surface 14 has the effect of allowing the oil to run over the tapered surface 14, thereby preventing the oil from being scraped up.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the twist angle (torsion amount) of the third compression ring R3 and the oil consumption in the internal combustion engine 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. The horizontal axis of FIG. 9 indicates the twist angle of the third compression ring R3, and the vertical axis indicates the oil consumption ratio.
  • the twist angle is between 0' and -85', the oil sealing performance of the third compression ring R3 is sufficiently exhibited, and oil consumption is significantly reduced. Note that if the twist angle of the downward inclination exceeds -85', there is a risk that a stick phenomenon will occur.
  • the twist angle of the third compression ring R3 is not limited to 0' to -85'.
  • the gap (back clearance) between the inner peripheral surface 2 of the third compression ring R3 and the bottom wall W3 of the third ring groove 203 is made small.
  • the gap (side clearance) between the upper surface 3 of the third compression ring R3 and the upper wall W1 of the third ring groove 203 and the upper surface 3 of the fourth compression ring R4 and the fourth ring groove 204 An effect can also be obtained by reducing the gap (side clearance) with the upper wall W1.
  • the piston ring combination 120 according to Embodiment 1 can suitably reduce blow-by gas and oil consumption in an internal combustion engine in which the average speed of the piston in the operating rotation range (operating range) of the internal combustion engine is up to the middle speed range. Specifically, it is preferable that the average speed of the piston in the operating rotation range of the internal combustion engine is less than 18 m/s.
  • FIG. 10 is a graph showing the relationship between the speed of piston 20 and oil consumption in internal combustion engine 100 according to the first embodiment. The horizontal axis of FIG. 10 indicates the speed of the piston 20, and the vertical axis indicates the ratio of oil consumption. As shown in FIG. 10, oil consumption is significantly reduced when the speed of the piston 20 is up to a medium speed range of less than 18 m/s.
  • piston ring combination 120 among compression ignition engines typified by diesel engines, particularly small diesel engines mounted on passenger cars and spark ignition engines typified by gasoline engines.
  • diesel engines particularly small diesel engines mounted on passenger cars
  • spark ignition engines typified by gasoline engines.
  • the combination of piston rings according to the present invention can also be applied to spark ignition engines that do not have a high compression ratio, and similar effects can also be expected in large diesel engines.
  • the present invention can also be applied to a two-stroke engine, particularly a large diesel engine, to reduce blow-by gas.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of a piston structure 210 of an internal combustion engine 200 according to Embodiment 2.
  • FIG. 11 a cross section along the central axis of the piston 20 is illustrated.
  • the outer peripheral shape of the first compression ring R1 is barrel-shaped
  • the outer peripheral shape of the second compression ring R2 is barrel-shaped.
  • the outer peripheral shape of the third compression ring R3 is tapered
  • the outer peripheral shape of the fourth compression ring R4 is tapered. That is, the piston ring combination 220 according to the second embodiment differs from the piston ring combination 120 according to the first embodiment in that the outer peripheral shape of the second compression ring R2 is barrel-shaped.
  • blow-by gas can be reduced by using four compression rings with excellent gas sealing properties.
  • the increase in oil consumption can be suppressed by making the outer peripheral shape of the two compression rings located on the crank chamber side into a tapered shape with excellent oil scraping performance.
  • blow-by gas can be further reduced by forming the outer peripheral shape of the second compression ring R2 into a barrel shape with excellent gas sealing performance.
  • At least one of the third compression ring R3 and the fourth compression ring R4 may have a tapered undercut outer peripheral shape of the compression ring CR.
  • the tapered undercut shape is preferably applied to the compression ring CR farther from the combustion chamber 30 (closer to the crank chamber 40). Therefore, it is more preferable to form the outer peripheral shape of the fourth compression ring R4 into a tapered undercut shape. As a result, an increase in oil consumption can be further suppressed.
  • the piston ring combination 220 according to the second embodiment by satisfying Ft(4) ⁇ Ft(3), it is possible to suppress an increase in friction while suppressing an increase in oil consumption. Moreover, oil consumption and blow-by gas can be further reduced by setting s1(3) ⁇ s1(4). Further, oil consumption can be further reduced by setting the twist angle of the third compression ring R3 to 0' to -85' in use. Also in the piston ring combination 220 according to the second embodiment, it is preferable for oil consumption reduction that the average speed of the piston in the operating rotation range of the internal combustion engine is less than 18 m/s.
  • the present invention is not limited to the above. Moreover, it is good also considering the outer peripheral shape of 3rd compression ring R3 as a barrel shape. Thereby, blow-by gas can be further reduced.
  • Table 1 shows the type and shape of each piston ring in combinations of piston rings of Examples 1 to 3 of the present invention and Comparative Examples 1 and 2.
  • Table 2 shows the axial width, the tension, and the width of the joint gap of each piston ring in the combinations of piston rings of Examples 1 to 3 of the present invention and Comparative Examples 1 and 2.
  • the piston rings to be assembled to the piston are designated as the first ring, the second ring, the third ring, and the fourth ring in order from the combustion chamber side.
  • “barrel” in Table 1 means that the outer peripheral shape is a barrel shape as shown in FIG. 2
  • “taper” means that the outer peripheral shape is a tapered shape as shown in FIG. means.
  • the outer diameter of each ring was 80 mm.
  • Examples 1 and 3 are configured in the same manner as the piston ring combination 120 according to the first embodiment shown in FIG.
  • Example 2 is constructed in the same manner as the piston ring combination 220 according to the second embodiment shown in FIG.
  • Comparative Example 1 is configured in the same manner as the piston ring combination 120X according to Comparative Example 1 shown in FIG.
  • Comparative Example 2 is configured in the same manner as the piston ring combination 120Y according to Comparative Example 2 shown in FIG.
  • Example 3 As shown in Table 1, in Examples 1 and 2, s1(3)>s1(4). In Example 3, s1(3) ⁇ s1(4). Ft (TOTAL) of Examples 1 and 2 are equivalent.
  • the h1 (TOTAL) of Examples 1-3 is smaller than the h1 (TOTAL) of any of Comparative Examples 1 and 2.
  • the Ft (TOTAL) of Examples 1 to 3 is smaller than the Ft (TOTAL) of any of Comparative Examples 1 and 2.
  • FIG. 12 is a graph comparing the amount of blow-by between combinations of piston rings according to Examples 1 to 3 and combinations of piston rings according to Comparative Examples 1 and 2.
  • the vertical axis in FIG. 12 indicates the blow-by amount ratio.
  • Example 1 and Example 2 when Examples 1 to 3 are compared with Comparative Examples 1 and 2, the amount of blow-by gas is smaller in Examples 1 to 3 than in Comparative Example. This confirmed the effect of reducing blow-by gas by using four compression rings without using an oil ring.
  • Example 2 has a smaller amount of blow-by gas than Example 1. This confirms the effect of reducing blow-by gas by making the second compression ring barrel-shaped. Comparing Examples 1 and 2 with Example 3, Examples 1 and 2 have a smaller amount of blow-by gas than Example 3. This confirms the effect of reducing blow-by gas by setting s1(3)>s1(4).
  • a combination of piston rings may be configured including five or more piston rings.
  • the combination of piston rings according to the above-described embodiment is composed of only four compression rings, so that it is possible to reduce blow-by gas and suppress an increase in oil consumption, while suitably suppressing an increase in the weight of the piston. be able to.

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Abstract

内燃機関のピストンに組付けられるピストンリングの組合せは、４本のコンプレッションリングを含み、第１コンプレッションリングの外周面はバレル面を含み、第２コンプレッションリングの外周面は外周端部とテーパ面とを含み、第３コンプレッションリングの外周面は外周端部とテーパ面とを含み、第４コンプレッションリングの外周面は外周端部とテーパ面とを含む。

Description

ピストンリングの組合せ、及び内燃機関
　本発明は、内燃機関においてピストンに組付けられるピストンリングの組合せ、及び内燃機関に関する。
　一般的な自動車に搭載される内燃機関は、コンプレッションリング（圧力リング）とオイルリングとを含むピストンリングの組合せをピストンに形成されたリング溝に装着した構成を採用している。ピストンの軸方向において、コンプレッションリングが燃焼室側に設けられ、オイルリングがクランク室側に設けられ、これらがシリンダの内壁面を摺動することで能力を発揮する。燃焼室から最も遠いオイルリングは、シリンダの内壁面に付着した余分なエンジンオイル（潤滑油）をクランク室側に掻き落とすことでオイルの燃焼室側への流出（オイル上がり）を抑制するオイルシール機能や、潤滑油膜がシリンダの内壁面に適切に保持されるようにオイル量を調整することで内燃機関の運転に伴うコンプレッションリングやピストンの焼き付きを防止する機能を有する。コンプレッションリングは、気密を保持することで燃焼室側からクランク室側への燃焼ガスの流出（ブローバイ）を抑制するガスシール機能や、オイルリングが掻き落とし切れなかった余分なオイルを掻き落とすことでオイル上がりを抑制するオイルシール機能を有する。一般的な火花点火機関や小型中型ディーゼル機関では、２本のコンプレッションリングと１本のオイルリングとが用いられる。
　これに関連して、特許文献１には、複数のコンプレッションリングをピストンに組み付けた内燃機関において、燃焼室に最も近いコンプレッションリングの下面にガスリーク溝を形成することが開示されている。
特開平１０－３３１９７３号公報
　近年の内燃機関の高出力化に伴い、環境性能における対策が急務となっている。特に、ブローバイガスの低減が重要な課題である。ブローバイガスの低減においては、オイルリングよりもコンプレッションリングの役割が大きい。ディーゼルエンジンに例示される圧縮着火機関では、特に大型ディーゼルエンジンにおいて、３本以上のコンプレッションリングとオイルリングとを用いることで、何れかのコンプレッションリングに摩耗等が生じてもコンプレッションリングとしての機能を長く維持することを可能とし、メンテナンス頻度を少なくすることが行われている。この場合、オイルリングとしては２ピース型のオイルリングが一般的に採用されている。しかしながら、ピストンリングの本数が増加すると、それに伴ってピストン自体も大きくなることから、エンジン重量が増加するという問題がある。また、圧縮着火機関のうち特に小型中型ディーゼルエンジンや、ガソリンエンジンに代表される火花点火内燃機関のうち圧縮比が比較的高いエンジンについては、近年、エンジンの使用回転域が中速域までの範囲において、更なるブローバイの低減とオイル消費の低減とを実現する必要性が増してきている。
　本発明は、上述の問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、内燃機関においてブローバイガスを低減し、オイル消費の増加を抑制可能な技術を提供することである。
　上記課題を解決するために、本発明は、以下の構成を採用した。即ち、本発明は、内燃機関のシリンダに装着されるピストンに組み付けられる複数のピストンリングの組合せであって、４本のコンプレッションリングを含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記内燃機関の燃焼室に最も近い位置に組み付けられる第１コンプレッションリングの外周面は、前記第１コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第１コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第１コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第２コンプレッションリングの外周面は、前記第２コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第２コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第２コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第３コンプレッションリングの外周面は、前記第３コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第３コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記燃焼室から最も遠い位置に組み付けられる第４コンプレッションリングの外周面は、前記第４コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第４コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含む、ピストンリングの組合せである。
　つまり、本発明に係るピストンリングの組合せは、外周形状がバレル形状の第１コンプレッションリング、外周形状がテーパ形状の第２コンプレッションリング、外周形状がテーパ形状の第３コンプレッションリング、及び外周形状がテーパ形状の第４コンプレッションリングによって構成されている。このようなピストンリングの組合せによると、ガスシール性に優れたコンプレッションリングを４本用いることでブローバイガスを低減でき、４本のうちクランク室側に位置する３本のコンプレッションリングの外周形状をオイル掻き性能に優れたテーパ形状とすることでオイル消費の増加を抑制できる。また、オイルリングを用いないため、ピストンの軸方向長さを短くすることができ、ピストンを軽量化することができる。また、第２コンプレッションリングの外周形状をオイル掻き性能に優れたテーパ形状とすることにより、オイル消費の増加をより抑制することができる。
　また、本発明において、前記第２コンプレッションリングと前記第３コンプレッションリングと前記第４コンプレッションリングとのうち、少なくとも何れか１本のコンプレッションリングには、当該コンプレッションリングの軸方向端面であってクランク室側に面する下面と当該コンプレッションリングの前記外周端部との間に段差状の切欠が形成されてもよい。
　また、本発明は、４本のコンプレッションリングを含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記内燃機関の燃焼室に最も近い位置に組み付けられる第１コンプレッションリングの外周面は、前記第１コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第１コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第１コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第２コンプレッションリングの外周面は、前記第２コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第２コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第２コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第３コンプレッションリングの外周面は、前記第３コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第３コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、前記４本のコンプレッションリングのうち、前記燃焼室から最も遠い位置に組み付けられる第４コンプレッションリングの外周面は、前記第４コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第４コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含む、ピストンリングの組合せであってもよい。
　また、本発明において、前記第３コンプレッションリングと前記第４コンプレッションリングとのうち、少なくとも何れか一方のコンプレッションリングには、当該コンプレッションリングの軸方向端面であってクランク室側に面する下面と当該コンプレッションリングの前記外周端部との間に段差状の切欠が形成されてもよい。
　また、本発明において、前記第３コンプレッションリングの張力をＦｔ（３）とし、前記第４コンプレッションリングの張力をＦｔ（４）としたとき、Ｆｔ（４）≧Ｆｔ（３）であってもよい。
　また、本発明において、前記第３コンプレッションリングの合口隙間の大きさをｓ１（３）とし、前記第４コンプレッションリングの合口隙間の大きさをｓ１（４）としたとき、ｓ１（３）≧ｓ１（４）であってもよい。
　また、本発明において、前記第３コンプレッションリングの捩れ角度は、前記第３コンプレッションリングを前記ピストンに組付け、且つ、前記ピストンを前記シリンダに装着した状態で、０′～－８５′であってもよい。
　また、本発明は、上述までのピストンリングの組合せを備える、内燃機関であって、前記内燃機関の使用回転域における前記ピストンの速度が平均１８ｍ／ｓ未満であってもよい。
　本発明によれば、内燃機関においてブローバイガスの低減やオイル消費の増加の抑制が可能となる。
実施形態１に係るピストン構造を備える内燃機関の一部を示す図である。 外周形状がバレル形状のコンプレッションリングの断面図である。 外周形状がテーパ形状のコンプレッションリングの断面図である。 外周形状がテーパアンダーカット形状のコンプレッションリングの断面図である。 実施形態１に係る内燃機関のピストン構造の断面図である。 比較例１に係る内燃機関のピストン構造の断面図である。 比較例２に係る内燃機関のピストン構造の断面図である。 第３コンプレッションリングが第３リング溝内で捩れた状態を示す断面図である。 第３コンプレッションリングの捩れ角度とオイル消費量との関係を示すグラフである。 ピストンの速度とオイル消費量との関係を示すグラフである。 実施形態２に係る内燃機関のピストン構造の断面図である。 実施例１～３に係るピストンリングの組合せと比較例１，２に係るピストンリングの組合せのブローバイ量を比較したグラフである。
　以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施の形態について説明する。なお、以下の実施形態に記載されている構成は、特に記載がない限りは発明の技術的範囲をそれらのみに限定する趣旨のものではない。本発明に係るピストンリングの組合せは、内燃機関に適用することができ、内燃機関には、ガソリンエンジンに例示される火花点火機関やディーゼルエンジンに例示される圧縮着火機関が含まれる。
　＜実施形態１＞
　図１は、実施形態１に係るピストンとピストンリングとの組合せ構造（以下、ピストン構造）１１０を備える内燃機関１００の一部を示す図である。図１では、ピストンの中心軸に沿う断面が図示されている。図１に示すように、実施形態１に係る内燃機関１００は、シリンダ１０と、シリンダ１０に装着（挿入）されたピストン２０と、ピストン２０に組み付けられた複数のピストンリングからなるピストンリングの組合せ１２０と、を備える。内燃機関１００において、符号３０で示す燃焼室側を上側とし、符号４０で示すクランク室側を下側とする。内燃機関１００のうち、ピストン２０とピストンリングの組合せ１２０とを含む構成がピストン構造１１０となる。以下、ピストン構造１１０について説明する。
　［ピストンリング］
　図１に示すように、実施形態１に係るピストン構造１１０では、第１コンプレッションリングＲ１、第２コンプレッションリングＲ２、第３コンプレッションリングＲ３、及び第４コンプレッションリングＲ４を含む計４本のコンプレッションリング（圧力リング）から構成されるピストンリングの組合せ１２０がピストン２０に組み付けられている。コンプレッションリングは、内燃機関のシリンダに装着されたピストンに組み付けられ、ピストンの往復運動に伴ってシリンダの内壁面を摺動する摺動部材である。以下、第１コンプレッションリングＲ１、第２コンプレッションリングＲ２、第３コンプレッションリングＲ３、及び第４コンプレッションリングＲ４を区別せずにこれらの共通の構成について説明する場合には、単にコンプレッションリングＣＲと称する。
　第１コンプレッションリングＲ１は、ピストンリングの組合せ１２０を構成する４本のコンプレッションリングＣＲのうち、燃焼室３０に最も近い位置に組み付けられるコンプレッションリングＣＲである。第２コンプレッションリングＲ２は、第１コンプレッションリングＲ１の次に燃焼室３０に近い位置に組み付けられるコンプレッションリングＣＲである。第３コンプレッションリングＲ３は、第２コンプレッションリングＲ２の次に燃焼室３０に近い位置に組み付けられるコンプレッションリングＣＲである。第４コンプレッションリングＲ４は、第３コンプレッションリングＲ３の次に燃焼室３０に近い位置に組み付けられるコンプレッションリングＣＲであって、４本のコンプレッションリングＣＲのうち、燃焼室３０から最も遠い位置に組み付けられるコンプレッションリングＣＲである。
　以下、図１に示すように各ピストンリングがピストン２０に組み付けられ、且つ、ピストン２０がシリンダ１０に装着された状態を、「使用状態」と称する。また、図１に示すように、ピストンリングの中心軸Ａ１に沿う方向（軸方向）をピストンリングの「上下方向」と定義する。また、ピストンリングの軸方向のうち、内燃機関１００における燃焼室３０側（図２における上側）を「上側」と定義し、その反対側、即ち、クランク室側（図２における下側）を「下側」と定義する。コンプレッションリングＣＲは、使用状態において外周面がシリンダ１０の内壁面１０ａを押圧するように自己張力を有している。これにより、ガスシール機能やオイルシール機能が得られる。
　次に、本発明に係るピストンリングの組合せにおいて採用されるコンプレッションリングの外周形状について説明する。本明細書におけるコンプレッションリングの外周形状について、「バレル形状」とは、コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を有する外周形状のことを指す。「バレル形状」には、バレル面の頂部が外周面の上下中央に位置すると共に外周面が上下対称な「対称バレル形状」や頂部が外周面の上下中央位置から離れており外周面が上下非対称な「偏心バレル形状」が含まれる。また、「テーパ形状」とは、コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と外周端部から燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面とを有する外周形状のことを指す。また、テーパ形状のうち、下面と外周端部との間に段差状の切欠が形成された外周形状を「テーパアンダーカット形状」と称する。
　図２は、外周形状がバレル形状のコンプレッションリングＣＲの断面図である。図３は、外周形状がテーパ形状のコンプレッションリングＣＲの断面図である。図４は、外周形状がテーパアンダーカット形状のコンプレッションリングＣＲの断面図である。図２～図４では、コンプレッションリングＣＲの周長方向に直交する断面が図示されている。図２～図４の符号ＣＬ１は、コンプレッションリングＣＲの軸方向における中央を通る直線（中央線）である。
　図２～４に示すように、コンプレッションリングＣＲは、外周面１と内周面２と上面３と下面４とを有する。上面３と下面４とによって、コンプレッションリングＣＲの軸方向における幅が規定される。コンプレッションリングＣＲは、内燃機関１００において、その軸方向における両端面の一方である上面３が上側に面すると共に他方である下面４が下側に面し、外周面１がシリンダ１０の内壁面１０ａに摺接するように、ピストン２０に組み付けられる。
　まず、図２を用いてバレル形状について説明する。図２に示す外周面１は、バレル面１１と、バレル面１１と上面３及び下面４とをそれぞれ接続する一対の接続面１２，１３と、を含む。図２に示すように、バレル面１１は、コンプレッションリングＣＲの周長方向に直交する断面において、コンプレッションリングＣＲにおいて最大径となる頂部Ｐ１を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲している。これにより、図２のコンプレッションリングＣＲの外周形状は、バレル形状となっている。なお、図２では、バレル面１１の頂部Ｐ１が外周面１の上下中央に位置しており、外周面１が上下対称であるため、コンプレッションリングＣＲの外周形状が対称バレル形状となっている。但し、本発明のバレル形状は対称バレル形状に限定されず、偏心バレル形状であってもよい。例えば、図２において、バレル面１１の頂部Ｐ１が上下中央位置よりも下側（クランク室側）に位置し、外周面１が上下非対称であってもよい。一対の接続面１２，１３は、面取り加工により形成された所謂Ｒ面（コーナーＲ）であり、コンプレッションリングＣＲの周長方向に直交する断面において、バレル面１１とは曲率半径の異なる円弧状に形成されている。図２に示すように、接続面１２がバレル面１１の上縁と上面３の外周縁とを接続しており、接続面１３がバレル面１１の下縁と下面４の外周縁とを接続している。なお、バレル形状において、一対の接続面１２，１３は必須の構成ではない。例えば、外周面１は、一対の接続面１２，１３を有さず、全体がバレル面１１として形成されてもよい。
　次に、図３を用いてテーパ形状について説明する。図３に示す外周面１は、外周端部Ｐ２と、テーパ面１４と、テーパ面１４と上面３及び下面４とをそれぞれ接続する一対の接続面１５，１６と、を含む。図３に示すように、外周端部Ｐ２は、コンプレッションリングＣＲの周長方向に直交する断面において、コンプレッションリングＣＲにおいて最大径となる部位である。図３に示す外周端部Ｐ２は、周縁として形成されているが、外周端部Ｐ２は、軸方向の位置によらず外径が一様な平坦面として形成されてもよい。テーパ面１４は、その下縁が外周端部Ｐ２に接続されており、コンプレッションリングＣＲの周長方向に直交する断面において、外周端部Ｐ２から上側（燃焼室３０側）に向かうに従って中心軸Ａ１に近づくように（つまり、縮径するように）傾斜している。これにより、図３のコンプレッションリングＣＲの外周形状は、テーパ形状となっている。図３に示すように、接続面１５がテーパ面１４の上縁と上面３の外周縁とを接続しており、接続面１６がテーパ面１４の下縁と下面４の外周縁とを接続している。なお、テーパ形状において、一対の接続面１５，１６は必須の構成ではない。例えば、外周面１は、一対の接続面１５，１６を有さず、全体がテーパ面１４として形成されてもよい。
　次に、図４を用いてテーパ形状の一種であるテーパアンダーカット形状について説明する。図４に示す外周面１は、接続面１６に代えてアンダーカット面１７を有する点で、図３に示した外周面１と相違する。具体的には、図４の外周面１は、外周端部Ｐ２と、テーパ面１４と、テーパ面１４と上面３とを接続する接続面１５と、テーパ面１４と下面４とを接続するアンダーカット面１７と、を含む。図４に示すように、アンダーカット面１７が外周端部Ｐ２に対して径方向内側に凹むことで、下面４と外周端部Ｐ２との間には、段差状の切欠１８が形成されている。アンダーカット面１７は、外周端部Ｐ２から径方向内側に延びる第１カット面１７１と、第１カット面１７１と下面４とを接続すると共に軸方向に延びる第２カット面１７２と、を含む。切欠１８は、コンプレッションリングＣＲの全周に亘って形成されている。これにより、図４のコンプレッションリングＣＲの外周形状は、テーパアンダーカット形状となっている。なお、切欠１８は、必ずしもコンプレッションリングＣＲの全周に亘って形成されていなくともよく、合口端部には形成されていなくてもよい。また、第１カット面１７１は、径方向に対して傾斜してもよく、第２カット面１７２は、軸方向に対して傾斜してもよい。また、外周端部Ｐ２の先端には、面取り加工が施されてもよい。
　以上、本発明に係るピストンリングの組合せにおいて採用されるコンプレッションリングの外周形状について説明したが、本発明に係るコンプレッションリングの形状は図２～図４で示した形状と同一でなくてもよい。例えば、コンプレッションリングは、そのエッジ部がインターナルベベル形状やインターナルステップ形状であってもよい。また、コンプレッションリングの上下面の何れか又は両方がキーストン形状であってもよい。
　［ピストン］
　図５は、実施形態１に係る内燃機関１００のピストン構造１１０の断面図である。図５では、ピストン２０の中心軸に沿う断面が図示されている。図５に示すように、内燃機関１００では、ピストン２０の外周面２０ａとシリンダ１０の内壁面１０ａとの間に所定の離間距離Ｄ１が確保されることにより、ピストン隙間ＰＣ１が形成されている。また、ピストン２０の外周面２０ａには、ピストン２０の軸方向に所定の間隔を空けて上側（燃焼室３０側）から順に第１リング溝２０１と第２リング溝２０２と第３リング溝２０３と第４リング溝２０４とが形成されている。以下、第１リング溝２０１、第２リング溝２０２、第３リング溝２０３、及び第４リング溝２０４を区別せずに説明する場合には、単に「リング溝」と称する。
　リング溝は、ピストン２０の軸回りに環状に延びる溝として外周面２０ａの全周に形成されている。図５に示すように、各リング溝は、上下に対向配置された一対の溝壁（内壁）を含んで形成されている。一対の溝壁のうち、上側の溝壁を上壁Ｗ１と称し、下側の溝壁を下壁Ｗ２と称する。また、各リング溝における、上壁Ｗ１の内周縁と下壁Ｗ２の内周縁とを接続する溝壁を底壁Ｗ３と称する。図５に示すように、第１リング溝２０１に第１コンプレッションリングＲ１が装着され、第２リング溝２０２に第２コンプレッションリングＲ２が装着され、第３リング溝２０３に第３コンプレッションリングＲ３が装着され、第４リング溝２０４に第４コンプレッションリングＲ４が装着されている。
　［ピストンリングの組合せ］
　図５に示すように、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０では、第１コンプレッションリングＲ１の外周形状がバレル形状となっており、第２コンプレッションリングＲ２の外周形状がテーパ形状となっており、第３コンプレッションリングＲ３の外周形状がテーパ形状となっており、第４コンプレッションリングＲ４の外周形状がテーパ形状となっている。
　ここで、図５に示すように、第１コンプレッションリングＲ１の軸方向幅をｈ１（１）とし、第２コンプレッションリングＲ２の軸方向幅をｈ１（２）とし、第３コンプレッションリングＲ３の軸方向幅をｈ１（３）とし、第４コンプレッションリングＲ４の軸方向幅をｈ１（４）とする。また、ピストンリングの軸方向幅の合計をｈ１（ｔｏｔａｌ）とする。つまり、ｈ１（ｔｏｔａｌ）＝ｈ１（１）＋ｈ１（２）＋ｈ１（３）＋ｈ１（４）である。
　［比較例１］
　図６は、比較例１に係る内燃機関１００Ｘのピストン構造１１０Ｘの断面図である。比較例１に係るピストン構造１１０Ｘは、３本のコンプレッションリングＣＲと１本のオイルリングＯＲからなるピストンリングの組合せ１２０Ｘを備える。比較例１に係るピストン構造１１０Ｘは、ピストンリングの組合せ１２０Ｘが第４コンプレッションリングＲ４に代えてオイルリングＯＲを有する点で実施形態１に係るピストン構造１１０と相違する。
　［比較例２］
　図７は、比較例２に係る内燃機関１００Ｙのピストン構造１１０Ｙの断面図である。比較例２に係るピストン構造１１０Ｙは、２本のコンプレッションリングＣＲと１本のオイルリングＯＲからなるピストンリングの組合せ１２０Ｙを備える。比較例２に係るピストン構造１１０Ｙは、以下の点で実施形態１に係るピストン構造１１０と相違する。比較例２では、ピストン２０に第４リング溝２０４が形成されていない。また、比較例２に係るピストンリングの組合せ１２０Ｙは、第４コンプレッションリングＲ４を有さず、第３コンプレッションリングＲ３に代えてオイルリングＯＲを有する。オイルリングＯＲは、所謂３ピース型のオイルリングであり、シリンダ１０の内壁面１０ａを摺動する一対のセグメントＳＧ１，ＳＧ１と、これらを径方向外側（内壁面１０ａ側）に付勢するスペーサエキスパンダＥＸ１と、を備える。
　［作用・効果］
　上述のように、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０は、４本のコンプレッションリングＣＲにより構成されている。つまり、ピストンリングの組合せ１２０は、上述の比較例１や比較例２のような３ピース型のオイルリングや２ピース型のオイルリングを用いず、４本のコンプレッションリングのみを用いている。このような４本のコンプレッションリングからなるピストンリングの組合せ１２０によると、オイルリングよりもガスシール性能に優れたコンプレッションリングを４本用いることで、比較例１や比較例２よりもブローバイガスを低減することができる。更に、ピストンリングの組合せ１２０は、第３コンプレッションリングＲ３と第４コンプレッションリングＲ４との組み合わせによりオイルシール性能を発揮する。そのため、オイル消費の増加を抑えつつブローバイガスを低減することができる。また、一般に、コンプレッションリングは、オイルリングと比較して軸方向幅が薄幅であることから、ピストンにおいて、コンプレッションリングを装着するための領域に必要な軸方向幅は、オイルリングを装着するための領域に必要な軸方向幅よりも短くて済む。そのため、ピストンリングの本数がピストンリングの組合せ１２０と同じ４本である比較例２と比較において、ピストンリングの組合せ１２０は、オイルリングＯＲに代えてオイルリングＯＲよりも薄幅の第４コンプレッションリングＲ４を用いることで、ピストン２０の軸方向長さを短くすることができる。これにより、ピストン２０を軽量化し、内燃機関１００の燃費を向上させることができる。更に、ピストンリングの組合せ１２０は、４本のコンプレッションリングＣＲによりブローバイガスを低減することで、オイルの劣化を抑制できる。これに加え、オイルリングを用いないことで、耐スティック性を向上させ、カーボンやスラッジによるピストンリングの固着を抑制できる。
　更に、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０は、第１コンプレッションリングＲ１の外周形状をバレル形状とし、第２コンプレッションリングＲ２の外周形状をテーパ形状とし、第３コンプレッションリングＲ３の外周形状をテーパ形状とし、第４コンプレッションリングＲ４の外周形状をテーパ形状としている。このようなピストンリングの組合せ１２０によると、４本のコンプレッションリングＣＲのうちクランク室４０側に位置する３本のコンプレッションリングＣＲの外周形状をオイル掻き性能に優れたテーパ形状とすることで、オイルリングを用いなくてもオイル消費の増加を抑えることができる。つまり、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０によると、ブローバイガスだけでなくオイル消費の増加も抑えることができる。
　なお、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０は、第２コンプレッションリングＲ２と第３コンプレッションリングＲ３と第４コンプレッションリングＲ４とのうち、少なくとも何れか１本のコンプレッションリングＣＲの外周形状をテーパアンダーカット形状としてもよい。テーパアンダーカット形状は、より燃焼室３０から遠い（よりクランク室４０に近い）コンプレッションリングＣＲに適用するのが好ましい。従って、第４コンプレッションリングＲ４の外周形状をテーパアンダーカット形状とすることが、より好ましい。これにより、オイル消費をより一層低減することができる。
　ここで、第１コンプレッションリングＲ１の張力をＦｔ（１）とし、第２コンプレッションリングＲ２の張力をＦｔ（２）とし、第３コンプレッションリングＲ３の張力をＦｔ（３）とし、第４コンプレッションリングＲ４の張力をＦｔ（４）とし、ピストンリングの張力の合計をＦｔ（ＴＯＴＡＬ）とする。つまり、Ｆｔ（ＴＯＴＡＬ）＝Ｆｔ（１）＋Ｆｔ（２）＋Ｆｔ（３）＋Ｆｔ（４）である。このとき、オイル消費の低減やフリクションの抑制の観点では、Ｆｔ（４）≧Ｆｔ（３）とすることが好ましい。４本のコンプレッションリングＣＲのうち、燃焼室３０から最も遠い第４コンプレッションリングＲ４の張力を第３コンプレッションリングＲ３の張力以上にして第４コンプレッションリングＲ４のオイル掻き性能を高めることで、Ｆｔ（ＴＯＴＡＬ）の増加を抑えながらもオイル消費を低減できる。つまり、オイル消費を低減すると共に、４本のコンプレッションリングＣＲのフリクションの総和が増加することを抑制できる。但し、本発明におけるコンプレッションリングの張力の関係はこれに限定されない。
　ここで、図１の符号Ｇ１は第１コンプレッションリングＲ１に形成された合口隙間を示し、符号Ｇ２は第２コンプレッションリングＲ２に形成された合口隙間を示し、符号Ｇ３は第３コンプレッションリングＲ３に形成された合口隙間を示し、符号Ｇ４は第４コンプレッションリングＲ４に形成された合口隙間を示す。また、第１コンプレッションリングＲ１の合口隙間Ｇ１の幅（具体的には、合口端面同士の間隔）をｓ１（１）とし、第２コンプレッションリングＲ２の合口隙間Ｇ２の幅をｓ１（２）とし、第３コンプレッションリングＲ３の合口隙間Ｇ１の幅をｓ１（３）とし、第４コンプレッションリングＲ４の合口隙間Ｇ４の幅をｓ１（４）とする。このとき、オイル消費の低減の観点では、ｓ１（３）≧ｓ１（４）とすることが好ましい。第３コンプレッションリングＲ３の合口隙間Ｇ３の幅を第４コンプレッションリングＲ４の合口隙間Ｇ４の幅以上とすることで、第３コンプレッションリングＲ３の合口隙間Ｇ３からのブローバイガスによるオイル吹き下げ効果を維持し、第４コンプレッションリングＲ４の合口隙間Ｇ４からのオイル上がりを抑制できる。これにより、オイル消費をより低減することができる。但し、本発明における合口隙間の幅はこれに限定されない。また、ブローバイガスの低減の観点においても、ｓ１（３）≧ｓ１（４）とすることが好ましい。クランク室４０に最も近い第４コンプレッションリングＲ４の合口隙間Ｇ４の幅を第３コンプレッションリングＲ３の合口隙間Ｇ３の幅以下とすることで、ブローバイガスを低減できる。
　また、第３コンプレッションリングＲ３のオイルシール性能の観点では、第３コンプレッションリングＲ３をピストン２０に組付け、且つ、ピストン２０をシリンダ１０に装着した使用状態において、第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度が０′～－８５′であることが好ましい。捩れ角度は、水平面（ピストンの軸と直交する平面）に対する第３コンプレッションリングＲ３の軸方向端面（上下面）の傾斜角度として定義される。軸方向端面が径方向外側に向かって上方（燃焼室側）傾斜する場合に正の値とし、径方向外側に向かって下方（クランク室側）傾斜する場合に負の値とする。また、捩れ角度の測定には、例えば、シリンダボアの直径ｄ１に等しい直径の測定用リングゲージ内に合い口を閉じた第３コンプレッションリングＲ３を挿入した状態で、表面粗さ計等を用いて軸方向端面を測定し、捩れ角度を算出する方法を用いてもよい。図８は、第３コンプレッションリングＲ３が第３リング溝２０３内で捩れた状態を示す断面図である。図８のθ２は、捩れ角度を示す。使用状態において第３コンプレッションリングＲ３が上記の範囲で下方傾斜となるように捩れる（負に捩れる）ことで、図８に示すように、第３コンプレッションリングＲ３の上面３が第３リング溝２０３の上壁Ｗ１に当接し、下面４が第３リング溝２０３の下壁Ｗ２に当接する。これにより、第４コンプレッションリングＲ４で掻き落とせずに第３コンプレッションリングＲ３の背面（径方向内側側）に回り込もうとするオイルが第３コンプレッションリングＲ３でシールされる。このように、第３コンプレッションリングＲ３の上面３及び下面４のオイルシール性能を高めることで、オイル上がりを防止し、オイル消費を低減することができる。ここで、図３及び図４のθ１は、第３コンプレッションリングＲ３のテーパ面１４の、軸方向に対する傾斜角度を示す。θ１は、図３及び図４に示すように上側に向かうに従って中心軸Ａ１に近づくようにテーパ面１４が傾斜する場合に正の値とする。このとき、θ１は、１°３０′～５°であることが好ましく、また、第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度θ２の絶対値よりも大きいことが望ましい。つまり、θ１＋θ２＞０であることが望ましい。θ１をθ２の絶対値よりも大きくすることで、テーパ面１４によるオイル乗り上げ効果が得られ、オイルの掻き上げを防止することができる。
　図９は、実施形態１に係る内燃機関１００における第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度（捩れ量）とオイル消費量との関係を示すグラフである。図９の横軸は第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度を示し、縦軸はオイル消費量の比率を示す。図９に示すように、捩れ角度が０′～－８５′の場合では、第３コンプレッションリングＲ３のオイルシール性能が十分に発揮され、オイル消費が顕著に低減する。なお、下方傾斜の捩れ角度が－８５′を超えるとスティック現象が発生する虞がある。このように、第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度を０′～－８５′とすることで、第３コンプレッションリングＲ３のオイルシール性能を好適に高め、オイル消費を低減できる。但し、本発明に係る第３コンプレッションリングの捩れ角度は、０′～－８５′に限定されない。なお、第３コンプレッションリングＲ３の背面にオイルが回り込むことを抑制するためには、第３コンプレッションリングＲ３の内周面２と第３リング溝２０３の底壁Ｗ３との隙間（バッククリアランス）を小さくすることでも効果が得られる。また、オイル消費の低減の観点では、第３コンプレッションリングＲ３の上面３と第３リング溝２０３の上壁Ｗ１との隙間（サイドクリアランス）や第４コンプレッションリングＲ４の上面３と第４リング溝２０４の上壁Ｗ１との隙間（サイドクリアランス）を小さくすることでも効果が得られる。
　また、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０は、内燃機関の使用回転域（運転領域）におけるピストンの平均速度が中速域までの内燃機関において、ブローバイガス及びオイル消費を好適に低減できる。具体的には、内燃機関の使用回転域におけるピストンの速度が平均で１８ｍ／ｓ未満であることが好ましい。但し、本発明はこれに限定されない。図１０は、実施形態１に係る内燃機関１００におけるピストン２０の速度とオイル消費量との関係を示すグラフである。図１０の横軸はピストン２０の速度を示し、縦軸はオイル消費量の比率を示す。図１０に示すように、ピストン２０の速度が１８ｍ／ｓ未満の中速域までの場合に、オイル消費が顕著に低減する。
　以上のように、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０によると、ディーゼルエンジンに代表される圧縮着火機関のうち特に乗用車に搭載される小型ディーゼルエンジンや、ガソリンエンジンに代表される火花点火機関のうち圧縮比が比較的高いエンジンについて、使用回転域が中速域までの範囲において、ブローバイガスの増加を抑えつつもオイル消費量の増加を抑制することが可能となる。但し、本発明に係るピストンリングの組合せは、圧縮比が高くない火花点火機関についても適用が可能であり、また、大型ディーゼルエンジンにおいても同様の効果を見込むことができる。また、２ストロークエンジン、特に大型ディーゼルエンジンにおいても本発明を適用し、ブローバイガスの低減を図ることができる。
　＜実施形態２＞
　以下、実施形態２に係るピストン構造について説明する。以下の説明では、実施形態１のピストン構造１１０との相違点を中心に説明し、実施形態１と同様の構成については同一の符号を付すことにより詳細な説明は割愛する。図１１は、実施形態２に係る内燃機関２００のピストン構造２１０の断面図である。図１１では、ピストン２０の中心軸に沿う断面が図示されている。図１１に示すように、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０では、第１コンプレッションリングＲ１の外周形状がバレル形状となっており、第２コンプレッションリングＲ２の外周形状がバレル形状となっており、第３コンプレッションリングＲ３の外周形状がテーパ形状となっており、第４コンプレッションリングＲ４の外周形状がテーパ形状となっている。つまり、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０は、第２コンプレッションリングＲ２の外周形状がバレル形状となっている点で、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０と相違する。
　実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０によると、実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０と同様に、ガスシール性に優れたコンプレッションリングを４本用いることでブローバイガスを低減でき、４本のうちクランク室側に位置する２本のコンプレッションリングの外周形状をオイル掻き性能に優れたテーパ形状とすることでオイル消費の増加を抑制できる。また、オイルリングを用いないため、ピストン２０の軸方向長さを短くすることができ、ピストン２０を軽量化することができる。また、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０によると、第２コンプレッションリングＲ２の外周形状をガスシール性能に優れたバレル形状とすることにより、ブローバイガスをより低減することができる。
　なお、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０は、第３コンプレッションリングＲ３と第４コンプレッションリングＲ４とのうち、少なくとも何れか一方のコンプレッションリングＣＲの外周形状をテーパアンダーカット形状としてもよい。テーパアンダーカット形状は、より燃焼室３０から遠い（よりクランク室４０に近い）コンプレッションリングＣＲに適用するのが好ましい。従って、第４コンプレッションリングＲ４の外周形状をテーパアンダーカット形状とすることが、より好ましい。これにより、オイル消費の増加をより抑えることができる。
　また、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０においても、Ｆｔ（４）≧Ｆｔ（３）とすることで、オイル消費の増加を抑えながらもフリクションの増加を抑制できる。また、ｓ１（３）≧ｓ１（４）とすることで、オイル消費やブローバイガスをより低減できる。また、使用状態における第３コンプレッションリングＲ３の捩れ角度を０′～－８５′とすることで、オイル消費をより一層低減できる。また、実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０においても、内燃機関の使用回転域におけるピストンの速度が平均で１８ｍ／ｓ未満であることが、オイル消費の低減において好ましい。但し、本発明は、上記に限定されない。また、第３コンプレッションリングＲ３の外周形状をバレル形状としてもよい。これにより、ブローバイガスを更に低減できる。
　［実施例］
　表１に、本発明の実施例１～３と比較例１，２のピストンリングの組合せにおける各ピストンリングの種別と形状を示す。表２に、本発明の実施例１～３と比較例１、２のピストンリングの組合せにおける各ピストンリングの軸方向幅、張力、及び合口隙間の幅を示す。表１及び表２では、ピストンに組付けられるピストンリングを、燃焼室側から順に第１リング、第２リング、第３リング、及び第４リングとしている。また、表１の「バレル」は、外周形状が図２で示したようなバレル形状であることを意味し、「テーパ」は、外周形状が図３で示したようなテーパ形状であることを意味する。なお、各リングの外径は８０ｍｍとした。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
 
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
 
実施例１及び実施例３は、図５で示した実施形態１に係るピストンリングの組合せ１２０と同様に構成されている。実施例２は、図１１で示した実施形態２に係るピストンリングの組合せ２２０と同様に構成されている。比較例１は、図６で示した比較例１に係るピストンリングの組合せ１２０Ｘと同様に構成されている。比較例２は、図７で示した比較例２に係るピストンリングの組合せ１２０Ｙと同様に構成されている。
　表１に示すように、実施例１及び実施例２では、ｓ１（３）＞ｓ１（４）となっている。実施例３では、ｓ１（３）＜ｓ１（４）となっている。実施例１，２のＦｔ（ＴＯＴＡＬ）は、同等である。実施例１～３のｈ１（ＴＯＴＡＬ）は、比較例１，２の何れのｈ１（ＴＯＴＡＬ）よりも小さい。また、実施例１～３のＦｔ（ＴＯＴＡＬ）は、比較例１，２の何れのＦｔ（ＴＯＴＡＬ）よりも小さい。
　図１２は、実施例１～３に係るピストンリングの組合せと比較例１，２に係るピストンリングの組合せのブローバイ量を比較したグラフである。図１２の縦軸はブローバイ量の比率を示す。図１２に示すように、実施例１～３と比較例１，２とを比較すると、実施例１～３の方が比較例よりもブローバイガスの量が少ない。これにより、オイルリングを用いずに４本のコンプレッションリングを用いることによるブローバイガスの低減効果を確認できた。また、実施例１と実施例２とを比較すると、実施例２の方が実施例１よりもブローバイガスの量が少ない。これにより、第２コンプレッションリングをバレル形状とすることによるブローバイガスの低減効果を確認できた。実施例１，２と実施例３とを比較すると、実施例１，２の方が実施例３よりもブローバイガスの量が少ない。これにより、ｓ１（３）＞ｓ１（４）とすることによるブローバイガスの低減効果を確認できた。
　以上、本発明の好適な実施形態について説明したが、上述した種々の形態は、可能な限り組み合わせることができる。本発明において、ピストンリングの組合せは、５本以上のピストンリングを含んで構成されてもよい。但し、ピストンの重量増加の抑制には、４本のコンプレッションリングのみでピストンリングの組合せを構成した方が有利である。上述の実施形態に係るピストンリングの組合せは、４本のコンプレッションリングのみで構成されることで、ブローバイガスの低減とオイル消費の増加抑制とを可能としながらも、ピストンの重量増加を好適に抑えることができる。
１００，２００　：内燃機関
１１０，２１０　：ピストンとピストンリングとの組合せ構造
１２０，２２０　：ピストンリングの組合せ
１０　　　　　　：シリンダ
２０　　　　　　：ピストン
３０　　　　　　：燃焼室
４０　　　　　　：クランク室
Ｒ１　　　　　　　：第１コンプレッションリング
Ｒ２　　　　　　　：第２コンプレッションリング
Ｒ３　　　　　　　：第３コンプレッションリング
Ｒ４　　　　　　　：第４コンプレッションリング

Claims (8)

  1. 　内燃機関のシリンダに装着されるピストンに組み付けられる複数のピストンリングの組合せであって、
    　４本のコンプレッションリングを含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記内燃機関の燃焼室に最も近い位置に組み付けられる第１コンプレッションリングの外周面は、前記第１コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第１コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第１コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第２コンプレッションリングの外周面は、前記第２コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第２コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第２コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第３コンプレッションリングの外周面は、前記第３コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第３コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記燃焼室から最も遠い位置に組み付けられる第４コンプレッションリングの外周面は、前記第４コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第４コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含む、
    　ピストンリングの組合せ。
  2. 　内燃機関のシリンダに装着されるピストンに組み付けられる複数のピストンリングの組合せであって、
    　４本のコンプレッションリングを含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記内燃機関の燃焼室に最も近い位置に組み付けられる第１コンプレッションリングの外周面は、前記第１コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第１コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第１コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第２コンプレッションリングの外周面は、前記第２コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第２コンプレッションリングにおいて最大径となる頂部を含んで径方向外側に凸状となるように湾曲したバレル面を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記第２コンプレッションリングの次に前記燃焼室に近い位置に組み付けられる第３コンプレッションリングの外周面は、前記第３コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第３コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含み、
    　前記４本のコンプレッションリングのうち、前記燃焼室から最も遠い位置に組み付けられる第４コンプレッションリングの外周面は、前記第４コンプレッションリングの周長方向に直交する断面において、前記第４コンプレッションリングにおいて最大径となる外周端部と、前記外周端部から前記燃焼室側に向かうに従って縮径するように傾斜したテーパ面と、を含む、
    　ピストンリングの組合せ。
  3. 　前記第２コンプレッションリングと前記第３コンプレッションリングと前記第４コンプレッションリングとのうち、少なくとも何れか１本のコンプレッションリングには、当該コンプレッションリングの軸方向端面であってクランク室側に面する下面と当該コンプレッションリングの前記外周端部との間に段差状の切欠が形成されている、
    　請求項１に記載のピストンリングの組合せ。
  4. 　前記第３コンプレッションリングと前記第４コンプレッションリングとのうち、少なくとも何れか一方のコンプレッションリングには、当該コンプレッションリングの軸方向端面であってクランク室側に面する下面と当該コンプレッションリングの前記外周端部との間に段差状の切欠が形成されている、
    　請求項２に記載のピストンリングの組合せ。
  5. 　前記第３コンプレッションリングの張力をＦｔ（３）とし、前記第４コンプレッションリングの張力をＦｔ（４）としたとき、
    　Ｆｔ（４）≧Ｆｔ（３）である、
    　請求項１から４の何れか一項に記載のピストンリングの組合せ。
  6. 　前記第３コンプレッションリングの合口隙間の大きさをｓ１（３）とし、前記第４コンプレッションリングの合口隙間の大きさをｓ１（４）としたとき、
    　ｓ１（３）≧ｓ１（４）である、
    　請求項１から５の何れか一項に記載のピストンリングの組合せ。
  7. 　前記第３コンプレッションリングの捩れ角度は、前記第３コンプレッションリングを前記ピストンに組付け、且つ、前記ピストンを前記シリンダに装着した状態で、０′～－８５′である、
    　請求項１から６の何れか一項に記載のピストンリングの組合せ。
  8. 　前記ピストンと請求項１から７の何れか一項に記載のピストンリングの組合せを備える、内燃機関であって、
    　前記内燃機関の使用回転域における前記ピストンの速度が平均１８ｍ／ｓ未満である、
    　内燃機関。
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