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WO2006003976A1 - 内燃機関用ピストンリング - Google Patents

内燃機関用ピストンリング Download PDF

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WO2006003976A1
WO2006003976A1 PCT/JP2005/012043 JP2005012043W WO2006003976A1 WO 2006003976 A1 WO2006003976 A1 WO 2006003976A1 JP 2005012043 W JP2005012043 W JP 2005012043W WO 2006003976 A1 WO2006003976 A1 WO 2006003976A1
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WO
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piston ring
width
oil ring
ring
outer peripheral
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Ceased
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PCT/JP2005/012043
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English (en)
French (fr)
Inventor
Masaki Yamada
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Riken Corp
Original Assignee
Riken Corp
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Publication date
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Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F16J9/14—Joint-closures

Definitions

  • the present invention relates to a piston ring mounted on a piston of an internal combustion engine, and more particularly to a combined oil ring.
  • Cylinder bores of internal combustion engines are usually deformed into a bowl shape (tapered shape) due to the temperature difference between the upper and lower portions and the tightening of bolts. For this reason, when the piston reciprocates on its inner wall surface, it is thought that the joint of the piston ring attached to the piston opens and closes to follow the change in bore diameter.
  • the shape of the joint includes a right angle joint V (straight), an oblique joint (angle), and a stepped joint / step (step), and these are put to practical use. Further, as disclosed in Non-Patent Document 1, the outer peripheral edge of the abutment portion is subjected to R chamfering or C chamfering.
  • Non-Patent Document 1 "Internal combustion engine small-diameter piston ring Part 4: General specifications", JIS B8 032, established on December 20, 1998, pl4-15
  • the conventional piston ring may cause uneven wear near the joint where the frictional force is particularly large near the joint where the surface pressure is high, and may cause seizure in the worst case. .
  • An object of the present invention is to provide a piston ring for an internal combustion engine that can maintain low friction even in this cylinder.
  • the piston ring according to the present invention is provided with a surface having a circumferential width force larger than a radial width when viewed from the axial direction at an edge portion (abutment outer peripheral edge) between the end surface and the outer peripheral surface of the piston ring. It is characterized by being. Normally, this edge is chamfered or rounded to prevent chipping. In the present invention, chamfering is performed on the outer peripheral edge portion of the abutment so as to be larger than the circumferential width force and the width in the radial direction, and the outer peripheral sliding surface side is continued at a minute angle, thereby promoting the formation of an oil film and increasing the friction force. Found that it can be reduced and completed.
  • the force applied to both the pressure ring and the oil ring provides a remarkable friction reduction effect.
  • the oil ring is composed of an oil ring body consisting of an upper and lower rail portion and a column portion connecting the upper and lower rail portions, and a combined oil ring composed of a coil expander mounted in a groove on the inner peripheral side of the oil ring body.
  • a combination oil ring that also has a pair of side rails and a spacer expander force that supports the side rails, and can also be applied to other known oil rings.
  • a surface whose circumferential width is larger than the axial width is formed on the outer peripheral edge of the upper and lower rails of the oil ring body.
  • a surface having a circumferential width larger than the axial width is formed on the outer peripheral edge portion of the side rail, so that the effect of the present invention can be obtained.
  • ItL2 / Ll of the circumferential width L 1 and the radial width L2 of the surface formed on the piston ring and the combined oil ring is in the range of 0.1 to 0.5. 15 to 0.35 force is preferred. Usually, this surface is formed by chamfering.
  • a surface larger than the circumferential width force radial direction width is formed at the edge portion between the outer peripheral surface and the mating end surface, and the connection between the sliding surface and the mating end surface is made smooth. Therefore, an oil film is easily formed. As a result, even when the bore diameter is different between the upper and lower parts, the circumferential frictional force accompanying the opening and closing movement of the joint can be reduced, and low friction can be maintained.
  • Fig. 1 (a) shows a perspective view of the vicinity of the joint of the piston ring of the present invention
  • Fig. 1 (b) shows a plan view thereof.
  • the piston ring 10 is formed with an abutment 12 having a certain clearance in the circumferential direction.
  • the mating port 12 is a right angle mating port (straight), and the mating end surface 16 is perpendicular to the side surface 14 of the piston ring 10.
  • edge portion 20 where the outer peripheral surface 18 of the piston ring and the end face 16 intersect is chamfered 22 with a circumferential width L1 larger than the radial width L2 when viewed from the axial direction.
  • FIGS. 2 (a) and 2 (b) are schematic views of a piston ring with C chamfering and oil film formation when oil pressure is generated when the piston ring of the present invention is mounted, respectively.
  • the C chamfer 30 formed on the conventional piston ring shown in Fig. 2 (a) has a steep slope between the outer peripheral surface 18 and the mating end surface 16 (the circumferential width L1> the radial width L2 are not related). )
  • the oil escapes at the chamfered portion 30 and immediately the oil film 34 formed between the cylinder inner peripheral surface 32 becomes thin.
  • the piston ring 10 of the present invention is continuous at a minute angle from the outer peripheral surface 18 toward the mating end surface 16, the oil film 34 is glued on the chamfered portion 22 and a film thicker than before is formed.
  • the present invention will be described using a combination oil ring with a coil expander as an example.
  • the combined oil ring 120 with a coil expander 120 is connected to the upper and lower rail parts 122 provided under the improved axial direction and the upper and lower rail parts 122 to form a plurality of oil windows 124 in the circumferential direction.
  • the oil ring main body 126 also has a column force, and the coil expander 128 is mounted in a groove on the inner peripheral side of the oil ring main body 126 and presses the oil ring main body radially outward.
  • FIG. 3 (b) shows an oil ring of a combined oil ring with a coil expander according to the present invention.
  • a partially enlarged view of the main body is shown.
  • a chamfer 136 is formed on the end face 130 of the upper and lower rail portions 122 of the oil ring main body 126 and the edge portion 134 of the outer peripheral surface 132 with a circumferential width L1 larger than the radial width L2 when viewed from the axial direction.
  • the circumferential width L1 of the chamfered portion is preferably 0.10 to 0.30 mm.
  • the radial width L2 is preferably 0.02 to 0.10 mm, more preferably 0.03 mm to 0.07 mm.
  • the surface provided at the outer peripheral edge portion 134 may be a flat surface, but by forming a gentle curved surface, the formation of an oil film is further promoted, and a more excellent friction reduction effect can be obtained.
  • a martensitic stainless steel wire having the cross section of Fig. 3 (a) was wound so as to have a bore diameter, and an oil ring main body was produced.
  • the tension of the oil ring body was FtlON
  • the nominal ring diameter was 75. Omm
  • the radial thickness of the ring body was 1.5 mm
  • the axial width was 1.5 mm.
  • the oil ring body was chamfered at the edge between the end face and the outer peripheral surface of the upper and lower rails using a Verdacaro machine.
  • Various oil ring bodies were produced by changing the circumferential width L1 of the chamfered portion to 0.2 mm and changing the radial width L2 between 0.02 and 0.15 mm.
  • an oil ring body with a chamfering of 0.2 mm in both circumferential width L1 and radial width L2 was also produced.
  • the piston was reciprocated using a tapered cylinder, and the outer peripheral load was measured.
  • FIG. 4 shows a schematic diagram of the apparatus used for the measurement.
  • the piston stroke S was 40 mm, and load sensors (load washers) were embedded at the top dead center and bottom dead center, and the cylinder surface pressure was measured.
  • the bore diameter D1 at the top dead center of the piston was ⁇ 93.03 mm, and the bore diameter D2 at the bottom dead center was ⁇ 92.08 mm.
  • Figure 5 shows the results of plotting the ratio of the maximum friction value measured for each example, with the maximum friction value of the comparative example (radial width 0.2 mm) being 100. The It was confirmed that the friction was reduced compared to the comparative example by making the radial width of the chamfered outer peripheral edge portion smaller than the circumferential width to form a sagging shape. In particular, when the radial width of the chamfered part is set to 0.02 mm to 0.10 mm, the friction is reduced and 0.03 mn! It was found that a remarkable friction reduction effect was obtained at ⁇ 0.07 mm.
  • the piston ring according to the present invention is used in a piston for an internal combustion engine such as an automobile, a ship, and a two-wheeled vehicle.
  • FIG. 1 (a) is a perspective view of the vicinity of a joint of a piston ring according to the present invention
  • FIG. 1 (b) is a plan view thereof.
  • FIG. 2 (a) is a schematic diagram of oil film formation when a conventional piston ring is mounted
  • FIG. 2 (b) is a schematic diagram of oil film formation when the piston ring of the present invention is mounted. .
  • Fig. 3 (a) is a sectional view showing a combined oil ring with a coil expander.
  • FIG. 3 (b) is an enlarged view showing the oil ring body of the combined oil ring of the present invention.
  • FIG. 4 is a schematic view showing an apparatus used for outer peripheral load measurement.
  • FIG. 5 is a diagram showing the results of measuring the outer peripheral load.
  • Fig. 6 is a diagram for explaining the opening / closing motion of the joint portion of the piston ring in a tapered bore diameter.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Pistons, Piston Rings, And Cylinders (AREA)

Abstract

【課題】　ピストンリングの開閉による摩擦力の発生を抑制し、テーパ形状のシリンダにおいても、低フリクションが維持できる内燃機関用ピストンリングを提供する。 【解決手段】　本発明に係るピストンリング１０では、合い口端面１６と外周面１８とのエッジ部２０に、周方向幅Ｌ１が半径方向幅Ｌ２より大きい面取り２２が形成されていることを特徴とする。これにより油膜の形成が促進され、合い口の開閉運動に伴う円周方向の摩擦力を低減することができる。

Description

明 細 書
内燃機関用ピストンリング
技術分野
[0001] 本発明は、内燃機関のピストンに装着されるピストンリングに関し、特に、組み合わ せオイルリングに関する。
背景技術
[0002] 内燃機関のシリンダボアは、上部と下部の温度差やボルトの締め付けに起因して、 通常、上部のボア径が広がり壺状 (テーパ形状）に変形している。そのため、その内 壁面をピストンが往復運動する際は、ピストンに装着されたピストンリングの合い口が 開閉運動して、ボア径の変化に追従していると考えられる。合い口の形状は、直角合 Vヽ口（ストレート）、斜め合 ヽ口（アングル）、および段付き合!/ヽ口（ステップ)などがあり 、これらが実用化されている。また、合い口部の外周エッジは、非特許文献 1に開示 されるように、 R面取り又は C面取りが施されている。
[0003] 図 6(a)に示すように、ピストンリング 210の合い口 212が閉じる方向 xlに移動すると き、リング外周面には摩擦力 flが生じる。一方、図 6 (b)に示すように、ピストンリング 2 10の合い口 212が広がる方向 x2に移動するとき、ピストンリング外周面には摩擦力 f 2が生じる。このため、ピストンリングの合い口が閉じる方向に移動するとき、すなわち 、ボア径が小さくなる方向にピストンが移動するときには、ピストンリングが外周に張り 出そうとする摩擦力 flが付加されて摺動摩擦力が上昇する。
[0004] 非特許文献 1 :「内燃機関 小径ピストンリング 第 4部:仕様の一般規定」、 JIS B8 032、平成 10年 12月 20日制定、 pl4- 15
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0005] そのため、従来のピストンリングでは、特に面圧の高い合口付近で摩擦力の影響が 大きぐ合口付近に偏摩耗を引き起こしたり、最悪の場合には焼き付きなどの原因と なる可能性もある。
[0006] そこで本発明では、ピストンリングの開閉による摩擦力の発生を抑制し、テーパ形状 のシリンダにおいても、低フリクションが維持できる内燃機関用ピストンリングを提供す ることを目的とする。
課題を解決するための手段
[0007] 本発明に係るピストンリングは、ピストンリングの合い口端面と外周面とのエッジ部（ 合い口外周エッジ）に軸方向から見て周方向幅力 半径方向幅より大きい面が設け られていることを特徴とする。通常、このエッジ部には、欠け防止のために C面取り又 は R面取りが施されている。本発明では、合い口外周エッジ部に周方向幅力 半径 方向幅より大きくなるように面取りを行い、外周摺動面側を微小角度で連続させること により、油膜の形成が促進され、摩擦力を低減できることを見いだし完成された。
[0008] 本発明は、圧力リング及びオイルリングのいずれにも適用される力 特に組み合わ せオイルリングに適用した場合には顕著なフリクション低減効果が得られる。オイルリ ングとして、上下レール部と、上下レール部を連結する柱部とからなるオイルリング本 体と、オイルリング本体の内周側の溝に装着されるコイルエキスパンダで構成される 組み合わせオイルリング、ならびに一対のサイドレールと、サイドレールを支持するス ぺーサエキスパンダ力もなる組み合わせオイルリングに適用され、これ以外の公知の オイルリングにも適用することができる。前者の組み合わせオイルリングに適用した場 合には、オイルリング本体の上下レール部の合い口外周エッジ部に、周方向幅が軸 方向幅よりも大きい面が形成され、後者の組み合わせオイルリングに適用した場合に は、サイドレールの合い口外周エッジ部に、周方向幅が軸方向幅よりも大きい面が形 成され、これにより本発明の効果を得ることができる。
[0009] ピストンリングおよび組み合わせオイルリングに形成される面の周方向幅 L 1と半径 方向幅 L2との itL2/Llは、 0. 1〜0. 5の範囲であること力 子ましく、 0. 15〜0. 35 力 り好ましい。通常、この面は、面取り加工によって形成される。
発明の効果
[0010] 本発明に係るピストンリングは、外周面と合い口端面とのエッジ部に周方向幅力 半 径方向幅より大きい面が形成され、摺動面と合い口端面とのつなぎを滑らかにしてい るため、油膜が形成され易くなる。その結果、ボア径が上部と下部で異なる場合でも 、合い口の開閉運動に伴う円周方向の摩擦力を低減でき、低フリクションが維持でき る。
発明を実施するための最良の形態
[0011] 以下、本発明を実施するための最良の形態について、図面を参照して詳細に説明 する。図 1 (a)に本発明のピストンリングの合い口付近の斜視図を示し、図 1 (b)にそ の平面図を示す。ピストンリング 10には、周方向に一定の隙間を有する合い口 12が 形成されている。合い口 12は、直角合い口（ストレート）であり、ピストンリング 10の側 面 14に対し合い口端面 16が直角である。
[0012] ピストンリングの外周面 18と合い口端面 16とが交差するエッジ部 20には、軸方向 から見て、周方向幅 L1が、半径方向幅 L2より大きい面取り 22が施されている。
[0013] このような面取り 22を形成することにより、摺動面（外周面）と合い口端面 16とのつ なぎを滑らかに連続させ、油圧発生時にピストンリング外周面とシリンダ内周面との間 に油膜が形成され易くしている。
[0014] 図 2 (a)及び (b)にそれぞれ、 C面取りが施されているピストンリング、及び本発明の ピストンリングを装着した時の油圧発生時の油膜形成の模式図を示す。図 2 (a)に示 す従来のピストンリングに形成された C面取り 30は、外周面 18と合い口端面 16との 傾斜が急なため（周方向幅 L1 >半径方向幅 L2の関係にない）、ピストンリングが軸 方向下方に向けて運動する際に、面取り部 30で油が逃げやすぐシリンダ内周面 32 との間で形成される油膜 34が薄くなる。
[0015] 一方、本発明のピストンリング 10は、外周面 18から合い口端面 16に向けて微小角 度で連続するため、面取り部 22でも油膜 34がのりやすぐ従来に比べ厚い膜が形成 される。
[0016] 次に、コイルエキスパンダ付き組み合わせオイルリングを例として本発明を説明する 。図 3 (a)に示すようにコイルエキスパンダ付き組み合わせオイルリング 120は、軸方 向上下に設けられた上下レール部 122と、上下レール部 122を連結し周方向に複数 のオイル窓 124が形成された柱部力もなるオイルリング本体 126と、オイルリング本体 126の内周側の溝に装着され、オイルリング本体を半径方向外方に押圧するコイル エキスパンダ 128で構成される。
[0017] 図 3 (b)に本発明のコイルエキスパンダ付き組み合わせオイルリングのオイルリング 本体の一部拡大図を示す。オイルリング本体 126の上下レール部 122の合い口端面 130と外周面 132のエッジ部 134に、軸方向から見て周方向幅 L1が、半径方向幅 L 2より大きい面取り 136が施されている。このため、上述したように従来の C面取りに比 ベ油膜の形成が促進され、合い口部周辺においても油膜が充分形成されているた め、合い口閉じ運動による摩擦力の発生が抑制され、低フリクションが実現できる。
[0018] ここで、面取り部の周方向幅 L1は 0. 10〜0. 30mmが好ましい。また、半径方向 幅 L2は 0. 02〜0. 10mmが好ましぐ 0. 03mm〜0. 07mmとするのがより好ましい 。また、合い口外周エッジ部 134に設けられる面は平面としてもよいが、なだらかな曲 面とすることにより油膜の形成がさらに促進され、より優れたフリクション低減効果が得 られる。
実施例
[0019] 図 3 (a)の断面を有するマルテンサイト系ステンレス鋼線材をボア径になるように卷 いて、オイルリング本体を作製した。ここで、オイルリング本体の張力 FtlON、リング 呼び径 75. Omm、リング本体半径方向厚さ 1. 5mm、軸方向幅 1. 5mmとした。得られ たオイルリング本体の上下レール部の合い口端面と外周面とのエッジ部にベルダカロ 工機を用いて面取り加工を行った。面取り部の周方向幅 L1は 0. 2mmで一定とし、 半径方向幅 L2を 0. 02-0. 15mmの間で変えて各種オイルリング本体を作製した。 また、比較として、周方向幅 L1及び半径方向幅 L2ともに 0. 2mmの C面取りを施し たオイルリング本体も作製した。それぞれのオイルリング本体とコイル径 d= l. 060m mのコイルエキスパンダと組み合わせて、ピストンに装着し、テーパ形状のシリンダを 用いてピストンを往復運動させ、外周荷重を測定した。
[0020] 図 4に測定に用いた装置の概略図を示す。ピストンのストローク Sは 40mmとし、上 死点と、下死点に荷重センサー（ロードワッシャー）を埋め込み、シリンダ面圧を測定 した。ピストンの上死点のボア径 D1は、 φ 93. 03mmで、下死点のボア径 D2は、 φ 92. 08mmであった。
[0021] 比較例の組み合わせオイルリングでは、下死点付近で摩擦力が上昇する傾向が顕 著に認められた。図 5に比較例（半径方向幅 0. 2mm)のフリクション最大値を 100と して、各実施例にぉ 、て測定されたフリクション最大値の比率をプロットした結果を示 す。合い口外周エッジ部の面取りの半径方向幅を周方向幅より小さくしてダレ形状と することにより、比較例に比べ、フリクションが低減することが確認された。特に、面取 り部の半径方向幅を 0. 02mm〜0. 10mmとした場合にフリクションが低減し、 0. 03 mn！〜 0. 07mmではより顕著なフリクション低減効果が得られることがわかった。
[0022] 以上本発明の好ましい実施の形態について詳述したが、本発明は係る特定の実施 形態に限定されるものではなぐ特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲 内において、種々の変形、変更が可能である。
産業上の利用可能性
[0023] 本発明にピストンリングは、自動車、船舶、二輪車等の内燃機関用ピストンにおいて 利用される。
図面の簡単な説明
[0024] [図 1]図 1 (a)は本発明に係るピストンリングの合い口付近の斜視図、図 1 (b)はその 平面図である。
[図 2]図 2 (a)は従来のピストンリングを装着したときの油膜形成の模式図であり、図 2 ( b)は本発明のピストンリングを装着したときの油膜形成の模式図である。
[図 3]図 3 (a)はコイルエキスパンダ付き組み合わせオイルリングを示す断面図であり
、図 3 (b)は本発明の組み合わせオイルリングのオイルリング本体を示す拡大図であ る。
[図 4]図 4は、外周荷重測定に用いた装置を示す概略図である。
[図 5]図 5は外周荷重測定結果を示す図である。
[図 6]図 6はテーパ形状のボア径におけるピストンリングの合い口部の開閉運動を説 明する図である。
符号の説明
[0025] 10 :ピストンリング
12 :合い口
14 :側面
16、 130 :合い口端面
18、 132 :外周面 20、 134:エッジ部
22、 136:面取り
120:組み合わせオイルリング
126:オイノレジング本体
L1:周方向幅
L2:半径方向幅

Claims

請求の範囲
[1] ピストンリングの合い口端面と外周面とのエッジ部に、周方向幅が半径方向幅より大 ヽ面が形成されて ヽることを特徴とする内燃機関用ピストンリング。
[2] 上下レール部と、上下レール部を連結する柱部とからなるオイルリング本体と、オイル リング本体の内周側の溝に装着されるコイルエキスパンダとで構成される組み合わせ オイルリングであって、
上下レール部の合い口端面と外周面とのエッジ部に、周方向幅が半径方向幅より 大き 、面が形成されて 、ることを特徴とする組み合わせオイルリング。
[3] 一対のサイドレールと、サイドレールを支持するスぺーサエキスパンダとからなる組み 合わせオイルリングであって、
サイドレールの合い口端面と外周面とのエッジ部に、周方向幅が半径方向幅より大 き 、面が設けられて 、ることを特徴とする組み合わせオイルリング。
[4] 前記面の周方向幅 L1と半径方向幅 L2の比 L2ZL1が 0. 1〜0. 5であることを特徴 とする請求項 1に記載の内燃機関用ピストンリング。
[5] 前記面の周方向幅 L1と半径方向幅 L2の比 L2ZL1が 0. 1〜0. 5であることを特徴 とする請求項 2または 3に記載の組み合わせオイルリング。
PCT/JP2005/012043 2004-07-05 2005-06-30 内燃機関用ピストンリング Ceased WO2006003976A1 (ja)

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