(57)【要約】【課題】エンジンの騒音を低減することができるピストンシリンダ構造を提供する。【解決手段】ピストン４の上面７とシリンダヘッド６の下面１２との間に、共鳴空間である燃焼室８及びボア空間１１を有するピストンシリンダ構造において、燃焼室８の直径ｄをボア空間１１の直径Ｄの１／２倍にする。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンのシリンダブロックに形成されたシリンダと、前記シリンダ内を摺動するピストンと、前記シリンダブロックの上面を閉止するシリンダヘッドとからなり、前記ピストンの上面と前記シリンダヘッドの下面との間に２つ以上の共鳴空間を有するピストンシリンダ構造において、
前記一方の共鳴空間の直径を前記他方の共鳴空間の直径の１／２倍にしたことを特徴とするピストンシリンダ構造。
【請求項２】
前記エンジンがディーゼルエンジンであって、前記一方の共鳴空間が燃焼室であり、前記他方の共鳴空間がボア空間である請求項１に記載のピストンシリンダ構造。
【請求項３】
前記エンジンがガソリンエンジンであって、前記一方の共鳴空間が前記ピストンの上面に凹状に形成されたキャビティであり、前記他方の共鳴空間がボア空間である請求項１に記載のピストンシリンダ構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はピストンシリンダ構造に関し、更に詳しくは、エンジンの騒音を低減することができるピストンシリンダ構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンの騒音の中に含まれる成分を加振源により区別すると、燃焼に起因する燃焼騒音と、ギアやピストン等の機械部品の運動に起因する機械騒音とに大別できる。前者の燃焼騒音は、燃焼圧力によってシリンダ内が加振されてエンジン構造が振動することで発生するものであるが、ディーゼルエンジンではその音圧レベル及び音質を改善することが重要となる（例えば、特許文献１を参照）。
【０００３】
燃焼騒音の音質に影響を与える要因の１つとして、シリンダボア及びピストンで構成される空間の共鳴現象（以下、「燃焼室共鳴」という。）が挙げられる。この燃焼室共鳴は、空間的な圧力振幅と位相の分布とから表現される共鳴モードを有している。その共鳴モードの代表例としては、図５に示すような、半径方向の１次モードと２次モードの２つが代表例として知られている。この共鳴の周波数は、ボア径やピストンの燃焼室径などの寸法や、燃焼ガスの音速などの媒質の物理特性によって決定される。直噴式のディーゼルエンジンのシリンダ内では、燃焼室共鳴に影響を及ぼす空間（以下、「共鳴空間」という。）として、図６に示すように、ピストン４の燃焼室８と、ピストン上面７、シリンダヘッド６の下面１２及びシリンダ２の内壁１３から構成されるボア空間１１とがある。
【０００４】
また、共鳴周波数は、自動車用ディーゼルエンジンでは３ｋＨｚを超える比較的高い周波数（以下、「高周波」という。）となるが、燃焼室共鳴は筒内の混合気の着火によって励起されるため、急激な燃焼圧力の上昇を伴う燃焼形態や、燃焼噴射を数回に分割するマルチ噴射による複数回の着火が発生する燃焼形態において高周波成分が増大し、音質を悪化させる原因となっている。
【０００５】
そこで、本発明者が、エンジンの燃焼騒音の音質を改善することを目的として、鋭意研究を進めたところ、以下のような知見を得た。
【０００６】
３リットル直噴ディーゼルエンジンの燃焼室共鳴の例を図７、８に示す。図７は数値計算によるボア空間１１及び燃焼室８の共鳴周波数及び共鳴モードである。一方、図８は実測した筒内圧の１／３オクターブバンド周波数スペクトルであり、計算結果の２次モードに該当する８ｋＨｚ帯（７．０８０〜８．９１０ｋＨｚ）及び１２．５ｋＨｚ帯（１１．２〜１４．１ｋＨｚ）に共鳴ピークがそれぞれ確認できる。主観評価実験の結果から、これらの共鳴ピークの大小により、燃焼騒音の音質に対する評価が左右され、共鳴ピークが大きい（燃焼室共鳴が顕著に発生する）と音質が悪いと評価されることが分かった。
【０００７】
本発明は、このような共鳴ピークの大きさと音質との間に密接な関連性があるとの知見に基づき、完成されるに至ったものである。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００８】
【特許文献１】特開２００９−２７０４６０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
本発明の目的は、エンジンの騒音を低減することができるピストンシリンダ構造を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記の目的を達成する本発明のピストンシリンダ構造は、エンジンのシリンダブロックに形成されたシリンダと、前記シリンダ内を摺動するピストンと、前記シリンダブロックの上面を閉止するシリンダヘッドとからなり、前記ピストンの上面と前記シリンダヘッドの下面との間に２つ以上の共鳴空間を有するピストンシリンダ構造において、前記一方の共鳴空間の直径を前記他方の共鳴空間の直径の１／２倍にしたことを特徴とするものである。
【００１１】
上記のピストンシリンダ構造において、エンジンがディーゼルエンジンである場合には、一方の共鳴空間は燃焼室となり、他方の共鳴空間はボア空間となる。
【００１２】
また、エンジンがガソリンエンジンである場合には、一方の共鳴空間はピストンの上面に凹状に形成されたキャビティとなり、他方の共鳴空間はボア空間となる。
【発明の効果】
【００１３】
本発明のピストンシリンダ構造によれば、ピストンの上面とシリンダヘッドの下面との間に２つ以上の共鳴空間を有するピストンシリンダ構造において、一方の共鳴空間の直径を他方の共鳴空間の直径の１／２倍にしたので、それぞれの共鳴空間における共鳴モードが互いに打ち消し合って、エンジンの燃焼騒音の音質が改善されるため、エンジンの騒音を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の実施形態からなるピストンシリンダ構造を有するディーゼルエンジンの一部断面図である。
【図２】図１におけるＸ部の拡大断面図である。
【図３】２次共鳴モードにおける圧力分布の位置関係を示す模式図である。
【図４】ガソリンエンジンにおける図１のＸ部に相当する部分の拡大断面図である。
【図５】燃焼室共鳴における共鳴モードを示す図表である。
【図６】ディーゼルエンジンにおける燃焼室共鳴に影響を及ぼす空間を示す断面図である。
【図７】ボア空間及び燃焼室の共鳴周波数及び共鳴モードの数値計算結果を示す図表である。
【図８】筒内圧の１／３オクターブバンド周波数スペクトルの実測値を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
以下に、本発明の実施の形態について、図面を参照して説明する。
【００１６】
図１は、本発明の実施形態からなるピストンシリンダ構造を有するディーゼルエンジンの一部断面を示す。
【００１７】
ピストンシリンダ構造は、シリンダブロック１の長手方向に複数形成されたシリンダ２と、その内部に摺動可能に配置されたピストンリング３が外嵌するピストン４と、シリンダブロック１の上面にヘッドボルト５により固定されたシリンダヘッド６とから構成されている。
【００１８】
ピストン４の上面７には、トロイダル形の燃焼室８が凹状に形成されている。このピストン４には、クランクシャフト（図示せず）に接続するコンロッド９が、ピストンピン１０により回動自在に取り付けられている。
【００１９】
このようなピストンシリンダ構造において、図２に示すように、一方の共鳴空間である燃焼室８の直径ｄを、他方の共鳴空間であるボア空間１１の直径Ｄの１／２倍になるように構成している。なお、ここでいうボア空間１１とは、ピストン４の上面７（燃焼室８の部分は開口部１４を面一で覆う仮想面となる）とシリンダヘッド６の下面１２との間であってシリンダ２の内壁１３で囲まれた空間を意味する。また、燃焼室８の直径ｄは、上面７の開口部１４の径により定義される。
【００２０】
このように、燃焼室８の直径ｄをボア空間１１の直径Ｄの１／２倍にすることで、図３に示すように、各共鳴空間の共鳴モードの圧力分布（モードシェイプ）が、２次モードにおける燃焼室８側の固定端に生じる腹（最大圧力）の位置と、ボア空間１１側の節の位置とが重なるようになるため、互いに打ち消し合うことになる。これにより、ディーゼルエンジンの燃焼騒音の音質が改善されるため、エンジンの騒音を低減することができるのである。
【００２１】
ガソリンエンジンにおいては、図４に示すように、ピストン４の上面７に凹状にキャビティ１５が形成されたピストンシリンダ構造が、本発明の対象となる。このピストンシリンダ構造では、他方の共鳴空間であるボア空間１１はディーゼルエンジンの場合と共通であるが、一方の共鳴空間はキャビティ１５となる。従って、このようなガソリンエンジンのピストンシリンダ構造においては、キャビティ１５の直径ｒをボア空間１１の直径Ｄの１／２倍とする。なお、キャビティ１５の直径ｒは、上面７の開口部１６の径により定義される。
【符号の説明】
【００２２】
２  シリンダ
４  ピストン
６  シリンダヘッド
７  （ピストンの）上面
８  燃焼室
１１  ボア空間
１２  （シリンダヘッドの）下面
１５  キャビティ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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