(57)【要約】【課題】シリンダが変形している状態でのピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを短時間で且つ実測結果に非常に近い値で予測することができる方法と、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室内に運ばれて消費される潤滑油の量に対するシリンダの変形の影響を短時間で定性的に予測することができる方法とを提供する。【解決手段】ピストンリングを真っ直ぐな梁と見なし、三連モーメント法によってピストンリングの変形を求める。このため、有限要素法による解析を用いる方法等に比べて、少ない手順で予測を完了させることができる。【選択図】  図２
2004169600.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
四行程サイクル機関に備えられているピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さの予測方法において、
予測対象である前記機関に備えられているシリンダの内壁面の断面形状を準備する第一段階と、
前記ピストンリングをその合口から仮想的に展開して少なくとも両端に支点が存在する真っ直ぐな梁であると見なす第二段階と、
前記真っ直ぐな梁としての前記ピストンリングをその長さ方向に複数の要素に仮想的に分割する第三段階と、
前記ピストンリングの張力と前記ピストンリングの背面に作用する前記シリンダ内のガスの圧力との合力が各々の前記要素に均等に分布していると見なして前記合力の一部を前記各々の要素に仮想的に作用させ、三連モーメント法によって前記ピストンリングの変形を求め、この変形によって前記支点間で前記内壁面と前記摺動面とに接触点が生じた場合はこの接触点を新たな支点として追加し、この新たな支点が既存の前記支点と隣接する場合は前記既存の支点を前記新たな支点の位置に移動させる第四段階と、
前記変形後の前記ピストンリングにおける前記各々の要素と前記内壁面との隙間の厚さを有する前記潤滑油膜からの圧力が前記各々の要素における前記摺動面に独立に作用すると見なして、前記潤滑油膜からの圧力を求める第五段階と、
前記合力の一部と前記潤滑油膜からの圧力との差と、前記合力の残部中の一部との和を、前記第四段階における前記合力の一部と見なして、前記合力の総てを作用させるまで前記第四段階と前記第五段階とを順次に繰り返す第六段階と、
この第六段階の後に生じた前記潤滑油膜からの圧力を、前記各々の要素に対応する前記隙間を均等に変化させることによって釣り合わせ、この釣り合い後の前記隙間を前記潤滑油膜厚さとする第七段階と
を具備する潤滑油膜厚さの予測方法。
【請求項２】
前記断面形状が真円であるとして求めた前記潤滑油膜厚さを、前記変形を求める前の、前記支点における初期潤滑油膜厚さとする請求項１に記載の潤滑油膜厚さの予測方法。
【請求項３】
前記機関に備えられているクランク軸の複数の回転角度について前記潤滑油膜厚さを求める請求項１に記載の潤滑油膜厚さの予測方法。
【請求項４】
フルフラッド条件で前記潤滑油膜厚さを求める請求項１に記載の潤滑油膜厚さの予測方法。
【請求項５】
オイルスターブ条件で前記潤滑油膜厚さを求める請求項１に記載の潤滑油膜厚さの予測方法。
【請求項６】
四行程サイクル機関に備えられている燃焼室での潤滑油消費量の予測方法において、
請求項１〜５の何れか１項に記載の方法によって前記潤滑油膜厚さｈを求める段階と、
前記潤滑油の密度及び粘度を夫々γ及びμ、前記機関の排気行程及び吸入行程で前記潤滑油に前記燃焼室側へ作用する慣性力をα、重力の加速度をｇとして、γαｈ３／（２４μｇ）を求めて、この量を前記潤滑油消費量とする段階と
を具備する潤滑油消費量の予測方法。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願の発明は、ピストンリングの摺動面における潤滑油膜の厚さを予測する方法と、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室に運ばれて消費される潤滑油の量を予測する方法と、に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車等の内燃機関における潤滑油の消費量を低減させることは、地球環境を保全する観点から重要な課題になっている。機関の開発に当たって潤滑油の消費量を低減させることは、長時間の機関試験を繰り返して進められるのが一般的である。しかし、機関の開発期間の短縮及び開発コストの削減を進めるために、その機関における潤滑油の消費量を机上で予測する技術を確立することが強く求められる様になってきている。
【０００３】
機関における潤滑油の消費量の多くは、ピストンリング列を通過し燃焼室内に入って消費される潤滑油によって占められている。潤滑油がピストンリング列を通過する経路としては、ピストンリングの背面（内周面）及び側面を通過する経路と、ピストンリングとシリンダライナの内壁面との間を通過する経路即ちピストンリングの摺動面（外周面）を通過する経路と、ピストンリングの合口を通過する経路との三つが挙げられ、各々について研究されている（例えば、Ｒ．  Ｒａｂｕｔｅ，  Ｔ．  Ｔｉａｎ，  ”Ｃｈａｌｌｅｎｇｅｓ  Ｉｎｖｏｌｖｅｄ  ｉｎ  Ｐｉｓｔｏｎ  Ｔｏｐ  Ｒｉｎｇ  Ｄｅｓｉｇｎｓ  ｆｏｒ  Ｍｏｄｅｒｎ  ＳＩ  Ｅｎｇｉｎｅｓ”，  ＡＳＭＥ  ２０００−ＩＣＥ−２６４  、Ｓ．  Ａｒｉｇａ，  ”Ｏｂｓｅｒｖａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｒａｎｓｉｅｎｔ  Ｏｉｌ  Ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ  ｗｉｔｈ  Ｉｎ−Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｖａｒｉａｂｌｅｓ”，  ＳＡＥ  ９６１９１０、Ｔ．  Ｔｉａｎ，  Ｗ．  Ｗｏｏｎｇ，  Ｊ．  Ｂ．  Ｈｅｙｗｏｏｄ，  ”Ｍｏｄｅｌｉｎｇ  ｔｈｅ  Ｄｙｎａｍｉｃｓ  ａｎｄ  Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｈｒｅｅ  Ｐｉｅｃｅ  ＯｉｌＣｏｎｔｒｏｌ  Ｒｉｎｇｓ  ｉｎ  Ｉｎｔｅｒｎａｌ  Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ  Ｅｎｇｉｎｅｓ”，  ＳＡＥ  ９８２６５７）。
【０００４】
これらを研究する際の問題点として、機関の運転中にシリンダが各部の締め付けや温度や圧力等の影響によって複雑に変形するが、シリンダが実際にどの様に変形しているのかが明確でないこと、また、変形しているシリンダに対してピストンリングがどの様に追従しているのかが明確でないことが挙げられる。これらの変形や追従についても、これまでに幾つかの解析例がある（例えば、Ｈ．  Ｆｕｊｉｍｏｔｏ，  Ｙ．  Ｙｏｓｈｉｈａｒａ，  Ｔ．  Ｇｏｔｏ，  Ｓ．  Ｆｕｒｕｈａｍａ，  ”Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ  ｏｆ  Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｂｏｒｅ  Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ  Ｄｕｒｉｎｇ  Ａｃｔｕａｌ  Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ  Ｅｎｇｉｎｅｓ”，  ＳＡＥ  ９１００４２、Ｙ．  Ｈｕ，  Ｈ．  Ｓ．  Ｃｈｅｎｇ，  Ｔ．  Ａｒａｉ，  Ｙ．  Ｋｏｂａｙａｓｈｉ，  Ｓ．  Ａｏｙａｍａ，  ”Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ  Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｐｉｓｔｏｎ  Ｒｉｎｇ  ｉｎ  Ｍｉｘｅｄ  Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ  −  Ａ  Ｎｏｎａｘｉｓｙｍｍｅｔｒｉｃａｌ  Ａｎａｌｙｓｉｓ”，  Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ  ｏｆ  ＡＳＭＥ，  Ｖｏｌ．１１６，  Ｊｕｌｙ  １９９４，  Ｐ．４７０−Ｐ．４７８、Ｆ．  Ｍａａｓｓｅｎ，  Ｆ．  Ｋｏｃｈ，  Ｍ．  Ｓｃｈｗａｄｅｒｌａｐｐ，  Ｔ．  Ｏｒｔｊｏｈａｎｎ，  Ｊ．  Ｄｏｈｍｅｎ，  ”Ａｎａｌｙｔｉｃａｌ  ａｎｄ  Ｅｍｐｉｒｉｃａｌ  Ｍｅｔｈｏｄｓ  ｆｏｒ  Ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｂｏｒｅ  Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎ”，  ＳＡＥ  ２００１−０１−０５６９）。
【０００５】
また、シリンダの変形やピストンリングの追従と潤滑油の消費量との関係を机上で予測する手法についても一部で試みられている（例えば、Ｈ．  Ｈｉｔｏｓｕｇｉ，  Ｋ．  Ｎａｇｏｓｈｉ，  Ｍ．  Ｋｏｄａｍａ，  Ｓ．  Ｆｕｒｕｈａｍａ，  ”Ｓｔｕｄｙ  ｏｎ  Ｍｅｃｈａｎｉｓｍ  ｏｆ  Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｎｇ  Ｏｉｌ  Ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ  Ｃａｕｓｅｄ  ｂｙ  Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｂｏｒｅ  Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ”，  ＳＡＥ  ｐａｐｅｒ  ｓｅｒｉｅｓ，  Ｎｏ．９６０３０５）。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述の何れの解析例もシリンダの変形やピストンリングの追従と潤滑油の消費量との関係を明確にするには到っていない。また、上述の予測手法もこの関係を十分に予測するレベルには達していない。この様に潤滑油の消費量の予測が非常に難しいのはこの予測が様々な仮定や推測を含んでおり、この様に潤滑油の消費量の予測が様々な仮定や推測を含んでいるのは、潤滑油の消費が様々な要因が複雑に絡み合った現象であること、特に潤滑油がピストンリング列を通過し燃焼室内に入って消費される機構が十分には解明されていないことが一因である。
【０００７】
従って、本願の発明は、シリンダが変形している状態でのピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを短時間で且つ実測結果に非常に近い値で予測することができる方法と、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室内に運ばれて消費される潤滑油の量に対するシリンダの変形の影響を短時間で定性的に予測することができる方法とを提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本願の発明による潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の予測方法では、ピストンリングを真っ直ぐな梁と見なし、三連モーメント法によってピストンリングの変形を求めるので、有限要素法による解析を用いる方法等に比べて、少ない手順で予測を完了させることができる。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本願の発明の実施形態を、図１〜２３を参照しながら説明する。本実施形態は、まず、ピストンリングの張力とピストンリングの背面に作用するガスの圧力とピストンリングの摺動面における潤滑油膜の圧力とからシリンダに対するピストンリングの追従状況を材料力学的に求めることによって、その時のピストンリングとシリンダとの間に形成される潤滑油膜厚さ（ピストンリング潤滑油膜厚さ）を予測する。この種の解析には有限要素法等を用いることが一般化しつつあるが、ピストンリング全周の変形状況を機関の吸入、圧縮、膨張、排気の四行程に亙って求める場合、有限要素法等ではプログラムの量が膨大になり、高性能コンピュータによる長時間の計算を必要とすることが予想される。
【００１０】
これに対して、本実施形態では、ピストンリングを真っ直ぐな梁と見なし、図３に示されている三連モーメント法による解析を用いることによって、パーソナルコンピータで簡便に計算を行うことができる様になっている。本実施形態では、更に、上述の様にして予測されたピストンリング潤滑油膜厚さから、トップリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量を求めることによって、潤滑油消費量に対するシリンダ変形の影響を簡便に予測する。以下の実施形態では、運転中のシリンダ形状が既知である機関を用い、ピストンリング潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量を実際に測定することによって、本実施形態による予測方法の妥当性が確認されている。
【００１１】
〔予測方法の構成〕
図１が本実施形態による予測方法の流れ図を示しており、この予測方法は三つの要素を含んでいる。第一の要素は、変形しているシリンダ内でのピストンリングの変形を三連モーメント法によって予測する方法である。第二の要素は、ピストンリングの変形を考慮して潤滑油膜圧力を予測する方法である。第三の要素は、第一及び第二の要素で得られるピストンリング潤滑油膜厚さから、シリンダとピストンリングとの間を通過して即ちピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量を予測する方法である。以下に、各方法を説明する。
【００１２】
〔ピストンリング変形予測方法（第一の要素）〕
図２（ａ）に示されている様に変形しているシリンダライナ１１の内壁面１２に接触しているピストンリング１３を、図２（ｂ）に示されている様に仮想的に展開し、ピストンリング１３を真っ直ぐな梁と見なして、ピストンリング１３の変形を予測する。ピストンリング１３の展開に際しては、図２（ａ）に示されている様に、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４との複数の接触点のうちの任意の接触点にピストンリング１３の合口１５を位置させ、図２（ｂ）に示されている様に、合口１５を開いてピストンリング１３が真っ直ぐになるまでピストンリング１３を展開する。従って、真っ直ぐな梁としてのピストンリング１３の支点は梁の少なくとも両端に位置している。
【００１３】
この真っ直ぐな梁としてのピストンリング１３をその長さ方向に３６０個の要素１６に仮想的に分割し、ピストンリング張力及びガス圧力の合力と潤滑油膜圧力とを各々の要素１６に仮想的に作用させて、図３に示されている三連モーメント法によってピストンリング１３の変形を求める。ピストンリング１３から要素１６への分割は必ずしも等分割である必要はないが、予測のための手順を少なくするために等分割であることが好ましい。要素１６の個数は３６０以外であってもよい。
【００１４】
ピストンリング張力及びピストンリング１３の背面１７に作用するガス圧力はシリンダライナ１１の内側から外側へ向かう方向の力であり、潤滑油膜圧力はシリンダライナ１１の外側から内側へ向かう方向の力であり、従ってこれらは互いに反対方向の力である。ピストンリング１３の変形を求めるために、ピストンリング１３に作用する合力の一部（微小合力）を段階的に作用させ、その都度潤滑油膜圧力による反力との釣り合いを求め、最終的に合力の総てが作用するまで繰り返して変形を求める。以下にその手順を示す。
【００１５】
（１）古浜のピストンリングの動的潤滑理論（Ｓ．  Ｆｕｒｕｈａｍａ，  ”Ａ  Ｄｙｎａｍｉｃ  Ｔｈｅｏｒｙｏｆ  Ｐｉｓｔｏｎ  Ｒｉｎｇ  Ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ  （１ｓｔ  Ｒｅｐｏｒｔ，  Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ）”，  Ｂｕｌｌｅｔｉｎ  ｏｆ  ＪＳＭＥ，  Ｖｏｌ．２，  Ｎｏ．７，  ｐ．４２３  （１９５９））から、シリンダライナ１１の内壁面１２の断面形状が真円であるとした場合のピストンリング潤滑油膜厚さと機関の一サイクル中におけるピストンリング潤滑油膜厚さの変化とを求める。そして、この求めたピストンリング潤滑油膜厚さを、クランク軸の任意の回転角度（任意のクランク角度）での、ピストンリング１３の展開時における支点での初期潤滑油膜厚さｈｍｉｎつまり内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法とする（図２）。
【００１６】
（２）微小合力Ｗｇを各々の要素１６に均等に分布している荷重であると見なして各々の要素１６に作用させて、三連モーメント法によってピストンリング１３の変形を求める（図４（ａ））。そして、変形後のピストンリング１３と機関運転中の形状が既知であるシリンダライナ１１の内壁面１２との隙間の寸法に基づき、後述の潤滑油膜圧力予測方法を用いて潤滑油膜圧力Ｗｏを求める（図４（ｂ））。
（３）微小合力Ｗｇと（２）で求めた潤滑油膜圧力Ｗｏとの差を、次に加える微小合力Ｗｇと共に、（２）で求めた変形後のピストンリング１３に作用させ、（２）の過程を繰り返して、ピストンリング１３の変形と潤滑油膜圧力Ｗｏとを順次に求める（図４（ｃ）→図４（ｄ））。
【００１７】
（４）合力の総てを作用させるまで（３）を繰り返して、ピストンリング１３の最終的な変形と潤滑油膜圧力Ｗｏとを求める。その過程で、既存の支点間でシリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４とに接触点が生じた場合、つまり内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法がｈｍｉｎになる点が生じた場合は、この接触点を新たな支点として追加する。但し、新たな支点が既存の支点と隣接する場合は、既存の支点を新たな支点の位置に移動させる。
【００１８】
（５）最後に、合力と潤滑油膜圧力Ｗｏとの僅かな不釣り合い量、つまり総ての合力と潤滑油膜圧力Ｗｏとの差を、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４との隙間を均等に変化させることによって釣り合わせる。この様にして求めた内壁面１２と摺動面１４との隙間の寸法を最終的な潤滑油膜厚さｈとする。
（６）（１）〜（５）の手順をクランク軸の複数の回転角度（クランク角度）について行う。
【００１９】
〔潤滑油膜圧力予測方法（第二の要素）〕
上述のピストンリング変形予測方法で求めた潤滑油膜厚さｈに基づき、古浜のピストンリングの動的潤滑理論（フルフラッド状態）を用いて、潤滑油膜圧力Ｗｏを求める。この際も、ピストンリング１３をその円周方向に３６０個の要素１６に仮想的に分割し、各々の要素１６毎に独立して潤滑油膜圧力Ｗｏを求める。従って、この方法では、ピストンリング１３の円周方向への潤滑油の流れは考慮されていない。また、機関運転中のピストンリング１３は一般にオイルスターブの状態であると考えられるので、フルフラッド状態の他に、下記の仮定条件によってオイルスターブ状態についても潤滑油膜圧力Ｗｏを求める。
【００２０】
以下に、オイルスターブ状態の仮定条件を示す。
・ピストンリング１３には、先行するピストンリング１３がシリンダライナ１１の内壁面１２に残した潤滑油だけが供給される。
・図５（ａ）に示されている様に、潤滑油１８のピストンリング１３への供給量Ｑｉｎがピストンリング１３からの流出量Ｑｏｕｔよりも多ければ、その差の潤滑油１８がピストンリング１３の潤滑油導入部１９に蓄積されて潤滑油膜形成範囲２１が矢印２２の様に拡大する。逆に、図５（ｂ）に示されている様に、供給量Ｑｉｎが流出量Ｑｏｕｔよりも少なければ、潤滑油膜形成範囲２１が矢印２３の様に縮小する。
・下降行程のピストンリング１３はフルフラッド状態であるとする。
・上昇行程中のトップリングには、下降行程でトップリングがシリンダライナ１１の内壁面１２に残した潤滑油１８が供給される。
【００２１】
〔ピストンリング摺動面通過潤滑油量（潤滑油消費量）予測方法（第三の要素）〕
図６に示されている様に、この方法では、シリンダライナ１１の内壁面１２とピストンリング１３の摺動面１４とが平行平板であると考え、それらの間における潤滑油の流量から、トップリング１３ａの摺動面１４を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量を求める。平行平板間を流れる流量は、図６中に示されているＱｏｉｌの式で与えられ、ピストンリング１３の摺動に伴ってピストンリング１３と共に移動する流量ｑｖと、潤滑油に作用している慣性力によって運ばれる流量ｑｉとから成っている。従って、流量ｑｉは、慣性力の方向によって、ピストンリング１３の摺動面１４の上方または下方に運ばれる流量を示している。
【００２２】
即ち、ピストンの上死点付近では慣性力が上向きであるので、この時期における流量ｑｉの潤滑油が燃焼室に運ばれて消費されると考えられる。但し、圧縮行程における上死点付近では、ガス圧力による下向きの力が上向きの慣性力以上になるので、潤滑油は燃焼室に運ばれないと予想される。そこで、この方法では、排気行程の上死点付近で慣性力が上向きに働くクランク角度の範囲、つまり排気行程及び吸入行程で慣性力が燃焼室側へ働くクランク角度の範囲において、トップリング１３ａの上方に運ばれる油量を３６０個の要素１６毎に予測し、それらの合計をトップリング１３ａの摺動面１４を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量であると見なしている。
【００２３】
〔ピストンリング潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の実測〕
上述の様な本実施形態による予測方法の妥当性を確認するための、実働中の機関のトップリングにおける潤滑油膜厚さと潤滑油消費量とを実際に測定する方法を、以下に説明する。
【００２４】
〔トップリングにおける潤滑油膜厚さの測定方法〕
トップリングにおける潤滑油膜厚さは、静電容量法（Ｍ．  Ｔａｋｉｇｕｃｈｉ  ｅｔ  ａｌ．，  ”Ｏｉｌ  Ｆｉｌｍ  Ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ  Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ  ａｎｄ  Ａｎａｌｙｓｉｓ  ｏｆ  ａ  Ｔｈｒｅｅ  Ｒｉｎｇ  Ｐａｃｋ  ｉｎ  ａｎ  Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ  Ｅｎｇｉｎｅ”，  ＳＡＥ  ｐａｐｅｒ  ｓｅｒｉｅｓ，  Ｎｏ．２０００−０１−１７８７  （２０００））によって測定する。この静電容量法では、図７に示されているピストンリング１３が使用される。ピストンリング１３の摺動面１４にはアルミニウム等から成っていて０．８ｍｍ程度の直径ｄを有する電極２４が埋め込まれており、電極２４にリードワイヤ２５が接続されている。電極２４及びリードワイヤ２５とピストンリング１３とは接着樹脂層２６によって互いに電気的に絶縁されており、ピストンリング１３の摺動面１４に臨む電極２４の表面もアルミニウム酸化膜等である絶縁膜２７によって絶縁されている。
【００２５】
静電容量法では、シリンダライナの内壁面を電極２４の相手側電極として、これらの電極とその間に満たされている潤滑油とで図８に示されている様に機関３１内にコンデンサ３２を形成し、電極間の静電容量変化から潤滑油膜厚さを測定する。電極間の静電容量変化は、機関３１外に設置されている静電容量増幅器３３の出力端子３４から静電容量変化に比例する電圧変化として出力される。この測定方法は、機関３１の一サイクル中における潤滑油膜厚さの変化を測定することができるので、潤滑油膜厚さの変化に対するシリンダ形状の影響を確認するのには適している。
【００２６】
しかし、一方では、この測定方法には、測定感度（潤滑油膜厚さの変化量に対する静電容量増幅器３３から出力される電圧の変化量）がその時点の潤滑油膜厚さによって大幅に変動する欠点や、潤滑油膜厚さのゼロ点を決定しにくい欠点が存在している。この測定方法では、図９（ａ）に示されている様に深さａが４μｍである溝と深さｂが８μｍである溝とが連続している検定溝３５をシリンダライナ１１のスラスト側（機関のクランクプーリ側から見て機関が時計回り方向に回転する場合の向かって左側）の内壁面１２に設け、１２００ｒｐｍ、無負荷の条件でこの検定溝３５上をトップリング１３ａが通過する時の潤滑油膜厚さの変化から測定感度を読み取った。
【００２７】
つまり、検定溝３５上をトップリング１３ａが通過すると、潤滑油膜厚さの波形は図９（ｂ）中の階段Ａの形状になるので、この階段Ａの段差量から、検定溝３５上をトップリング１３ａが通過した時点の測定感度を確認することができる。しかし、測定感度は階段Ａの段差量よりも薄い潤滑油膜では著しく増加すると共に厚い潤滑油膜では低下するので、機関の一サイクルを通して測定感度を一定にするためには、静電容量増幅器３３からの電圧変化を何らかの方法で補正する必要がある。本実施形態では、この測定感度の変化を、無限平行平板の静電容量Ｃについての下記の式（１）（２）から、以下の様に補正する。
【００２８】
Ｃ＝Ａε／ｈ    …………（１）
Ｃ＝Ｑ／ΔＶ    …………（２）
式（１）（２）において、Ａは電極の面積、εは潤滑油の誘電率、ｈは電極間の距離（潤滑油膜厚さ）、Ｑは電極間に蓄積される電荷、ΔＶは電極間の電位差である。式（１）をｈで微分し、その結果に式（２）を代入すると、下記の式が得られる。
ｄＣ／ｄｈ＝−Ａε／ｈ２＝−Ｃ２／Ａε＝−（Ｑ２／Ａε）／ΔＶ２
【００２９】
そして、上述の様に静電容量増幅器３３の出力端子３４における出力電圧の変化（ｄＶ）は静電容量の変化（ｄＣ）に比例するので、比例定数をαとすると、ある時点の潤滑油膜厚さに対する測定感度（ｄＶ／ｄｈ）は下記の式（３）で与えられる。
ｄＶ／ｄｈ＝α／ΔＶ２    …………（３）
【００３０】
一方、図１０に示されている様に、潤滑油膜厚さが機関の一サイクル中で最小の時の静電容量増幅器３３からの出力電圧をＶ＝０［ｍＶ］として、この出力電圧と階段状の出力電圧波形が現れた時点の出力電圧との電圧変化をΔＶ１［ｍＶ］、その後の検定溝３５の深さａ［μｍ］に対する電圧変化をΔＶ２［ｍＶ］とすれば、このΔＶ２が現れた時点での測定感度は下記の式で表される。
ｄＶ／ｄｈ＝ΔＶ２／ａ
そして、検定溝３５が現れる直前における電極間の電位差がΔＶ１であるので、式（３）は下記の式になる。
ｄＶ／ｄｈ＝α／ΔＶ１２
【００３１】
結局、これらの式の右辺同士から、下記の式（４）が得られる。
α＝ΔＶ２・ΔＶ１２／ａ    …………（４）
従って、式（３）（４）から得られる下記の式（５）を用いて、静電容量増幅器３３における出力電圧の変化量（ｄＶ）から潤滑油膜厚さの変化量（ｄｈ）を求め、この潤滑油膜厚さの変化量（ｄｈ）に応じて測定感度を変化させることによって、潤滑油膜厚さに関係なく測定感度を一定にすることができる。
ｄｈ＝（ａ・ΔＶ２／ΔＶ２・ΔＶ１２）ｄＶ    …………（５）
なお、式（５）では検定溝３５の深さとしてａしか用いられていないが、図９（ｂ）に示されている様に検定溝３５の位置を分かり易くするために、検定溝３５では深さａの溝と深さｂの溝とが連続的に設けられている。
【００３２】
〔潤滑油消費量の測定方法〕
潤滑油消費量の測定には、シリンダ毎の潤滑油消費量を測定することができるＳ−トレース法（ＳＯ２  ｔｒａｃｅｒ  ｍｅｔｈｏｄ）を使用する。Ｓ−トレース法は、この他に、従来のレベル法や重量法に比べて、精度良く短時間に潤滑油消費量を測定することができる特徴がある（Ｍ．  Ｔａｋｉｇｕｃｈｉ  ｅｔ  ａｌ．，  ”Ｅｆｆｅｃｔ  ｏｆ  Ｐｉｓｔｏｎ  Ｒｉｎｇ  Ｔｅｎｓｉｏｎ  ｏｎ  Ｏｉｌ  Ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ  ａｎｄ  Ｐｉｓｔｏｎ  Ｆｒｉｃｔｉｏｎ  ｉｎ  Ｄｉｅｓｅｌ  Ｅｎｇｉｎｅ”，  ＡＳＭＥ  ＩＣＥ−Ｖｏｌ．３２−３，  Ｎｏ．９９−ＩＣＥ−１９９  （１９９９））。
【００３３】
その一方で、Ｓ−トレース法では、シリンダの吸入空気量を正確に測定する必要があり、供試機関の様に過給機が装着されている場合は、シリンダ毎の吸入空気量の測定が難しいので、シリンダ毎の潤滑油消費量を測定することも難しい。そこで、本実施形態における潤滑油消費量の測定では、供試機関を自然吸気式に変更した上で、図１１に示されている様に、吸気管３６を各々のシリンダ毎に独立させ、マノメータ３７付きの空気流量計３８を各々の吸気管３６に取り付けて、シリンダ毎の吸入空気量を測定する。なお、図１１中のシリンダ番号は、クランクプーリ側からトランスミッション側に向かって番号が付されている。
【００３４】
また、各々のシリンダにおける排気弁の極近傍からサンプリングパイプ４１で排気をサンプリングすることによってシリンダ毎の潤滑油消費量を測定し、排気マニホールド集合部４２からサンプリングパイプ４１で排気をサンプリングすることによって全シリンダにおける潤滑油消費量を測定する。潤滑油としては、Ｓ−トレース法による測定精度を向上させるために、硫黄含有率が約３重量％である高硫黄油を使用する。下記の表１に、この高硫黄油の仕様がＣＤ級ＳＡＥ３０の潤滑油の仕様と対比して示されている。潤滑油消費量と潤滑油膜厚さとの両方が潤滑油の違いによる影響を受け易いので、この潤滑油は上述のトップリングにおける潤滑油膜厚さを測定する際にも使用する。
【００３５】
【表１】
2004169600.tif 000003
【００３６】
【実施例】
〔予測方法の確認〕
以下では、上述の実施形態における予測方法及び実際の測定方法を具体的な機関に適用して得られた結果から、実施形態の予測方法の妥当性を確認する。
【００３７】
〔供試機関及びそのシリンダライナの形状〕
シリンダライナの形状についての予測及び実測の対象として、下記の表２に示されている主要諸元を有する直列４気筒中間冷却器付き直噴排気タービン過給ディーゼル機関を用いた。供試機関におけるピストンリングは、下記の表３に示されている主要諸元を有する３本リング構成である。
【００３８】
【表２】
2004169600.tif 000004
【００３９】
【表３】
2004169600.tif 000005
【００４０】
供試機関の実働中におけるシリンダライナの形状は、本願の発明者等による回転ピストン法での測定（Ｓ．  Ｙａｍａｍｏｔｏ  ｅｔ  ａｌ．，  ”Ａ  Ｓｔｕｄｙ  ｏｎ  Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｂｏｒｅ  Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ  ｏｆ  ａ  Ｄｉｅｓｅｌ  Ｅｎｇｉｎｅ  ｗｉｔｈ  Ｄｒｙ  Ｌｉｎｅｒ  Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ”，  ＡＳＭＥ  ＩＣＥ−Ｖｏｌ．３６−３，Ｎｏ．２００１５０９４  （２００１））によって、上述の様に既知である。図１２は、１６００ｒｐｍ、全負荷、冷却水出口温度８０℃の条件で図１１の機関が実働中に測定されたその第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を示している。
【００４１】
図１２中で前と付されている側がクランクプーリ側であり、大括弧内の数字はシリンダライナの内壁面における温度を示している。また、図１２中で０と付されている円が変形のない状態を示しており、この円と同心状の円の半径が変形の寸法を示している。図１２（ａ）（ｂ）（ｃ）は、シリンダブロックの上面から夫々１３．５ｍｍ（上死点）、８０ｍｍ（中間点）及び１４３．５ｍｍ（下死点）の位置における形状を示している。
【００４２】
この様に、実働中の供試機関におけるシリンダライナでは、その上部はヘッドボルト４３の軸力によって六角形に変形し、中間部はスラスト方向に長い楕円形に変形している。図１３は、図１２の（ａ）から（ｂ）にかけてのシリンダライナの断面形状を更に詳細に示しており、（ａ）〜（ｆ）はシリンダブロックの上面から夫々１３．５ｍｍ（上死点）、２０ｍｍ、３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ及び６０ｍｍの位置における形状である。図１３から、ヘッドボルト４３の軸力による六角形の変形は、シリンダブロックの上面から３０ｍｍ付近の位置で現れ、シリンダの上部に近付くに連れて大きくなることが分かる。
【００４３】
〔トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測と実測との比較〕
トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測及び実測は、機関の実働中に図１２に示されているシリンダライナの断面形状を有する図１１中の第４番シリンダを使用し、図１２の結果を得たシリンダライナの形状測定時と同じ機関運転条件である１６００ｒｐｍ、全負荷、冷却水出口温度８０℃で行った。なお、この条件における供試機関のシリンダの温度がトップリングの行程の中間点位置で約１００℃であった（Ｓ．  Ｙａｍａｍｏｔｏ  ｅｔ  ａｌ．，  ”Ａ  Ｓｔｕｄｙ  ｏｎ  Ｃｙｌｉｎｄｅｒ  Ｂｏｒｅ  Ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ  ｏｆ  ａ  Ｄｉｅｓｅｌ  Ｅｎｇｉｎｅ  ｗｉｔｈ  Ｄｒｙ  Ｌｉｎｅｒ  Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ”，  ＡＳＭＥ  ＩＣＥ−Ｖｏｌ．３６−３，  Ｎｏ．２００１５０９４  （２００１））ので、潤滑油膜厚さの予測に使用した潤滑油の粘度も１００℃における値を用いた。
【００４４】
図１４は、図１２（ａ）及び図１３（ａ）を拡大して示している。図１４に示されている様に、シリンダの後方の位置から時計回り方向へ夫々１０°及び３０°の位置であるＡ点及びＢ点では、シリンダの上部におけるシリンダライナの形状が明らかに互いに異なっている。また、これらのＡ点及びＢ点では、ピストンリングの潤滑油膜厚さがピストンスラップの影響を受けにくい（Ｍ．  Ｔａｋｉｇｕｃｈｉ  ｅｔ  ａｌ．，  ”Ｏｉｌ  Ｆｉｌｍ  Ｔｈｉｃｋｎｅｓｓ  Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ  ａｎｄ  Ａｎａｌｙｓｉｓ  ｏｆ  ａ  Ｔｈｒｅｅ  Ｒｉｎｇ  Ｐａｃｋｉｎ  ａｎ  Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ  Ｅｎｇｉｎｅ”，  ＳＡＥ  ｐａｐｅｒ  ｓｅｒｉｅｓ，  Ｎｏ．２０００−０１−１７８７  （２０００））。
【００４５】
従って、トップリングにおける潤滑油膜厚さの予測及び実測は、これらのＡ点及びＢ点の二箇所について行われた。図１５、１６は、夫々Ａ点及びＢ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示している。実測に際して、潤滑油膜厚さの変化量は上述の式（５）を用いて求め、潤滑油膜厚さのゼロ線は圧縮上死点（クランク角度＝３６０°）付近で潤滑油膜厚さが最小になる点と一致させた。
【００４６】
図１５、１６から明らかな様に、フルフラッド条件での潤滑油膜厚さの予測結果は、Ａ点及びＢ点の何れにおいても、また、潤滑油膜厚さの絶対値と機関の一サイクル中における潤滑油膜厚さの変化の傾向との何れにおいても、図１５、１６中に示されているａ点〜ｇ点を除いて、実測結果と比較的よく一致している。ａ点〜ｇ点におけるクランク角度は、順に２３０°、４２０°、５８０°、６８０°、２０°、２９０°及び６６０°である。これに対して、オイルスターブ条件での潤滑油膜厚さの予測結果は、実測結果に比べて極めて薄くなっている。これらの比較結果から、Ａ点及びＢ点のトップリングはオイルスターブ状態ではなく、潤滑油膜を形成するために十分な潤滑油がＡ点及びＢ点のトップリングに供給されていることが分かる。
【００４７】
図１７は図１５、１６中のａ点〜ｇ点におけるシリンダライナとフルフラッド条件で予測されたピストンリングとの関係を示しており、外側及び内側の曲線が夫々シリンダライナの内壁面及びトップリングの摺動面を示している。従って、外側の曲線と内側の曲線との間の半径方向の距離がトップリングにおける潤滑油膜厚さである。図１７から明らかな様にａ点、ｃ点及びｅ点ではシリンダライナに大きな変形が周方向で連続的に発生しており、その際に、予測結果が実測結果よりも小さいので、本実施例での予測方法はピストンリングが実際よりもシリンダライナに追従する様に予測していることが分かる。これに対して、ｂ点、ｄ点、ｆ点及びｇ点ではシリンダライナの変形が小さく、予測結果が実測結果に一致していないのは、ピストンリングの半径方向における圧力分布や傾き等のシリンダライナの変形以外の原因によると考えられる。
【００４８】
図１８、１９には、図１５、１６からＡ点及びＢ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とが抽出されている。図１８に示されている予測結果におけるＡ点とＢ点とで潤滑油膜厚さの違いは排気上死点（クランク角度＝０°）付近で大きく、この排気上死点付近では、シリンダの上部でシリンダライナが外側へ変形しているＡ点で潤滑油膜が厚く、シリンダの上部でシリンダライナが内側へ変形しているＢ点で潤滑油膜が薄い。排気上死点付近におけるＡ点とＢ点とでのこの様な潤滑油膜厚さの違いは、図１９に示されている実測結果にも明確に現れている。
【００４９】
図１２、１３について説明した様にＡ点及びＢ点における変形はヘッドボルトの軸力に起因しており、従ってヘッドボルトの軸力によるシリンダ上部の変形が排気上死点付近の潤滑油膜厚さに大きく影響しているが、本実施例の予測方法はこのことを正確に予測している。しかも、排気上死点付近では上向きの大きな慣性力が潤滑油膜に作用しており、潤滑油がピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれるので、排気上死点付近の潤滑油膜厚さは潤滑油消費量に大きく影響する。従って、本実施例の予測方法が排気上死点付近の潤滑油膜厚さを正確に予測していることは、潤滑油消費量を予測する上でも有効である。
【００５０】
〔潤滑油消費量の予測と実測との比較〕
図２０は、１６００ｒｐｍ、全負荷の条件で機関が実働中に測定された図１１中の第３番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を示している。図２０（ａ）（ｂ）は、夫々上死点位置及び中間点位置における形状を示している。図１２に示されている第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状と同様に、シリンダの上部は六角形に変形し、中間部はスラスト方向に長い楕円形に変形している。しかし、第４番シリンダに比べて、シリンダの上部及び中間部の何れにおいても楕円変形が大きい。
【００５１】
図２１は、図２０、１２に示されている１６００ｒｐｍ、全負荷の条件での第３番シリンダ及び第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を用いて、潤滑油消費量を実測した結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件で予測した結果とを示している。ピストンリングの高さは、図２１中に示されている様に、３ｍｍである。予測結果にはピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量しか含まれていないのに対して、実測結果にはピストンリングの摺動面の他にピストンリングの背面及び上面とピストンリングの合口とを通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量も含まれているので、両者の絶対値を比較することはできない。しかし、第４番シリンダよりも楕円変形の程度の大きい第３番シリンダにおいて潤滑油消費量が増加する傾向を、本実施例の予測方法はフルフラッド条件とオイルスターブ条件との何れにおいても予測している。
【００５２】
図２２（ａ）（ｂ）は、シリンダライナの内周を仕上げ加工する際にシリンダブロックにシリンダヘッドを締め付けた状態を再現するためにシリンダヘッドに相当するダミーパーツをシリンダブロックに締め付けて仕上げ加工するダミーヘッド加工法によって第３番シリンダ及び第４番シリンダにおける上部の変形を緩和させた場合の、夫々図２０（ａ）及び図１２（ａ）に対応する図面である。図２３は、これらの場合の実測結果及びフルフラッド条件での予測結果を、ダミーヘッド加工のない場合と比較して示している。本実施例の予測方法は、ダミーヘッド加工によって潤滑油消費量が減少することも予測している。
【００５３】
但し、図２１からも明らかな様に、潤滑油消費量の予測結果は、フルフラッド条件とオイルスターブ条件とで大幅に異なり、しかも、実際の機関におけるシリンダライナとピストンリングとの間の潤滑油膜状態は潤滑油膜圧力を予測する際に想定したオイルスターブ状態よりは潤滑油が多く存在していると考えられる。従って、ピストンリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油量も、フルフラッド条件で予測された値とオイルスターブ条件で予測された値との間の値になると考えられる。
【００５４】
なお、以上の実施例における予測及び実測ではディーゼル機関が対象とされているが、本願の発明はガソリン機関にも適用することができる。
【００５５】
【発明の効果】
本願の発明による潤滑油膜厚さ及び潤滑油消費量の予測方法では、少ない手順で予測を完了させることができるので、短時間で予測を行うことができる。しかも、本願の発明による潤滑油膜厚さの予測方法では、シリンダが変形している状態でのピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを実測結果に非常に近い値で予測することができる。また、本願の発明による潤滑油消費量の予測方法では、ピストンリングの摺動面を通過し燃焼室内に運ばれて消費される潤滑油の量に対するシリンダの変形の影響を定性的に予測することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願の発明の一実施形態による予測方法の流れ図である。
【図２】（ａ）は変形しているシリンダライナとその内壁面に接触しているピストンリングとの断面図であり、（ｂ）は（ａ）のピストンリングをその合口から仮想的に展開した状態におけるシリンダライナ及びピストンリングの断面図である。
【図３】三連モーメント法を説明するための模式図である。
【図４】（ａ）〜（ｄ）は本願の発明の一実施形態においてピストンリングの摺動面における潤滑油膜厚さを求める段階を順次に示す断面図である。
【図５】オイルスターブ状態における潤滑油膜形成範囲の変動を説明するための断面図である。
【図６】本願の発明の一実施形態においてトップリングの摺動面を通過して燃焼室に運ばれる潤滑油の量を求めるために用いられる、シリンダライナの内壁面とピストンリングの摺動面との間における潤滑油の流量を説明するための断面図である。
【図７】静電容量法で用いられるピストンリングの拡大断面図である。
【図８】静電容量法で用いられる静電容量増幅器及び機関の回路図である。
【図９】（ａ）は静電容量法で用いられる検定溝を有するシリンダライナ及びピストンリングの断面図、（ｂ）は（ａ）のシリンダライナ及びピストンリングを用いて測定された潤滑油膜厚さのグラフである。
【図１０】潤滑油膜厚さの変化に対する図８の静電容量増幅器における出力電圧の変化の式中の比例定数の求め方を説明するためのグラフである。
【図１１】本願の発明の一実施形態で使用した機関の模式図である。
【図１２】図１１の機関の実働中に測定されたその第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面を示しており、（ａ）（ｂ）（ｃ）は夫々上死点位置、中間点位置及び下死点位置における断面図である。
【図１３】図１２の（ａ）から（ｂ）にかけてのシリンダライナの形状を更に詳細に示す断面図である。
【図１４】本願の発明の一実施形態で潤滑油膜厚さを測定したＡ点及びＢ点の位置を示すために図１２（ａ）及び図１３（ａ）を拡大した図面である。
【図１５】図１４のＡ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示しているグラフである。
【図１６】図１４のＢ点における、機関の一サイクル中でのトップリングにおける潤滑油膜厚さの実測結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件での予測結果とを、重ねて示しているグラフである。
【図１７】図１５、１６中のａ点〜ｇ点におけるシリンダライナとフルフラッド条件で予測されたピストンリングとの関係を示す断面図であり、外側及び内側の曲線が夫々シリンダライナの内壁面及びトップリングの摺動面を示している。
【図１８】図１５、１６から抽出されたＡ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とを示すグラフである。
【図１９】図１５、１６から抽出されたＢ点における夫々フルフラッド条件の予測結果と実測結果とを示すグラフである。
【図２０】図１１の機関の実働中に測定されたその第３番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面を示しており、（ａ）（ｂ）は夫々上死点位置及び中間点位置における断面図である。
【図２１】図２０、１２に示されている第３番シリンダ及び第４番シリンダにおけるシリンダライナの内壁面の断面形状を用いて、潤滑油消費量を実測した結果と、フルフラッド条件及びオイルスターブ条件で予測した結果とを示すグラフである。
【図２２】（ａ）（ｂ）は、図１１に示されている機関の第３番シリンダ及び第４番シリンダにおける上部の変形をダミーヘッド加工法によって緩和させた場合の、夫々図２０（ａ）及び図１２（ａ）に対応する断図面である。
【図２３】図２２に示されている第３番シリンダ及び第４番シリンダを用いた場合の実測結果及びフルフラッド条件での予測結果を、ダミーヘッド加工のない場合と比較して示すグラフである。
【符号の説明】
１１…シリンダライナ、１２…内壁面、１３…ピストンリング、１３ａ…トップリング、１４…摺動面、１５…合口、１６…要素、１８…潤滑油、３１…機関、Ｗｇ…微小合力（合力の一部）、Ｗｏ…潤滑油膜圧力
【図１】
2004169600.tif 000006
【図２】
2004169600.tif 000007
【図３】
2004169600.tif 000008
【図４】
2004169600.tif 000009
【図５】
2004169600.tif 000010
【図６】
2004169600.tif 000011
【図７】
2004169600.tif 000012
【図８】
2004169600.tif 000013
【図９】
2004169600.tif 000014
【図１０】
2004169600.tif 000015
【図１１】
2004169600.tif 000016
【図１２】
2004169600.tif 000017
【図１３】
2004169600.tif 000018
【図１４】
2004169600.tif 000019
【図１５】
2004169600.tif 000020
【図１６】
2004169600.tif 000021
【図１７】
2004169600.tif 000022
【図１８】
2004169600.tif 000023
【図１９】
2004169600.tif 000024
【図２０】
2004169600.tif 000025
【図２１】
2004169600.tif 000026
【図２２】
2004169600.tif 000027
【図２３】
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