JPH09256900A - Cylinder liner fitting structure - Google Patents
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- Cylinder Crankcases Of Internal Combustion Engines (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、内燃機関のシリン
ダブロックに、径長の異なる二段の鍔部を有するシリン
ダライナを取り付ける構造における、両鍔部とシリンダ
ブロックとの嵌合部分の寸法設定に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a cylinder block of an internal combustion engine in which a cylinder liner having two-stage flange portions having different diameters is attached, and the dimensions of the fitting portion between the flange portion and the cylinder block are set. Regarding
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来、シリンダブロックへの嵌合のた
め、シリンダライナの外周上端に、上段を長径、下段を
短径とする上下二段の鍔部を設けた構造は公知となって
いる。また、シリンダライナは、その上端をシリンダブ
ロックよりやや上方に突出させ、上方よりシリンダヘッ
ドにて抑圧して嵌合を固定する。2. Description of the Related Art Conventionally, a structure is known in which two upper and lower flanges are provided at the upper end of the outer periphery of a cylinder liner, the upper part having a longer diameter and the lower part having a shorter diameter, for fitting to a cylinder block. Further, the cylinder liner has its upper end projected slightly above the cylinder block, and is restrained by the cylinder head from above to fix the fitting.
【０００３】この構造を、図１の二段鍔部を有するシリ
ンダライナＣＬのシリンダブロックＣＢへの取付構造を
示す側面断面図にて説明する。図１中、ＣＬはシリンダ
ライナ、ＣＢはシリンダブロック、ＣＨはシリンダヘッ
ドであって、該シリンダライナＣＬの上端外周部に、上
段鍔部（つば部）１及び下段鍔部（首下部）２を形成し
ている。なお、Ｐはピストンである。This structure will be described with reference to the side sectional view showing the structure for mounting the cylinder liner CL having the two-stage flange portion to the cylinder block CB in FIG. In FIG. 1, CL is a cylinder liner, CB is a cylinder block, CH is a cylinder head, and an upper flange part (collar part) 1 and a lower flange part (lower neck) 2 are provided on the outer periphery of the upper end of the cylinder liner CL. Is forming. In addition, P is a piston.
【０００４】つば部１及び首下部２とシリンダブロック
ＣＢとの間においては、つば部１底部の水平面は、シリ
ンダヘッドＣＨをシリンダブロックＣＢに締止するヘッ
ドボルトの締め付けによる抑圧とシリンダライナＣＬの
自重で、シリンダブロックＣＢの水平面に押当してい
る。シリンダライナＣＬとシリンダブロックＣＢには、
ヘッドボルトによる締付力の他、シリンダ内の燃焼によ
る熱負荷（シリンダライナＣＬの熱変形をもたら
す。）、筒内圧力（シリンダライナＣＬのボア内圧）、
ピストンの往復動による慣性力等が加わり、その形状や
構造的理由から、図１図示の、シリンダブロックＣＢの
曲折部Ａと、シリンダライナＣＬの曲折部Ｂに応力集中
が生じる。この応力集中が過度になると、ごくまれにシ
リンダライナＣＬの首下部２上部における曲折部Ｂに亀
裂が発生する場合もある。そして、これらの曲折部Ａ・
Ｂの応力集中の要因の中で、締付力と熱負荷の影響が最
も大きいのである。Between the collar portion 1 and the lower neck portion 2 and the cylinder block CB, the horizontal surface of the bottom portion of the collar portion 1 is restrained by the tightening of the head bolt for fastening the cylinder head CH to the cylinder block CB and the cylinder liner CL. It is pressed against the horizontal surface of the cylinder block CB by its own weight. For the cylinder liner CL and the cylinder block CB,
In addition to the tightening force by the head bolt, heat load due to combustion in the cylinder (causing thermal deformation of the cylinder liner CL), cylinder pressure (bore pressure inside the cylinder liner CL),
Due to the inertial force and the like due to the reciprocating motion of the piston, stress concentration occurs in the bent portion A of the cylinder block CB and the bent portion B of the cylinder liner CL shown in FIG. 1 due to its shape and structural reasons. If this stress concentration becomes excessive, in rare cases, a crack may occur in the bent portion B above the lower neck portion 2 of the cylinder liner CL. And these bent parts A
Among the factors of B stress concentration, the influence of the tightening force and the heat load is the largest.
【０００５】機関運転時のシリンダライナＣＬの熱変形
に関しては、従来より、これに対応するよう、つば部１
とシリンダブロックＣＢとの当接面であるつば部嵌合部
Ｄ１と、首下部２とシリンダブロックＣＢとの当接面で
ある首下部嵌合部Ｄ２に、小さな隙間を設けている。従
来、多くの場合は、首下部２直下の冷却水溜まりにて冷
却されるので熱変形量が抑えられるため、首下部嵌合部
Ｄ２の隙間（以後、この隙間の大きさをΔφ２とす
る。）を小さくし（隙間が大きすぎればフリー状態とな
って、応力分散の役目を果たさない。）、一方、つば部
嵌合部Ｄ１は、熱変形量を考慮して、隙間（以後、この
隙間の大きさをΔφ１とする。）を大きく設定していた
（例えば、Δφ１＝０．０５ｍｍ）。しかし、シリンダ
ブロックＣＢとシリンダライナＣＬにかかる応力バラン
スを考慮した上で両隙間の大きさ（以後、「隙間の大き
さ」を単に「隙間」と称する。）Δφ１・Δφ２の関係
を設定した構造は今までにない。With respect to thermal deformation of the cylinder liner CL during engine operation, the collar portion 1 has been conventionally designed to deal with this.
A small gap is provided between the collar fitting portion D1 that is the contact surface between the cylinder block CB and the lower neck fitting portion D2 that is the contact surface between the lower neck 2 and the cylinder block CB. Conventionally, in many cases, the amount of thermal deformation is suppressed because cooling is performed in the pool of cooling water just below the neck lower portion 2, so the gap in the neck lower fitting portion D2 (hereinafter, the size of this gap is Δφ2). (If the gap is too large, it becomes a free state and does not play the role of stress dispersion.) On the other hand, the flange fitting portion D1 considers the thermal deformation amount, and the gap (hereinafter, this gap The size is set to be Δφ1) (for example, Δφ1 = 0.05 mm). However, in consideration of the stress balance applied to the cylinder block CB and the cylinder liner CL, the size of both gaps (hereinafter, the “gap size” is simply referred to as “gap”) is set to a relationship of Δφ1 and Δφ2. Never before.
【０００６】更に、シリンダライナの外周には、Ｏリン
グを環状に嵌合して、上端のつば部からの水洩れを防ぐ
構造が公知となっている。前記構成の上下二段の鍔部構
造（つば部１及び首下部２）を有するシリンダライナに
おいてＯリングを設ける構造について、図１１の従来の
Ｏリングを嵌合したシリンダライナＣＬのシリンダブロ
ックＣＢへの取付構造を示す側面断面図より説明する。
首下部２に配設するＯリング３は、図１１の如く、該首
下部２に環状に設けた嵌合溝２ａに嵌合し、その上下は
首下部２に挟まれており、上下の首下部２の肉厚は同一
（ｄ１＝ｄ２）で、いずれも、シリンダブロックＣＢと
の隙間は、嵌合公差のみとなっているので、該首下部２
下方でシリンダライナＣＬとシリンダブロックＣＢとの
間に形成する冷却水室４とは分離された状態となってい
る。Further, there is known a structure in which an O-ring is annularly fitted around the outer circumference of the cylinder liner to prevent water leakage from the flange portion at the upper end. Regarding the structure in which the O-ring is provided in the cylinder liner having the upper and lower two-stage flange structure (the collar portion 1 and the lower neck portion 2) having the above-described structure, the cylinder block CB of the cylinder liner CL fitted with the conventional O-ring of FIG. It will be described with reference to a side sectional view showing the mounting structure of FIG.
As shown in FIG. 11, the O-ring 3 arranged in the lower neck portion 2 is fitted into a fitting groove 2a annularly provided in the lower neck portion 2, and the upper and lower portions thereof are sandwiched by the lower neck portion 2. The thickness of the lower portion 2 is the same (d1 = d2), and the clearance between the lower portion 2 and the cylinder block CB has only a fitting tolerance.
The cooling water chamber 4 formed below between the cylinder liner CL and the cylinder block CB is in a separated state.
【０００７】[0007]
【発明が解決しようとする課題】まず、上下二段鍔部
（つば部１・首下部２）を有するシリンダライナＣＬの
取付構造においては、二つの応力集中部分である曲折部
Ａ・Ｂに発生する応力に偏りが生じると、シリンダブロ
ックＣＢまたはシリンダライナＣＬに応力が多くかか
り、最悪の場合は亀裂を生じさせる。即ち、曲折部Ａに
応力が集中すればシリンダブロックＣＢに負担が多くな
り、曲折部Ｂに応力が多く発生すればシリンダライナＣ
Ｌの負担が多くなった状態となる。曲折部Ａに応力が集
中するのは、つば部嵌合部Ｄ１の隙間Δφ１が首下部嵌
合部Ｄ２の隙間Δφ２に比して小さく、極端には、つば
部嵌合部Ｄ１のみが嵌合状態で、首下部嵌合部Ｄ２はフ
リーであるという状態である。対して、曲折部Ｂに応力
が集中するのは、つば部嵌合部Ｄ１の隙間Δφ１が大き
くて、極端には、つば部嵌合部Ｄ１はフリーで、首下部
嵌合部Ｄ２のみが嵌合状態であるという状態である。First, in the mounting structure of the cylinder liner CL having the upper and lower two-stage collar portions (the collar portion 1 and the lower neck portion 2), the stress is generated in the bent portions A and B which are two stress concentration portions. When the applied stress is biased, a large amount of stress is applied to the cylinder block CB or the cylinder liner CL, causing a crack in the worst case. That is, if the stress is concentrated on the bent portion A, the load on the cylinder block CB is increased, and if the stress is generated on the bent portion B, the cylinder liner C is increased.
The load on L is increased. The stress concentrates on the bent portion A because the gap Δφ1 of the collar fitting portion D1 is smaller than the gap Δφ2 of the lower neck fitting portion D2, and in extreme cases, only the collar fitting portion D1 is fitted. In this state, the lower neck fitting portion D2 is free. On the other hand, the stress concentrates on the bent portion B because the gap Δφ1 of the collar fitting portion D1 is large, and extremely, the collar fitting portion D1 is free and only the lower neck fitting portion D2 is fitted. It is a state of being in a combined state.
【０００８】機関運転時には、シリンダライナＣＬに熱
膨張が生じる。機関運転時のシリンダライナＣＬの温度
分布は、上部内径側が高く、外側・下方にいくに従って
低温となる。高温で熱膨張の大きいつば部１は、低温で
それほど膨張しないシリンダライナＣＬ本体部を外方向
に引きずる格好となり、つば部１と該本体部との境目で
ある曲折部Ｂには、高い熱応力が生じる。ここで、首下
部嵌合部Ｄ２にて該本体部の熱膨張を拘束する（即ち、
隙間Δφ２を小さくする）と、該曲折部Ｂの応力は更に
増加する。運転時においては、前記のシリンダヘッドＣ
Ｈ側からの締付力による曲げ応力に、この熱応力が加わ
って、曲折部Ｂは、シリンダライナＣＬの中で最も応力
が高い部位となる。Thermal expansion occurs in the cylinder liner CL during engine operation. The temperature distribution of the cylinder liner CL during engine operation is high on the inner diameter side of the upper part, and becomes lower as it goes outward and downward. The brim 1 having a large thermal expansion at a high temperature becomes a form of dragging the cylinder liner CL main body which does not expand so much at a low temperature outward, and the bent portion B which is a boundary between the brim 1 and the main body has a high thermal stress. Occurs. Here, the lower neck fitting portion D2 restrains the thermal expansion of the main body portion (that is,
When the gap Δφ2 is reduced), the stress in the bent portion B further increases. During operation, the cylinder head C
This thermal stress is added to the bending stress due to the tightening force from the H side, and the bent portion B becomes the highest stressed portion in the cylinder liner CL.
【０００９】機関運転時のシリンダライナＣＬの曲折部
Ｂにおける応力を低減する一つの方法としては、つば部
１の熱膨張量を抑制すべく、該つば部１の外周を半径方
向に拘束し、該つば部１が該シリンダライナＣＬの本体
部を外方向に引きずる力を低減することが考えられる。
具体的には、つば部１の外周を、シリンダブロックＣＢ
における該つば部１の取付孔の内周にて拘束する。即
ち、つば部嵌合部Ｄ１における隙間Δφ１を小さくす
る。しかし、この場合、当然ながら、該つば部嵌合部Ｄ
１におけるシリンダブロックＣＢの取付孔内周には、該
つば部１の熱膨張による半径方向の荷重がかかり、その
結果、該シリンダブロックＣＢの曲折部Ａ分における応
力が高くなる。As one method for reducing the stress in the bent portion B of the cylinder liner CL during engine operation, the outer periphery of the collar portion 1 is constrained in the radial direction in order to suppress the thermal expansion amount of the collar portion 1. It is conceivable that the collar portion 1 reduces the force of dragging the main body portion of the cylinder liner CL outward.
Specifically, the outer circumference of the collar portion 1 is set to the cylinder block CB.
At the inner circumference of the mounting hole of the collar portion 1 at. That is, the gap Δφ1 in the collar fitting portion D1 is reduced. However, in this case, as a matter of course, the collar fitting portion D
The load in the radial direction due to the thermal expansion of the flange portion 1 is applied to the inner circumference of the mounting hole of the cylinder block CB in No. 1, and as a result, the stress in the bent portion A of the cylinder block CB becomes high.
【００１０】このように、シリンダヘッドＣＨによる締
付力、シリンダライナＣＬの温度分布、更に隙間Δφ２
を一定条件にした場合において、つば部１の熱膨張を支
える度合いは、隙間Δφ１に関係し、該隙間Δφ１が小
さいほど、その熱膨張を支える度合いは高くなり、シリ
ンダライナＣＬの曲折部Ｂの応力は低減するものの、シ
リンダブロックＣＢの曲折部Ａの応力が高くなる。逆
に、大きくすれば、曲折部Ａの応力は低くなるが、つば
部１の引きずりによるシリンダライナＣＬ本体部の熱膨
張によって、曲折部Ｂの応力は高くなる。一方、シリン
ダヘッドＣＨによる締付力、シリンダライナＣＬの温度
分布、更に隙間Δφ１を一定条件にした場合において、
隙間Δφ２を小さくすれば、シリンダライナＣＬの本体
部の熱膨張が拘束されるので、シリンダブロックＣＢの
曲折部Ａの応力が低くなるものの、シリンダライナＣＬ
の曲折部Ｂの応力が高くなる。逆に、大きくすれば、シ
リンダライナＣＬ本体部の熱膨張の拘束が低減するの
で、曲折部Ｂの応力は低くなるものの、つば部嵌合部Ｄ
１におけるシリンダブロックＣＢの取付孔内周は、シリ
ンダライナＣＬにおけるつば部１の熱膨張だけでなく、
その本体部の熱膨張まで支えなければならず、曲折部Ａ
の応力が高くなる。Thus, the tightening force by the cylinder head CH, the temperature distribution of the cylinder liner CL, and the gap Δφ2
Under a constant condition, the degree of supporting the thermal expansion of the collar portion 1 is related to the gap Δφ1, and the smaller the gap Δφ1 is, the higher the degree of supporting the thermal expansion is, and the bent portion B of the cylinder liner CL is Although the stress is reduced, the stress in the bent portion A of the cylinder block CB is increased. On the contrary, if it is increased, the stress at the bent portion A becomes lower, but the stress at the bent portion B becomes higher due to the thermal expansion of the cylinder liner CL main body portion due to the drag of the collar portion 1. On the other hand, when the tightening force by the cylinder head CH, the temperature distribution of the cylinder liner CL, and the gap Δφ1 are constant,
If the gap Δφ2 is reduced, the thermal expansion of the main body of the cylinder liner CL is restricted, so that the stress in the bent portion A of the cylinder block CB is reduced, but the cylinder liner CL is reduced.
The stress of the bent portion B becomes high. On the contrary, if it is increased, the restraint of the thermal expansion of the cylinder liner CL main body is reduced, so that the stress of the bent portion B is lowered, but the collar fitting portion D
The inner circumference of the mounting hole of the cylinder block CB in No. 1 is not only the thermal expansion of the collar portion 1 in the cylinder liner CL,
It must support the thermal expansion of its body,
The stress of becomes high.
【００１１】なお、機関運転時におけるシリンダライナ
ＣＬの熱膨張により両曲折部Ａ・Ｂ（即ち、シリンダブ
ロックＣＢ・シリンダライナＣＬ）に発生する応力は半
径方向の力であり、以上に述べたように、隙間Δφ１・
Δφ２に影響されるが、機関運転時のシリンダヘッドＣ
Ｈの締付力により両曲折部Ａ・Ｂに発生する応力は、垂
直方向の力なので、両隙間Δφ１・Δφ２とは殆ど関係
ない。従って、シリンダヘッドＣＨの締付力に熱負荷が
加わった荷重条件となる機関運転時における曲折部Ａ・
Ｂの両応力は、隙間Δφ１またはΔφ２に関して反比例
的関係となる。The stress generated in the two bent portions A and B (that is, the cylinder block CB and the cylinder liner CL) due to the thermal expansion of the cylinder liner CL during the engine operation is a radial force, as described above. And the gap Δφ1
Cylinder head C during engine operation, affected by Δφ2
Since the stress generated in both bent portions A and B due to the tightening force of H is a force in the vertical direction, it has little relation to both gaps Δφ1 and Δφ2. Therefore, the bent portion A during engine operation under a load condition in which a heat load is applied to the tightening force of the cylinder head CH
Both stresses B have an inversely proportional relationship with the gap Δφ1 or Δφ2.
【００１２】これを、図２より説明する。図２は、両隙
間Δφ１・Δφ２の関係から求められるシリンダブロッ
クＣＢ（曲折部Ａ）及びシリンダライナＣＬ（曲折部
Ｂ）の応力に関して図示している。ここで、各曲折部Ａ
・Ｂ（即ち、シリンダブロックＣＢ及びシリンダライナ
ＣＬ）の応力許容値は異なるものであり、曲折部Ａの応
力許容値をＦA0、曲折部Ｂの（応力）許容値をＦB0とし
（総称してＦ0 とする。）、また、各曲折部にかかる応
力値をそれぞれＦA 、ＦB とする（総称してＦとす
る。）。また、φはシリンダブロックＣＬのボア径であ
る。This will be described with reference to FIG. FIG. 2 illustrates the stress of the cylinder block CB (bent portion A) and the cylinder liner CL (bent portion B) obtained from the relationship between the two gaps Δφ1 and Δφ2. Here, each bent part A
・ B (that is, the cylinder block CB and the cylinder liner CL) have different stress tolerances. Let the stress tolerance of the bent portion A be F A0 and the (stress) tolerance of the bent portion B be F B0 (generically Te and F 0.), also, the bent portion according to the stress values of each F a, and F B (collectively and F.). Further, φ is the bore diameter of the cylinder block CL.
【００１３】隙間Δφ２（ここではΔφ２／φ）の違い
により、増減比に差はあるものの、隙間Δφ１が小さす
ぎれば、曲折部Ａ（シリンダブロックＣＢ）に許容値を
超える応力が集中する（ＦA ／ＦA0＞１）。隙間Δφ１
を大きくするにつれて、曲折部Ａの応力が低減し、曲折
部Ｂへの応力が増加するが、該隙間Δφ１が大きすぎる
と、曲折部Ｂ（シリンダライナＣＬ）に許容値を超える
応力が集中して（ＦB／ＦB0＞１）、やがては、いくら
隙間Δφ１を大きくしても応力が変位しない、即ち、前
記のつば部嵌合部Ｄ１はフリーで、首下部嵌合部Ｄ２の
みが嵌合状態であるという状態となる。特に応力Ｆが許
容値Ｆ0 を超える場合は、曲折部Ａと曲折部Ｂとの間で
応力比（Ｆ／Ｆ0 ）が偏っていると、偏った方に亀裂等
の不具合が発生しやすくなるので、応力のバランスを確
保すること、即ち、両曲折部Ａ・Ｂにおける応力比を均
等にする（ＦA ／ＦA0＝ＦB ／ＦB0）ことが重要であ
る。また、このように応力比を均等にすると、両曲折部
Ａ・Ｂにおける応力比が、おおよそ１付近（ＦA ／ＦA0
＝ＦB ／ＦB0≒０）であることが、図２のグラフ交点Ｐ
１・Ｐ２・Ｐ３・Ｐ４で判り、即ち、両曲折部Ａ・Ｂに
かかる応力自体が、許容値を超えるとはいえ、低く抑え
られることが判るのである。Although there is a difference in the increase / decrease ratio due to the difference in the gap Δφ2 (here Δφ2 / φ), if the gap Δφ1 is too small, stress exceeding the allowable value is concentrated in the bent portion A (cylinder block CB) (F A / F A0 > 1). Gap Δφ1
The stress on the bent portion A decreases and the stress on the bent portion B increases as the value is increased. However, if the gap Δφ1 is too large, stress exceeding the allowable value is concentrated on the bent portion B (cylinder liner CL). (F B / F B0 > 1), the stress is not displaced no matter how large the gap Δφ1 is, that is, the collar fitting portion D1 is free and only the lower neck fitting portion D2 is fitted. It will be in a state of being in a combined state. Especially when the stress F exceeds the allowable value F 0 , if the stress ratio (F / F 0 ) is biased between the bent portion A and the bent portion B, defects such as cracks are likely to occur in the biased portion. Therefore, it is important to secure the stress balance, that is, to make the stress ratios in both bent portions A and B equal (F A / F A0 = F B / F B0 ). Further, if the stress ratios are equalized in this way, the stress ratios at the two bent portions A and B will be approximately 1 (F A / F A0
= F B / F B0 ≈0), the graph intersection P of FIG.
It can be seen from 1 · P2 · P3 · P4, that is, the stress itself applied to both bent portions A / B exceeds the allowable value, but can be suppressed to a low level.
【００１４】このように、両曲折部Ａ・Ｂの応力比が均
等になるには、隙間Δφ１と隙間Δφ２との間の関係を
解析し、これに基づいて、両隙間Δφ１・Δφ２の関係
を設定することが必要である。As described above, in order to make the stress ratios of the two bent portions A and B uniform, the relationship between the gaps Δφ1 and Δφ2 is analyzed, and based on this, the relationship between both gaps Δφ1 and Δφ2 is set. It is necessary.
【００１５】更に、両曲折部Ａ・Ｂの応力比が均等とな
るといえども、応力値が大きすぎれば、両曲折部Ａ・Ｂ
とも強度を超える応力が生じて、不具合が発生する。図
２で判るように、隙間Δφ２（正しくは、隙間Δφ２の
ボア径比、即ちΔφ２／φ）を大きくするほど、両曲折
部Ａ・Ｂの応力比が等しくなるグラフ交点Ｐ１・Ｐ２・
Ｐ３・Ｐ４における応力比の値は大きくなる。従って、
不具合を生じさせない限度に隙間Δφ２（Δφ２／φ）
の上限を設定しなければならない。一方、隙間Δφ２を
小さくすればするほど、グラフ交点Ｐ１〜Ｐ４で表され
る両曲折部Ａ・Ｂにおける応力比の値は小さくなって、
シリンダブロックＣＢとシリンダライナＣＬの強度上は
望ましいが、あまり小さすぎると（例えばΔφ２／φ＝
０）、嵌合公差以下となってシリンダブロックＣＢにシ
リンダライナＣＬを挿入できなくなる。これらを基に隙
間Δφ２を設定することが望まれる。Further, even if the stress ratios of both bent portions A and B are equal, if the stress value is too large, both bent portions A and B are
In both cases, a stress exceeding the strength occurs, causing a problem. As can be seen from FIG. 2, as the gap Δφ2 (correctly, the bore diameter ratio of the gap Δφ2, that is, Δφ2 / φ) becomes larger, the stress ratios of the two bent portions A and B become equal.
The value of the stress ratio at P3 and P4 becomes large. Therefore,
Gap Δφ2 (Δφ2 / φ) within the limit that does not cause problems
The upper limit of must be set. On the other hand, the smaller the gap Δφ2, the smaller the value of the stress ratio at the two bent portions A and B represented by the graph intersection points P1 to P4.
It is desirable in terms of strength of the cylinder block CB and the cylinder liner CL, but if it is too small (for example, Δφ2 / φ =
0), the cylinder liner CL cannot be inserted into the cylinder block CB because the fitting tolerance is less than the tolerance. It is desired to set the gap Δφ2 based on these.
【００１６】本発明は、以上のようなことに基づき、両
隙間Δφ１・Δφ２を一定範囲に設定することにより、
シリンダヘッドＣＨからの締付力、熱負荷、シリンダラ
イナＣＬ内の内圧等、複数の荷重が負荷される機関運転
時において、両曲折部Ａ・Ｂ（即ち、シリンダブロック
ＣＢ・シリンダライナＣＬ）の２か所に発生する応力
を、設計上、許容できる範囲に収めるものである。Based on the above, the present invention sets both gaps Δφ1 and Δφ2 within a certain range,
At the time of engine operation in which a plurality of loads such as tightening force from the cylinder head CH, heat load, internal pressure in the cylinder liner CL, etc. are applied, the bending portions A and B (that is, the cylinder block CB and the cylinder liner CL) are The stress generated at two locations is within the allowable range in terms of design.
【００１７】また、隙間の大きさ設定に関しては、嵌合
部の垂直長、特に、つば部嵌合部Ｄ１の垂直長であるつ
ば部嵌合深さＬ１が設定要素となる。つば部嵌合深さＬ
１が増加すると、両曲折部Ａ・Ｂの応力は一様に増加す
る。つば部嵌合部Ｄ１において、シリンダライナＣＬの
熱膨張を拘束するシリンダブロックＣＢの取付孔内周に
は、半径方向の荷重Ｆ1 がかかる。この半径方向の荷重
Ｆ1 は、該曲折部Ａを中心とした曲げモーメントＭとな
って、該曲折部Ａに曲げ応力を発生させる。Ｍ＝∫Ｆ1
・Ｌ１ｄＬ１であるので、該荷重Ｆ1 が同じでも、該つ
ば部嵌合深さＬ１が大きいと、該曲折部Ａの応力は高く
なり、逆に小さいと該応力は低くなる。Further, in setting the size of the gap, the vertical length of the fitting portion, in particular, the collar fitting depth L1 which is the vertical length of the collar fitting portion D1 is a setting factor. Collar fitting depth L
When 1 is increased, the stress in both bent portions A and B is uniformly increased. In the flange fitting portion D1, a radial load F 1 is applied to the inner circumference of the mounting hole of the cylinder block CB that restrains the thermal expansion of the cylinder liner CL. The load F 1 in the radial direction becomes a bending moment M about the bent portion A, and a bending stress is generated in the bent portion A. M = ∫F 1
Since it is L1dL1, even if the load F 1 is the same, if the flange fitting depth L1 is large, the stress of the bent portion A is high, and conversely, if it is small, the stress is low.
【００１８】一方、該荷重Ｆ1 は、シリンダライナＣＬ
にも加わって、曲折部Ｂを中心とする曲げモーメントと
なり、該曲折部Ｂに曲げ応力を発生させる。前記のよう
に、曲折部Ｂにおける熱応力を低減させるには、つば部
嵌合部Ｄ１にて熱膨張を拘束することが有効、即ち、該
荷重Ｆ1 を大きくすることが有効であるが、その一方
で、荷重Ｆを増加すれば、曲折部Ｂにおける曲げ応力を
増大することとなる。従って、該曲げ応力を低減すべ
く、つば部嵌合深さＬ１を小さくすることが有効であ
る。On the other hand, the load F 1 is due to the cylinder liner CL.
In addition, a bending moment centering on the bent portion B is generated, and bending stress is generated in the bent portion B. As described above, in order to reduce the thermal stress in the bent portion B, it is effective to restrain the thermal expansion at the flange fitting portion D1, that is, it is effective to increase the load F 1 . On the other hand, if the load F is increased, the bending stress in the bent portion B will be increased. Therefore, in order to reduce the bending stress, it is effective to reduce the flange fitting depth L1.
【００１９】そして、従来のシリンダライナＣＬにおけ
るＯリング３の取付構造では、前記のように、下方の冷
却水室４とは分離されているので、機関運転中はシリン
ダライナＣＬからの高温下となる。これに対処するに
は、耐熱性のＯリングを使用しなければならず、コスト
高を招く。また、耐熱性のＯリングといえども、耐熱温
度には限度があり、機関の高出力化をすすめる上での妨
げとなっている。In the conventional structure for mounting the O-ring 3 in the cylinder liner CL, the lower cooling water chamber 4 is separated from the lower cooling water chamber 4 as described above. Become. To deal with this, a heat-resistant O-ring must be used, resulting in high cost. Further, even a heat-resistant O-ring has a limited heat-resistant temperature, which is an obstacle to promoting higher output of the engine.
【００２０】[0020]
【課題を解決するための手段】本発明は、内燃機関のシ
リンダブロックに対し、上段が長径で下段が短径となっ
ている二段鍔部を上端外周に有するシリンダライナを嵌
合する構造において、上段鍔部の外側面とシリンダブロ
ックの内側面との隙間の大きさをΔφ１、下段鍔部の外
側面とシリンダブロックの内側面との隙間の大きさをΔ
φ２、シリンダライナのボア径をφとすると、Δφ１＝
Δφ２＋（４〜８）×１０-4φ、Δφ２＝（０．２〜
１．０）×１０-3φと設定する。DISCLOSURE OF THE INVENTION The present invention provides a structure in which a cylinder liner having a two-stage collar portion having a long diameter on the upper side and a short diameter on the lower side on the outer periphery of the upper end is fitted to a cylinder block of an internal combustion engine. , Δφ1 is the size of the gap between the outer surface of the upper collar and the inner surface of the cylinder block, and Δ is the size of the gap between the outer surface of the lower collar and the inner surface of the cylinder block.
If φ2 and the bore diameter of the cylinder liner are φ, Δφ1 =
Δφ2 + (4 to 8) × 10 −4 φ, Δφ2 = (0.2 to
1.0) × 10 −3 φ.
【００２１】第二に、前記のシリンダライナ取付構造に
おいて、該上段鍔部の外側面とシリンダブロック内側面
との嵌合部分の上下高さをＬ１とすると、Ｌ１＝（０．
０２〜０．０５）φとする。Secondly, in the above cylinder liner mounting structure, when the vertical height of the fitting portion between the outer surface of the upper collar portion and the inner surface of the cylinder block is L1, L1 = (0.
02-0.05) φ.
【００２２】第三に、Ｏリングを環状に嵌合したシリン
ダライナをシリンダブロックに取り付ける構造におい
て、シリンダライナとシリンダブロックとの間に形成す
る冷却水室よりＯリング底面に達する連通路を、シリン
ダライナの全周またはその少なくとも一部範囲に設け
る。Thirdly, in a structure in which a cylinder liner in which an O-ring is fitted in an annular shape is attached to a cylinder block, a communication passage reaching a bottom surface of the O-ring from a cooling water chamber formed between the cylinder liner and the cylinder block is formed. Provide all around the liner or at least part of it.
【００２３】[0023]
【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を、添付の図
面より説明する。図１はシリンダライナＣＬ上部の二段
鍔部のシリンダブロックＣＢへの取付部分を示す側面断
面図、図２はΔφ２／φを４段階に設定した場合におけ
るΔφ１／φに対する曲折部Ａ・Ｂにおける各応力比Ｆ
A ／ＦA0，ＦB ／ＦB0の変移を示す図、図３は図２中の
各応力比曲線を説明する表、図４はＬ１／φを３段階に
設定した場合におけるΔφ２／φに対するΔφ１／φの
変移を示す図、図５はＬ１／φ＝２％、φ＝φ’の場合
のΔφ２／φに対するΔφ１／φの変移を示す図、図６
はＬ１／φ＝２％、φ＝φ”の場合のΔφ２／φに対す
るΔφ１／φの変移を示す図、図７は両曲折部Ａ・Ｂの
応力比を等しくした場合でＬ１／φを３段階に設定した
場合におけるΔφ２／φに対する応力比の変位を示す
図、図８はΔφ２＝０でつば部１に嵌合部がない場合の
ボア径φに対する曲折部Ａ・Ｂにおける各応力比ＦA ／
ＦA0，ＦB ／ＦB0の変移を示す図、図９は本発明のシリ
ンダライナＣＬに付設したＯリング３の冷却構造を示す
側面断面図、図１０は本発明のシリンダライナＣＬ全周
の一部範囲に冷却水室４からＯリング３への連通路４ａ
を設けた実施例を示す図９中Ｚ−Ｚ線断面図、図１１は
従来のＯリングを付設したシリンダライナＣＬの冷却構
造を示す図である。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a side cross-sectional view showing a mounting portion of a two-step flange on the upper part of the cylinder liner CL to a cylinder block CB, and FIG. 2 is a bent portion A / B with respect to Δφ1 / φ when Δφ2 / φ is set in four stages. Each stress ratio F
FIG. 3 is a diagram showing the transitions of A / F A0 and F B / F B0 , FIG. 3 is a table explaining each stress ratio curve in FIG. 2, and FIG. 4 is a graph for Δφ2 / φ when L1 / φ is set in three stages. FIG. 5 is a diagram showing a transition of Δφ1 / φ, FIG. 5 is a diagram showing a transition of Δφ1 / φ with respect to Δφ2 / φ when L1 / φ = 2% and φ = φ ′, FIG.
Shows the transition of Δφ1 / φ with respect to Δφ2 / φ when L1 / φ = 2% and φ = φ ”. FIG. 7 shows the case where the stress ratios of both bent portions A and B are equal, and L1 / φ is 3 FIG. 8 is a diagram showing the displacement of the stress ratio with respect to Δφ2 / φ in the case of setting the stages, and FIG. 8 shows the stress ratios F in the bent portions A and B with respect to the bore diameter φ when Δφ2 = 0 and the flange portion 1 has no fitting portion. A /
FIG. 9 is a view showing a transition of F A0 and F B / F B0 , FIG. 9 is a side sectional view showing a cooling structure of the O-ring 3 attached to the cylinder liner CL of the present invention, and FIG. 10 is a whole circumference of the cylinder liner CL of the present invention. A communication passage 4a from the cooling water chamber 4 to the O-ring 3 in a part of the area
9 is a sectional view taken along line ZZ in FIG. 9 showing the embodiment in which the above is provided, and FIG.
【００２４】本発明の実施例に係る図１図示のシリンダ
ライナＣＬは、つば部１の厚みは（０．０８〜０．１
２）φ、つば部１の外径は（１．２５〜１．３５）φ、
本体部肉厚は（０．０７〜０．１２）φであって、つば
部１の厚みが本体部肉厚等に比してさほど大きくないタ
イプで、外側面よりボアに連通する冷却水孔を穿設した
タイプではない。（ボア径φが大きなタイプではこのボ
ア冷却構造を取ることが多い。）In the cylinder liner CL shown in FIG. 1 according to the embodiment of the present invention, the thickness of the collar portion 1 is (0.08 to 0.1).
2) φ, the outer diameter of the collar portion 1 is (1.25 to 1.35) φ,
The thickness of the main body is (0.07 to 0.12) φ, and the thickness of the collar portion 1 is not so large compared to the thickness of the main body, etc., and is a cooling water hole communicating from the outer surface to the bore. It is not the type that has been drilled. (Types with large bore diameter φ often have this bore cooling structure.)
【００２５】図１図示のシリンダライナ取付構造におい
て、図２及び図３図示のグラフの説明は前記の従来技術
において述べ、その中から、本発明の課題及び解決手段
について説明した。補足説明すると、隙間Δφ２は、
０、０．０００５φ、０．００１φ、０．０１φの４段
階に設定されており、図２において、隙間Δφ２の各段
階に応じて、シリンダライナＣＬ（曲折部Ｂ）の応力比
グラフＸ１・Ｘ２・Ｘ３・Ｘ４、及びシリンダブロック
ＣＢ（曲折部Ａ）の応力比グラフＹ１・Ｙ２・Ｙ３・Ｙ
４を表している。In the cylinder liner mounting structure shown in FIG. 1, the graphs shown in FIGS. 2 and 3 have been described in the above-mentioned prior art, and the problems and the solving means of the present invention have been described therein. Supplementally, the gap Δφ2 is
It is set in four stages of 0, 0.0005φ, 0.001φ, and 0.01φ, and in FIG. 2, the stress ratio graphs X1 and X2 of the cylinder liner CL (bent portion B) are set according to each stage of the gap Δφ2.・ X3 ・ X4 and stress ratio graph Y1 ・ Y2 ・ Y3 ・ Y of cylinder block CB (bent part A)
4 is represented.
【００２６】本発明は、まず、図２においてグラフ交点
Ｐ１〜Ｐ４にて示される両曲折部Ａ・Ｂの応力比が等し
くなる（ＦA ／ＦA0＝ＦB ／ＦB0）ための両隙間Δφ１
・Δφ２の関係を求めることであり、更にもう一つは、
応力が許容値を大きく超えてしまわないための隙間Δφ
２を設定することである。In the present invention, first, both gaps for equalizing the stress ratios of the two bent portions A and B indicated by the graph intersections P1 to P4 in FIG. 2 (F A / F A0 = F B / F B0 ). Δφ1
・ To find the relationship of Δφ2.
Gap Δφ to prevent stress from exceeding the allowable value
2 is set.
【００２７】まず、前者の、両曲折部Ａ・Ｂの応力比が
等しくなる（ＦA ／ＦA0＝ＦB ／Ｆ B0）ための両隙間Δ
φ１・Δφ２の関係を求めるため、図４図示の、両曲折
部Ａ・Ｂの応力比が均等となる場合の両隙間Δφ１・Δ
φ２の関係について検討する。つば部嵌合深さＬ１を三
段階に設定し、それぞれの設定下でグラフを図示してい
るが、いずれも、隙間Δφ１（Δφ１／φ）が、隙間Δ
φ２（Δφ２／φ）に対して比例的に増加し、該隙間Δ
φ２（Δφ２／φ）がある大きさに達すれば、両応力比
が均等となる隙間Δφ１（Δφ１／φ）は一定となるこ
とが判る。これは、隙間Δφ１がシリンダライナＣＬの
熱変形量を超えてしまって、もはやつば部嵌合部Ｄ１が
フリーとなっている状態であり、両曲折部Ａ・Ｂにかか
る応力比は均等とはいえども、この部分は除外する。即
ち、図４の各グラフの中の、線形関係を呈する両隙間Δ
φ１・Δφ２の範囲を採用する。この範囲での両隙間Δ
φ１・Δφ２の関係は、数１のように表される。First, the stress ratio of the two bent portions A and B of the former is
Equal (FA/ FA0= FB/ F B0) For both gaps Δ
In order to obtain the relationship of φ1 and Δφ2, both bends shown in Fig. 4
Both gaps Δφ1 ・ Δ when the stress ratios of parts A and B are equal
Consider the relationship of φ2. Collar fitting depth L1 is 3
Set the stages and show the graph under each setting
However, in both cases, the gap Δφ1 (Δφ1 / φ) is
φ2 (Δφ2 / φ) increases proportionally to the gap Δ
If φ2 (Δφ2 / φ) reaches a certain value, both stress ratio
The gap Δφ1 (Δφ1 / φ) that makes
I understand. This is because the gap Δφ1 is
Since the amount of thermal deformation is exceeded, the collar fitting portion D1 is no longer
It is in a free state, and is it in both bent parts A and B?
Although this stress ratio is uniform, this part is excluded. Immediately
Then, in each graph of FIG. 4, both gaps Δ exhibiting a linear relationship
The range of φ1 and Δφ2 is adopted. Both gaps Δ in this range
The relationship of φ1 and Δφ2 is expressed as in Equation 1.
【００２８】[0028]
【数１】 [Equation 1]
【００２９】また、数１に示す関係は、つば部嵌合部Ｄ
１の垂直長、即ち図１に示すつば部嵌合深さＬ１、筒内
圧力、ヘッドボルト（シリンダヘッドＣＨ）の締付力、
シリンダライナＣＬとシリンダブロックＣＢの部材温度
（即ち、シリンダライナＣＬ取付部付近の冷却構造）等
によって異なる。これらの要因中で、つば部嵌合深さＬ
１が、数１に示す関係に最も影響を与える。図４におい
ても、つば部嵌合深さＬ１の対ボア径比を２％、５％、
１０％の各段階に設定し、それぞれの段階で、シリンダ
ライナＣＬとシリンダブロックＣＢ（両曲折部Ａ・Ｂ）
の応力比が均等となる両隙間Δφ１・Δφ２の関係を示
すように、グラフを表している。The relationship shown in the equation 1 is that the collar fitting portion D
1 vertical length, that is, the collar fitting depth L1 shown in FIG. 1, the cylinder pressure, the tightening force of the head bolt (cylinder head CH),
It depends on the member temperatures of the cylinder liner CL and the cylinder block CB (that is, the cooling structure near the cylinder liner CL mounting portion) and the like. Among these factors, the collar fitting depth L
1 most influences the relationship shown in Expression 1. Also in FIG. 4, the ratio of the fitting depth L1 of the collar portion to the bore diameter is 2%, 5%,
It is set at each stage of 10%, and at each stage, cylinder liner CL and cylinder block CB (both bent portions A and B)
The graph is shown so as to show the relationship between the two gaps Δφ1 and Δφ2 in which the stress ratio is uniform.
【００３０】図４において、三本のグラフを比較検討す
ると、線形関係の傾きは変わらないので、数式１におけ
るΔφ２／φに対するΔφ１／φの比例定数（この場合
は１）はつば部嵌合深さＬ１の違いによっては変わら
ず、ただ、縦軸切片を表すＫの値がつば部嵌合深さＬ１
にて左右されるのである。In FIG. 4, when three graphs are compared and examined, the slope of the linear relationship does not change. Therefore, the proportional constant of Δφ1 / φ with respect to Δφ2 / φ (1 in this case) is the fitting depth of the collar portion. The value of K, which represents the vertical axis intercept, does not change depending on the difference in the length L1.
It depends on.
【００３１】ボア径φが異なる場合もこれと同様であっ
て、図５と図６とは、いずれもつば部嵌合部Ｌ１のボア
径比を一定にした場合（どちらも２％）の、両曲折部Ａ
・Ｂ即ちシリンダライナＣＬとシリンダブロックＣＢと
の応力比が均等となる両隙間Δφ１・Δφ２の関係を示
したものであって、図５はボア径φをφ’、図６はボア
径φをφ”（＞φ’）と設定している。図５と図６の両
グラフを比較すると、やはり縦軸切片が変化するのみ
で、比例定数に変わりはないことが判る。即ち、ボア径
φの値は、数１のＫの決定要因である。The same applies to the case where the bore diameter φ is different, and FIGS. 5 and 6 show the case where the bore diameter ratio of the brim fitting portion L1 is constant (both are 2%). Both bent parts A
B, that is, the relationship between both gaps Δφ1 and Δφ2 at which the stress ratio between the cylinder liner CL and the cylinder block CB is equal, FIG. 5 shows the bore diameter φ, and FIG. 6 shows the bore diameter φ. φ ”(> φ ′). Comparing both graphs of FIG. 5 and FIG. 6, it can be seen that the ordinate intercept also changes and the proportional constant does not change. The value of is the determinant of K in Eq.
【００３２】以上のことから、シリンダライナＣＬとシ
リンダブロックＣＢの応力を均等とするための隙間Δφ
１の対ボア径比の設定式である数１において、つば部嵌
合深さＬ１とボア径φを考慮すれば、Ｋ＝（４〜８）×
１０-4 となる。数１を、隙間Δφ１の大きさを求める
式に置換すると、数２のようになるのである。From the above, the clearance Δφ for equalizing the stresses in the cylinder liner CL and the cylinder block CB is obtained.
In the equation 1 which is the setting formula of the ratio of the diameter to the bore of 1, considering the fitting depth L1 of the flange portion and the bore diameter φ, K = (4 to 8) ×
It becomes 10 -4 . When the equation 1 is replaced with an equation for obtaining the size of the gap Δφ1, the equation 2 is obtained.
【００３３】[0033]
【数２】 [Equation 2]
【００３４】ここで、つば部嵌合深さＬ１に関しては、
前記の従来技術のように、大きすぎると曲折部Ａ・Ｂの
応力が高くなり、シリンダライナＣＬ及びシリンダブロ
ックＣＢの負担が大きくなる。また、小さすぎると、つ
ば部嵌合部Ｄ１における面圧が高くなりすぎるという不
具合がある。そこで、数１のように、Ｋ＝（４〜８）×
１０-4となるようにつば部嵌合深さＬ１を設定する。こ
の許容範囲でつば部嵌合深さＬ１を限定すると、数３の
ようになる。Here, regarding the fitting depth L1 of the collar portion,
If it is too large as in the prior art, the stress in the bent portions A and B becomes high, and the load on the cylinder liner CL and the cylinder block CB becomes large. Further, if it is too small, there is a problem that the surface pressure at the collar fitting portion D1 becomes too high. Therefore, as in the equation 1, K = (4 to 8) ×
The collar fitting depth L1 is set to be 10 −4 . If the collar fitting depth L1 is limited within this allowable range, the following equation 3 is obtained.
【００３５】[0035]
【数３】 (Equation 3)
【００３６】次に、シリンダライナＣＬとシリンダブロ
ックＣＢ（両曲折部Ａ・Ｂ）における応力比の大きさに
関連して、隙間Δφ２の大きさを設定する。シリンダラ
イナＣＬ及びシリンダブロックＣＢ（両曲折部Ａ・Ｂ）
にかかる応力比が均等であるとして、その応力比の大き
さＦ／Ｆ0 （＝ＦA ／ＦA0＝ＦB ／ＦB0）には許容範囲
がある。該応力比Ｆ／Ｆ0 は、図７の如く、一定範囲で
は隙間Δφ２（Δφ２／φ）に比例して増加し、また、
つば部嵌合深さＬ１（Ｌ１／φ）が大きいほど増加す
る。従って、応力比を許容範囲とするには、隙間Δφ２
及びつば部嵌合深さＬ１を設定しなければならない。こ
の中で、つば部嵌合深さＬ１については、前記の数３に
よる設定値で許容範囲とすることができる。Next, the size of the gap Δφ2 is set in relation to the size of the stress ratio between the cylinder liner CL and the cylinder block CB (both bent parts A and B). Cylinder liner CL and cylinder block CB (both bent parts A and B)
Assuming that the stress ratio applied to is uniform, there is an allowable range in the magnitude of the stress ratio F / F 0 (= F A / F A0 = F B / F B0 ). As shown in FIG. 7, the stress ratio F / F 0 increases in proportion to the gap Δφ2 (Δφ2 / φ), and
It increases as the collar fitting depth L1 (L1 / φ) increases. Therefore, to make the stress ratio within the allowable range, the gap Δφ2
Also, the flange fitting depth L1 must be set. Among these, the flange fitting depth L1 can be set within the permissible range by the set value according to the above-mentioned Equation 3.
【００３７】そこで、隙間Δφ２の設定について説明す
る。図７で判るように、Δφ２／φ＝（２〜３）×１０
-3になると、応力比Ｆ／Ｆ0 は一定の値となる。これ
は、隙間Δφ２がシリンダライナＣＬの熱変形量を超え
て大きくなり、フリーとなった状態なので、この部分に
ついては除外し、Δφ２／φを、これよりも小さい範囲
で、なるべく小さい値に設定するのが望ましい。Δφ２
／φの、０から応力最大値を得る収束値までの範囲内で
の中間値は、つば部嵌合深さＬ１の大きさによって、収
束値が異なる（（２〜３）×１０-3）ことから多少異な
るもののおおよそ１×１０-3である。本発明では、Δφ
２／φをこれ以下に設定する。一方、隙間Δφ２は小さ
すぎると、寸法公差の取り方によっては、組立時にシリ
ンダライナＣＬをシリンダブロックＣＢに嵌入すること
ができなくなる。そこで、Δφ２／φ≧２×１０-4とし
ている。即ち、隙間Δφ２の大きさについては、数４の
ように設定しているのである。Therefore, the setting of the gap Δφ2 will be described. As can be seen in FIG. 7, Δφ2 / φ = (2-3) × 10
At −3 , the stress ratio F / F 0 becomes a constant value. This is because the clearance Δφ2 is larger than the thermal deformation amount of the cylinder liner CL and is in a free state, so this part is excluded and Δφ2 / φ is set to a value as small as possible within a range smaller than this. It is desirable to do. Δφ2
The intermediate value of / φ within the range from 0 to the convergent value at which the stress maximum value is obtained differs depending on the size of the flange fitting depth L1 ((2 to 3) × 10 −3 ). Therefore, it is approximately 1 × 10 −3 although it is slightly different. In the present invention, Δφ
Set 2 / φ below this value. On the other hand, if the gap Δφ2 is too small, the cylinder liner CL cannot be fitted into the cylinder block CB during assembly depending on how the dimensional tolerance is taken. Therefore, Δφ2 / φ ≧ 2 × 10 −4 . That is, the size of the gap Δφ2 is set as shown in Equation 4.
【００３８】[0038]
【数４】 (Equation 4)
【００３９】次に、本発明のような、嵌合部Ｄ１・Ｄ２
の隙間Δφ１・Δφ２、及びつば部嵌合深さＬ１の数値
設定は、どのような範囲のボア径を有するシリンダライ
ナに採用するのが有効かを、図８より説明する。図８は
首下部２の首下部嵌合部Ｄ２における隙間Δφ２が０
で、つば部１に嵌合部を設けない（即ちフリーの状態）
場合についてのシリンダブロックＣＢ及びシリンダライ
ナＣＬ（各曲折部Ａ・Ｂ）の各応力比ＦA ／ＦA0，ＦB
／ＦB0の解析結果である。両グラフより、シリンダライ
ナＣＬ即ち曲折部Ｂの応力比ＦB ／ＦB0の、ボア径φに
対する変化は、シリンダブロックＣＢ即ち曲折部Ａの応
力比ＦA ／ＦA0のそれと相似であって、ボア径φが大き
くなるほど増加する。このうち曲折部Ａの応力はさほど
大きくない（応力比が大きくない）が、曲折部Ｂには非
常に高い応力がかかり、ボア径φがφαで応力ＦB は許
容値ＦB0に達する（応力比ＦB ／ＦB0＝１）ことが判
る。これよりボア径が小さくなると、曲折部Ｂにかかる
応力は許容値以下なので本発明のような応力バランスを
考慮したシリンダライナの取付構造は採用しなくてもよ
い。一方、応力比の上限は１．１程度である。以上のこ
とから本発明のような数値設定は、図８のように、ボア
径φがα≦φ≦βのシリンダライナで、前記の如く、冷
却水孔のない構造のものに適用すればよい。Next, the fitting portions D1 and D2 as in the present invention.
It will be described with reference to FIG. 8 how to set the numerical values of the clearances Δφ1 and Δφ2 and the flange fitting depth L1 in the cylinder liner having a bore diameter of what range. FIG. 8 shows that the gap Δφ2 in the lower neck fitting portion D2 of the lower neck 2 is 0.
Therefore, the fitting portion is not provided on the collar portion 1 (that is, in a free state)
Each stress ratio F A / F A0 , F B of the cylinder block CB and the cylinder liner CL (each bent portion AB) in the case
/ F B0 analysis result. From both graphs, the change of the stress ratio F B / F B0 of the cylinder liner CL, that is, the bent portion B with respect to the bore diameter φ is similar to that of the stress ratio F A / F A0 of the cylinder block CB, that is, the bent portion A. It increases as the bore diameter φ increases. Of these, the stress in the bent portion A is not so large (stress ratio is not large), but the bent portion B is applied with a very high stress, the bore diameter φ is φα, and the stress F B reaches the allowable value F B0 (stress). It can be seen that the ratio F B / F B0 = 1). If the bore diameter becomes smaller than this, the stress applied to the bent portion B is equal to or less than the allowable value, so that the cylinder liner mounting structure considering the stress balance as in the present invention may not be adopted. On the other hand, the upper limit of the stress ratio is about 1.1. From the above, the numerical setting as in the present invention may be applied to a cylinder liner having a bore diameter φ of α ≦ φ ≦ β as shown in FIG. 8 and having a structure without a cooling water hole as described above. .
【００４０】応力バランスを考慮してのシリンダライナ
の取付構造については以上の如くであり、次に、首下部
２の外周に配設するＯリング３の冷却構造について、図
９より説明する。図９図示のシリンダライナＣＬに関し
ては、そのシリンダヘッドＣＨに対する密封構造がスピ
ゴット式でもガスケット式でもよく、上下二段の鍔部構
造は、図１図示のものと同様の形状であるので、つば部
１、首下部２等、同一の符号を用いている。The mounting structure of the cylinder liner in consideration of the stress balance is as described above. Next, the cooling structure of the O-ring 3 arranged on the outer circumference of the neck lower portion 2 will be described with reference to FIG. With respect to the cylinder liner CL shown in FIG. 9, the sealing structure for the cylinder head CH may be a spigot type or a gasket type, and the upper and lower two-stage collar structure has the same shape as that shown in FIG. The same reference numerals such as 1 and lower neck 2 are used.
【００４１】前記の図１１に図示される従来技術に述べ
たように、該Ｏリング３と首下部２の下方の冷却水室４
とは、分離された状態であった。図９図示の実施例で
は、該首下部２におけるＯリング嵌合用の嵌合溝２ａよ
り下方の肉厚をやや薄くし、即ち、上下肉厚ｄ１・ｄ２
の関係が、ｄ１＞ｄ２（例えばｄ２＝ｄ１×（０．９９
〜０．９９５）となるようにし、該首下部２とシリンダ
ブロックＣＢとの間（シリンダ間）において、該嵌合溝
２ａ直下から冷却水室４の上端までのシリンダライナＣ
Ｌ全周に連通路４ａが形成されるようにしている。ま
た、図１０図示のように、少なくともシリンダ間の一部
に該連通路４ａを形成してもよい。これにより、該冷却
水室４内の冷却水が該連通路４ａ内に流入して嵌合溝２
ａに達する。嵌合溝２ａにＯリング３が嵌合されていれ
ば、該Ｏリング３の底面に、該連通路４ａから流入した
冷却水が当たることとなる。このように、Ｏリング３の
一部に冷却水が当たるようにすることでＯリング３の耐
熱性に余裕ができ、高度の耐熱性とせずに低コストのＯ
リング３を使用可能にもできるし、また、従来の耐熱性
Ｏリングでも機関の高出力化に対応できるようになる。As described in the prior art shown in FIG. 11, the cooling water chamber 4 below the O-ring 3 and the lower neck 2 is used.
And were separated. In the embodiment shown in FIG. 9, the wall thickness below the fitting groove 2a for fitting the O-ring in the lower neck 2 is made slightly thinner, that is, the upper and lower wall thicknesses d1 and d2.
Has a relationship of d1> d2 (for example, d2 = d1 × (0.99
Cylinder liner C between the lower part 2 of the neck and the cylinder block CB (between the cylinders) from immediately below the fitting groove 2a to the upper end of the cooling water chamber 4.
The communication passage 4a is formed all around L. Further, as shown in FIG. 10, the communication passage 4a may be formed at least in a part between the cylinders. As a result, the cooling water in the cooling water chamber 4 flows into the communication passage 4a and the fitting groove 2
reach a. If the O-ring 3 is fitted in the fitting groove 2a, the bottom surface of the O-ring 3 will come into contact with the cooling water flowing from the communication passage 4a. As described above, by allowing the cooling water to hit a part of the O-ring 3, the O-ring 3 can have a sufficient heat resistance, so that the O-ring 3 does not have a high heat resistance and the O-ring 3 can be manufactured at low cost.
The ring 3 can be used, and the conventional heat-resistant O-ring can be used for higher engine output.
【００４２】なお、シリンダライナのシリンダヘッドに
対する密封構造には、スピゴット式とガスケット式があ
り、図１は前者、図１１は後者を採用したものであり、
図９はいずれにも限定していない。いずれの構造に対し
ても、つば部１及び首下部２よりなる上下二段の鍔部構
造は適用され、本発明に係る隙間Δφ１・Δφ２、つば
部嵌合深さＬ１、及びＯリング３の冷却構造を採用でき
るのである。There are two types of sealing structures for the cylinder head of the cylinder liner, a spigot type and a gasket type. FIG. 1 adopts the former and FIG. 11 adopts the latter.
FIG. 9 is not limited to either. The upper and lower two-stage collar structure composed of the collar portion 1 and the neck lower portion 2 is applied to any structure, and the gap Δφ1 · Δφ2, the collar portion fitting depth L1 and the O-ring 3 according to the present invention are applied. A cooling structure can be adopted.
【００４３】[0043]
【発明の効果】本発明は以上のように構成したので、次
のような効果を奏する。まず、上下二段の鍔部を有する
シリンダライナをシリンダブロックに嵌合する構造にお
いて、請求項１の如く、まず、上段鍔部とシリンダブロ
ックとの隙間を設定することにより、シリンダライナと
シリンダブロックとにかかる応力を均等にでき、更に、
下段鍔部とシリンダブロックとの隙間を設定すること
で、応力を許容範囲に抑えることができる。これによ
り、シリンダブロックとシリンダライナの少なくともい
ずれかに過度に応力がかかるような事態が回避され、ボ
ア径の大きな高出力対応型のシリンダライナを取り付け
る場合にも、シリンダライナ及びシリンダブロックの耐
久性を確保できる。As described above, the present invention has the following advantages. First, in a structure in which a cylinder liner having upper and lower two-stage flanges is fitted to a cylinder block, the cylinder liner and the cylinder block are first set by setting a gap between the upper collar and the cylinder block. The stress applied to and can be made even,
By setting the gap between the lower collar portion and the cylinder block, the stress can be suppressed within the allowable range. This prevents excessive stress on at least one of the cylinder block and cylinder liner, and the durability of the cylinder liner and cylinder block is improved even when installing a high-output compatible cylinder liner with a large bore diameter. Can be secured.
【００４４】更に、請求項２の如く、上段鍔部の外側面
とシリンダブロックの内側面との嵌合部の上下高さを設
定することで、シリンダブロックとシリンダライナとに
かかる応力を、許容範囲内で低く抑えることができるの
である。Further, by setting the vertical height of the fitting portion between the outer surface of the upper collar portion and the inner surface of the cylinder block, the stress applied to the cylinder block and the cylinder liner is allowed. It can be kept low within the range.
【００４５】そして、Ｏリングを外周に嵌合したシリン
ダライナの取付構造において、請求項３の如く構成する
ことで、Ｏリングの一部（底面）に冷却水が当たり、Ｏ
リングに高度の耐熱性を要求しなくてもよくなり、従っ
て、低コストのＯリングを使用できるようになり、或い
は、従来の耐熱性のＯリングで、機関の高出力化に充分
対応できるようになるのである。Further, in the cylinder liner mounting structure in which the O-ring is fitted to the outer periphery, the cooling water hits a part (bottom surface) of the O-ring, and the O-ring is fitted to the O-ring so that the cooling water hits the O-ring.
It is no longer necessary to have a high degree of heat resistance in the ring, so it is possible to use a low-cost O-ring, or the conventional heat-resistant O-ring can sufficiently support the high output of the engine. It becomes.
【図１】シリンダライナＣＬ上部の二段鍔部のシリンダ
ブロックＣＢへの取付部分を示す側面断面図である。FIG. 1 is a side cross-sectional view showing a mounting portion of a two-step flange portion above a cylinder liner CL to a cylinder block CB.
【図２】Δφ２／φを４段階に設定した場合におけるΔ
φ１／φに対する曲折部Ａ・Ｂにおける各応力比ＦA ／
ＦA0，ＦB ／ＦB0の変移を示す図である。FIG. 2 shows Δ in the case of setting Δφ2 / φ in four stages.
Each stress ratio F A / in the bent parts A and B with respect to φ1 / φ
It is a figure which shows the transition of F A0 and F B / F B0 .
【図３】図２中の各応力比曲線を説明する図表である。FIG. 3 is a table illustrating each stress ratio curve in FIG.
【図４】Ｌ１／φを３段階に設定した場合におけるΔφ
２／φに対するΔφ１／φの変移を示す図である。FIG. 4 shows Δφ when L1 / φ is set to three levels
It is a figure which shows the change of (DELTA) (phi) 1 / (phi) with respect to 2 / (phi).
【図５】Ｌ１／φ＝２％、φ＝φ’の場合のΔφ２／φ
に対するΔφ１／φの変移を示す図である。FIG. 5: Δφ2 / φ when L1 / φ = 2% and φ = φ '
FIG. 6 is a diagram showing a transition of Δφ1 / φ with respect to FIG.
【図６】Ｌ１／φ＝２％、φ＝φ”の場合のΔφ２／φ
に対するΔφ１／φの変移を示す図である。FIG. 6 is Δφ2 / φ when L1 / φ = 2% and φ = φ ”
FIG. 6 is a diagram showing a transition of Δφ1 / φ with respect to FIG.
【図７】両曲折部Ａ・Ｂの応力比を等しくした場合でＬ
１／φを３段階に設定した場合におけるΔφ２／φに対
する応力比の変位を示す図である。FIG. 7 shows L when the stress ratios of both bent portions A and B are made equal.
It is a figure which shows the displacement of the stress ratio with respect to (DELTA) (phi) 2 / (phi) when 1 / (phi) is set to three steps.
【図８】Δφ２＝０でつば部１に嵌合部がない場合のボ
ア径φに対する曲折部Ａ・Ｂにおける各応力比ＦA ／Ｆ
A0，ＦB ／ＦB0の変移を示す図である。FIG. 8: Each stress ratio F A / F in the bent portions A and B with respect to the bore diameter φ when Δφ2 = 0 and there is no fitting portion in the collar portion 1
A0, is a diagram showing the transition of the F B / F B0.
【図９】本発明のシリンダライナＣＬに付設したＯリン
グの冷却構造を示す側面断面図である。FIG. 9 is a side sectional view showing a cooling structure of an O-ring attached to the cylinder liner CL of the present invention.
【図１０】本発明のシリンダライナＣＬ全周の一部範囲
に冷却水室４からＯリング３への連通路４ａを設けた実
施例を示す図９中Ｚ−Ｚ線断面図である。10 is a cross-sectional view taken along line ZZ in FIG. 9 showing an embodiment in which a communication passage 4a from the cooling water chamber 4 to the O-ring 3 is provided in a partial range of the entire circumference of the cylinder liner CL of the present invention.
【図１１】従来のＯリングを付設したシリンダライナＣ
Ｌの冷却構造を示す図である。FIG. 11: Cylinder liner C equipped with a conventional O-ring
It is a figure which shows the cooling structure of L.
ＣＬ シリンダライナ ＣＢ シリンダブロック ＣＨ シリンダヘッド １ つば部 ２ 首下部 ２ 嵌合溝 ３ Ｏリング ４ 冷却水室 ４ａ 連通路 Ｄ１ つば部（上段鍔部）嵌合部 Ｄ２ 首下部（下段鍔部）嵌合部 Δφ１ つば部嵌合部のＤ１の隙間の大きさ Δφ２ 首下部嵌合部のＤ２の隙間の大きさ φ ボア径 Ｌ１ つば部（上段鍔部）嵌合深さ CL Cylinder liner CB Cylinder block CH Cylinder head 1 Collar 2 Lower neck 2 Fitting groove 3 O-ring 4 Cooling water chamber 4a Communication passage D1 Collar (upper collar) Fitting D2 Lower neck (lower collar) Fitting Part Δφ1 Collar size D1 gap size of fitting part Δφ2 D2 gap size of lower neck fitting part φ Bore diameter L1 Collar part (upper collar part) Fitting depth
Claims (3)
段が長径で下段が短径となっている二段鍔部を上端外周
に有するシリンダライナを嵌合する構造において、上段
鍔部の外側面とシリンダブロックの内側面との隙間の大
きさをΔφ１、下段鍔部の外側面とシリンダブロックの
内側面との隙間の大きさをΔφ２、シリンダライナのボ
ア径をφとすると、Δφ１＝Δφ２＋（４〜８）×１０
-4φ、Δφ２＝（０．２〜１．０）×１０-3φと設定し
たことを特徴とするシリンダライナ取付構造。1. In a structure in which a cylinder liner having a two-step collar portion having a longer diameter on the upper side and a shorter diameter on the lower side on the outer circumference at the upper end is fitted to a cylinder block of an internal combustion engine, the outer surface of the upper-side collar portion is Let Δφ1 be the size of the gap between the inner surface of the cylinder block, Δφ2 be the size of the gap between the outer surface of the lower collar and the inner surface of the cylinder block, and φ be the bore diameter of the cylinder liner, then Δφ1 = Δφ2 + (4 ~ 8) x 10
-4 phi, cylinder liner attachment structure is characterized in that setting and Δφ2 = (0.2~1.0) × 10 -3 φ.
において、該上段鍔部の外側面とシリンダブロック内側
面との嵌合部分の上下高さをＬ１とすると、Ｌ１＝
（０．０２〜０．０５）φとしたことを特徴とするシリ
ンダライナ取付構造。2. The cylinder liner mounting structure according to claim 1, wherein the vertical height of the fitting portion between the outer surface of the upper collar portion and the inner surface of the cylinder block is L1, L1 =
Cylinder liner mounting structure characterized by (0.02-0.05) φ.
ナをシリンダブロックに取り付ける構造において、シリ
ンダライナとシリンダブロックとの間に形成する冷却水
室よりＯリング底面に達する連通路を、シリンダライナ
の全周またはその少なくとも一部範囲に設けたことを特
徴とするシリンダライナ取付構造。3. In a structure in which a cylinder liner in which an O-ring is fitted in an annular shape is attached to a cylinder block, a communication passage reaching a bottom surface of the O-ring from a cooling water chamber formed between the cylinder liner and the cylinder block is provided in the cylinder liner. Cylinder liner mounting structure characterized in that it is provided on the entire circumference or at least part of it.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP06782396A JP3640460B2 (en) | 1996-03-25 | 1996-03-25 | Cylinder liner mounting structure |
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| Publication Number | Publication Date |
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| JPH09256900A true JPH09256900A (en) | 1997-09-30 |
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| JP (1) | JP3640460B2 (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010287103A (en) * | 2009-06-12 | 2010-12-24 | Yanmar Co Ltd | Cylinder block design support method |
| WO2016105874A1 (en) * | 2014-12-23 | 2016-06-30 | Caterpillar Inc. | Cylinder liner for an engine block |
| CN113330206A (en) * | 2019-02-01 | 2021-08-31 | 卡特彼勒公司 | Liner for engine cylinder with lower liner support |
-
1996
- 1996-03-25 JP JP06782396A patent/JP3640460B2/en not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010287103A (en) * | 2009-06-12 | 2010-12-24 | Yanmar Co Ltd | Cylinder block design support method |
| WO2016105874A1 (en) * | 2014-12-23 | 2016-06-30 | Caterpillar Inc. | Cylinder liner for an engine block |
| CN113330206A (en) * | 2019-02-01 | 2021-08-31 | 卡特彼勒公司 | Liner for engine cylinder with lower liner support |
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| JP3640460B2 (en) | 2005-04-20 |
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