WO2011048864A1 - ピストン及びエンジン - Google Patents

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橋本徹
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Definitions

  • the present invention has a piston that has a small amount of fuel mixture discharged as unburned gas due to a so-called dead volume in the cylinder, and that the piston ring is less likely to stick due to a thermal load, and has excellent thermal efficiency.
  • the present invention relates to an engine provided with such a piston.
  • FIG. 2B is a cross-sectional view of the cylinder 1 with a part of the structure omitted in a conventional engine.
  • a plurality of (three in the illustrated example) piston rings 23 are provided on the outer peripheral surface of the piston 22 in the cylinder 1 in order to maintain airtightness in the cylinder 1 and prevent backflow of lubricating oil. It has been. That is, a plurality of (three in the illustrated example) circumferential grooves 24 are formed on the outer peripheral surface of the piston 22, and each piston ring 23 is mounted so as to be movable and slidably contact the cylinder liner 11. ing.
  • the position L2 of the circumferential groove 24a for the top ring 23a disposed at the top is conventionally approximately half the height L5 of the piston 22 (this is relative to the cylinder diameter).
  • the other two circumferential grooves 24 and the piston ring 23 were disposed below the other two circumferential grooves 24 and the piston ring 23. This is because there is lubricating oil around the piston ring 23, and this lubricating oil is carbonized by the heat generated by combustion in the cylinder 1, and this is deposited between the top ring 23a and the circumferential groove 24a, and the top ring 23a is stuck.
  • the position L2 of the circumferential groove 24a of the top ring 23a is set to the height of the piston 22 as described above from the viewpoint of empirical engineering. It is determined at a substantially half position of L5 (a position corresponding to approximately 20% of the cylinder diameter as described above).
  • Patent Document 1 below discloses the structure of the piston as described above.
  • the top ring arranged at the top of the piston 22, the cylinder liner 11, and the piston ring 23 as shown as a gray region in FIG. Between 23a, the ring-shaped space S connected to the space in the cylinder 1 is formed.
  • the fuel / air mixture introduced into the cylinder 1 enters the space S when compressed in the compression stroke. In the expansion stroke, no flame propagates to the air-fuel mixture in the space S, and the air-fuel mixture in the space S is not burned but discharged into the cylinder 1 as unburned gas, and finally in the exhaust gas pipe in the exhaust stroke. Will be released.
  • This space is a region that is generally referred to as a dead volume (hereinafter referred to as “S” as in the above-mentioned space) where the flame does not reach, and the combustion does not proceed depending on the state of the flame in the cylinder 1 or the like. It constitutes a part of a so-called quenching zone.
  • the mixed gas discharged as unburned gas due to the dead volume S described above contains about 90% of methane when city gas is used as fuel in a gas engine, for example. For this reason, considering the fuel economy and the global warming effect of methane, it can be said that suppression of unburned gas emissions is a social requirement.
  • the position of the piston ring 23 in the conventional piston 22 is set empirically in order to prevent the lubricant from carbonizing due to heat from combustion and causing the top ring 23a to stick.
  • the relationship between the position of the piston ring 23 and the discharge of unburned gas has not been studied.
  • the dead volume S is improved to suppress the discharge of unburned gas, and the top ring 23a
  • An object of the present invention is to solve the above-mentioned conventional problems, the amount of fuel mixture trapped in a so-called dead volume and discharged as unburned gas can be reduced, and the piston ring is heated by a thermal load. It is an object of the present invention to provide a piston that is less likely to stick to a cylinder and further improves thermal efficiency, and an engine including the piston.
  • the piston according to claim 1 is: In the piston in which a plurality of circumferential grooves for providing the piston ring are formed on the outer peripheral surface,
  • the relationship between the inner diameter B of the cylinder in which the piston is accommodated and the distance L between the upper surface of the piston and the upper surface of the uppermost circumferential groove is L / B ⁇ 0.1, and the uppermost circumferential groove
  • a cooling chamber is formed in the vicinity.
  • the engine according to claim 2 is: In an engine in which pistons, each having a piston ring mounted in a plurality of circumferential grooves formed on the outer peripheral surface, are slidably provided in the cylinder 1, The relationship between the inner diameter B of the cylinder in which the piston is accommodated and the distance L between the upper surface of the piston and the upper surface of the uppermost circumferential groove is L / B ⁇ 0.1, and the uppermost circumferential groove A cooling chamber is formed in the vicinity.
  • the engine according to claim 3 is: The engine is a gas engine having a net average effective pressure Pme of 1.8 MPa or more.
  • the relationship between the inner diameter B of the cylinder in which the piston is accommodated and the distance L between the upper surface of the piston and the upper surface of the uppermost circumferential groove is as follows. Therefore, the dead volume defined by the piston, the cylinder liner, and the piston ring disposed at the top is made as small as possible. The amount of fuel mixture trapped and discharged as unburned gas has decreased. Furthermore, since the cooling chamber is formed in the piston in the vicinity of the uppermost circumferential groove, the uppermost piston ring that is directly exposed to the heat during combustion is less likely to stick to the cylinder due to thermal load.
  • the thermal efficiency of the engine is improved as compared with the related art.
  • the thermal efficiency can be improved at a point of 0.7 or more.
  • FIG. 1 (a) is sectional drawing of the piston which concerns on embodiment, (b) is sectional drawing of the conventional piston.
  • FIG. 2A is a sectional view of a cylinder having a piston according to the embodiment
  • FIG. 2B is a sectional view of a cylinder having a conventional piston.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the groove position L of the top ring and the ratio (%) of dead volume to the combustion chamber volume for the piston according to the embodiment and the conventional piston.
  • FIG. 4 is a view showing the crown portions of four types of pistons that have been incorporated into a cylinder of an engine of a practical machine level and tested for performance, and (a) is a cross-sectional view of the piston according to the embodiment.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing the configuration of a practical-level engine incorporating the pistons shown in FIG.
  • FIG. 6 is a graph showing the results of a performance test performed with the engine shown in FIG. 4, and is a graph showing the relationship between the excess air ratio and the thermal efficiency.
  • FIG. 7 is a graph showing the results of a performance test performed on the engine shown in FIG. 4, and is a graph showing the relationship between the excess air ratio and the concentration of THC (total hydrocarbons) in the exhaust.
  • FIG. 1A is an embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view showing a piston 2 of an industrial engine having a net average effective pressure Pme of 2 MPa, and FIG. It is sectional drawing which shows the conventional piston 22 in the conventional industrial engine which is also 2 Mpa.
  • FIG. 2A is a cross-sectional view showing a state in which the piston 2 of the embodiment is in the cylinder 1
  • FIG. 2B is a cross-sectional view showing a state in which the conventional piston 22 is in the cylinder 1.
  • Each of these pistons is a combination type piston formed by combining a crown and a skirt, and the crown portion is shown, and the skirt portion and the connecting rod are omitted.
  • L the distance between the upper surface of the piston 2 and the upper surface of the uppermost circumferential groove 4a is L and the inner diameter of the cylinder 1 is B
  • B L
  • the ratio of B to B, ie L / B, is designed to be 0.07. That is, the uppermost circumferential groove 4a is provided at a position close to the top surface of the piston 2, and the other two circumferential grooves 4 and a total of two piston rings 3 respectively attached to these circumferential grooves 4 are pistons.
  • the cooling chamber 5 is provided inside the piston 2 as in the conventional example shown in FIGS. 1 (b) and 2 (b). A cavity is formed and opened downward, so that lubricating oil adheres when the engine is driven and exhibits a cooling effect.
  • the cooling chamber 5 of this embodiment has an upper cooling chamber 5a extending to a position close to the uppermost circumferential groove 4a.
  • the upper cooling chamber 5a communicates with the cooling chamber 5 at the lower portion, and the upper portion extends upward from the upper surface of the uppermost circumferential groove 4a, thereby forming a side surface portion of the uppermost circumferential groove 4a.
  • the height of the dead volume S shown as a gray area in the drawing that is, the distance between the upper surface of the top ring 23a and the top surface of the piston 2 is large. Therefore, the amount of the air-fuel mixture compressed in the compression stroke and entering the dead volume S in the cylinder 1 in the conventional engine is larger than that in the piston 2 of the embodiment described with reference to FIG. large. Therefore, the amount of the mixed gas in the dead volume S that is not propagated in the expansion stroke, is discharged into the cylinder 1 as unburned gas, and is discharged into the exhaust gas pipe in the exhaust stroke is compared with the conventional example. The form is less.
  • the position of the top ring 3a is arranged in the vicinity of the top surface of the piston 2, so that the dead volume S is reduced and the unburned gas discharged The volume could be reduced.
  • the cooling chamber 5 in the piston 2 is extended to a position close to the circumferential groove 4a of the top ring 3a to form an upper cooling chamber 5a, so that the top ring 3a and the circumferential groove 4a can be sufficiently cooled.
  • the top ring 3a is reliably prevented from sticking into the circumferential groove 4a.
  • FIGS. 4A and 4B are diagrams showing the crown portions of the four types of pistons used in this comparative experiment side by side, wherein FIG. 4A is a cross-sectional view of the piston 2 of the embodiment, and FIG. 4B is the conventional example. It is sectional drawing of the piston 22 of. (C) is sectional drawing of the piston 32 of the comparative example 1.
  • FIG. 4A is a cross-sectional view of the piston 2 of the embodiment
  • FIG. 4B is the conventional example.
  • C is sectional drawing of the piston 32 of the comparative example 1.
  • the piston 32 of the comparative example 1 has the same height L4 as the piston 2 of the embodiment, but the circumferential groove 34 and the piston ring (not shown) are in the lower half as in the conventional example, and further on the top surface. It has a structure provided with a convex portion 36 as in the conventional example.
  • (D) is sectional drawing of the piston 42 of the comparative example 2.
  • FIG. The piston 42 of the comparative example 2 has the same height L4 as the piston 2 of the embodiment, but the circumferential groove 44 and the piston ring (not shown) are in the lower half as in the conventional example, and the top surface is It has a concave structure substantially similar to the embodiment.
  • the engine 12 which is a practical machine shown in FIG.
  • FIG. 5 is a gas engine having 6 cylinders with a cylinder diameter of 220 mm, a rated output of 1070 kW / 1000 min ⁇ 1 , and a net average effective pressure Pme of 2 MPa.
  • the engine 12 is provided with a supercharger 13, and the exhaust from the engine 12 drives the turbine of the supercharger 13, thereby driving the compressor to compress air and passing through the air cooler 14 and the engine. 12 combustion chambers 15 can be taken in.
  • a bypass line 16 and a valve 17 for adjusting the bypass amount are provided on the air intake side of the supercharger 13 so that the intake amount can be controlled.
  • the engine 12 drives a generator 18.
  • FIG. 6 shows the points of thermal efficiency with respect to the excess air ratio.
  • FIG. 7 shows the concentration of THC (Total Hydrocarbon) in the exhaust by a difference from the standard value.
  • the concentration of THC (Total Hydrocarbon) in the exhaust gas is substantially over all excess air ratios compared to the conventional example and Comparative Examples 1 and 2. Is about 500 ppm lower than the standard. 3.
  • the inventor sets various different L for the same B (220 mm in this example) in addition to the piston 2 having the structure specifically exemplified in the embodiment.
  • a plurality of types of pistons having different structures of / B and having a cooling chamber provided in the vicinity of the peripheral groove of the top ring were manufactured.
  • the inventor conducted an experiment similar to “2. Comparison of engine performance” with respect to these plural types of pistons. As a result, as described below, it is necessary to obtain an engine performance that is capable of reducing the volume of unburned gas discharged as the dead volume S becomes smaller as compared to the conventional example, and having excellent thermal efficiency.
  • the L / B conditions were finalized.
  • the conventional problem cannot be solved simply by adopting an unprecedented special structure in which the upper cooling chamber is formed in the vicinity of the circumferential groove.
  • an excellent effect is obtained in comparison with the conventional example in the thermal efficiency and the THC concentration in the exhaust gas, and a further structural feature for preventing the top ring from sticking, that is, a further essential feature as an invention. The condition could be confirmed.
  • the point of thermal efficiency with respect to the value of L / B (value expressed as a percentage of improvement from the reference value as described in FIG. 6) is shown in the following correspondence table. Street. Point of L / B thermal efficiency 0.12 0 0.11 0.6 0.1 0.7 0.09 0.8 0.07 1.0 (Numerical example of embodiment)
  • the value of L / B and the point of thermal efficiency are in a proportional relationship. If the value of L / B is decreased, the thermal efficiency is gradually improved, but from a practical standpoint, it is 0.6. Improvement of points is insufficient, and improvement of 0.7 points or more is necessary.

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Abstract

未燃排出の混合気量が少なく、ピストンリングが熱で膠着しないピストンを提供する。ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストン２において、シリンダ１の内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝４aの上面の距離Ｌとの関係をＬ／Ｂ≦０．１とし、最上部の周溝に近接して冷却室５aを形成する。ピストンと、シリンダライナ１１と、最も上のピストンリング３aで区画されるデッドボリウムＳが小さくなり、ここに閉じ込められて未燃で排出される混合気量が少なくなった。さらに、冷却室５aにより最上部のピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着しにくくなった。エンジンとしての熱効率も従来より改善される。

Description

ピストン及びエンジン
　本発明は、シリンダ内の所謂デッドボリウムのために未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なく、かつピストンリングが熱負荷によって膠着するおそれが少なく、しかも熱効率に優ねたピストンと、係るピストンを備えたエンジンに関するものである。
　図２（ｂ）は、従来のエンジンにおいて一部の構造を省略して示したシリンダ１の断面図である。シリンダ１内にあるピストン２２の外周面には、シリンダ１内の気密保持及び潤滑油の逆流を防止する等の役割のために、複数本（図示の例では３本）のピストンリング２３が設けられている。すなわちピストン２２の外周面には、複数（図示の例では３本）の周溝２４が形成されており、それぞれピストンリング２３が移動可能かつシリンダライナー１１に摺動可能に接触するように装着されている。
　これらのピストンリング２３のうち、最も上に配置されるトップリング２３ａのための周溝２４ａの位置Ｌ２は、従来はピストン２２の高さＬ５の略半分の位置（これはシリンダの直径に対して概略２０％に相当する位置である）に形成されており、その他の２本の周溝２４及びピストンリング２３はこれよりも下方に配置されていた。これは、ピストンリング２３の周辺には潤滑油があるため、シリンダ１内の燃焼による熱でこの潤滑油が炭化し、これがトップリング２３ａと周溝２４ａの間に堆積してトップリング２３ａが膠着して動けなくなってしまうことがあり、このような不都合が生じないようにするために、経験工学的な見地から、トップリング２３ａの周溝２４ａの位置Ｌ２を上述したようにピストン２２の高さＬ５の略半分の位置（前述したようにシリンダの直径に対して概略２０％に相当する位置）に定めたものである。
　下記特許文献１には、上述したようなピストンの構造が開示されている。
特開２００５−１９４９７１号公報
　上述したような従来のピストンの構造によれば、図２（ｂ）中にグレー領域として示すように、ピストン２２と、シリンダライナ１１と、ピストンリング２３の中で最も上に配置されるトップリング２３ａの間には、シリンダ１内の空間に連通するリング状の空間Ｓが形成される。シリンダ１内に導入された燃料と空気の混合気は、圧縮行程で圧縮された際に前記空間Ｓ中に入り込む。膨張行程では、同空間Ｓ内の混合気に火炎は伝播せず、空間Ｓ内の混合気は燃焼せずに未燃ガスとしてシリンダ１内に排出され、最終的には排気行程で排気ガス管内に放出されてしまう。この空間は、一般にデッドボリウム（以下、前記空間と同様Ｓで示す）と呼ばれる構造的に火炎が届かない領域であって、シリンダ１内の火炎の状態等に依存して燃焼が進行しない領域である所謂クエンチングゾーンの一部を構成するものである。
　上述したデッドボリウムＳに起因して未燃ガスとして排出される混合ガスは、例えばガスエンジンにおいて都市ガスを燃料とした場合には、メタンを９０％程度含んでいる。このため、燃料経済性及びメタンが有する地球温暖化効果を考慮すると、未燃ガスの排出抑制は社会的要請であるといえる。
　しかしながら、従来のピストン２２におけるピストンリング２３の位置は、前述した通り、燃焼による熱で潤滑油が炭化してトップリング２３ａが膠着するのを防止することを目的として経験工学的に設定されたものであり、ピストンリング２３の位置と未燃ガスの排出との関係については研究が進んでおらず、従来はデッドボリウムＳを改善して未燃ガスの排出を抑制しつつ、かつトップリング２３ａの膠着も防止できるような具体的な提案は皆無であった。
　デッドボリウムＳを減少させるために、トップリング２３ａの位置をより高くして燃焼面に近づけるとの発想は机上では可能であるものの、高出力かつ高燃焼圧力（例えば１５ＭＰａ程度）の産業用エンジンにおいては、このようなピストンリング配置は直ちにピストンリング２３の熱負荷による膠着を発生させることが明らかであることから、実際には検証例がなく、結局、ピストンリング２３の位置と未燃ガスの排出の関係、そしてこれらがエンジン熱効率にどのような影響を与えるかについては何らの知見も知られていなかった。
　本発明は、上述した従来の問題点を解決することを目的としており、所謂デッドボリウムに閉じ込められて未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なくて済み、かつピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着するおそれが少なく、さらに熱効率が従来よりも改善されるピストンと、係るピストンを備えたエンジンを提供することを目的としている。
　請求項１に記載されたピストンは、
　ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストンにおいて、
　前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴としている。
　請求項２に記載されたエンジンは、
　外周面に形成された複数の周溝にそれぞれピストンリングが装着されたピストンがシリンダ１内に摺動可能に設けられているエンジンにおいて、
　前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴としている。
　請求項３に記載のエンジンは、
　前記エンジンが、正味平均有効圧Ｐｍｅが１．８ＭＰａ以上のガスエンジンであることを特徴としている。
　請求項１に記載されたピストン及び請求項２に記載されたエンジンによれば、ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝の上面の距離Ｌとの関係を、Ｌ／Ｂ≦０．１の条件が満たされるように設定したので、ピストンと、シリンダライナと、最も上に配置されるピストンリングによって区画されるデッドボリウムが可及的に小さくなり、ここに閉じ込められて未燃ガスとして排出される燃料混合気の量が少なくなった。さらに、ピストンの内部に、最上部の周溝に近接して冷却室を形成したので、燃焼時の熱に直接晒される最上部のピストンリングが熱負荷によってシリンダに膠着するおそれが少なくなった。さらに、係る構成によれば、エンジンとしての熱効率が従来よりも改善されることが明らかとなった。特に、請求項３に記載されたエンジンによれば、Ｐｍｅ（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上の効率が高いガスエンジンにおいても、熱効率を０．７以上のポイントで改善することができる。
　図１（ａ）は実施形態に係るピストンの断面図、（ｂ）は従来のピストンの断面図である。
　図２（ａ）は実施形態に係るピストンを有するシリンダの断面図、（ｂ）は従来のピストンを有するシリンダの断面図である。
　図３は実施形態に係るピストンと従来のピストンについて、トップリングの溝位置Ｌと、燃焼室容積に対するデッドボリウムの割合（％）との関係を示すグラフである。
　図４は実用機レベルのエンジンのシリンダに組み込んで性能試験を行なった４種類のピストンの各クラウン部分を並べて示した図であって、（ａ）は実施形態に係るピストンの断面図、（ｂ）は従来例のピストンの断面図、（ｃ）は比較例１のピストンの断面図、（ｄ）は比較例１のピストンの断面図である。
　図５は図４に示した各ピストンを組み込んだ実用機レベルのエンジンの構成を示す模式図である。
　図６は図４に示したエンジンで行なった性能試験の結果を示す図であり、空気過剰率と熱効率の関係を示すグラフである。
　図７は図４に示したエンジンで行なった性能試験の結果を示す図であり、空気過剰率と排気中のＴＨＣ（総炭化水素）の濃度の関係を示すグラフである。
１．従来例と比較して示した実施形態の構成（図１~図３）
　図１（ａ）は、本発明の実施形態であって、正味平均有効圧Ｐｍｅが２ＭＰａである産業用エンジンのピストン２を示す断面図であり、同図（ｂ）は正味平均有効圧Ｐｍｅが同じく２ＭＰａである従来の産業用エンジンにおける従来のピストン２２を示す断面図である。
　図２（ａ）は、実施形態のピストン２がシリンダ１内にある状態を示す断面図であり、同図（ｂ）は従来のピストン２２がシリンダ１内にある状態を示す断面図である。
　なお、これらのピストンは、いずれもクラウンとスカートを組み合わせてなる組み合わせ型ピストンであり、そのクラウン部分を示しており、スカート部分やコンロッド等は省略している。
　図１（ａ）及び図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、ピストン２の上面と最上部の周溝４ａの上面との距離をＬとし、シリンダ１の内径をＢとすると、ＬのＢに対する比率、すなわちＬ／Ｂは、０．０７と設計されている。すなわち、最上部の周溝４ａはピストン２の頂面に近接した位置に設けられ、その他の２本の周溝４及びこれら周溝４にそれぞれ装着される合計２本のピストンリング３は、ピストン２の下端に近接した位置に設けられる。
　これに対し、図１（ｂ）及び図２（ｂ）に示す従来例のピストン２２では、３本の周溝２４と、各周溝２４に１本ずつ装着される合計３本のピストンリング２３の配置は次のように設定されている。すなわち、ピストン２２の直径をＢとし、ピストン２２の上面と最上部の周溝２４ａの上面との距離をＬ２とすると、Ｌ２／Ｂ＝０．１７となるように設計されている。このように、実施形態のピストン２では、Ｌ／Ｂの値が従来例に比べて小さく設定されている。
　さらに、図１（ａ）及び図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、図１（ｂ）及び図２（ｂ）に示す従来例と同様に、ピストン２の内部には冷却室５となる空洞が形成されて下方に開放されており、エンジンの駆動時に潤滑油が付着して冷却効果を奏するようになっている。しかしながら、この実施形態の冷却室５は、従来例の冷却室２５とは異なり、最上部の周溝４ａに近接する位置にまで延設された上部冷却室５ａを有している。この上部冷却室５ａは、下方部で冷却室５に連通するとともに、上方部は最上部の周溝４ａの上面よりも上方にまで伸びており、これによって最上部の周溝４ａの側面部に対し、例えば同溝の深さ程度の肉厚の壁を挟んで周状の配置により全面で対面している。従って、最上部の周溝４ａ及びこれに装着されるトップリング３ａが、ピストン２の頂面に近い位置においてエンジンの燃焼時に燃焼ガスから大きな熱を受けても、その全周にわたって冷却室５及び上部冷却室５ａにより効果的に冷却されるので、この部分で潤滑油が炭化してピストンリング３が周溝４内に膠着するような不都合は確実に防止される。
　図２（ａ）に示す実施形態のピストン２では、前述したようにＬ／Ｂ≒０．０７としており、最上部の周溝４ａをピストン２の頂面に近接した位置に設けているので、図２（ａ）中にグレー領域として示したデッドボリウムＳ、すなわちピストン２とシリンダライナ１１とトップリング３ａの間の空間は、従来例のピストン２２のＬ２／Ｂ＝０．１７よりも狭い。従って、圧縮行程で圧縮されてデッドボリウムＳ中に入り込む混合気の量は図２（ｂ）を参照して説明した従来例のピストン２２の場合に比べて少ない。
　すなわち、図２（ｂ）に示す従来例のピストン２２では、前述したように、Ｌ２／Ｂの値が実施形態に比べて大きい。これは、同図中にグレー領域として示したデッドボリウムＳの高さ、すなわちトップリング２３ａの上面とピストン２の頂面との距離が大きいことを意味する。従って、従来例のエンジンにおいて圧縮行程で圧縮されてシリンダ１内のデッドボリウムＳ中に入り込む混合気の量は、図２（ａ）を参照して説明した実施形態のピストン２の場合に比べて大きい。
　従って、膨張行程において火炎が伝播せず、未燃ガスとしてシリンダ１内に排出され、排気行程で排気ガス管内に放出されてしまうデッドボリウムＳ内の混合ガスの量は、従来例に比べて実施形態の方が少なくなっている。本例における比較では、両者はシリンダ径が同一であり、同一レベルの出力のエンジンであることを前提としているが、図３に示すように、トップリングの位置が異なるために、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合は、従来例のエンジン（点ｂ）では１．４％にもなるが、実施形態のエンジン（点ａ）では０．８％となっており、トップリングの位置Ｌが減少するにつれて、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合も減少している。詳細は具体的な実験データに基づいて次項にて後述するが、デッドボリウムＳの燃焼室容積に対する割合の減少に応じて、排出される未燃ガスの容積も減少する。
　このように、実施形態のピストン２乃至これを有するエンジンによれば、トップリング３ａの位置をピストン２の頂面の近傍に配置したので、デッドボリウムＳが小さくなって排出される未燃ガスの容積を減少させることができた。また、トップリング３ａの周溝４ａに近接した位置までピストン２内の冷却室５を延設して上部冷却室５ａとし、トップリング３ａ及びその周溝４ａを十分に冷却できるようにしたので、トップリング３ａが周溝４ａ内に膠着することは確実に防止される。
２．エンジン性能の比較（図４~図７）
　次に、実施形態のピストン２と、従来例のピストン２２を、実際に実用機エンジンに設けて運転し、エンジン性能を比較した結果について説明する。
　図４は、この比較実験に使用した４タイプのピストンの各クラウン部分を並べて示した図であって、（ａ）は前記実施形態のピストン２の断面図であり、（ｂ）は前記従来例のピストン２２の断面図である。（ｃ）は比較例１のピストン３２の断面図である。比較例１のピストン３２は、実施形態のピストン２と同一の高さＬ４であるが、周溝３４及びピストンリング（図示せず）は従来例のように下半部にあり、さらに頂面に従来例のような凸部３６を設けた構造となっている。（ｄ）は比較例２のピストン４２の断面図である。比較例２のピストン４２は、実施形態のピストン２と同一の高さＬ４であるが、周溝４４及びピストンリング（図示せず）は従来例のように下半部にあり、さらに頂面は実施形態と略同様の凹状の構造となっている。
　図５に示す実用機であるエンジン１２は、シリンダ径が２２０ｍｍの６気筒であり、定格出力が１０７０ｋＷ／１０００ｍｉｎ−１、正味平均有効圧Ｐｍｅが２ＭＰａのガスエンジンである。このエンジン１２には過給機１３が設けられており、エンジン１２からの排気が過給機１３のタービンを駆動し、これによってコンプレッサを駆動して空気を圧縮し、空気冷却器１４を経てエンジン１２の燃焼室１５に取り込むことができる。過給機１３の空気吸入側には、バイパスライン１６とバイパス量を調整する弁１７が設けられており、吸気量を制御できるようになっている。このエンジン１２は発電機１８を駆動するようになっている。
　図６は、空気過剰率に対する熱効率のポイントを示しており、例えば基準の熱効率が５０％であるとした場合、計測した熱効率が５２％の場合には２ポイントと表示される。図６に示すように、実施形態のエンジン（黒丸で示す）によれば、従来例や比較例１、２に比べて、概ねすべての空気過剰率にわたって熱効率が高く、基準値に対して約１ポイント改善している。
　図７は、排気中のＴＨＣ（Ｔｏｔａｌ　Ｈｉｄｒｏｃａｒｂｏｎ）の濃度を標準値との差異で示している。図７に示すように、実施形態のエンジン（黒丸で示す）によれば、従来例や比較例１、２に比べて、概ねすべての空気過剰率にわたって、排気中のＴＨＣ（Ｔｏｔａｌ　Ｈｉｄｒｏｃａｒｂｏｎ）の濃度が低く、標準よりも約５００ｐｐｍ低下している。
３．本発明のピストンの構造上の特徴
　本発明者は、実施形態で具体的に例示した構造のピストン２の他、同一のＢ（本例では２２０ｍｍ）に対して異なる種々のＬを設定し、Ｌ／Ｂの値が異なるとともに、トップリングの周溝の近傍に冷却室が設けられた構造である複数種類のピストンを製作した。本発明者は、これら複数種類のピストンについて、「２．エンジン性能の比較」と同様の実験を行なった。その結果、以下に説明するように、従来例と比較し、デッドボリウムＳが小さくなって排出される未燃ガスの容積を減少させることができるとともに熱効率にも優れたエンジン性能を得るために必要なＬ／Ｂの条件を確定するに至った。
　すなわち本発明者の実験によれば、Ｌ／Ｂの値が０．１を越えると、従来例等と比較して排出される未燃ガスの量に有意の改善が認められなくなった。これは、デッドボリウムＳが無用に大きくなっているためと考えられる。また、Ｌ／Ｂの値が０．１を越えると、熱効率についても従来例等と比較して満足な改善結果が得られなくなり、トップリングの膠着が生じるようになった。
　このように、複数の周溝が外周面に形成され、各周溝にそれぞれピストンリングが装着されているピストンにおいて、最上部の周溝をピストンの頂面に近接して設け、かつ最上部の周溝に近接して上部冷却室を形成するという従来にない特殊な構造を採用したというだけでは、必ずしも従来の課題を解決することはできない。
　上記実験の結果、熱効率や排気中のＴＨＣ濃度において従来例に比べて優れた効果が得られ、しかもトップリングの膠着が起きないための更なる構成上の特徴、すなわち発明としての更なる必須の条件を確定することができた。すなわち、上記特殊な構造において、ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、ピストンの上面と最上部の周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１である場合には、排出される未燃ガスの量が従来に比べて減少し、熱効率も改善され、トップリングの膠着が起きないことが判明した。なお、前述した通り、「１．従来例と比較して示した実施形態の構成」の実施形態では、Ｌ／Ｂの値は上記条件を満たす約０．０７であり、上記条件を満たしている。
　本発明者が行なった実験の結果によれば、Ｌ／Ｂの値に対する熱効率のポイント（図６で説明したような基準値からの改善度を％で表した値）は、次の対応表の通りである。
　Ｌ／Ｂ　　　　　　　　　熱効率のポイント
　０．１２　　　　　　　　０
　０．１１　　　　　　　　０．６
　０．１　　　　　　　　　０．７
　０．０９　　　　　　　　０．８
　０．０７　　　　　　　　１．０（実施形態の数値例）
　このように、Ｌ／Ｂの値と熱効率のポイントは比例関係にあり、Ｌ／Ｂの値を小さくしていけば熱効率は徐々に改善されていくが、実用的な見地から見れば０．６ポイントの改善では不十分であり、０．７ポイント以上の改善が必要である。これは、熱効率の改善による燃費の向上及びこれによる運転コストの低減と、本発明を採用したことによるピストン乃至エンジンの製造コストの増大とを、長期的な運用を前提として比較考量した場合、前記熱効率のポイントが０．７以上でないと発明を実施する実益が得られないからである。Ｌ／Ｂの値が０．１以下であれば、前記熱効率のポイントが０．７以上となり、実効性のある熱効率の改善が達成でき、産業上実用的な効果を得ることができる。
　また本発明者等の知見によれば、従来構造のピストンを備えたガスエンジンであって、Ｐｍｅ（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上の効率が高いガスエンジンにおいては、本発明以外の手段を用いて前記熱効率のポイントを０．７以上とすることは困難であり、現実にそのようなガスエンジンは存在しない。ところが、本発明の実施形態における実験の結果によれば、Ｐｍｅ（正味平均有効圧）が１．８ＭＰａ以上である高効率のガスエンジンであっても、そのピストンを実施形態のようなＬ／Ｂの値が０．１以下であるピストンに交換することにより、上述したように前記熱効率を０．７以上のポイントで改善することが可能であることが判明した。
４．実施形態の効果
　１）本実施形態によれば、トップリングの冷却を強化することにより、トップリングの位置をＬ／Ｂ≦０．１としても、エンジンの定格運転が可能である。
　２）上記効果１）により、トップリングの膠着を回避して、ＢＭＥＰ（Ｂｒａｋｅ　Ｍｅａｎ　Ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ　Ｐｒｅｓｓｕｒｅ：正味平均有効圧力）が１．８ＭＰａ以上の高圧力、例えば２．０ＭＰａ（世界最高レベルの圧力）での運転が可能となる。
　３）未燃排出物（都市ガスの場合、メタンが９０％程度）の抑制効果が得られ、燃料経済性及びメタンによる地球温暖化を抑制する効果が得られる。
１…シリンダ
２…ピストン
３…ピストンリング
３ａ…トップリング
４…周溝
４ａ…最上部の周溝
５…冷却室
５ａ…上部冷却室
１１…シリンダライナ
２２…従来例のピストン
３２…比較例１のピストン
４２…比較例２のピストン
Ｓ…デッドボリウム

Claims (3)

  1. 　ピストンリングを設ける複数の周溝が外周面に形成されているピストンにおいて、
    　前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、
    　最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴とするピストン。
  2. 　外周面に形成された複数の周溝にそれぞれピストンリングが装着されたピストンがシリンダ内に摺動可能に設けられているエンジンにおいて、
    　前記ピストンが収納されるシリンダの内径Ｂと、前記ピストンの上面と最上部の前記周溝の上面の距離Ｌとの関係が、Ｌ／Ｂ≦０．１であるとともに、
    　最上部の前記周溝に近接して冷却室が形成されたことを特徴とするエンジン。
  3. 　前記エンジンが、正味平均有効圧Ｐｍｅが１．８ＭＰａ以上のガスエンジンである請求項２記載のエンジン。
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