JP4155802B2

JP4155802B2 - Method for predicting lubricant film thickness and lubricant consumption

Info

Publication number: JP4155802B2
Application number: JP2002335333A
Authority: JP
Inventors: 武志山田; 弘幸小林; 石川　　達也; 雅章瀧口
Original assignee: Riken Corp; Gotoh Educational Corp
Current assignee: Riken Corp; Gotoh Educational Corp
Priority date: 2002-11-19
Filing date: 2002-11-19
Publication date: 2008-09-24
Anticipated expiration: 2022-11-19
Also published as: JP2004169600A

Description

【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 Oil Control 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 Theory of 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ｈ_min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Ｗ_g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Ｗ_oを求める（図４（ｂ））。
（３）微小合力Ｗ_gと（２）で求めた潤滑油膜圧力Ｗ_oとの差を、次に加える微小合力Ｗ_g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Ｗ_o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Ｗ_o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ｈ_min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Ｗ_o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Ｗ_o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Ｗ_o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Ｗ_o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Ｗ_o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Ｑ_inがピストンリング１３からの流出量Ｑ_out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Ｑ_inが流出量Ｑ_out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Ｑ_oil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ｑ_vと、潤滑油に作用している慣性力によって運ばれる流量ｑ_iとから成っている。従って、流量ｑ_i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ｑ_i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／ΔＶ₁ ²
【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・ΔＶ₁ ²／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・ΔＶ₁ ²）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】

【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】

【００３９】
【表３】

【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 Pack in 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、Ｗ_g…微小合力（合力の一部）、Ｗ_o…潤滑油膜圧力[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The invention of the present application predicts the thickness of the lubricating oil film on the sliding surface of the piston ring, and predicts the amount of lubricating oil that passes through the sliding surface of the piston ring and is carried to the combustion chamber and consumed. , About.
[0002]
[Prior art]
Reducing the consumption of lubricating oil in an internal combustion engine such as an automobile is an important issue from the viewpoint of protecting the global environment. In order to reduce the consumption of lubricating oil in the development of an engine, it is common to repeat a long-time engine test. However, in order to shorten the development period of an engine and reduce the development cost, it has been strongly required to establish a technique for predicting the amount of lubricant consumed in the engine on the desk.
[0003]
Most of the consumption of lubricating oil in the engine is occupied by lubricating oil that passes through the piston ring train and enters the combustion chamber. The path through which the lubricating oil passes through the piston ring row includes a path that passes through the back surface (inner peripheral surface) and side surface of the piston ring and a path that passes between the piston ring and the inner wall surface of the cylinder liner. There are three paths, the path that passes through the moving surface (outer peripheral surface) and the path that passes through the joint of the piston ring, and each has been studied (for example, 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, JB Heywood," Modeling the Dynamics and Lubrication of Three Piece Oil Control Rings in Internal Combustion Engines ", SAE 982657).
[0004]
As a problem when studying these, the cylinder is deformed complicatedly by the tightening of each part and the influence of temperature, pressure, etc. during engine operation, but it is not clear how the cylinder is actually deformed. In addition, it is not clear how the piston ring follows the deformed cylinder. There are some examples of analysis of these deformations and followings (eg H. Fujimoto, Y. Yoshihara, T. Goto, S. Furuhama, "Measurement of Cylinder Bore Deformation During Actual Operating Engines", SAE 910042, Y. Hu, HS 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]
In addition, some methods have been tried to predict the relationship between cylinder deformation and piston ring tracking and lubricant consumption on the desk (for example, 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]
[Problems to be solved by the invention]
However, none of the above-described analysis examples has clarified the relationship between the deformation of the cylinder or the tracking of the piston ring and the consumption amount of the lubricating oil. Further, the above-described prediction method has not reached a level for sufficiently predicting this relationship. Thus, it is very difficult to predict the consumption of lubricating oil. This prediction includes various assumptions and assumptions, and thus the prediction of lubricating oil consumption includes various assumptions and assumptions. This is because the consumption of lubricating oil is a phenomenon in which various factors are intricately intertwined. In particular, the mechanism by which lubricating oil passes through the piston ring array and enters the combustion chamber is not fully understood. It is a cause.
[0007]
Accordingly, the invention of the present application provides a method capable of predicting the lubricating oil film thickness on the sliding surface of the piston ring in a state where the cylinder is deformed in a short time and a value very close to the actual measurement result, It is an object of the present invention to provide a method capable of qualitatively predicting the effect of cylinder deformation on the amount of lubricating oil that passes through the sliding surface and is carried into the combustion chamber and consumed.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In the method for predicting the lubricant film thickness and lubricant consumption according to the invention of the present application, the piston ring is regarded as a straight beam and the deformation of the piston ring is obtained by the triple moment method. In comparison, prediction can be completed with fewer steps.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, first, the following state of the piston ring with respect to the cylinder is determined in terms of material mechanics from the tension of the piston ring, the gas pressure acting on the back surface of the piston ring, and the pressure of the lubricating oil film on the sliding surface of the piston ring. Thus, the lubricating oil film thickness (piston ring lubricating oil film thickness) formed between the piston ring and the cylinder at that time is predicted. The use of the finite element method or the like is becoming common for this kind of analysis, but when the deformation state of the entire circumference of the piston ring is obtained over the four strokes of intake, compression, expansion, and exhaust of the engine, the finite element method is used. Etc., the amount of programs is enormous, and it is expected that a long time calculation by a high performance computer is required.
[0010]
On the other hand, in the present embodiment, the piston ring is regarded as a straight beam, and by using the analysis by the triple moment method shown in FIG. 3, the calculation can be easily performed by a personal computer. It has become. In the present embodiment, the amount of lubricating oil consumed is further obtained from the piston ring lubricating oil film thickness predicted as described above by determining the amount of lubricating oil that is carried to the combustion chamber through the sliding surface of the top ring. Easily predict the effect of cylinder deformation on. In the following embodiment, the validity of the prediction method according to the present embodiment is confirmed by actually measuring the piston ring lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption using an engine whose cylinder shape during operation is known. ing.
[0011]
[Configuration of prediction method]
FIG. 1 shows a flowchart of a prediction method according to this embodiment, and this prediction method includes three elements. The first element is a method for predicting the deformation of the piston ring in the deforming cylinder by the triple moment method. The second factor is a method for predicting the lubricating oil film pressure in consideration of the deformation of the piston ring. The third element is carried from the piston ring lubricant film thickness obtained by the first and second elements to the combustion chamber through the cylinder and the piston ring, that is, through the sliding surface of the piston ring. This is a method for predicting the amount of lubricating oil. Below, each method is demonstrated.
[0012]
[Piston ring deformation prediction method (first element)]
The piston ring 13 in contact with the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 deformed as shown in FIG. 2 (a) is virtually unfolded as shown in FIG. 2 (b). The piston ring 13 is regarded as a straight beam, and the deformation of the piston ring 13 is predicted. When the piston ring 13 is deployed, as shown in FIG. 2A, an arbitrary contact point among a plurality of contact points between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13. As shown in FIG. 2 (b), the joint 15 of the piston ring 13 is positioned, and the piston 15 is unfolded until the joint 15 is opened and the piston ring 13 is straightened. Therefore, the fulcrum of the piston ring 13 as a straight beam is located at at least both ends of the beam.
[0013]
The piston ring 13 as a straight beam is virtually divided into 360 elements 16 in the longitudinal direction, and the resultant of the piston ring tension and gas pressure and the lubricating oil film pressure virtually act on each element 16. Then, the deformation of the piston ring 13 is obtained by the triple moment method shown in FIG. The division from the piston ring 13 to the element 16 is not necessarily an equal division, but is preferably an equal division in order to reduce the number of prediction procedures. The number of elements 16 may be other than 360.
[0014]
The piston ring tension and the gas pressure acting on the back surface 17 of the piston ring 13 are forces in the direction from the inside to the outside of the cylinder liner 11, and the lubricant film pressure is a force in the direction from the outside to the inside of the cylinder liner 11. These are therefore forces in opposite directions. In order to determine the deformation of the piston ring 13, a part of the resultant force acting on the piston ring 13 (a minute resultant force) is applied in stages, and each time a balance with the reaction force due to the lubricating oil film pressure is obtained. Repeat until all work. The procedure is shown below.
[0015]
(1) Furuhama, “A Dynamic Theory of Piston Ring Lubrication (1st Report, Calculation)”, Bulletin of JSME, Vol.2, No.7, p.423 (1959 )), The piston ring lubricating oil film thickness when the cross-sectional shape of the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 is a perfect circle and the change in the piston ring lubricating oil film thickness during one cycle of the engine are obtained. The obtained piston ring lubricating oil film thickness is set to the initial lubricating oil film thickness h at the fulcrum when the piston ring 13 is deployed at an arbitrary rotation angle of the crankshaft (arbitrary crank angle)._minThat is, it is set as the dimension of the clearance gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 (FIG. 2).
[0016]
(2) Small resultant force W_gIs assumed to be a load evenly distributed to each element 16 and is applied to each element 16 to determine the deformation of the piston ring 13 by the triple moment method (FIG. 4A). Then, based on the dimension of the gap between the deformed piston ring 13 and the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 whose shape during engine operation is known, the lubricating oil film pressure W is determined using a lubricating oil film pressure prediction method described later._oIs obtained (FIG. 4B).
(3) Small resultant force W_gAnd lubricating oil film pressure W obtained in (2)_oThe resultant small resultant force W_gAt the same time, the piston ring 13 after deformation obtained in (2) is allowed to act, and the process of (2) is repeated to deform the piston ring 13 and the lubricating oil film pressure W._oAre sequentially obtained (FIG. 4 (c) → FIG. 4 (d)).
[0017]
(4) Repeat (3) until all of the resultant force is applied, and finally deform the piston ring 13 and the lubricating oil film pressure W._oAnd ask. In the process, when a contact point is generated between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 between existing fulcrums, that is, the dimension of the gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 is h._minWhen a point becomes, this contact point is added as a new fulcrum. However, when the new fulcrum is adjacent to the existing fulcrum, the existing fulcrum is moved to the position of the new fulcrum.
[0018]
(5) Finally, the resultant force and the lubricating oil film pressure W_oSlight unbalanced amount, that is, total resultant force and lubricating oil film pressure W_oIs balanced by changing the gap between the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 evenly. The dimension of the gap between the inner wall surface 12 and the sliding surface 14 obtained in this way is defined as the final lubricating oil film thickness h.
(6) The procedures (1) to (5) are performed for a plurality of rotation angles (crank angles) of the crankshaft.
[0019]
[Lubricating oil film pressure prediction method (second factor)]
Lubricating oil film pressure W based on the dynamic lubrication theory (full flood state) of the Furuhama piston ring based on the lubricating oil film thickness h obtained by the above-described piston ring deformation prediction method._oAsk for. Also in this case, the piston ring 13 is virtually divided into 360 elements 16 in the circumferential direction, and the lubricating oil film pressure W is independently determined for each element 16._oAsk for. Therefore, in this method, the flow of the lubricating oil in the circumferential direction of the piston ring 13 is not considered. In addition, since the piston ring 13 during engine operation is generally considered to be in an oil starve state, in addition to the full flood state, the lubricating oil film pressure W is also obtained in the oil starve state under the following hypothetical conditions._oAsk for.
[0020]
The following are the assumed conditions of the oil stave state.
The piston ring 13 is supplied with only the lubricating oil left on the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 by the preceding piston ring 13.
As shown in FIG. 5A, the supply amount Q of the lubricating oil 18 to the piston ring 13_inIs the outflow amount Q from the piston ring 13_outIf there is more, the lubricating oil 18 of the difference is accumulated in the lubricating oil introducing portion 19 of the piston ring 13 and the lubricating oil film forming range 21 is expanded as indicated by an arrow 22. Conversely, as shown in FIG. 5B, the supply amount Q_inIs the outflow Q_outIf less, the lubricating oil film formation range 21 is reduced as indicated by the arrow 23.
・ It is assumed that the piston ring 13 in the downward stroke is in a full flood state.
The lubricating oil 18 left on the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 during the downward stroke is supplied to the top ring during the upward stroke.
[0021]
[Method of predicting the amount of lubricating oil passing through the piston ring sliding surface (lubricating oil consumption) (third factor)]
As shown in FIG. 6, in this method, it is considered that the inner wall surface 12 of the cylinder liner 11 and the sliding surface 14 of the piston ring 13 are parallel plates, and the top flow rate is determined from the flow rate of the lubricating oil between them. The amount of lubricating oil that passes through the sliding surface 14 of the ring 13a and is carried to the combustion chamber is determined. The flow rate flowing between the parallel plates is Q shown in FIG._oilThe flow rate q which moves with the piston ring 13 as the piston ring 13 slides._vAnd the flow rate q carried by the inertial force acting on the lubricating oil_iIt consists of. Therefore, the flow rate q_iIndicates the flow rate carried above or below the sliding surface 14 of the piston ring 13 depending on the direction of the inertial force.
[0022]
That is, since the inertial force is upward near the top dead center of the piston, the flow rate q at this time_iIt is considered that the lubricating oil is transported to the combustion chamber and consumed. However, in the vicinity of the top dead center in the compression stroke, the downward force due to the gas pressure becomes equal to or higher than the upward inertia force, so it is expected that the lubricating oil will not be carried to the combustion chamber. Therefore, in this method, the top ring 13a has a crank angle range in which the inertial force works upward near the top dead center of the exhaust stroke, that is, a crank angle range in which the inertial force acts on the combustion chamber side in the exhaust stroke and the intake stroke. The amount of oil conveyed upward is estimated for every 360 elements 16, and the sum of them is considered to be the amount of lubricant that passes through the sliding surface 14 of the top ring 13a and is conveyed to the combustion chamber.
[0023]
[Measurement of piston ring lubricant film thickness and lubricant consumption]
A method for actually measuring the lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption in the top ring of the engine in operation for confirming the validity of the prediction method according to the present embodiment as described above will be described below.
[0024]
[Measurement method of lubricant film thickness on top ring]
Lubricating oil film thickness in the top ring is measured by the capacitance method (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)). In this capacitance method, the piston ring 13 shown in FIG. 7 is used. An electrode 24 made of aluminum or the like and having a diameter d of about 0.8 mm is embedded in the sliding surface 14 of the piston ring 13, and a lead wire 25 is connected to the electrode 24. The electrode 24, the lead wire 25, and the piston ring 13 are electrically insulated from each other by an adhesive resin layer 26, and the surface of the electrode 24 facing the sliding surface 14 of the piston ring 13 is also an insulating film 27 such as an aluminum oxide film. Is insulated by.
[0025]
In the electrostatic capacitance method, the inner wall surface of the cylinder liner is used as the opposite electrode of the electrode 24, and the capacitor 32 is provided in the engine 31 with these electrodes and the lubricating oil filled therebetween as shown in FIG. Then, the lubricating oil film thickness is measured from the capacitance change between the electrodes. The capacitance change between the electrodes is output as a voltage change proportional to the capacitance change from the output terminal 34 of the capacitance amplifier 33 installed outside the engine 31. This measuring method can measure the change in the lubricant film thickness during one cycle of the engine 31, and is therefore suitable for confirming the influence of the cylinder shape on the change in the lubricant film thickness.
[0026]
However, on the other hand, this measurement method has a drawback that the measurement sensitivity (the amount of change in the voltage output from the capacitance amplifier 33 with respect to the amount of change in the lubricant film thickness) varies greatly depending on the lubricant film thickness at that time. In addition, there is a drawback that it is difficult to determine the zero point of the lubricant film thickness. In this measuring method, as shown in FIG. 9 (a), a test groove 35 in which a groove having a depth a of 4 μm and a groove having a depth b of 8 μm are continuous is provided on the thrust side of the cylinder liner 11. When the top ring 13a passes over the test groove 35 under the condition of 1200 rpm and no load, provided on the inner wall surface 12 (on the left side when the engine rotates clockwise as viewed from the crank pulley side of the engine) The measurement sensitivity was read from the change in the lubricant film thickness.
[0027]
That is, when the top ring 13a passes over the verification groove 35, the waveform of the lubricant film thickness becomes the shape of the staircase A in FIG. 9B. The measurement sensitivity when the ring 13a passes can be confirmed. However, since the measurement sensitivity is remarkably increased in the lubricant film thinner than the step amount of the staircase A and decreased in the thick lubricant film, in order to make the measurement sensitivity constant throughout one cycle of the engine, the capacitance from the capacitive amplifier 33 It is necessary to correct the voltage change by some method. In the present embodiment, this change in measurement sensitivity is corrected as follows from the following formulas (1) and (2) for the capacitance C of the infinite parallel plate.
[0028]
C = Aε / h (1)
C = Q / ΔV (2)
In equations (1) and (2), A is the area of the electrode, ε is the dielectric constant of the lubricating oil, h is the distance between the electrodes (lubricating oil film thickness), Q is the charge accumulated between the electrodes, and ΔV is the distance between the electrodes Is the potential difference. Differentiating equation (1) by h and substituting equation (2) into the result, the following equation is obtained.
dC / dh = −Aε / h²= -C²/ Aε = − (Q²/ Aε) / ΔV²
[0029]
As described above, the change in output voltage (dV) at the output terminal 34 of the capacitance amplifier 33 is proportional to the change in capacitance (dC). The measurement sensitivity (dV / dh) with respect to the thickness is given by the following equation (3).
dV / dh = α / ΔV² ………… (3)
[0030]
On the other hand, as shown in FIG. 10, the output voltage from the capacitance amplifier 33 when the lubricating oil film thickness is the smallest in one cycle of the engine is V = 0 [mV], and this output voltage and the staircase are The voltage change from the output voltage at the time when the output voltage waveform appears₁[MV], and the subsequent voltage change with respect to the depth a [μm] of the verification groove 35 is ΔV₂If [mV], this ΔV₂The measurement sensitivity at the time when appears is expressed by the following equation.
dV / dh = ΔV₂/ A
The potential difference between the electrodes immediately before the test groove 35 appears is ΔV.₁Therefore, Formula (3) becomes the following formula.
dV / dh = α / ΔV₁ ²
[0031]
Eventually, the following equation (4) is obtained from the right sides of these equations.
α = ΔV₂・ ΔV₁ ²/ A ............ (4)
Therefore, using the following formula (5) obtained from formulas (3) and (4), the change amount (dh) of the lubricating oil film thickness is obtained from the change amount (dV) of the output voltage in the capacitance amplifier 33, By changing the measurement sensitivity according to the change amount (dh) of the lubricant film thickness, the measurement sensitivity can be made constant regardless of the lubricant film thickness.
dh = (a · ΔV²/ ΔV₂・ ΔV₁ ²) DV (5)
In equation (5), only a is used as the depth of the test groove 35. However, in order to make the position of the test groove 35 easier to understand as shown in FIG. A groove having a depth a and a groove having a depth b are continuously provided.
[0032]
[Measurement method of lubricating oil consumption]
For the measurement of lubricant consumption, the S-trace method (SO₂ tracer method). In addition to this, the S-trace method has the feature that it can measure the lubricating oil consumption with high accuracy in a short time compared to the conventional level method and weight method (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]
On the other hand, in the S-trace method, it is necessary to accurately measure the intake air amount of the cylinder. When a supercharger is installed like a test engine, the intake air amount for each cylinder is measured. Since it is difficult, it is also difficult to measure the lubricant consumption for each cylinder. Therefore, in the measurement of the lubricating oil consumption in the present embodiment, the test engine is changed to the natural intake type, and the intake pipe 36 is made independent for each cylinder as shown in FIG. An air flow meter 38 with 37 is attached to each intake pipe 36 to measure the intake air amount for each cylinder. Note that the cylinder numbers in FIG. 11 are numbered from the crank pulley side toward the transmission side.
[0034]
In addition, the consumption of lubricating oil for each cylinder is measured by sampling the exhaust with the sampling pipe 41 from the vicinity of the exhaust valve in each cylinder, and the exhaust is sampled with the sampling pipe 41 from the exhaust manifold assembly 42. Measure the lubricant consumption in the cylinder. As the lubricating oil, a high sulfur oil having a sulfur content of about 3% by weight is used in order to improve the measurement accuracy by the S-trace method. In Table 1 below, the specifications for this high sulfur oil are shown in contrast to the specifications for the CD grade SAE 30 lubricant. Since both the lubricating oil consumption and the lubricating oil film thickness are easily affected by the difference in the lubricating oil, this lubricating oil is also used when measuring the lubricating oil film thickness in the above-described top ring.
[0035]
[Table 1]

[0036]
【Example】
[Confirmation of prediction method]
Below, the validity of the prediction method of embodiment is confirmed from the result obtained by applying the prediction method and actual measurement method in the above-mentioned embodiment to a specific engine.
[0037]
[Shape of the test engine and its cylinder liner]
As an object of prediction and actual measurement of the shape of the cylinder liner, a direct injection exhaust gas turbocharged diesel engine with an inline 4-cylinder intermediate cooler having the main specifications shown in Table 2 below was used. The piston ring in the test engine has a three-ring configuration having the main specifications shown in Table 3 below.
[0038]
[Table 2]

[0039]
[Table 3]

[0040]
The shape of the cylinder liner during actual operation of the test engine was measured by the rotary piston method by the inventors of the present application (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)). FIG. 12 shows the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the fourth cylinder, measured while the engine of FIG. 11 is actually operating under the conditions of 1600 rpm, full load, and cooling water outlet temperature 80 ° C.
[0041]
In FIG. 12, the front side is the crank pulley side, and the numbers in square brackets indicate the temperature on the inner wall surface of the cylinder liner. Moreover, the circle | round | yen attached | subjected to 0 in FIG. 12 has shown the state without a deformation | transformation, and the radius of the circle concentric with this circle | round | yen has shown the dimension of a deformation | transformation. 12A, 12B, and 12C show shapes at positions of 13.5 mm (top dead center), 80 mm (middle point), and 143.5 mm (bottom dead center), respectively, from the upper surface of the cylinder block. .
[0042]
In this way, in the cylinder liner in the test engine under operation, the upper part is deformed into a hexagon by the axial force of the head bolt 43, and the intermediate part is deformed into an ellipse that is long in the thrust direction. FIG. 13 shows the cross-sectional shape of the cylinder liner from (a) to (b) of FIG. 12 in more detail. (A) to (f) are 13.5 mm (top dead center) from the upper surface of the cylinder block, respectively. ), 20 mm, 30 mm, 40 mm, 50 mm and 60 mm. From FIG. 13, it can be seen that the hexagonal deformation due to the axial force of the head bolt 43 appears at a position near 30 mm from the upper surface of the cylinder block and becomes larger as it approaches the upper part of the cylinder.
[0043]
[Comparison between prediction and actual measurement of lubricant film thickness on top ring]
For the prediction and actual measurement of the lubricating oil film thickness in the top ring, the No. 4 cylinder in FIG. 11 having the cross-sectional shape of the cylinder liner shown in FIG. Further, the same engine operating conditions as those at the time of measuring the shape of the cylinder liner were 1600 rpm, full load, and cooling water outlet temperature of 80 ° C. The cylinder temperature of the test engine under this condition was about 100 ° C. at the midpoint of the top ring stroke (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)), the viscosity of the lubricating oil used to predict the lubricating oil film thickness was also the value at 100 ° C.
[0044]
FIG. 14 is an enlarged view of FIGS. 12 (a) and 13 (a). As shown in FIG. 14, the shape of the cylinder liner at the top of the cylinder is clearly different at points A and B, which are 10 ° and 30 ° clockwise from the rear position of the cylinder, respectively. ing. Also, at these points A and B, the lubricating oil film thickness of the piston ring is not easily affected by piston slap (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)).
[0045]
Therefore, the prediction and measurement of the lubricating oil film thickness in the top ring were performed at these two points A and B. FIGS. 15 and 16 show the results of actual measurement of the lubricating oil film thickness in the top ring in one cycle of the engine at points A and B, respectively, and the prediction results under the full flood condition and the oil starve condition. ing. In the actual measurement, the amount of change in the lubricant film thickness is obtained using the above equation (5), and the zero line of the lubricant film thickness is near the compression top dead center (crank angle = 360 °). It was matched with the point.
[0046]
As is clear from FIGS. 15 and 16, the prediction result of the lubricant film thickness under the full flood condition is that the absolute value of the lubricant film thickness and the absolute value of the lubricant film thickness during one cycle of the engine. Any of the trends of the change in the lubricant film thickness agrees relatively well with the actual measurement results except for points a to g shown in FIGS. The crank angles at points a to g are 230 °, 420 °, 580 °, 680 °, 20 °, 290 °, and 660 ° in this order. On the other hand, the prediction result of the lubricating oil film thickness under the oil starve condition is much thinner than the actual measurement result. From these comparison results, it can be understood that the top rings at the points A and B are not in the oil starved state, and sufficient lubricating oil is supplied to the top rings at the points A and B to form a lubricating oil film.
[0047]
FIG. 17 shows the relationship between the cylinder liner at points a to g in FIGS. 15 and 16 and the piston ring predicted under the full flood condition. The outer and inner curves are the inner wall surface and the top ring of the cylinder liner, respectively. The sliding surface is shown. Therefore, the radial distance between the outer curve and the inner curve is the lubricant film thickness in the top ring. As is clear from FIG. 17, large deformations are continuously generated in the cylinder liner in the circumferential direction at points a, c, and e. At this time, the prediction result is smaller than the actual measurement result. It can be seen that the prediction method in (1) predicts that the piston ring follows the cylinder liner rather than the actual one. On the other hand, cylinder liner deformation is small at points b, d, f and g, and the predicted results do not match the actual measurement results. This may be due to causes other than liner deformation.
[0048]
18 and 19, the full flood condition prediction results and actual measurement results at points A and B are extracted from FIGS. 15 and 16, respectively. The difference in lubricating oil film thickness between point A and point B in the prediction results shown in FIG. 18 is large near the exhaust top dead center (crank angle = 0 °). The lubricating oil film is thick at point A where the cylinder liner is deformed outward, and the lubricating oil film is thin at point B where the cylinder liner is deformed inward at the upper part of the cylinder. Such a difference in the lubricant film thickness between the points A and B near the exhaust top dead center clearly appears in the actual measurement result shown in FIG.
[0049]
As described with reference to FIGS. 12 and 13, the deformation at the points A and B is caused by the axial force of the head bolt. Therefore, the deformation of the upper part of the cylinder due to the axial force of the head bolt is the thickness of the lubricating oil near the exhaust top dead center. However, the prediction method of this embodiment accurately predicts this. Moreover, a large upward inertia force acts on the lubricating oil film near the exhaust top dead center, and the lubricating oil passes through the sliding surface of the piston ring and is carried to the combustion chamber, so the lubricating oil film near the exhaust top dead center Thickness greatly affects the lubricant consumption. Therefore, the fact that the prediction method of the present embodiment accurately predicts the lubricating oil film thickness near the exhaust top dead center is also effective in predicting the lubricating oil consumption.
[0050]
[Comparison between prediction and actual measurement of lubricant consumption]
FIG. 20 shows a cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the third cylinder in FIG. 11 measured during actual operation of the engine under the conditions of 1600 rpm and full load. FIGS. 20A and 20B show shapes at the top dead center position and the intermediate point position, respectively. Similar to the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the fourth cylinder shown in FIG. 12, the upper part of the cylinder is deformed into a hexagon and the middle part is deformed into an ellipse that is long in the thrust direction. However, compared to the fourth cylinder, the elliptical deformation is large in both the upper part and the middle part of the cylinder.
[0051]
FIG. 21 shows an actual measurement of lubricant consumption using the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the third and fourth cylinders under the conditions of 1600 rpm and full load shown in FIGS. The results and the results predicted under the full flood condition and the oil starve condition are shown. The height of the piston ring is 3 mm as shown in FIG. The prediction results include only the amount of lubricating oil that passes through the sliding surface of the piston ring and is carried to the combustion chamber, whereas the measured results include the back surface of the piston ring and the sliding surface of the piston ring. Since the amount of lubricating oil that passes through the upper surface and the joint of the piston ring and is carried to the combustion chamber is also included, the absolute values of the two cannot be compared. However, the prediction method of this embodiment predicts the tendency that the amount of lubricating oil consumption increases in the third cylinder, which has a greater degree of elliptical deformation than the fourth cylinder, in both the full flood condition and the oil starve condition. ing.
[0052]
22 (a) and 22 (b) show finish machining by tightening dummy parts corresponding to the cylinder head to the cylinder block in order to reproduce the state in which the cylinder head is fastened to the cylinder block when finishing the inner circumference of the cylinder liner. FIG. 21 is a drawing corresponding to FIG. 20A and FIG. 12A when the deformation of the upper part of the third cylinder and the fourth cylinder is alleviated by the dummy head machining method. FIG. 23 shows the actual measurement results in these cases and the prediction results under the full flood condition in comparison with the case without dummy head processing. The prediction method of the present embodiment also predicts that the lubricant consumption will be reduced by the dummy head processing.
[0053]
However, as is clear from FIG. 21, the prediction result of the lubricating oil consumption is greatly different between the full flood condition and the oil starve condition, and the lubricating oil film between the cylinder liner and the piston ring in the actual engine. The state is considered to contain more lubricating oil than the oil stave state assumed when the lubricating oil film pressure is predicted. Therefore, it is considered that the amount of lubricating oil that passes through the sliding surface of the piston ring and is carried to the combustion chamber is a value between a value predicted under the full flood condition and a value predicted under the oil starve condition.
[0054]
In addition, although the diesel engine is the object in the prediction and actual measurement in the above embodiment, the invention of the present application can also be applied to a gasoline engine.
[0055]
【The invention's effect】
In the prediction method of the lubricating oil film thickness and the lubricating oil consumption according to the invention of the present application, the prediction can be completed with a small number of procedures, so that the prediction can be performed in a short time. Moreover, in the method for predicting the lubricant film thickness according to the present invention, the lubricant film thickness on the sliding surface of the piston ring in a state where the cylinder is deformed can be predicted with a value very close to the actual measurement result. Further, in the method for predicting the lubricant consumption according to the invention of the present application, the influence of the deformation of the cylinder on the amount of lubricant that passes through the sliding surface of the piston ring and is consumed in the combustion chamber is qualitatively predicted. Can do.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart of a prediction method according to an embodiment of the present invention.
2A is a cross-sectional view of a deformed cylinder liner and a piston ring that is in contact with the inner wall surface, and FIG. 2B is a virtual deployment of the piston ring of FIG. It is sectional drawing of the cylinder liner and piston ring in the state which carried out.
FIG. 3 is a schematic diagram for explaining a triple moment method.
FIGS. 4A to 4D are cross-sectional views sequentially showing steps for obtaining a lubricating oil film thickness on a sliding surface of a piston ring in an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view for explaining a change in a lubricating oil film formation range in an oil starve state.
FIG. 6 shows an inner wall surface of a cylinder liner and a sliding surface of a piston ring, which are used to determine the amount of lubricating oil that is carried to the combustion chamber through the sliding surface of the top ring in an embodiment of the present invention. It is sectional drawing for demonstrating the flow volume of the lubricating oil between these.
FIG. 7 is an enlarged sectional view of a piston ring used in the capacitance method.
FIG. 8 is a circuit diagram of a capacitance amplifier and an engine used in the capacitance method.
9A is a cross-sectional view of a cylinder liner and a piston ring having a verification groove used in the capacitance method, and FIG. 9B is a lubricating oil film thickness measured using the cylinder liner and the piston ring of FIG. This is a graph.
10 is a graph for explaining a method for obtaining a proportionality constant in an expression of a change in output voltage in the capacitance amplifier of FIG. 8 with respect to a change in lubricating oil film thickness.
FIG. 11 is a schematic view of an engine used in an embodiment of the present invention.
12 shows the inner wall surface of the cylinder liner of the fourth cylinder, measured during actual operation of the engine of FIG. 11, wherein (a), (b), and (c) are the top dead center position and the middle position, respectively. It is sectional drawing in a bottom dead center position.
13 is a cross-sectional view showing in more detail the shape of the cylinder liner from (a) to (b) of FIG.
FIG. 14 is an enlarged view of FIGS. 12 (a) and 13 (a) in order to show the positions of points A and B where the lubricant film thickness is measured in one embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a graph in which the actual measurement result of the lubricating oil film thickness at the top ring in one cycle of the engine and the prediction result under the full flood condition and the oil starve condition at the point A in FIG. It is.
FIG. 16 is a graph in which the actual measurement result of the lubricating oil film thickness in the top ring in one cycle of the engine and the prediction result under the full flood condition and the oil starve condition are overlapped at the point B in FIG. It is.
17 is a cross-sectional view showing the relationship between the cylinder liner at points a to g in FIGS. 15 and 16 and the piston ring predicted under the full flood condition, and the outer and inner curves are the inner wall surfaces of the cylinder liner, respectively. And the sliding surface of the top ring.
18 is a graph showing prediction results and actual measurement results of full flood conditions at point A extracted from FIGS. 15 and 16, respectively. FIG.
FIG. 19 is a graph showing a prediction result and an actual measurement result of a full flood condition at point B extracted from FIGS. 15 and 16, respectively.
20 shows the inner wall surface of the cylinder liner in the third cylinder measured during actual operation of the engine of FIG. 11, and (a) and (b) are cross-sectional views at the top dead center position and the intermediate point position, respectively. It is.
FIG. 21 shows results of actual measurement of lubricating oil consumption, full flood conditions and oil using the cross-sectional shape of the inner wall surface of the cylinder liner in the third and fourth cylinders shown in FIGS. It is a graph which shows the result predicted by the starve condition.
FIGS. 22 (a) and 22 (b) show the case where the deformation of the upper portions of the third and fourth cylinders of the engine shown in FIG. 11 is alleviated by the dummy head machining method, respectively. FIG. 13 is a cross-sectional view corresponding to FIG.
FIG. 23 is a graph showing actual measurement results and prediction results under full flood conditions when the third and fourth cylinders shown in FIG. 22 are used in comparison with the case without dummy head machining. is there.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Cylinder liner, 12 ... Inner wall surface, 13 ... Piston ring, 13a ... Top ring, 14 ... Sliding surface, 15 ... Joint, 16 ... Element, 18 ... Lubricating oil, 31 ... Engine, W_g... Small resultant force (part of resultant force), W_o... Lubricating oil film pressure

Claims

In the method for predicting the lubricating oil film thickness on the sliding surface of the piston ring provided in the four-stroke cycle engine,
A first stage of preparing a cross-sectional shape of an inner wall surface of a cylinder provided in the engine to be predicted;
A second stage in which the piston ring is virtually unfolded from its joint and considered to be a straight beam with fulcrums at least at both ends;
A third stage for virtually dividing the piston ring as the straight beam into a plurality of elements in its length direction;
Considering that the resultant force of the tension of the piston ring and the pressure of the gas in the cylinder acting on the back surface of the piston ring is evenly distributed to each element, a part of the resultant force is applied to each element. When the piston ring is deformed by a three-moment method and a contact point is generated between the fulcrum between the inner wall surface and the sliding surface, the contact point is set as a new fulcrum. And when the new fulcrum is adjacent to the existing fulcrum, the fourth step of moving the existing fulcrum to the position of the new fulcrum;
Considering that the pressure from the lubricating oil film having a gap between each element and the inner wall surface of the piston ring after the deformation acts independently on the sliding surface of each element, the lubrication A fifth stage for determining the pressure from the oil film;
The sum of the difference between the part of the resultant force and the pressure from the lubricating oil film and the part of the remaining part of the resultant force is regarded as a part of the resultant force in the fourth stage, and all of the resultant force is obtained. A sixth stage in which the fourth stage and the fifth stage are sequentially repeated until they act;
The pressure from the lubricating oil film generated after the sixth stage is balanced by uniformly changing the gaps corresponding to the respective elements, and the gap after the balancing is used as the lubricating oil film thickness. A method for predicting a lubricating oil film thickness.

The method for predicting the lubricating oil film thickness according to claim 1, wherein the lubricating oil film thickness obtained by assuming that the cross-sectional shape is a perfect circle is the initial lubricating oil film thickness at the fulcrum before obtaining the deformation.

The method for predicting the lubricant film thickness according to claim 1, wherein the lubricant film thickness is obtained for a plurality of rotation angles of a crankshaft provided in the engine.

The prediction method of the lubricating oil film thickness of Claim 1 which calculates | requires the said lubricating oil film thickness on full flood conditions.

The prediction method of the lubricating oil film thickness of Claim 1 which calculates | requires the said lubricating oil film thickness on oil starve conditions.

In the method of predicting lubricant consumption in the combustion chamber provided in the four stroke cycle engine,
Obtaining the lubricating oil film thickness h by the method according to any one of claims 1 to 5;
Γαh ³ / (24 μg) where γ and μ are the density and viscosity of the lubricating oil, α is the inertial force acting on the lubricating oil toward the combustion chamber in the exhaust stroke and intake stroke of the engine, and g is the acceleration of gravity. ) And determining the amount as the lubricating oil consumption, a method for predicting the lubricating oil consumption.