专利名称：内燃机活塞的制作方法
技术领域：
本发明涉及具有裙部的内燃机活塞，并尤其涉及减少活塞敲击声的活塞形状。
在内燃机活塞中，该活塞包括具有相对于气缸轴线偏移的轴线的活塞销和形成中间凸出的桶形形状的裙部。从日本实用新型专利公开号为No.53-40546中可了解到这样一种技术局部切去位于与活塞销的偏移侧相对的侧上的裙部的上部，而该切去的上部易于引起气缸孔的壁面和该部分之间的擦伤和斑点，因此可防止产生咬缸。
桶形裙部倾向于减少活塞撞击气缸孔壁面所产生的活塞敲击声，但是在上述公知活塞中，从活塞的润滑观点上看，在裙部的上部桶形上进行了改进。这无助于减少活塞敲击声。
因此，本发明的目的是确保利用膨胀冲程和压缩冲程之间的活塞工作情况及推力的不同有效地减少膨胀冲程和压缩冲程两者中的活塞敲击声。
为了实现上述目的，根据本发明的第一方面和特征，提供了一种内燃机的活塞，该活塞包括桶形裙部，而该裙部由布置在最大直径部分上方的上裙部和布置在最大直径部分下方的下裙部组成，上裙部和下裙部具有比最大直径部分的半径小的半径，其特征在于在止推侧上的下裙部的半径减少量设置得比推力侧上的下裙部的半径减少量小。
就上述布置而言，当活塞在膨胀冲程摆动时，同时在推力侧上的活塞的下裙部、最大直径部分和上裙部依次以指定顺序与气缸孔的壁面产生接合时，由于在推力侧上确保了下裙部的半径充分减少，因此，允许活塞摆动，并减轻了裙部碰撞气缸孔壁面从而减少了活塞敲击声。
在压缩冲程中，在止推侧上的下裙部首先与气缸孔的壁面产生接合，并在活塞的后来的摆动中，止推侧上的上裙部碰撞气缸孔的壁面从而产生活塞敲击声。但是，由于止推侧上的下裙部的半径减少量设置得较小，因此，在止推侧上的下裙部接合气缸孔的壁面时所产生的活塞倾斜角可被抑制到一个较小值，并且减轻了在后来的活塞沿相反方向摆动引起上裙部碰撞止推侧时所产生的振动，从而减少活塞敲击声。
下裙部半径减少量以上述方式在推力侧和止推侧上产生了非对称，因此在膨胀冲程和压缩冲程这两者上，可有效地实现降低活塞敲击声。
根据本发明的第二方面和特征，提供了一种具有裙部的内燃机活塞，其特征在于在止推侧上的裙部的横截面的曲率设置得比推力侧上的裙部的横截面的小，并且在止推侧上的至少一部分裙部的横截面形成圆弧。
就上述布置而言，在止推侧上的裙部的横截面的曲率设置得比推力侧上的小，并且在止推侧上的至少一部分裙部的横截面形成圆弧。因此，活塞与气缸孔的壁面接触的表面压力在压缩冲程中被减少，从而减少了活塞敲击声并提高了防止咬缸的性能。
根据本发明的第三方面和特征，除了第二特征之外，还提供了一种内燃机活塞，其特征在于在延伸通过活塞中心轴线到达推力侧和止推侧的每个轴线相对侧上，圆弧形成有10°或者更大的中心角度。
就上述布置而言，圆弧在轴线的每个相对侧上形成有10°或者更大的中心角度。因此，在压缩冲程中，活塞与气缸孔壁面的接触表面压力充分减少。
结合附图，通过优选实施例的下面描述，本发明的上述目的、特征和优点及其它的目的、特征和优点将变得显而易见。
图1到13B表示本发明的实施例，其中图1是内燃机活塞的侧视图；图2是活塞的横截面图；图3A和3B是解释“推力侧”和“止推侧”的定义的示意图；图4A到4C是解释膨胀冲程的工作过程的示意图5A到5C是解释压缩冲程的工作过程的示意图；图6A和6B是表示在压缩冲程和膨胀冲程中下裙部的半径减少量和气缸振动之间的关系的示意图；图7A到7C是表示气缸振动和裙部的横截面的椭圆大小之间的关系的示意图，以及裙部的横截面的弧形部分的中心角度和气缸振动之间的关系；图8是表示本实施例的裙部形状和传统例子的裙部形状从而在它们之间进行比较的示意图；图9A和9B是表示本实施例的结果和传统例子的结果从而在它们之间进行比较的示意图；图10是表示本实施例的非对称桶形活塞的裙部的横截面形状和传统例子的裙部的横截面形状从而在它们之间进行比较的示意图；图11A和11B是表示本实施例的非对称桶形活塞的结果和传统例子的结果从而在它们之间进行比较的示意图；图12A和12B是表示本实施例的非桶形活塞的结果和传统例子的结果从而在它们之间进行比较的示意图；图13A和13B是表示本实施例的非对称桶形活塞的结果和传统例子的结果从而在它们之间进行比较的示意图。
现在，参照附图借助于实施例来描述本发明。
图1所示的4冲程循环内燃机的活塞P包括面对燃烧室的活塞顶部11和面对曲柄箱的裙部12。在活塞顶部11上限制出两个压缩环安装槽13和14及一个油环安装槽15。连杆16在它的小端处通过活塞销17而可摆动地连接到裙部12上。
活塞P的裙部12的横截面形状沿着气缸轴线L1的方向而连续变化。更具体地说，裙部12在它的垂直中间部分(沿着气缸轴线L1的方向)具有最大直径部分18，而上裙部19和下裙部20相互之间为最大直径部分18所分隔开。最大直径部分18是具有最大外部直径的裙部12的部分。如图1所着重表示的那样，随着向上远离最大直径部分18，上裙部19沿着环绕着气缸轴线L1的半径逐渐减少，而随着向下远离最大直径部分18，下裙部20沿着环绕着气缸轴线L1的半径逐渐减少。在活塞P的推力侧上的上裙部19的半径减少量与在活塞P的止推侧上的相同，但是下裙部20的半径减少量设置成这样在活塞P的推力侧上较大，而在活塞P的止推侧上较小。活塞P的整个裙部12是这样的一种桶形垂直中间部分(最大直径部分)最厚，而垂直相对端(上裙部19和下裙部20)稍稍薄一些。
下面将描述“推力侧”和“止推侧”的定义。图3A和3B表示4冲程循环内燃机的膨胀冲程。在膨胀冲程中，向下的负荷Fg和向上的惯性力Fm施加到活塞P上，而向上的负荷Fg由空-燃混合气的膨胀所引起的气缸内部压力来产生，惯性力Fm由往复运动质量来产生。因此，沿着气缸轴线L1方向上的力F(＝Fg+Fm)施加到活塞P上，并分解成沿连杆16方向上的分力Fr和垂直于气缸轴线L1方向上的分力Fs.
分力Fs是用来把活塞P的该侧推靠在气缸孔22的壁面上的力，该分力Fs称作活塞的推力。假设推力Fs的大小在受到爆发负荷的膨胀冲程时处于最大值。在这个时间所产生的推力Fs的方向(图3A和3B的右侧)称为“推力侧”，而它的相对方向(图3A和3B的左侧)称为“止推侧”。
如图1所示，活塞销的轴线L2相对于气缸轴线L1偏移推力侧(图1的右侧)一个距离α。距离α是一个非常小的量，例如大约0.5mm。
有这样一种减少摩擦阻力的公知技术通过把活塞P的裙部12形成椭圆形横截面形状来确保裙部12的横截面形状在活塞P进行热膨胀时接近真实的圆，而该椭圆形横截面形状具有沿活塞销轴线L2方向延伸的短轴和沿垂直于活塞销轴线L2的轴线L3方向延伸的长轴。相反，在这个实施例中，在推力侧和止推侧上非对称地形成裙部12的横截面形状。
通过在最大直径部分18处剖开活塞P的裙部12，图2的实线表示沿图1箭头a-a方向截取的剖面形状。如从图2中看到的那样，在最大直径部分18处沿箭头a-a方向截取的、整个裙部12的剖面形状是非圆形的，它在活塞销轴线L2方向上具有较小直径，而在垂直于活塞销轴线L2的轴线L3方向上具有较大直径，而且，裙部12非对称地形成在推力侧和止推侧上。更具体地说，在推力侧上沿箭头a-a方向截取的、裙部12的剖面形状是具有沿活塞销轴线L2延伸的短轴的椭圆形，同时在止推侧上裙部12的这些部分中的每一个横截面形状绕着气缸轴线L1是弧形的，而裙部12的这些部分处于垂直于活塞销轴线L2的轴线L3的相对侧上的预定区域中。借助于光滑曲线，把弧形部分的相对端连接到推力侧上的椭圆形部分的相对端上。
图2上的一点虚线(one-dot dashed line)表示了沿箭头b-b方向截取的、活塞P的上裙部的剖面形状。如从图2中所看到的那样，整个活塞P形成桶形，因此沿箭头b-b方向截取的剖面形状在整个区域中比处于最大直径部分18的、沿箭头a-a方向截取的剖面形状小。图2中的虚线表示沿箭头c-c方向截取的、活塞P的下裙部20的形状。由于整个活塞P形成桶形，因此沿箭头c-c方向截取的、下裙部20的形状在整个区域中比沿箭头a-a方向截取的最大直径部分18的剖面形状小，但是设置了半径减少量，因此，如上所述，它在推力侧上较大，而在止推侧上较小。重点表示了活塞P的剖面形状和沿着这些箭头方向所截取的活塞P的形状，半径实际减少量的大小大约为几个10μm。
如图8所示一样，在这个实施例中的活塞P的裙部12高度是35mm，半径减少量在下裙部20的推力侧上是60μm、在下裙部20的止推侧上是0μm，及在上裙部19的推力侧和止推侧这两者上是90μm。
参照附图4A-4C，下面描述膨胀冲程的工作。
图4A表示这样一种状态活塞P处于上死点附近，并且紧接燃-空混合物在燃烧室内爆发之后。当燃烧气体的压力向下推动活塞P的顶部表面时，燃烧气体的压力绕着活塞销轴线L2施加了一个力矩M1，因为活塞销轴线L2相对于气缸轴线L1偏移到推力侧。这引起了活塞P沿反时针方向摆动，因此，推力侧上的裙部12的下端在点A处与气缸孔22的壁面产生接合。
在膨胀冲程中，连杆16的上端相对于气缸轴线L1向推力侧倾斜，因此产生了推力Fs，从而把活塞P推靠在气缸孔22的右壁面上。这时，在活塞P的推力侧上的裙部12的下端与气缸孔22的壁面接合，因此绕着点A，推力Fs形成了顺时针力矩，因此活塞P沿顺时针方向摆动，同时裙部12的下端和上端之间的部分依次地与气缸孔22的壁面产生接触(见图4B和4C)。
如上所述，膨胀冲程期间，当活塞P下降时，同时沿顺时针方向摆动时，在与气缸孔22的壁面接合的推力侧上基本上可确保活塞P的下裙部20的半径减少量(见图1)。因此，确保活塞P沿顺时针方向的摆动角度能足够减少活塞的滑动声音。假设活塞P沿顺时针方向摆动被阻止，那么在推力Fs的作用下而没有摆动的情况下，活塞P有力地碰撞在推力侧上的气缸孔22的壁面上，因此那时产生了巨大的活塞敲击声。
在上述膨胀冲程中，活塞敲击声(即气缸的振动)可以通过增加推力侧上的下裙部20的半径减少量来减少(参见图6B)。相反，在压缩冲程中，如果在止推侧上的下裙部20的半径减少量增加，那么活塞敲击声(即气缸振动)相应地增大了，引起反作用(参见图6A)。这是因为活塞P在膨胀冲程和压缩冲程的工作情况相互不相同。
参照附图5A到5C，下面描述压缩冲程的工作。
如参照附图3A和3B所已经描述的一样，气缸的内部压力所形成的负荷和往复运动质量所形成的惯性力施加到活塞P上。当节流阀完全打开时，气缸的内部压力较大时，止推方向上的推力较大，因此活塞P沿着止推侧上的气缸孔22的壁面升高。但是，在较小负荷期间或者在气缸的内部压力较小的空转期间，通过下面的一些因素使裙部12的下部的点B与止推侧上的气缸孔22的壁面产生接触(1)负压(向上的力)，在压缩冲程的初始阶段(离开下死点40°附近)在气缸内产生该负压；及(2)顺时针力矩M2，通过活塞销17偏移到推力侧来产生该力矩。
接着，借助于推动方向上产生的推力，活塞P移离止推侧上的气缸孔22的壁面(参见图5B)，而该活塞P逐步地开始于上死点和下死点之间的中部附近，在该中部附近惯性力的方向被改变。之后，借助于(1)气缸内的内部压力升高和(2)活塞销17偏移到推力侧所产生的反时针方向的力矩M3，从裙部12的上部的点C起，活塞P移动来撞击止推侧上的气缸孔22的壁面，因此产生了活塞敲击声(参见图5C)。
为了减少活塞敲击声，把处于图5A所示状态的、活塞P的顺时针摆动角度θ抑制到较小程度是有效的。这是因为如果活塞P的顺时针摆动角度θ较小，那么从活塞P被以顺时针方向摆动角度θ的状态到止推侧上的裙部12的上端与气缸孔22的壁面产生碰撞的状态过程中，活塞P的反时针摆动角度θ(参见图5C)将变得较小，因此可防止碰撞速度的增大。
就所看到的情况而言，在这个实施例中，止推侧上的活塞P的下裙部20的半径减少量设置成一个较小值(参见附图1)。因此，当处于图5A所示状态的、止推侧上的裙部12的下端与气缸孔22的壁面产生接合时，活塞P的顺时针摆动角度θ可被抑制到较小程度，其结果是，减少了活塞敲击声。
如上所述，一方面，在膨胀冲程中，活塞P的裙部12的桶形确保了活塞P正摆动，因此减少了活塞敲击声，另一方面，在压缩冲程中，不期望活塞敲击声减少桶形所产生的效果。因此，在压缩冲程中，裙部12的横截面形状在推力侧和止推侧上是非对称的，因此，使得活塞敲击声减少。更具体地说，在止推侧上设置裙部横截面的弧形表面确保了裙部12的横截面部分与止推侧上的气缸孔22的壁面接触区域比推力侧上的大，因此，在压缩冲程中，活塞P与气缸孔22的壁面接触的表面压力减少了，从而使活塞敲击声减少。在这种情况下，通过减少活塞P与气缸孔22的壁面的接触表面压力，也可实现抗咬缸性能的提高。
下面将对此详细地描述。为了减少活塞敲击声，因此确保活塞P的裙部12在它的宽度区域上与气缸孔22的壁面产生接触是有效的，从而导致接触的表面压力减少。但是，在推力侧和止推侧上的裙部12横截面的曲率(curvature)的合适值相互之间有很大的不同。这是因为受气缸的内部压力影响较大的推力侧上的推力和受气缸的内部压力影响较小的止推侧上的推力相互之间有较大的不同。
图7A表示推力侧上的裙部12的横截面的椭圆大小和气缸振动之间的关系。椭圆大小由椭圆的长轴D和短轴d之间的偏差D-d来限定出。如果椭圆的大小较大，那么横截面的曲率较大，而如果椭圆的大小较小，那么横截面的曲率较小。如从图7A中所看到的那样，如果在推力侧上的裙部12的横截面的椭圆大小减少，那么裙部12的横截面形状接近弧形，气缸的振动开始逐渐减少。但是，如果椭圆大小进一步减少，那么随着阈值(threshdd)Y作为极限，气缸的振动变大了。这是因为，如果裙部12的横截面形成接近弧形的形状，那么沿着侧壁方向上的表面压力局部升高，而该侧壁支撑裙部表面并具有较高的刚度，其结果是，气缸振动增加。
图7B表示了止推侧上的裙部12的横截面的椭圆大小和气缸振动之间的关系。如从图7B所看到的那样，即使在止推侧上的裙部12的横截面的椭圆大小减小，因此裙部12的横截面形状接近弧形，但是气缸的振动开始时几乎没有减少。但是，如果椭圆大小进一步减少从而超过极值Y，因此裙部12的横截面形状接近弧形，因此气缸的振动急剧减少。从这个事实，可以看到，为了减少压缩冲程的活塞敲击声，因此充分地减少在止推侧上的裙部12的横截面的椭圆大小是有效的，因此裙部12的横剖面形状接近弧形。
图7C表示了止推侧上的裙部12的横截面的弧形部分的中心角度和气缸振动之间的关系。如从图7C所看到的那样，如果在止推侧上的弧形部分的中心角度增大，那么气缸的振动逐渐减少。在弧形部分的中心角度超过±10°的区域内，气缸振动的减少速度增加了，因此，可以产生显著效果。从这个事实，弧形部分的中心角度设置在本发明的第三方面的±10°的值或者更大的值上。
图8表示这个实施例中的活塞P的裙部12形状和传统活塞的裙部形状，从而对它们之间进行比较。图8所示的传统活塞属于非桶形(在该形状中下裙部的半径减少量设置为0(零))和对称的桶形(在推力侧和止推侧这两侧上，下裙部的半径减少量设置为40μm)。
图9A和图9B表示与这个实施例的活塞P相应的气缸振动和与传统活塞相应的气缸振动，从而对它们之间进行比较。如从图9A中所看到的那样，在膨胀冲程中，气缸振动按照非桶形、气缸内的对称桶形和非对称桶形(在这个实施例中)的顺序减少。因此，在这个实施例中通过把推力侧上的下裙部20的半径减少量增加到60μm所产生的效果得到进一步证实。如从图9B中所看到的一样，在压缩冲程中，对称桶形活塞的气缸振动最大，而非对称桶形(即这个实施例)的气缸振动与非桶形的气缸振动相同。因此，通过使止推侧上的半径减少量等于非桶形活塞上的半径减少量(即通过把止推侧上的半径减少量减少到0μm)所产生的效果可得到进一步证实。
图10表示这个实施例(最大直径部分18的横截面形状)的活塞P(属于非对称桶形)的裙部12的横截面形状和传统活塞的裙部12的横截面形状，从而对它们之间进行比较。图10所示的传统活塞(属于非对称桶形)有两个椭圆形。在其中的一个椭圆形中，椭圆大小(D-d1)是0.3μm，而在另一个椭圆形状中，椭圆大小(D-d2)是0.1mm。在这个实施例的活塞中，推力侧上的椭圆大小等于是0.3mm的传统活塞上的椭圆大小，但是这个实施例的活塞裙部12是非圆形，该非圆形在止推侧上具有相对于轴线L3在±25°范围内的弧形部分。
图11A和11B表示带有图10所示的这个实施例的活塞P的气缸振动(活塞敲击声)和传统活塞的气缸振动，从而在它们之间进行比较。如从图11B所看到的一样，在压缩冲程中，气缸振动按照具有0.3mm的椭圆大小的传统活塞、具有0.1mm的椭圆大小的传统活塞和这个实施例的活塞P的顺序减少，因此，通过在这个实施例中提供在±25°范围内的弧形部分所产生的效果得到进一步的证实。在膨胀冲程中，具有0.1mm椭圆大小的传统活塞的气缸振动最大，而具有这个实施例的活塞P的气缸振动被抑制到等于具有0.3mm椭圆大小的传统活塞的气缸振动大小。因此，通过使推力侧上的横截面形状等于具有0.3mm椭圆大小的传统活塞的横截面形状所产生的效果得到进一步的证实。
图12A和12B表示带有具有等于0.5mm的活塞销偏移量α的非桶形(直线型)活塞的气缸振动(活塞敲击声)和带有具有图10所示的三个横截面形状的非桶形活塞的气缸振动，从而在它们之间进行比较。可以从图12A和12B中看到，在压缩冲程中带有即使是非桶形活塞的气缸振动减少了，如图11A和11B所示的非对称桶形的情况一样。
图13A和图13B表示带有活塞的气缸振动，该活塞具有从图12A和12B所示的0.5mm增加到1.0mm的活塞销偏移量α。如通过把图13A和13B与图12A和12B进行比较所看到的那样，一方面，随着活塞销偏移量α的增大，膨胀冲程的气缸振动大大减少，另一方面，压缩冲程的气缸振动稍稍增加。原因是一方面，在膨胀冲程中，图4A所示反时针力矩M1的增加引起起始于具有较小刚度的下端的、裙部12的接合，从而减少了气缸振动，而在另一方面，在压缩冲程中，图5B所示顺时针力矩M3的增加引起起始于具有较大刚度的上端的、裙部12的接合，从而增加了气缸振动。
尽管详细地描述了本发明的实施例，但是应当明白本发明不局限于上述实施例，在没有脱离权利要求书所限定的本发明的精神实质和范围内可以进行各种改进。
例如，四冲程循环的内燃机的活塞P已在实施例中说明，但是本发明可以应用到不是四冲程循环内燃机的发动机的活塞上。通过形成在推力侧和止推侧上的非对称的活塞P的横截面形状所产生的效果也可在非桶形的活塞P上得到，但是通过把非桶形活塞P与非对称桶形活塞结合起来，可以进一步有效地提高减少活塞敲击声的效果。
权利要求
1.一种内燃机活塞，该活塞包括桶形裙部，而该裙部由布置在最大直径部分上方的上裙部和布置在最大直径部分下方的下裙部组成，该上裙部和下裙部具有比所述最大直径部分的半径小的半径，其特征在于在止推侧上的下裙部的半径减少量设置得比推力侧上的下裙部的半径减少量小。
2.一种具有裙部的内燃机活塞，其特征在于在止推侧上的裙部的横截面的曲率设置得比推力侧上的裙部的横截面的小，并且在止推侧上的至少一部分裙部的横截面形成圆弧。
3.如权利要求2所述的内燃机活塞，其特征在于在延伸通过活塞中心轴线到达推力侧和止推侧的的每个轴线相对侧上，所述圆弧形成有10°或者更大的中心角度。
全文摘要
本发明的目的是:利用膨胀冲程和压缩冲程的活塞工作情况的不同,从而有效地实现减少膨胀冲程和压缩冲程中的活塞敲击声。为此,在具有裙部12的活塞P中,该裙部12形成中间凸出的桶形,活塞销的轴线L
文档编号F16J1/00GK1262385SQ0010118
公开日2000年8月9日 申请日期2000年1月28日 优先权日1999年1月29日
发明者嶽和秀, 平出玲子, 河合范明 申请人:本田技研工业株式会社