JP2018145888A - 往復動ピストンエンジンおよびこれを備えた車両 - Google Patents

Abstract

【課題】機械損失を可及的に低減することのできる往復動ピストンエンジンを提供する。【解決手段】第２摺動面３１Ｓに、第１摺動面２Ａ側に張り出す張出形状部３１Ｓを設ける。そして、張出形状部３１Ｓのうち最も張り出した部分となる頂部Ｐｓにおける第１摺動面２Ａと第２摺動面３１Ｓとの間の隙間を最小隙間ｈ１とし、最も第１摺動面２Ａに対して離間した位置となる裾部Ｑｓにおけるこの隙間を最大隙間ｈ２とするときに、ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０の範囲に設定するとともに、エンジン回転数およびエンジン負荷が高い第１領域では摺動面間に潤滑用の液体を供給し、他の第２領域では摺動面間に空気を介在させる。【選択図】図６

Description

本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンおよびこれを備えた車両に関する。

従来より、エンジンの燃費性能を高めるために機械損失を低減することが検討されている。

例えば、特許文献１には、気筒内を往復動するピストンを備えた往復動ピストンエンジンにおいて、ピストンの外周壁と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくし、これにより機械損失の低減を図ったものが開示されている。

具体的には、特許文献１のエンジンでは、前記摩擦抵抗を低減するためにピストンを気筒の内周壁から浮揚させるべく、微小な凹部が複数形成された被膜層をピストンの外周壁に設けてこれら凹部に動圧が生じるように構成されている。

特開２０１６−１２１５９７号公報

しかしながら、前記各凹部に生じる動圧だけでは、ピストンの往復動時、特に、ピストンに係る負荷が高い場合において、ピストンを気筒の内周壁から適切に浮揚させることは困難である。このため、機械損失の低減には限界がある。

本発明は、前記のような事情に鑑みてなされたものであり、簡単な構成で機械損失を可及的に低減することのできる往復動ピストンエンジンを提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明は、気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、第１摺動面を有する第１部材と、前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第１部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第２部材と、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に、空気よりも粘度の高い潤滑用の液体を供給する潤滑用液体供給装置とを備え、前記第２摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第１摺動面側に張り出す張出形状部を有し、前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置されて前記第１摺動面に対して最も離間した位置となる裾部とを含み、前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間ｈ１とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間ｈ２とするとき、
ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、
ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
の範囲に設定されており、前記潤滑用液体供給装置は、エンジン回転数が予め設定された基準回転数以下かつエンジン負荷が予め設定された基準負荷以上の第１領域では、前記潤滑用の液体を前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に供給する一方、前記第１領域以外の第２領域では、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に空気の層が形成されるように前記潤滑用の液体の供給を停止することを特徴とする往復動ピストンエンジンを提供する（請求項１）。

このエンジンによれば、第２摺動面に前記張出形状部を設けるという簡単な構成で、第２摺動面と第１摺動面との間に介在する潤滑用の液体を裾部側から頂部側に移動させて、この潤滑用の液体によって両摺動面間に両者を離間させる方向の力を作用させることができる。しかも、前記最小隙間ｈ１の寸法、および最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との比が前記範囲に設定されていることで、両摺動面間の摩擦係数を小さくし、かつ、前記の両摺動面を離間させる方向の力を大きくすることができる。第２摺動面を第１摺動面からより確実に浮揚させることができ、第２部材の摺動時に生じる摩擦抵抗ひいては機械損失を格段に低減することができる。

さらに、エンジン回転数が基準回転数以下かつエンジン負荷が基準負荷以上の第１領域であって粘度の低い空気を摺動面間に介在させた場合には摺動面を適切に浮揚させることが困難となる領域では、空気よりも粘度が高い潤滑用の液体を両摺動面間に供給することで摺動面どうしの間に流体を介在させてこれらの接触を抑制し、これにより摩擦抵抗を小さく抑えつつ、その他の第２領域では、粘度の低い両摺動面間に介在させる流体を粘度の低い空気とすることで摩擦抵抗を小さく抑えることができる。つまり、エンジンの全運転領域において第２部材の摺動に伴う摩擦抵抗および機械損失を確実に小さくすることができる。

前記構成において、前記潤滑用の液体は、水と低粘度オイルとの少なくとも一方であるのが好ましい（請求項２）。

この構成によれば、潤滑用の液体として、粘度が比較的低い水または粘度の低いオイルが用いられるため、摺動面間に生じる摩擦抵抗をより確実に小さくすることができる。なお、ここでは、０Ｗ−２０程度のオイル、すなわち、粘度が、６．８×１０−３［Ｐａ・ｓ］程度以下のオイルを低粘度オイルという。

前記構成において、前記第１部材の材質と前記第２部材の材質とは、互いに同一であるのが好ましい（請求項３）。

このようにすれば、熱膨張差に起因する最小隙間ｈ１および最大隙間ｈ２の変動を抑制することができ、これらの隙間をより確実に前記の適切な範囲に収めることができる。

前記構成において、前記第１部材が、前記気筒であり、前記第２部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい（請求項４）。

このようにすれば、ピストンの往復動時にピストンのスカート部と気筒の内周壁との間に生じる摩擦抵抗を小さくして、エンジン全体で生じる機械損失を効果的に低減することができる。

また、前記構成において、前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、前記第１部材が、前記クランクシャフトであり、前記第２部材が、前記クランク軸受であって、前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい（請求項５）。

このようにすれば、クランクシャフトの回転時にこれとクランク軸受との間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。

また、前記構成において、前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通された状態で当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、前記第１部材が、前記クランクピンであって、前記第２部材が、前記クランクピン軸受であって、前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられているのが好ましい（請求項６）。

このようにすれば、コンロッドの回転時にこれとクランクピン軸受との間に生じる摩擦抵抗を小さくすることができる。

また、本発明は、前記エンジン本体と車輪との減速比を変更する変速機を備え、前記制御手段は、車速およびエンジン負荷に応じて減速比の基準値である基準減速比を算出するとともに、エンジン本体が前記第１領域のうち少なくともエンジン回転数およびエンジン負荷が高い側の領域で運転されているときは、前記減速比が前記基準減速比よりも大きくなるように前記変速機を制御することを特徴とする往復動ピストンエンジンを備えた車両を提供する（請求項７）。

この構成によれば、前記第２領域から少なくとも前記第１領域のうちのエンジン回転数およびエンジン負荷が高い側の領域に運転領域が移行すると、エンジン回転数が高められる。従って、第１領域のうちエンジン回転数およびエンジン負荷が高く、摺動面を適切に浮揚させることが特に困難となる領域での運転機会を少なく抑えることができる。従って、摺動面どうしをより確実に浮揚させて、第２部材の摺動に伴う摩擦抵抗および機会損失をより低減することができる。

以上のように、本発明によれば、簡単な構成で、エンジンの機械損失を可及的に低減することができる。

図１は、本発明に係る往復動ピストンエンジンを示す概略図である。 図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う断面の概略図である。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面の概略図である。 コンロッドとクランクシャフトとの関係を示す図である。 コンロッドとクランクシャフトとの関係を示す図である。 ピストン周辺を拡大して示した図である。 図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿う断面の概略図である。 スカート摺動面を模式的に示した図である。 最適な摺動面のプロファイルを説明するための図である。 隙間比と浮揚容量係数との関係を示したグラフである。 最小隙間と摩擦係数との関係を示したグラフである。 速度負荷指標と摩擦係数との関係を示したグラフである。 潤滑用液体ポンプの制御領域を示した図である。 ピストンの首ふり運動を説明するための図である。 クランクジャーナル部周辺の概略断面図である。 コンロッド大端部周辺の概略概略図である。 エンジンの制御系を示すブロック図である。 潤滑用液体ポンプおよび変速機の制御手順を示したフローチャートである。 図１９（Ａ）は、第２実施形態に係るピストンの正面図、図１９（Ｂ）は、ピストンの側面図である。 図１９（Ａ）のＸＩＸ−ＸＩＸ線断面図である。 図１９（Ａ）のＸＶＩＩＩ−ＸＶＩＩＩ線断面図である。 図２２（Ａ）は中立状態における、図２２（Ｂ）は首ふりが生じたときのスカート部の概略図である。 図２３（Ａ）〜（Ｃ）は、ピストンの往復動に伴う、スカート部の揺動状態を説明するための図である。

（１）全体構造
以下、図面に基づいて本発明の実施形態に係る往復動ピストンエンジンについて説明する。往復動ピストンエンジン１００は、気筒２内を往復動するピストン５及びクランク機構を備えたエンジンである。この往復動ピストンエンジン１００は、例えば、自動車等の車両の走行駆動用の動力源として、また、車両の駆動源として利用されるモータ等をアシストする装置として車両に搭載される。

ここでは、往復動ピストンエンジン１００が車両に搭載されて、走行駆動用の駆動源として利用される場合について説明する。この車両には、エンジン本体１の駆動力を減速しつつ車輪に伝達する自動変速機１１０（変速機、図１７参照）が搭載されている。自動変速機１１０は、例えば、歯車機構によって実現される複数の減速比の中から車両およびエンジン本体１の運転状態に応じて減速比を切り替えることのできる有段式の変速機である。

図１は、往復動ピストンエンジン１００の概略断面図である。図２は、図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う断面の概略図である。エンジン本体１は、気筒２が形成されたシリンダブロック３およびシリンダブロック３に取付けられるシリンダヘッド４を備える。以下では、図１の上下方向であって気筒２の中心軸方向を上下方向といい、シリンダヘッド４側を上、シリンダブロック３側を下として説明する。

図２に示すように、本実施形態では、エンジン本体１は直列４気筒エンジンであって、シリンダブロック３には、４つの気筒２が一列に並んだ状態で形成されている。気筒２内には、例えば、ガソリンを主成分とする燃料が供給され、この燃料と空気との混合気が気筒２内で燃焼する。

各気筒２内には、それぞれ、ピストン５が上下方向に往復動可能に収納されている。気筒２内には、ピストン５の冠面５Ａと気筒２の内周壁２Ａと、シリンダヘッド４の下面とによって、前記混合気が内側で燃焼する燃焼室６が区画されている。

シリンダヘッド４には、燃焼室６と連通する吸気ポート９及び排気ポート１０が形成されている。シリンダヘッド４の底面には、吸気ポート９の下流端である吸気側開口部４Ａと、排気ポート１０の上流端である排気側開口部４Ｂとが形成されている。シリンダヘッド４には、吸気側開口部４Ａを開閉する吸気バルブ１１と、排気側開口部４Ｂを開閉する排気バルブ１２とが組み付けられている。本実施形態のエンジン１００は、ダブルオーバーヘッドカムシャフト式（ＤＯＨＣ）エンジンである。吸気側開口部４Ａと排気側開口部４Ｂとは、各気筒２につき２つずつ設けられるとともに、吸気バルブ１１および排気バルブ１２も２つずつ設けられている。

シリンダヘッド４には、燃焼室６内の混合気に点火エネルギーを供給する点火プラグ１８が各気筒２につき１つずつ取り付けられている。また、シリンダヘッド４には、燃焼室６内に燃料を噴射するインジェクタ１７が、各気筒２につき１つずつ取り付けられている。

各ピストン５には、コンロッド８の上端部８２がそれぞれ連結されている。各コンロッド８の下端部８１には、気筒２の配列方向に延びるクランクシャフト７が連結されている。燃焼室６内で燃料と空気との混合気が燃焼すると、ピストン５とコンロッド８とが上下方向に往復動し、これに伴ってクランクシャフト７がその中心軸回りに回転する。クランクシャフト７とコンロッド８とは、それぞれ、エンジンのクランク機構を構成する部材である。

（２）クランク機構の構造
図３は、図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面の概略図である。図４および図５は、コンロッド８とクランクシャフト７との関係を説明するために、コンロッド８の下端部付近を拡大して示した概略図である。

図２に示すように、クランクシャフト７は、その回転軸を中心とする略円柱状の複数のクランクジャーナル部７１と、これらクランクジャーナル部７１間に設けられて、コンロッド８の下端部８１に挿通されるクランクピン７２とを有している。以下では、適宜、コンロッド８の下端部８１をコンロッド大端部８１という。

シリンダブロック３には、ピストン５の下方となる位置に、気筒２の配列方向に並ぶ複数の貫通孔３ａ（図例では、５つの貫通孔３ａ）が形成されている。これらの貫通孔３ａには、それぞれ略円環状のクランク軸受（第１部材）４０が嵌装されている。図３等に示すように、クランクジャーナル部（第２部材）７１は、このクランク軸受４０内に挿通されてこれに回転可能に支持されており、クランクジャーナル部７１の外周壁（第２摺動面）７１Ａは、クランク軸受４０の内周壁（第１摺動面）４０Ａに沿って摺動する。図４の例では、クランクジャーナル部７１は矢印Ｙ３１の方向に回転する。

コンロッド大端部８１には、略円形の貫通孔８１ａが形成されている。この貫通孔８１ａには、コンロッド大端部８１と一体に回転する略円環状のクランクピン軸受８３が嵌装されている。クランクシャフト７のクランクピン７２は、クランクピン軸受８３内に挿通されてこれに回転可能に支持されている。

クランクピン軸受８３を含むコンロッド８とクランクピン７２を含むクランクシャフト７とは、図４および図５に示すように、相対的に回転する。具体的には、図４に示す状態からピストン５が下降すると、図５に示すように、コンロッド８は矢印Ｙ２１の方向（図５では反時計回り）に回転しつつ下降する。一方、クランクピン７２はクランクジャーナル部７１の中心軸に対して矢印Ｙ２２の方向（図５では時計回り）に公転する。そして、クランクピン軸受８３は、クランクピン７２に対して矢印Ｙ２１に示す方向（図５では反時計回り）に相対的に回転する。このように、ピストン５の往復動に伴って、クランクピン７２（第１部材）の外周壁７２Ａ（第１摺動面）は、クランクピン軸受（第２部材）８３の内周壁８３Ａ（第２摺動面）に対して矢印Ｙ２１の方向に摺動する。

（３）潤滑用液体供給システム
図２に示すように、エンジン１００には、エンジン本体１の摺動部分に潤滑用の液体（以下、適宜、潤滑用液体という）を供給するための潤滑用液体供給システム２００が設けられている。本実施形態では、後述するように、低回転数領域Ａ１において、気筒２の内周壁２Ａとピストン５の外周壁との間、クランクジャーナル部７１とクランク軸受４０との間、および、クランクピン７２とクランクピン軸受８３との間に、それぞれ潤滑用液体が供給される。以下、適宜、これら気筒２の内周壁２Ａとピストン５の外周壁との間の部分、クランクジャーナル部７１とクランク軸受４０との間の部分、および、クランクピン７２とクランクピン軸受８３との間の部分を、まとめて、エンジン本体１の摺動部分という。

本実施形態では、潤滑用液体として、水（以下、潤滑用水という）が用いられる。特に、潤滑用水として、防錆剤が添加された水が用いられる。例えば、メチルモルホリン、エチルモルホリン等のアルキルモルホリン類の防錆剤や、トリエタノールアミン、Ｎ−メチルジエタノールアミン等の有機アミン類の防錆剤や、カルボン酸アルカリ金属塩等の防錆剤の１つまたは２つ以上の防錆剤が添加されている。また、本実施形態では、潤滑用水に、凝固点を低下させるエチレングリコール等の物質も添加されており、潤滑用水が０度で凍らないように調整されている。

潤滑用水供給システム２００は、エンジン本体１の下方に配置されて潤滑用液体（潤滑用水）を貯留するパン２０９に設けられたストレーナ２０１と、潤滑用液体潤滑用液体ポンプ２０２と、圧力調整部２０３と、フィルター２０４と、潤滑用液体経路２１０と、複数の潤滑用液体噴射装置２１０とを有する。潤滑用液体噴射装置２１０は、潤滑用液体（潤滑用水）をピストン５の下面に向かって噴射する装置であり、各ピストン５の下方にそれぞれ１つずつピストン５の下面を向く姿勢で配置されている。潤滑用液体ポンプ２０２は、ストレーナ２０１を介してパン２０９から潤滑用液体（潤滑用水）をくみ上げる。くみ上げられた潤滑用液体（潤滑用水）は圧力調整部２０３で適切な圧力に調整され、かつ、フィルター２０４で濾過された後、潤滑用液体経路２１０を通って各部に供給される。

潤滑用液体経路２１０は、フィルター２０４に接続されるメイン通路２１１と、メイン通路２１１からそれぞれ分岐して各潤滑用液体噴射装置２１０に接続される複数のピストン側通路２１２とを含む。潤滑用液体噴射装置２１０には、これらメイン通路２１１とピストン側通路２１２を介して潤滑用液体（潤滑用水）が供給される。潤滑用液体噴射装置２１０は、供給された潤滑用液体（潤滑用水）をピストン５の下面に向かって噴射し、これにより、ピストン５の外周壁と気筒２の内周壁２Ａとの間に潤滑用液体（潤滑用水）が供給される。

潤滑用液体経路２１０は、メイン通路２１１からそれぞれ分岐して各クランクジャーナル部７１に向かう複数のクランク側通路２１３を含む。図２の例では、５つのクランクジャーナル部７１に対応して５つのクランク側通路２１３が形成されている。これらクランク側通路２１３は、シリンダヘッド３に形成されており、クランクジャーナル部７１がそれぞれ挿通される前記貫通孔３Ａの内周壁にそれぞれ開口している。クランク側通路２１３内の潤滑用液体（潤滑用水）は、これらの開口部分から貫通孔３Ａ内に導入される。貫通孔３Ａ内に導入された潤滑用液体（潤滑用水）は、クランクジャーナル部７１とクランク軸受４０との間に広がる。

また、潤滑用液体経路２１０は、クランクシャフト７に形成されたシャフト内通路２１４を含む。具体的には、クランクジャーナル部７１にそれぞれ形成されてその外周壁７１Ａに開口する複数のクランクジャーナル内通路２１４ａと、クランクピン７２にそれぞれ形成されてその外周壁７２Ａに開口する複数のクランクピン内通路２１４ｃと、これらを連通する連通通路２１４ｂとが、クランクシャフト７に形成されている。

なお、クランクジャーナル部７１の数はクランクピン７２の数よりも多く、一部のクランクジャーナル内通路２１４ａはクランクピン内通路２１４ｃと連通せずに独立して形成されている。図２の例では、右側の２つのクランクピン内通路２１４ｃはそれぞれその右側に隣接するクランクジャーナル内通路２１４ａと連通し、左側の２つのクランクピン内通路２１４ｃはそれぞれその左側に隣接するクランクジャーナル内通路２１４ａと連通しており、左右中央のクランクジャーナル内２１４ａは独立している。

前記のようにして貫通孔３Ａに導出された潤滑用液体（潤滑用水）は、クランクジャーナル内通路２１４ａに流入し、連通通路２１４ｂおよびクランクピン内通路２１４ｃを介して、クランクピン７２の外周壁７２Ａの外側に導出される。そして、この導出された潤滑用液体（潤滑用水）は、クランクピン７２の外周壁７２Ａとクランクピン軸受８３との間に広がる。

（４）ピストンの構造
図６は、ピストン５周辺を拡大して示した概略断面図である。図７は、図６のＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿う断面の概略図である。ピストン５は、その上部を構成して冠面５Ａを有するピストンヘッド部２０と、ピストンヘッド部２０の下方に配置されるスカート部３０とを含む。本実施形態では、ピストンヘッド部２０とスカート部３０とは一体物として成形されている。

スカート部３０は、上下方向と直交する断面において、気筒２の内周壁２Ａに沿うように円弧上に延びる一対のスカート本体部３１と、これらスカート本体部３１間に位置して略平板状の外周面を有する一対の平板部３２とを含む。スカート本体部３１は、ピストン５の中心軸Ｘ１に沿う面について互いに対称な形状を有しており、以下では、一方のスカート本体部３１について説明する。

スカート本体部（第２部材）３１は、気筒２（第１部材）の内周壁（第１摺動面）２Ａと対峙する面に、ピストン５の往復動に伴って、この内周壁２Ａに沿って上方および下方に摺動する外周壁３１Ｓ（第２摺動面）を有している。以下では、このスカート本体部３１の外周壁３１Ｓをスカート摺動面３１Ｓという。

図８は、図６の一部を拡大してスカート摺動面３１Ｓを模式的に示した図である。

スカート本体部３１は、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に隙間Ｇが形成されるように構成されている。

スカート摺動面３１Ｓは、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面、つまり、スカート摺動面３１Ｓの摺動方向に沿う断面、において、気筒２の内周壁２Ａに向けて張り出す弓形形状を有しており、上下方向の中央部に位置して気筒２の内周壁２Ａ側に最も張り出した頂部Ｐｓと、上下方向の両端部に位置して気筒２の内周壁２Ａ側への張り出し量が最も小さい、つまり、気筒２の内周壁２Ａに対して最も離間する裾部Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２）とを有する。

上側の裾部Ｑｓ１は、ピストン５が上方に移動してスカート摺動面３１Ｓが上方に摺動する場合にこの摺動方向の下流端となる部分であり、この場合において頂部Ｐｓよりもスカート摺動面３１Ｓの摺動方向の下流側に配置されている。また、下側の裾部Ｑｓ２はピストン５が下方に移動してスカート摺動面３１Ｓが下方に摺動する場合にこの摺動方向の下流端となる部分であり、この場合において頂部Ｐｓよりもスカート摺動面３１Ｓの摺動方向の下流側に配置されている。

本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓの張出量は、裾部Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２）から頂部Ｐｓに向かって徐々に小さくなっている。

本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓは、全体がその摺動方向に沿った断面において気筒２の内周壁２Ａ側に張り出しており、スカート摺動面３１Ｓの全体が張出形状部を構成している。また、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓは、頂部Ｐｓに対して上下方向にほぼ対称な形状を有している。

なお、図６および図８では理解を容易にするために、スカート摺動面３１Ｓの弓形形状を大きく誇張して描いており、実際には、後述するように、スカート摺動面３１Ｓは、目視では判別困難なミクロンオーダーの張り出しを有する弓形形状である。

このようにスカート摺動面３１Ｓを弓形形状としているのは、スカート摺動面３１Ｓの上方および下方への摺動時において、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の摺動抵抗を小さく抑えるためである。

具体的には、隙間Ｇが存在していることで、ピストン５の往復動に伴いスカート部３０に速度ｕが与えられると、図９の矢印Ｙ１、Ｙ２で示すように、周辺に存在する流体Ｆが摺動方向の下流側から摺動面間（スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間）に引き込まれる。このとき、前記のように裾部Ｑｓから頂部Ｐｓに向かってスカート摺動面３１Ｓの張出量が小さくなっていると、摺動面間に入り込んだ流体Ｆは堰き止められて行き場を失う。その結果、流体Ｆは、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとに、これらの間の隙間を拡大させる方向の力を付与し、この力がスカート摺動面３１Ｓを内周壁２Ａから浮揚させるように作用する。以下、適宜、この流体Ｆによって前記隙間を拡大させる力を摺動浮揚力といい、この摺動浮揚力による前記作用を摺動浮揚作用という。

具体的には、ピストン５の上昇中であって、スカート部３０に上向きに速度ｕ１が与えられたときには、矢印Ｙ１に示すように、上側の裾部Ｑｓ１から頂部Ｐｓに向かって流体Ｆが隙間Ｇに入り込み、これにより、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとに摺動浮揚力が付与される。一方、ピストン５の下降中には、矢印Ｙ２に示すように、下側の裾部Ｑｓ２から頂部Ｐｓに向かって流体Ｆが隙間Ｇに入り込み、これにより、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとに摺動浮揚力が付与される。

従って、スカート摺動面３１Ｓを前記のように弓形形状とすれば、ピストン５の往復動時にスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとが接触するのを抑制して、これらの摺動抵抗を小さくし機械損失を低減することができる。つまり、ピストン５が、その往復動時にいわゆる首振り運動を行って気筒２の中心軸Ｘ１に対して傾いた場合でも、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとが接触するのを抑制することができる。

ただし、本願発明者らは、スカート摺動面３１Ｓを単純に弓形形状にしただけでは十分な摺動浮揚作用を得ることができないこと、そして、摺動浮揚作用を効果的に得ることのできる最適なスカート摺動面３１Ｓのプロファイルが存在することを突き止めた。

（５）摺動面のプロファイル
図９は、摺動面Ｓａを有する摺動部材Ｃ１が、被摺動面Ｓｂに沿って矢印Ｙ１０で示す方向に摺動することを示した模式図である。ここでは、まず、この図９を用いて、スカート摺動面３１Ｓに限らずエンジン本体１に設けられてピストン５の往復動に伴って摺動する摺動部材Ｃ１の摺動面Ｓａ全般に適用できるプロファイルについて説明する。

図９に示すように、摺動面Ｓａは、被摺動面Ｓｂ側に張り出す張出形状を有しており、最も張り出した部分となる頂部Ｐａと、頂部Ｐａの摺動方向（矢印Ｙ１０で示す方向）の下流側に配置されて被摺動面Ｓｂに対して最も離間する裾部Ｑａとを有し、摺動方向の下流側に向かって被摺動面Ｓｂから徐々に離間する形状を有している。

この摺動部材Ｃ１が速度Ｕで摺動しているとき、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に生じる摺動浮揚力Ｗは、次の式（１）により求めることができる。

式（１）において、ηは摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に介在する流体Ｆの粘度であり、Ｂの摺動方向の長さ（図９における頂部Ｐａから裾部Ｑａまでの長さ）であり、Ｃは摺動面の摺動方向と直交する方向の長さ（図９の紙面と直交する方向の長さ）であり、Ｕは摺動面Ｓａの摺動速度である。ｈ１は、最小隙間であって、頂部Ｐａと被摺動面Ｓｂとの間の離間距離、つまり、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間の隙間寸法の最小値である。ｍは、隙間比であって、裾部Ｑａと被摺動面Ｓｂとの離間距離、つまり、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間の隙間寸法の最大値を最大隙間ｈ２としたときの、最小隙間ｈ１と最大隙間ｈ２との比率であり、ｍ＝ｈ２／ｈ１で表される。

式（１）において、第２項目を負荷容量係数Ｋｗとすると（Ｋｗ＝６／（ｍ−１）^２｛ｌｎｍ−２（ｍ−１）／（ｍ＋１）｝）、摺動浮揚力Ｗは負荷容量係数Ｋｗに比例する。

図１０は、負荷容量係数Ｋｗと隙間比ｍとの関係を示したグラフである。このグラフに示されるように、摺動浮揚力Ｗは隙間比ｍが２．２のときに最大となり、隙間比ｍがこの値から離間するほど小さくなる。

これより、隙間比ｍを２．２近傍に設定すれば高い摺動浮揚力Ｗを得ることができる。具体的には、隙間比ｍを１．５以上５．０以下とすれば、摺動浮揚力Ｗを、図１０のラインＬ＿Ｋｗ４０以上として、その最大値（隙間比ｍが２．２のときの値）の６０％以上となる高い値を得ることができる。

なお、隙間比ｍが適正値（ｍ＝２．２）よりも大きくなると摺動浮揚力Ｗが小さくなるのは、最小隙間ｈ１が相対的に小さくなることで、流体Ｆが堰き止められる効果が過剰に大きくなり被摺動面Ｓｂと摺動面Ｓａとの間に流入できない流体Ｆの割合が多くなるためと考えられる。また、隙間比ｍが適正値（ｍ＝２．２）よりも小さくなると摺動浮揚力Ｗが小さくなるのは、摺動面Ｓａが平板に近づくことになり流体Ｆの堰き止め効果が小さくなるためと考えられる。

ここで、式（１）に基づくと、最小隙間ｈ１が小さいほど摺動浮揚力Ｗは大きくなる。従って、最小隙間ｈ１は小さい方が好ましいように思われる。これに対して、本願発明者らは、最小隙間ｈ１について、摺動面Ｓａと被摺動面Ｓｂとの間に生じる摩擦係数μを小さく抑えることのできる最適な範囲が存在することを突き止めた。摩擦係数μの大小は、摺動面Ｓａの摺動浮揚時における摩擦の大小に相当し、摩擦係数μが小さいほど良好な摺動浮揚が実現できることを示す。

図１１は、流体Ｆを空気、水、オイルとしたときの、摩擦係数μと最小隙間ｈ１との関係を示したグラフである。なお、流体Ｆとして例示した、空気の粘度は１．８×１０^−５［Ｐａ・ｓ］、水の粘度は８．９×１０^−４［Ｐａ・ｓ］、低粘度オイル０Ｗ−２０の粘度は６．８×１０^−３［Ｐａ・ｓ］である。

具体的には、図１１は、エンジン稼働時にピストン５の往復動に伴って所定の被摺動面に沿って摺動する摺動面Ｓａに加えられる荷重の最大値と、式（１）で求められる摺動浮揚力Ｗとが釣り合い、摺動面Ｓａが浮揚するときの最小隙間ｈ１と摩擦係数μのグラフである。なお、図１１では、最小隙間ｈ１の変化に伴って隙間比ｍも変化している。

より詳細には、式（１）において、Ｕに、エンジン回転数が代表的な所定の回転数のときの対称とする摺動面Ｓａの平均移動速度を代入し、ηに、流体Ｆの粘度を代入し、摺動浮揚力Ｗに、前記荷重の最大値を代入する。そして、これら値を代入した式（１）から、最大隙間ｈ２と最小隙間ｈ１との差（ｈ２−ｈ１）を所定値としたときの、最小隙間ｈ１の値を算出するとともに、この最小隙間ｈ１等を用いて摩擦係数μを算出する。また、前記所定値の値を振って、最小隙間ｈ１の値を変化させて、各値に対応する摩擦係数μを求めている。例えば、市街地走行を行うときを対象とすると、前記Ｕに対応するエンジン回転数として１３５０ｒｐｍを用い、摺動面Ｓａに加えられる入力荷重を１１７５Ｎとすることができる。

図１１には、流体Ｆの各々について、最適な最小隙間ｈ１における摩擦係数μ、つまり最も低い摩擦係数μに比較して、＋２０％だけ摩擦係数μが増加するラインＬ１、Ｌ２、Ｌ３をそれぞれ付記している。この＋２０％のまでの範囲が、極めて良好な摺動浮揚が実現できる範囲である。具体的には、流体Ｆが空気の場合、最小隙間ｈ１は０．７μｍ〜１．３μｍ、水の場合は４．９μｍ〜８．９μｍ、０Ｗ−２０の場合は１８μｍ〜２６μｍとなる。

ここで、この範囲は、エンジン本体１の運転時において確保されるべき最小隙間ｈ１の範囲である。つまり、エンジン本体１が運転されると、これに伴って摺動する摺動面およびこれを備えた摺動部材は高熱を帯びて熱膨張する。そして、仮に摺動部材と、これが摺動する被摺動部材とが同じ材質である場合でも、両者の熱分布は異なり、両者には熱膨張差が生じる。従って、エンジンの運転時において前記範囲が確保できるよう、常温を基準とする設計値としては、前記上限値をより大きく設定することが妥当である。この点に鑑み、本実施形態では、常温での最小隙間ｈ１の範囲をそれぞれ、
空気の場合： ０．５μｍ以上１．５μｍ以下
水の場合 ： ３μｍ以上１５μｍ以下
０Ｗ−２０の場合： １５μｍ以上４０μｍ以下
と設定する。

前記の結果より、摺動浮揚を達成するために現状で利用可能な流体Ｆの範疇（空気、水、低粘度オイル）において、良好な摺動浮揚が実現できる最小隙間ｈ１の範囲は、０．５μｍ〜４０μｍと設定することができる。

ここで、図１１だけを見ると、より良好な摺動浮揚を得るためには、流体Ｆとして空気を用いるのが好ましいように思われる。しかし、図１１のグラフは、前記のように、エンジン回転数が代表的な回転数のときのグラフである。そして、式（１）に示されるように、摺動浮揚力Ｗは、エンジンの回転数に対応する速度Ｕおよび流体Ｆの粘度ηに比例する。そのため、最小隙間ｈ１を前記のように設定し、かつ、流体Ｆを空気として粘度ηの小さい流体を用いた場合において、エンジンの回転数が前記の代表的な回転数に比べて非常に小さいときには、得られる摺動浮揚力Ｗが小さくなってしまう。つまり、エンジン回転数が低く摺動面Ｓａの摺動速度が遅いと、また、流体Ｆの粘度ηが小さいと、流体Ｆの隙間Ｇに入り込んで堰き止められる流体Ｆの量が少なくなるため、得られる摺動浮揚力Ｗが小さくなってしまう。

従って、エンジン負荷が高く摺動面Ｓａに加えられる荷重が高い条件であって、摺動面Ｓａを被摺動面Ｓｂに対して浮揚させるにはこの高い荷重に抗する高い摺動浮揚力Ｗが必要となる条件で、かつ、エンジン回転数が低い運転条件では、流体Ｆとして粘度ηが比較的高い水あるいはオイルを用いた方が、空気を用いる場合よりも、摺動浮揚力Ｗを高く確保することができる。すなわち、エンジン回転数が低い条件では、空気よりも水あるいはオイルを用いた方が、摺動面どうしの間に粘度の高い水あるいはオイルを介在させて、これらの接触をより回避しやすくなる。

図１２は、横軸を、摺動面Ｓａの平均速度を摺動面Ｓａに加えられる荷重で割った速度負荷指標とし、縦軸を、流体Ｆを空気、水としたときの摺動面間の摩擦係数μとしたときのグラフである。この図を用いて摩擦係数μの観点から前記の水あるいはオイルの方が空気よりも好ましい点について、再度説明する。

このグラフは、式（１）を用いて前記荷重に対抗可能な摺動浮揚力Ｗを実現できる最小隙間ｈ１を求め、最小隙間ｈ１を求めた値としたときの摩擦係数μを調べた結果である。このグラフに示されるように、摺動面Ｓａの平均速度が低くなり且つ前記荷重が高くなって速度負荷指標が所定値Ｋ１よりも小さくなると、流体Ｆを水としたときの方が空気よりも摩擦係数μの値が小さくなる。つまり、速度負荷指標が所定値Ｋ１よりも小さい条件下では、流体Ｆを粘度の低い空気とすると、前記荷重に対抗可能な摺動浮揚力Ｗを実現するための最小隙間ｈ１が粘度の高い水に比べて極めて小さくなる。従って、この条件下では、空気の方が水よりも摩擦係数μが大きくなってしまう。そして、空気の方が摩擦抵抗が大きくなる。

（６）スカート摺動面のプロファイル
以上の知見より、本実施形態では、エンジン本体１の運転領域として、図１３に示すように、エンジン回転数が予め設定された基準回転数Ｎ１以下、かつ、エンジン負荷が予め設定された基準負荷Ｔ１以上の第１領域Ａ１と、これ以外の第２領域Ａ２とを設定する。そして、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に介在させる流体Ｆを、第１領域Ａ１では潤滑用水とし、第２領域Ａ２では空気とする。この流体Ｆを切り替える制御の具体的な手順については後述する。

また、流体Ｆとして空気と水とを用いることから、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の最小隙間ｈ１を０．５μｍ以上１５μｍ以下の所定値に設定する。

また、本実施形態では、最小隙間ｈ１の精度を確保するために、スカート摺動面３１Ｓの平滑度が高く設定されている。つまり、前記のように、最小隙間ｈ１は微小な長さの範囲で設定されるため、スカート摺動面３１Ｓが粗い面であると最小隙間ｈ１の精度が低下する。そこで、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓの最小隙間ｈ１が０．５μｍ以上１５μｍ以下に設定されるのに伴って、スカート摺動面３１Ｓおよび気筒２の内周壁２Ａの表面粗さが、それぞれ０．４μｍ以下となるように設定されている。

また、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓ（スカート部３０ひいてはピストン５）と気筒２の内周壁２Ａの構成部材（シリンダブロック３またはシリンダライナー）とは、同一材質で構成されている。これは、熱膨張差に起因する隙間Ｇの長さの変動、つまり、最小隙間ｈ１および最大隙間ｈ２の変動を抑制するためである。本実施形態では、両者は、熱膨張係数の小さいステンレス鋼（ステンレス材、鍛造品）にて形成されている。

ここで、前記では、図６に示したようにピストン５の中心軸が気筒２の中心軸Ｘ１とほぼ一致する状態（以下、適宜、中立状態という）で、スカート摺動面３１Ｓが前記プロファイルを有する場合について説明した。しかし、ピストン５がその往復動の途中で首ふりを行う場合、すなわち、ピストン５の中心軸が気筒２の中心軸に対して傾く場合には、この首ふり状態においてもスカート摺動面３１Ｓが前記プロファイルを維持するように構成する。

具体的には、図１４に示すように、ピストン５が破線の中立状態から実線のように左に傾くように首振り運動した状態において、左側のスカート摺動面３１Ｓでは、スカート摺動面３１Ｓのうち気筒２の内周壁２Ａとの隙間の寸法が最小となる部分つまり頂部Ｐｓ２は、上下中央よりも上側の位置となり、右側のスカート摺動面３１Ｓでは頂部Ｐｓ３は上下中央よりも下側の位置となる。そして、これに伴い、左右両側のスカート摺動面３１Ｓにおける最小隙間ｈ１は、図６に示した中立状態での最小隙間ｈ１とは異なる寸法となる。また、最大隙間（頂部Ｐｓ２、Ｐｓ３よりも摺動方向の下流側におけるスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの離間距離の最大寸法）ｈ２も、図６に示した中立状態での最大隙間ｈ２とは異なる寸法となる。

また、最大隙間（頂部Ｐｓ２、Ｐｓ３よりも摺動方向の下流側におけるスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの離間距離の最大寸法）ｈ２も、図６に示した中立状態での最大隙間ｈ２とは異なる寸法となる。詳細には、図１４の実線に示す状態が、ピストン５が上方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面３１Ｓにおいて、その上端部の隙間寸法が最大隙間ｈ２となる。一方、図１４に示す状態がピストン５が下方に移動している途中の状態であれば、左右両スカート摺動面３１Ｓにおいて、その下端部の隙間寸法が最大隙間ｈ２となる。

このように、ピストン５が首振り運動する場合には、中立状態と首ふり状態とにおいて最小隙間ｈ１、最大隙間ｈ２の値が異なるが、いずれの状態においても、最小隙間ｈ１が前記の最小隙間ｈ１の適正範囲となるように構成し、かつ、隙間比ｍ（ｈ２／ｈ１）が前記適正範囲となるようにスカート摺動面Ｓ３１を構成する。

（７）クランク機構の摺動面構造
本実施形態では、前記（５）で説明した摺動面Ｓａの最適なプロファイルがクランク機構の摺動部分にも適用されている。これについて、次に説明する。

＜クランク軸受＞
前記のように、ピストン５の往復動に伴って、クランク軸受４０の内周壁４０Ａはクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａに対して相対的に摺動する。これに対応して、クランク軸受４０の内周壁４０Ａに、前記摺動面Ｓａのプロファイルが適用されている。

図１５は、図３のうちクランクジャーナル部７１周辺を示した概略断面図である。

クランク軸受４０は、その全周にわたってクランクジャーナル部７１との間に隙間Ｇが形成されるような大きさを有している。クランクジャーナル部７１の断面形状はほぼ真円である。一方、クランク軸受４０の内周壁４０Ａは、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクジャーナル部７１の回転方向Ｙ３１に、つまり、クランク軸受４０の摺動方向Ｙ３２と反対の方向（クランク軸受４０のクランクジャーナル部７１に対する相対的な回転方向Ｙ３２と反対の方向）に、隙間Ｇの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランク軸受４０の内周壁４０Ａ全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Ｇの寸法が最小となる頂部Ｐ１０と、頂部Ｐ１０よりもクランク軸受４０の摺動方向Ｙ３２の下流側に位置して隙間Ｇの寸法が最大となる裾部Ｑ１０とが隣接している。図１５の例では、クランク軸受４０の内周壁４０Ａは、その断面において、摺動方向Ｙ３２に沿って頂部Ｐ１０から裾部Ｑ１０に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Ｇの寸法が変化するようになっている。

これに伴い、クランクジャーナル部７１が回転すると、つまり、クランク軸受４０がこれと相対回転してクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａに対して摺動すると、図１５の矢印Ｙ３０に示すように裾部Ｑ１０側から頂部Ｐ１０に向かって流体Ｆが流入し、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間に、これら壁７１Ａ、４０Ａどうしを離間させる方向に作用する摺動浮揚力が生じる。

そして、本実施形態では、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間においても高い摺動浮揚力が得られるように、クランク軸受４０の内周壁４０Ａに前記摺動面Ｓａの最適なプロファイルが適用されている。

具体的には、隙間比ｍ＝ｈ２／ｈ１であって、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間の隙間Ｇの寸法のうち最小値となる最小隙間ｈ１つまり頂部Ｐ１０とクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとの離間距離ｈ１と、隙間Ｇの寸法のうち最大値となる最大隙間ｈ２つまり裾部Ｑ１０とクランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとの離間距離ｈ２との比率が１．５以上５．０以下の範囲の所定値となるように設定されている。

また、本実施形態では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の部分と同様に、クランクジャーナル部７１とクランク軸受４０との間に供給される流体Ｆが、運転領域に応じて空気と潤滑用水とに切り替えられる。これに伴い、本実施形態では、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間での摩擦係数μが小さくなるように、最小隙間ｈ１が、３μｍ以上１５μｍ以下の所定値に設定されている。

また、本実施形態では、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの表面粗さが、それぞれ、０．４μｍ以下となるように設定されている。

＜クランクピン軸受＞
前記のように、ピストン５の往復動に伴って、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａはクランクピン７２の外周壁７２Ａに対して相対的に摺動する。これに対応して、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａに前記摺動面Ｓａのプロファイルが適用されている。

図１６は、コンロッド大端部８１周辺を図２のＸＩＶ−ＸＩＶ線に沿う断面で切断したときの概略断面図である。

クランクピン軸受８３は、その内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間に隙間Ｇが形成されるような大きさを有している。クランクピン７２の断面形状はほぼ真円である。一方、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａは、クランクピン７２の外周壁７２Ａに向かって張り出す形状を有している。具体的には、クランクピン７２に対するクランクピンン軸受８３の摺動方向Ｙ２１と反対の方向に隙間Ｇの寸法が徐々に小さくなっている。本実施形態では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａ全体がこの張り出し形状を有する張出形状部となっており、隙間Ｇの寸法が最小となる頂部Ｐ２０と、頂部Ｐ２０よりもクランクピン軸受８３の摺動方向Ｙ２１の下流側に位置して隙間Ｇの寸法が最大となる裾部Ｑ２０とが隣接している。図１６の例では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａは、その断面において、頂部Ｐ２０から摺動方向Ｙ２１に沿って裾部Ｑ２０に向かってらせん状に拡径しており、これにより隙間Ｇの寸法が変化するようになっている。

この隙間Ｇすなわちクランクピン軸受８３Ａとクランクピン７２との間には、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の部分と同様に、空気または潤滑用水が供給され、運転領域に応じて空気と潤滑用水とが切り替えられる。なお、図１６の矢印Ｙ２０は、クランクピン軸受８３Ａに伴う流体Ｆの移動方向を示している。

そして、頂部Ｐ２０における隙間Ｇの寸法である最小隙間ｈ１と、裾部Ｑ２０における隙間Ｇの寸法である最大隙間ｈ２との比率である隙間比ｍ＝ｈ２／ｈ１が１．５以上５．０以下の所定の値に設定されている。また、最小隙間ｈ１が、３μｍ以上１５μｍ以下の所定値に設定されている。

また、本実施形態では、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの表面粗さが、それぞれ、０．４μｍ以下となるように設定されている。

（８）制御内容
次に、エンジン本体１の摺動部分（スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の部分、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間の部分、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間の部分）に供給する流体Ｆを空気と潤滑用水とに切り替える制御等について説明する。

図１７は、本実施形態の制御系を示したブロック図である。車両には、エンジン本体１の各部および変速機１１０を制御するためのＰＣＭ（制御手段）５００が搭載されている。ＰＣＭ５００は、周知のとおり、ＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等から構成されるマイクロプロセッサである。

ＰＣＭ５００は、エンジンの運転状態を検出するための各種センサと電気的に接続されており、これらセンサからの入力信号に基づいて種々の判定や演算等を実行してエンジンの各部を制御する。例えば、ＰＣＭ５００は、エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサＳＮ１や、エンジン本体１に導入される吸気の量を検出するエアフローセンサＳＮ２、車両に設けられるアクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサＳＮ３等と接続されているとともに、点火プラグ１７、インジェクタ１８と接続されている。そして、ＰＣＭ５００は、検出されたエンジン回転数、アクセル開度、吸気量等に基づいて、インジェクタ１８から噴射する燃料量および点火プラグ１７の点火時期等を制御する。

また、ＰＣＭ５００には潤滑用液体ポンプ２０２が接続されており、ＰＣＭ５００は潤滑用液体ポンプ２０２の駆動状態を制御する。さらに、ＰＣＭ５００は変速機１１０とも接続されており、ＰＣＭ１００は、車速やエンジン本体１の運転状態に基づいて減速比を制御する。

ＰＣＭ５００による潤滑用液体ポンプ２０２および変速機１１０の具体的な制御手順を、図１８のフローチャートを用いて説明する。

ＰＣＭ５００は、まず、ステップＳ１において基準減速比を算出する。具体的には、ＰＣＭ５００は、車速およびエンジン負荷に基づいて基準減速比を算出する。なお、エンジン負荷は、エンジン回転数とアクセル開度等から算出される。

次に、ＰＣＭ５００は、ステップＳ２において、エンジン回転数およびエンジン負荷に基づいて、現在の運転領域が第１領域Ａ１であるか否かを判定する。

ステップＳ２の判定がＮＯの場合、すなわち、第２領域Ａ２でエンジン本体１が運転されている場合は、ステップＳ３に進む。ステップＳ３では、ＰＣＭ５００は、潤滑剤ポンプ２０１の駆動を停止して、エンジン本体１の摺動部分への潤滑水の供給を停止する。このように潤滑水の供給が停止すると、エンジン本体１の摺動部分には空気のみが存在することとなり、この摺動部分に空気の層が形成される。

ステップＳ３の後はステップＳ４に進む。そして、ＰＣＭ５００は、ステップＳ４にて、変速機１１０の減速比をステップＳ２で算出した基準減速比に制御して処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。

このように、エンジン本体１が第２領域Ａ２で運転されている場合は、エンジン本体１の摺動部分に空気の層が形成され、かつ、変速機１１０の減速比が基準減速比に制御される。

一方、ステップＳ２の判定がＮＯであってエンジン本体１が第１領域Ａ１で運転されている場合は、ステップＳ５に進み、ＰＣＭ５００は、潤滑剤ポンプ２０１を駆動させて、エンジン本体１の摺動部分に潤滑水を供給する。

ステップＳ５の後はステップＳ６に進む。ステップＳ６では、ＰＣＭ５００は、さらに、エンジン本体１が高速高負荷領域Ａ１＿ｈで運転されているか否かを判定する。

図１３に示すように、高速高負荷領域Ａ１＿ｈは第１領域Ａ１のうち、エンジン回転数が高負荷側基準回転数Ｎ２以下かつエンジン負荷が高負荷側基準負荷Ｔ２以上の領域である。ここで、前記のように、エンジン回転数が低いほど、エンジン負荷が高いほど、エンジン本体１の摺動部分に加えられる荷重に対抗できる摺動浮揚力Ｗを得るのは困難となる。従って、高速高負荷領域Ａ１＿ｈは、摺動部分の浮揚が特に困難となる領域である。

ステップＳ６の判定がＮＯであって、エンジン本体１が第１領域Ａ１のうち高速高負荷領域Ａ１＿ｈを除く領域で運転されている場合は、ステップＳ７に進む。そして、ＰＣＭ５００は、ステップＳ７にて、減速比をステップＳ２で算出した基準減速比に制御した後、処理を終了する（ステップＳ１に戻る）。

一方、ステップＳ６の判定がＹＥＳであって、エンジン本体１が高速高負荷Ａ１＿ｈで運転されている場合は、ステップＳ８に進む。そして、ＰＣＭ５００は、ステップＳ８にて、減速比をステップＳ２で算出した基準減速比よりも大きくする。つまり、ＰＣＭ５００は、ステップＳ８にて、いわゆるシフトダウンを行う。減速比が増大されると、エンジン回転数は上昇する。

このように、本実施形態では、第１領域Ａ１でエンジン本体１が運転されている場合は、潤滑剤ポンプ２０１を駆動してエンジン本体１の摺動部分に潤滑水を供給する。また、第１領域Ａ１のうち高速高負荷領域Ａ１＿ｈを除く領域でエンジン本体１が運転されている場合は、減速比を基準減速比にする一方、高速高負荷領域Ａ１＿ｈでエンジン本体１が運転されている場合は、減速比をこの基準減速比よりも増大してエンジン回転数を上昇させる。

（９）作用等
以上のように、本実施形態では、ピストン５のスカート本体部３１のスカート摺動面３１Ｓが、気筒２の内周壁２Ａ側に張り出す形状とされているとともに、気筒２の内周壁２Ａに対して、隙間比ｍが１．５以上５．０以下となるように構成されている。また、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａの間の隙間Ｇに潤滑用水または空気の層が形成されるように構成されつつ、最小隙間ｈ１が３μｍ以上１５μｍ以下に設定されている。従って、スカート摺動面３１Ｓに気筒２の内周壁２Ａに対して高い摺動浮揚力を付与することができ、これにより、両者の接触をより確実に回避して摩擦抵抗を小さく抑えることができるとともに、これらの間の摩擦係数μを小さくすることができ、スカート摺動面３１Ｓの摺動時に生じる摩擦抵抗および機械損失を格段に低減することができる。ひいては、燃費性能を高めることができる。特に、スカート摺動面３１Ｓのプロファイルを前記のように設定するという簡単な構成でこの効果を得ることができ、コスト面でも有利になる。

しかも、第２領域Ａ２であってエンジン回転数が高いことに伴い浮揚摺動力を確保しながら流体Ｆの粘度を小さくできる領域では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間への潤滑用水の供給を停止してこれらの間に粘度の低い空気の層を形成するように構成している。そのため、第２領域Ａ２においてスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の摩擦係数μを小さくして摩擦抵抗を効果的に小さく抑えることができる。

一方で、エンジン回転数が低く且つエンジン負荷が高い第１領域Ａ１であって、エンジン回転数が低く摺動浮揚力Ｗが低くなりやすい一方スカート摺動面３１Ｓに加えられる荷重が高いために高い摺動浮揚力Ｗが必要となるい第１領域Ａ１では、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に空気よりも粘度の高い潤滑用水を供給している。そのため、第１領域Ａ１においてもスカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に高い摺動浮揚力を生じさせることができ、摩擦抵抗を小さく抑えることができる。つまり、本実施形態では、全エンジン回転数領域においてスカート摺動面３１Ｓの摺動時に生じる摩擦抵抗を確実に小さくすることができる。

さらに、本実施形態では、第１領域Ａ１のうち特にエンジン回転数およびエンジン負荷が高く、必要な摺動浮揚力Ｗが特に高くなる高速高負荷領域Ａ１＿ｈでは、変速機１１０の減速比を基準減速比よりも低減している。つまり、高速高負荷領域Ａ１＿ｈでの運転が開始されると、エンジン本体１の運転ポイントをエンジン回転数がより高く摺動浮揚力Ｗを得やすいポイントに変更している。従って、高速高負荷領域Ａ１＿ｈで運転がなされることによって摺動浮力Ｗが不足して摩擦抵抗が大きくなるのを抑制することができる。

また、本実施形態では、前記の高い摺動浮揚力を実現しかつ摩擦係数μを小さくすることのできる摺動面のプロファイルが、クランク軸受４０の内周壁４０Ａ、および、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａにも適用されている。そのため、これらの摺動時に生じる摩擦抵抗を低減することができ、機械損失を大幅に低減できる。

また、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の部分と同様に、第２領域Ａ２では、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間の部分、および、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間の部分への潤滑用水の供給を停止してこれらの間に粘度の低い空気の層を形成するように構成する一方、第１領域Ａ１では、前記各部分に空気よりも粘度の高い潤滑用水を供給している。そのため、これらの部分においても全エンジン回転数領域において摩擦抵抗を確実に小さくすることができる。

また、第１領域Ａ１において、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の部分、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間の部分、および、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間の部分へ供給する流体Ｆを水（潤滑用水）としている。そのため、第１領域Ａ１から第２領域Ａ２に移行した際に、この水を蒸発させて各部分から除去することができ、各部分に適切に空気層を形成することができる。従って、第２領域Ａ２おいて各部分の摩擦係数μおよび摩擦抵抗をより確実に小さくすることができる。

また、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとが同じステンレス鋼で形成されている。そのため、これらの熱膨張差を小さく抑えて、最小隙間ｈ１の精度および隙間比ｍの精度を高く維持することができる。さらに、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間に潤滑用水を供給しつつ、これらが錆るのをより確実に抑制することができる。

なお、同様の理由から、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａ（クランクジャーナル部７１およびクランクシャフト７）とクランク軸受４０の内周壁４０Ａ（シリンダブロック３）とは、また、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａ（クランクピン軸受８３）とクランクピン７２の外周壁７２Ａ（クランクピン７２およびクランクシャフト７）とは、互いに同じ材料で形成されるのが好ましい。特に、錆びを抑制できるステンレス鋼で形成されるのが好ましい。

（１０）ピストン構造に係る第２実施形態
前記実施形態では、ピストンヘッドとスカート部とが一体に形成された場合について説明したが、これらを別体で構成してもよい。さらに、これらを別体で構成した場合において、スカート部を、ピストンヘッドの首振りに伴うスカート部の首振りが抑制されるように構成してもよい。

図１９（Ａ）は、ピストンヘッド部２２０とスカート部２３０とを別体にした第２実施形態に係るピストン２０５の正面図、図１９（Ｂ）は、ピストン２０５の側面図、図２０は、図１９（Ａ）のＸＩＸ−ＸＩＸ線断面図、図２１は、図１９（Ａ）のＸＸＩ−ＸＸＩ線断面図である。以下の第２実施形態の説明では、図１９（Ａ）の左右方向を単に左右方向として説明する。

この第２実施形態では、スカート部２３０が２つの部材で構成されており、ピストン２０５は左右一対のスカート部２３０、２３０を有する。

図２０に示すように、ピストンヘッド部２２０は、下方に延びる一対のピストンボス２２４を有している。これらピストンボス２２４には、ピストンピン孔２２５が形成されている。コンロッド８は、その上端部２８２に形成された貫通孔２８２ａとピストンピン孔２２５とにピストンピン２４１が挿通されることでピストンヘッド部２２０に回転可能に支持されている。図２１等に示すように、一対のピストンボス２２４には、それぞれ、２つのスカートピン孔２２６が形成されている。これら一対のスカートピン孔２２６は、ピストンピン孔２２５を挟んでこれと同じ高さ位置に配置されている。

一対のスカート部２３０は各々、スカート本体部２３１と一対のアーム部２３２とを備えている。

各スカート本体部２３１は、気筒２の内周壁２Ａの形状に沿った円弧型の平板部材であり、内周壁２Ａと対峙する面にスカート摺動面２３１Ｓを備えている。各スカート摺動面２３１Ｓは、第１実施形態と同様に、気筒２の内周壁２Ａ側へ張り出す弓形形状を有している。一対のスカート部２３０は、互いのスカート摺動面２３１Ｓが反対方向を向くように配置される。

各スカート部２３０において、一対のアーム部２３２は、スカート本体部２３１のスカート摺動面２３１Ｓとは反対側の裏面のうちスカート本体部２３１の周方向の両端からそれぞれ気筒２の径方向内側に向けて延び出している。

これらアーム部２３２は、右側のスカート部２３０の一方のアーム部２３２と左側のスカート部２３０の一方のアーム部２３２とが隣り合い、右側のスカート部２３０の他方のアーム部２３２と左側のスカート部２３０の他方のアーム部２３２とが隣り合うように配置されている。各アーム部２３２の先端部付近には、それぞれピン通し孔２３３が穿孔されている。

右側のスカート部２３０は、その２つのアーム部２３２の先端部に設けられたピン通し孔２３３とピストンボス２２４に形成された左側のスカートピン孔２２６とにスカートピン２４２が挿通されることで、このスカートピン２４２の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス２２４と結合されている。また、左側のスカート部２３０は、その２つのアーム部２３２の先端部に設けられたピン通し孔２３３とピストンボス２２４に形成された右側のスカートピン孔２２６とにスカートピン２４２が挿通されることで、このスカートピン２４２の軸回りに揺動可能な状態で、ピストンボス２２４と結合されている。このようにして、本実施形態では、ピストン２０５に、各スカート部２３０を所定範囲で上下方向に揺動可能とするチルト機構が構成されている。

なお、図１９（Ａ）に示すように、各アーム部２３２の上下方向の中央には開口部２３２ａが形成されており、一方のスカート部２３０のスカートピン２４２は、他方のスカート部２３０のアーム部２３２の開口部２３２ａを通り抜けて、一方のスカート部２３０のアーム部２３２に結合されている。これに伴い、一方のスカート部２３０の揺動が他方のスカート部２３０のスカートピン２４２によって所定の範囲に規制される。

＜スカート部の動作＞
前記のように構成されていることで、第２実施形態では、ピストン２０５の首ふり時において、スカート部２３０の首ふりが抑制される。図２２（Ａ）および図２２（Ｂ）を用いて説明する。図２２（Ａ）は、中立状態におけるスカート部２３０の概略図、図２２（Ｂ）は、首ふりが生じたときのスカート部２３０の概略図である。

第２実施形態では、図２２（Ｂ）に示すように、ピストン２０５が左に傾くように首ふりをすると、ピストンボス２２４が左側に傾くことで、右側のスカートピン孔２２６およびこれに挿通されている右側のスカートピン２４２が、左側のスカートピン孔２２６およびこれに挿通されている左側のスカートピン２４２よりも上方に位置する状態となる。

ここで、仮に、スカート部２３０がスカートピン２４２に対して搖動不能な場合は、スカート部２３０は、図２２（Ｂ）の破線に示すようにピストンヘッド部２２０とともに傾いてしまう。

これに対して、本実施形態では、図２２（Ｂ）の実線で示すように、スカート部２３０がスカートピン２４２に対して搖動することで、スカート部２３０を中立状態のときと同じまたはこれに近い姿勢にすることができる。つまり、スカート部２３０の首振りを抑制することができる。従って、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間ｈ１の寸法、隙間比ｍ＝ｈ１／ｈ２の範囲）を中立状態において適切なプロファイルにすることで、ピストン５の首振りが生じた場合であってもスカート摺動面２３１Ｓのプロファイルをより確実に適切な状態に維持することができる。

一方、この第２実施形態では、ピストン２０５に加速度（減速度）が作用すると、スカート部２３０が中立状態から搖動するおそれがある。

図２３（Ａ）〜（Ｃ）は、ピストン２０５の加減速に伴う、スカート部２３０の揺動状態を説明するための図である。図２３（Ａ）は、ピストン２０５が中立状態にあり、ピストン２０５に下方向（ＴＤＣからＢＤＣへ向かう方向）の加速度、若しくは上方向（ＢＤＣからＴＤＣへ向かう方向）の加速度のいずれもが作用していない状態（例えば、クランク角＝９０°、２７０°の状態）における、スカート部２３０の姿勢を示している。

図２３（Ｂ）は、ピストン５に下方向の加速度、若しくは上方向の減速度が作用している状態における、スカート部２３０の姿勢を示している。この図２３（Ｂ）に示すように、ピストン５に下方向の加速度または上方向の減速度が作用すると、スカート部２３０が慣性によってその場に止まり続けようとすることに伴い、スカート部２３０は、上方に傾いた姿勢の揺動状態となる。

従って、第２実施形態では、この上向き揺動状態においても、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間および隙間比）が前記の適切なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。

ここで、図２３（Ｂ）に示す場合は、スカート摺動面２３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の隙間が、上端部側よりも下端部側の方が狭くなる（但し、相当誇張して描かれている）。そして、ピストン５に下方向の加速度が加わる際には、専ら下端部側から流体Ｆが隙間へ流入することになる。従って、下端部側における隙間比ｍが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比ｍ＝２．２付近となるように、下端部における最大隙間を設定することが望ましい。

図２３（Ｃ）は、ピストン５に上方向の加速度、若しくは下方向の減速度が作用している状態における、スカート部２３０の姿勢を示している。この場合、図２３（Ｂ）とは逆に、スカート部２３０は、それぞれ下方に傾いた姿勢の揺動状態となる。

従って、第２実施形態では、この下向き揺動状態においても、スカート部２３０のスカート摺動面２３１Ｓのプロファイル（最小隙間および隙間比）が前記の適切なプロファイルとなるように構成するのが好ましい。

また、この場合はスカート摺動面２３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間の隙間は、下端部側よりも上端部側の方が狭くなる。そして、ピストン５に上方向の加速度が加わる際には、専ら上端部側から流体Ｆが隙間へ流入することになる。従って、上端部側における隙間比ｍが、最も大きい浮揚力が得られる隙間比ｍ＝２．２付近となるように、上端部における最大隙間を設定することが望ましい。

（１１）他の変形例
前記実施形態では、低回転数領域Ａ１において、スカート摺動面３１Ｓと気筒２の内周壁２Ａとの間、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａとの間、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとクランクピン７２の外周壁７２Ａとの間、つまり、エンジン本体１の摺動部分に供給する潤滑用水が、防錆剤が添加された水である場合について説明したが、これら隙間Ｇに介在させる潤滑用水はこれに限らない。

ただし、潤滑用水に防錆剤を添加すれば、潤滑用水が供給される各部が錆びるのを防止することができる。

また、潤滑用水に代えて低回転数領域Ａ１においてオイルをエンジン本体１の摺動部分に供給してもよい。具体的には、パン２０９に潤滑用水ではなくオイルを貯留するように構成し、潤滑用液体供給システム２０１によって各部に供給される潤滑用液体をオイルとする。この場合であっても、オイルの粘度が空気の粘度よりも高いことから、低回転数領域Ａ１においてエンジン本体１の摺動部分に高い摺動浮揚力を付与してその摩擦抵抗を小さく抑えることができる。

ここで、使用されるオイルは、低粘度オイルであるのが好ましい。なお、ここでは、０Ｗ−２０程度のオイル、すなわち、粘度が、６．８×１０−３［Ｐａ・ｓ］程度以下のオイルを低粘度オイルという。つまり、粘度が６．８×１０−３［Ｐａ・ｓ］程度以下のオイルが用いられるのが好ましい。このようにすれば、低回転数領域Ａ１において空気よりも粘度の高いオイルを用いて高い摺動浮揚力を得つつ、粘度が高いことに伴って摩擦抵抗が増大するのを抑制することができ、摩擦抵抗を適切に小さく抑えることができる。

また、このように、潤滑用水に代えてオイルを用いれば、これが供給される部分が錆びるのを防止することができる。

一方、潤滑用水を用いれば、前記のように、第１領域Ａ１から第２領域Ａ２に移行した際に、エンジン本体１の摺動部分から早期に除去される。従って、高回転数領域Ａ２にて、エンジン本体１の摺動部分における空気の割合を多くすることができ、この摺動部分の摩擦抵抗をより確実に小さく抑えることができる。

また、前記実施形態では、スカート摺動面３１Ｓが弓形形状である例を示している。しかし、スカート摺動面３１Ｓは、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面において、内周壁２Ａに向けて張り出す張出形状を備える限りにおいて、その態様を問わない。すなわち、最小隙間ｈ１を形成する部分（頂部Ｐｓ）と、最大隙間ｈ２を形成する部分（裾部Ｑｓ）とを有していれば、それら両部分の間の形状は必ずしも弓形の曲面形状でなくとも良く、種々の形状を備えていても良い。例えば、頂部Ｐと裾部Ｑとの間の一部又は全部が、気筒２の中心軸Ｘ１に沿う断面において直線的に傾斜した面、階段状に傾斜した面であっても良い。

同様に、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａと、クランクピン軸受８３の内周壁８３Ａも、最小隙間ｈ１を形成する部分（頂部Ｐ１０、Ｐ２０）と、最大隙間ｈ２を形成する部分（裾部Ｑ１０、Ｑ２０）とを有していればよく、他の形状を備えていても良い。

また、前記実施形態では、スカート摺動面Ｓ３１および気筒２の内周壁２Ａをステンレスで形成した場合について説明したが、これらの材料はステンレスに限らない。例えば、これらを鋳鋼等で形成してもよい。ただし、前記のようにステンレスは熱膨張係数が小さいため、ステンレスを用いれば、熱膨張に伴う最小隙間ｈ１および隙間比ｍの適正範囲からのずれを小さく抑えることができる。なお、同様の理由で、クランクシャフト７およびコンロッド８にもステンレスを用いるのが好ましい。

また、スカート摺動面Ｓ３１と気筒２の内周壁２Ａ、クランクジャーナル部７１の外周壁７１Ａとクランク軸受４０の内周壁４０Ａ、クランクピン７２の外周壁７２Ａとクランクピン軸受８３の内周壁８３Ａとを、それぞれ別の材料で形成してもよい。ただし、前記のように、これらを同じ材料とすれば熱膨張差が最小隙間ｈ１および隙間比ｍに与える影響を小さく抑えて、これらの精度を高くすることができる。

１ エンジン本体
２ 気筒（第１部材）
２Ａ 気筒の内周壁（第１摺動面）
５ ピストン
７ クランクシャフト
８ コンロッド
３０ スカート部
３１ スカート本体部３１（第２部材）
３１Ｓ スカート摺動面（第２摺動面、張出形状部）
４０ クランク軸受（第２部材）
４０Ａ クランク軸受の内周壁（第２摺動面、張出形状部）
７１ クランクジャーナル部（第１部材）
７１Ａ クランクジャーナルの外周壁（第１摺動面）
７２ クランクピン（第１部材）
７２Ａ クランクピンの内周壁（第１摺動面）
８３ クランクピン軸受（第２部材）
８３Ａ クランクピン軸受の内周壁（第２摺動面、張出形状部）
Ｐ１０ 頂部
Ｐ２０ 頂部
Ｐｓ 頂部
Ｑ１０ 裾部
Ｑ２０ 裾部
Ｑｓ（Ｑｓ１、Ｑｓ２） 裾部
ｈ１ 最小隙間
ｈ２ 最大隙間
ｍ 隙間比

Claims (7)

1. 気筒内を往復動するピストン及びクランク機構を備えた往復動ピストンエンジンにおいて、
   第１摺動面を有する第１部材と、
   前記第１摺動面と隙間を置いて対峙する第２摺動面を有し、前記ピストンの往復動時に前記第１部材に対して所定の摺動方向に相対移動する第２部材と、
   前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に、空気よりも粘度の高い潤滑用の液体を供給する潤滑用液体供給装置とを備え、
   前記第２摺動面は、前記摺動方向に沿った断面において、前記第１摺動面側に張り出す張出形状部を有し、
   前記張出形状部は、最も張り出した部分となる頂部と、この頂部の少なくとも前記摺動方向の下流側に配置されて前記第１摺動面に対して最も離間した位置となる裾部とを含み、
   前記張出形状部において、前記頂部における前記隙間を最小隙間ｈ１とし、前記裾部における前記隙間を最大隙間ｈ２とするとき、
   ｈ１＝０．５μｍ〜４０μｍ、
   ｈ２／ｈ１＝１．５〜５．０、
   の範囲に設定されており、
   前記潤滑用液体供給装置は、エンジン回転数が予め設定された基準回転数以下かつエンジン負荷が予め設定された基準負荷以上の第１領域では、前記潤滑用の液体を前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に供給する一方、前記第１領域以外の第２運転領域では、前記第１摺動面と前記第２摺動面との間に空気の層が形成されるように前記潤滑用の液体の供給を停止することを特徴とする往復動ピストンエンジン。
2. 請求項１に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記潤滑用の液体は、水と低粘度オイルとの少なくとも一方であることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
3. 請求項１または２に記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１部材の材質と前記第２部材の材質とは、互いに同一であることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
4. 請求項１〜３のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記第１部材が、前記気筒であり、
   前記第２部材が、前記気筒内を往復動するピストンのスカート部であって、
   前記スカート部の、前記気筒の内周壁と対峙する外周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
5. 請求項１〜４のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記ピストンに連結されて当該ピストンの往復動に伴って回転するクランクシャフトと、当該クランクシャフトを回転可能に支持するクランク軸受とを有し、
   前記第１部材が、前記クランクシャフトであり、
   前記第２部材が、前記クランク軸受であって、
   前記クランク軸受の、前記クランクシャフトの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
6. 請求項１〜５のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンにおいて、
   前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドを備え、
   前記コンロッドは、前記クランクシャフトの一部を構成するクランクピンが挿通された状態で当該クランクピンと相対回転するクランクピン軸受を備え、
   前記第１部材が、前記クランクピンであって、
   前記第２部材が、前記クランクピン軸受であって、
   前記クランクピン軸受の、前記クランクピンの外周壁と対峙する内周壁に前記張出形状部が設けられていることを特徴とする往復動ピストンエンジン。
7. 請求項１〜６のいずれかに記載の往復動ピストンエンジンを備えた車両であって、
   前記エンジン本体と車輪との減速比を変更する変速機を備え、
   前記制御手段は、車速およびエンジン負荷に応じて減速比の基準値である基準減速比を算出するとともに、エンジン本体が前記第１領域のうち少なくともエンジン回転数およびエンジン負荷が高い側の領域で運転されているときは、前記減速比が前記基準減速比よりも大きくなるように前記変速機を制御することを特徴とする往復動ピストンエンジンを備えた車両。

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