以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
（第１実施形態）
図１は上から透視したときの第１実施形態のエンジン１の燃焼室３０の形状を説明するための概略構成図、図２はクランク軸方向に直交する断面で見た第１実施形態のエンジン１の概略構成図、図３は図２のＹ−Ｙ線断面図である。図２は図１のＸ−Ｘ線断面図でもある。図４は円筒状のシリンダ１１及びこのシリンダ１１の上方に位置する吸気ポート４０の下流側を紙面手前側である排気側から紙面向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第１実施形態の概略斜視図である。なお、エンジンにおいて上下方向は、クランク軸方向に直交する断面で見たエンジンの概略図である図２を中心に考えるものとする。
(First embodiment)
FIG. 1 is a schematic configuration diagram for explaining the shape of the combustion chamber 30 of the engine 1 of the first embodiment as seen through from above, and FIG. 2 is the engine of the first embodiment viewed in a cross section orthogonal to the crankshaft direction. 1 is a schematic configuration diagram, and FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line YY of FIG. 2 is also a cross-sectional view taken along line XX of FIG. FIG. 4 is a perspective view of the cylindrical cylinder 11 and the downstream side of the intake port 40 positioned above the cylinder 11 from an obliquely upper side in front of the page from the exhaust side which is the front side of the page to the intake side which is the other side of the page. It is the schematic perspective view of 1st Embodiment seen. Note that the vertical direction of the engine is considered centering on FIG. 2 which is a schematic view of the engine viewed in a cross section orthogonal to the crankshaft direction.
ここでは、エンジン１が車両に対して縦に置かれる場合であるとし、この場合に図１においてエンジンの長手方向の上側が車両のフロント側、エンジンの長手方向の下側が車両のリヤ側であるとする。このとき、図４において左側がフロント側、右側がリヤ側となる。以下、車両のフロント側を単に「フロント側」と、車両のリヤ側を単に「リヤ側」という。もちろん、本発明は縦置きエンジンの場合に限定されるものでない。
Here, it is assumed that the engine 1 is placed vertically with respect to the vehicle. In this case, in FIG. 1, the upper side in the longitudinal direction of the engine is the front side of the vehicle, and the lower side in the longitudinal direction of the engine is the rear side of the vehicle. And At this time, in FIG. 4, the left side is the front side and the right side is the rear side. Hereinafter, the front side of the vehicle is simply referred to as “front side”, and the rear side of the vehicle is simply referred to as “rear side”. Of course, the present invention is not limited to a vertical engine.
エンジン１は、例えば車両に搭載される直噴式直列３気筒ガソリンエンジンである。３つの気筒が、図１に示したように一列に配置されている。エンジン１は３気筒エンジンに限定されるものでなく、４気筒エンジン、６気筒エンジン等であってよい。
The engine 1 is, for example, a direct injection in-line three-cylinder gasoline engine mounted on a vehicle. Three cylinders are arranged in a row as shown in FIG. The engine 1 is not limited to a three-cylinder engine, and may be a four-cylinder engine, a six-cylinder engine, or the like.
エンジン１には、シリンダブロック２０及びシリンダヘッド１０を備える。シリンダブロック１０には、気筒数分のシリンダ１１を上下方向に有する。各シリンダ１１内には、ピストン１２が図２に示したようにシリンダ１１内に摺動自在に配設されている。
The engine 1 includes a cylinder block 20 and a cylinder head 10. The cylinder block 10 has as many cylinders 11 as the number of cylinders in the vertical direction. In each cylinder 11, a piston 12 is slidably disposed in the cylinder 11 as shown in FIG.
シリンダブロック１０の上部にシリンダヘッド２０が取り付けられる。シリンダヘッド２０の下面２１には、３つの各シリンダ１１に対向する位置に、上方に向けてペントルーフ状に窪んだ気筒数分の凹部２４が形成される。凹部２４は、平らな長方形状の尾根２５と、左右のルーフ２６，２７から構成される。すなわち、上方に向けて一番窪んだところが尾根２５となり、尾根２５はクランク軸方向に沿って延びている。この尾根２５から図１に示したように左右に傾斜するルーフ２６，２７が形成される。以下、一方のルーフ２６を「吸気側ルーフ」、他方のルーフ２７を「排気側ルーフ」という。ここで、クランク軸方向に直交する断面において排気側ルーフ２７の直線がシリンダヘッド２０の下面２１から立ち上がる、鋭角である角度（以下、この角度を「ルーフ角度」という。）αは予め定まっている（図５，図６，図７，図８参照）。また、クランク軸方向に直交する断面において吸気側ルーフ２６の直線が水平線から立ち上がる、鋭角である角度も同じルーフ角度αであるとする（図５〜図８参照）。
A cylinder head 20 is attached to the upper part of the cylinder block 10. On the lower surface 21 of the cylinder head 20, concave portions 24 corresponding to the number of cylinders recessed upwardly in a pent roof shape are formed at positions facing the three cylinders 11. The recess 24 includes a flat rectangular ridge 25 and left and right roofs 26 and 27. That is, the most concave portion toward the upper side is the ridge 25, and the ridge 25 extends along the crankshaft direction. As shown in FIG. 1, roofs 26 and 27 that are inclined to the left and right are formed from the ridge 25. Hereinafter, one roof 26 is referred to as an “intake side roof” and the other roof 27 is referred to as an “exhaust side roof”. Here, an acute angle (hereinafter, this angle is referred to as “roof angle”) α at which the straight line of the exhaust roof 27 rises from the lower surface 21 of the cylinder head 20 in a cross section orthogonal to the crankshaft direction is predetermined. (See FIGS. 5, 6, 7, and 8). In addition, it is assumed that an acute angle at which the straight line of the intake roof 26 rises from the horizontal line in a cross section perpendicular to the crankshaft direction is the same roof angle α (see FIGS. 5 to 8).
シリンダヘッド２０の下面２１に形成されるペントルーフ状の凹部２４、シリンダ１１の側壁及びピストン１５の冠面１５ａにより、一気筒分の燃焼室３０が形成される。
A combustion chamber 30 for one cylinder is formed by the pent roof-shaped recess 24 formed on the lower surface 21 of the cylinder head 20, the side wall of the cylinder 11, and the crown surface 15 a of the piston 15.
エンジン１には、一つの気筒当たり、２つの吸気ポート４０と２つの排気ポート６０→７０を備える。各吸気ポート４０は、図２において右斜め上から左斜め下に向かって形成されている。各吸気ポート４０は、一方がシリンダヘッド２０の側壁２２（図１で右側の側壁）に開口し、他方が吸気側ルーフ２６に開口する。各排気ポート７０は、図２において左斜め上から右斜め下に向かって形成されている。各排気ポート７０は、一方がシリンダヘッド２０の側壁２３（図１で左側の側壁）に開口し、他方が排気側ルーフ２７に開口する。図１には吸気ポート４０が２つの独立ポートで構成される場合を示しているが、吸気ポート４０はサイアミーズドポートであってもかまわない。ここでは、一気筒当たり４つのバルブを備える場合で説明する。一気筒当たり２つのバルブや３つのバルブを備える場合であってもかまわない。
The engine 1 includes two intake ports 40 and two exhaust ports 60 → 70 per cylinder. Each intake port 40 is formed from the upper right to the lower left in FIG. One of the intake ports 40 opens on the side wall 22 (right side wall in FIG. 1) of the cylinder head 20, and the other opens on the intake side roof 26. Each exhaust port 70 is formed from the upper left to the lower right in FIG. One of the exhaust ports 70 opens on the side wall 23 (the left side wall in FIG. 1) of the cylinder head 20, and the other opens on the exhaust side roof 27. Although FIG. 1 shows a case where the intake port 40 is composed of two independent ports, the intake port 40 may be a siamese port. Here, a case where four valves are provided per cylinder will be described. There may be two or three valves per cylinder.
吸気ポート４０の吸気側ルーフ２６への開口端には、バルブシート４１（第１バルブシート）が形成され、このバルブシート４１をチューリップ型の吸気バルブ６０が開閉する。ここでは、右斜め上から左斜め下の方向に吸気バルブ６０が傾けて配置されている。このため、吸気バルブ６０は右方向に傾いてリフトする。この右方向に傾いてリフトする方向は予め定まっている。吸気バルブ６０は、弁体としてのバルブヘッド６１、棒状のバルブステム６２などで構成される。吸気バルブ６０は、シリンダヘッド２０に設けたバルブガイド６３をバルブステム６２の軸方向に摺動可能である。
A valve seat 41 (first valve seat) is formed at the opening end of the intake port 40 to the intake side roof 26, and a tulip-type intake valve 60 opens and closes the valve seat 41. Here, the intake valve 60 is disposed so as to be inclined from the upper right to the lower left. For this reason, the intake valve 60 is tilted rightward and lifted. The direction of lifting in the right direction is determined in advance. The intake valve 60 includes a valve head 61 as a valve body, a rod-shaped valve stem 62, and the like. The intake valve 60 can slide a valve guide 63 provided in the cylinder head 20 in the axial direction of the valve stem 62.
バルブシート４１の中心は、吸気バルブ６０が配置される方向にある。すなわち、図２に示したクランク軸方向に直交する断面において、等脚台形状のバルブシートが右方向に傾いている。バルブシート４１は、吸気バルブ６０が着座するシート面４１ａ、リング状の上面４１ｂ、リング状の下面４１ｃで構成されている。バルブシート４１の中心とシート面４１ａとがなす角度であるシート角度は、例えば４５°である。シート角度は４５°に限定されるものでない。吸気バルブ６０はチューリップ型に限定されるものでない。
The center of the valve seat 41 is in the direction in which the intake valve 60 is disposed. That is, the isosceles trapezoidal valve seat is inclined rightward in the cross section perpendicular to the crankshaft direction shown in FIG. The valve seat 41 includes a seat surface 41a on which the intake valve 60 is seated, a ring-shaped upper surface 41b, and a ring-shaped lower surface 41c. A seat angle that is an angle formed by the center of the valve seat 41 and the seat surface 41a is, for example, 45 °. The seat angle is not limited to 45 °. The intake valve 60 is not limited to the tulip type.
吸気バルブ６０の上部には動弁機構６４を備える。動弁機構６４は、吸気カム６５、バルブスプリング６６などで構成される。吸気バルブ６０は、吸気カム６５がベースサークルにある間、バルブスプリング６６により上方に付勢されている。バルブヘッド６１の上面にはシート面６１ａが形成されており、このシート面６１ａがバルブシート４１のシート面４１ａと当接することで吸気ポート４０を閉じて（吸気バルブ６０が着座して）いる。吸気行程で吸気カム６５によりバルブスプリング６６に抗して吸気バルブ６０が下方にリフトすると、バルブヘッド６１とバルブシート４１との間に隙間が生じる。この隙間を吸気ポート４０から燃焼室３０へと吸入空気が流れ込む。
A valve operating mechanism 64 is provided above the intake valve 60. The valve mechanism 64 includes an intake cam 65, a valve spring 66, and the like. The intake valve 60 is biased upward by a valve spring 66 while the intake cam 65 is in the base circle. A seat surface 61 a is formed on the upper surface of the valve head 61, and the intake surface 40 is closed (the intake valve 60 is seated) by the seat surface 61 a coming into contact with the seat surface 41 a of the valve seat 41. When the intake valve 60 is lifted downward against the valve spring 66 by the intake cam 65 during the intake stroke, a gap is generated between the valve head 61 and the valve seat 41. The intake air flows from the intake port 40 into the combustion chamber 30 through this gap.
排気ポート７０の排気側ルーフ２７への開口端には、バルブシート７１（第２バルブシート）が形成され、このバルブシート７１をチューリップ型の排気バルブ８０が開閉する。ここでは、左斜め上から右斜め下の方向に排気バルブ８０が傾けて配置されている。このため、排気バルブ８０は左方向に傾いてリフトする。この左方向に傾いてリフトする方向は予め定まっている。排気バルブ８０は、弁体としてのバルブヘッド８１、棒状のバルブステム８２などで構成される。排気バルブ８０はシリンダヘッド２０に設けたバルブガイド８３をバルブステム８２の軸方向に摺動可能である。
A valve seat 71 (second valve seat) is formed at the opening end of the exhaust port 70 to the exhaust-side roof 27, and a tulip-shaped exhaust valve 80 opens and closes the valve seat 71. Here, the exhaust valve 80 is disposed so as to be inclined from the upper left to the lower right. For this reason, the exhaust valve 80 is tilted leftward and lifted. The direction of lifting in the left direction is determined in advance. The exhaust valve 80 includes a valve head 81 as a valve body, a rod-shaped valve stem 82, and the like. The exhaust valve 80 can slide a valve guide 83 provided in the cylinder head 20 in the axial direction of the valve stem 82.
バルブシート７１の中心は、排気バルブ８０が配置される方向にある。すなわち、図２に示したクランク軸方向に直交する断面において、等脚台形状のバルブシート７１が左方向に傾いている。バルブシート７１は、排気バルブ８０が着座するシート面７１ａ、リング状の上面７１ｂ、リング状の下面７１ｃで構成されている。バルブシート７１の中心とシート面７１ａのなす角度であるシート角度は、例えば４５°である。シート角度は４５°に限定されるものでない。排気バルブ８０はチューリップ型に限定されるものでない。
The center of the valve seat 71 is in the direction in which the exhaust valve 80 is disposed. That is, the isosceles trapezoidal valve seat 71 is inclined leftward in the cross section orthogonal to the crankshaft direction shown in FIG. The valve seat 71 includes a seat surface 71a on which the exhaust valve 80 is seated, a ring-shaped upper surface 71b, and a ring-shaped lower surface 71c. A seat angle, which is an angle formed by the center of the valve seat 71 and the seat surface 71a, is 45 °, for example. The seat angle is not limited to 45 °. The exhaust valve 80 is not limited to the tulip type.
排気バルブ８０の上部には動弁機構８４を備える。動弁機構８４は、排気カム８５、バルブスプリング８６などで構成される。排気バルブ８０は、排気カム８５がベースサークルにある間、バルブスプリング８６により上方に付勢されている。バルブヘッド８１の上面にはシート面８１ａが形成されており、このシート面８１ａがバルブシート７１のシート面７１ａと当接することで排気ポート７０を閉じて（排気バルブ８０が着座して）いる。排気行程で排気カム８５によりバルブスプリング８６に抗して排気バルブ８０が下方にリフトすると、バルブヘッド８１とバルブシート７１との間に隙間が生じる。この隙間を燃焼室３０から排気ポート７０へと燃焼ガスが流れ出る。排気バルブ８０の軸と上記吸気バルブ６０の軸とがなす、鋭角である角度を「バルブ挟み角」というが、上記のルーフ角度αはバルブ挟み角のちょうど１／２の角度となっている。
A valve operating mechanism 84 is provided above the exhaust valve 80. The valve mechanism 84 includes an exhaust cam 85, a valve spring 86, and the like. The exhaust valve 80 is biased upward by a valve spring 86 while the exhaust cam 85 is in the base circle. A seat surface 81 a is formed on the upper surface of the valve head 81, and the exhaust port 70 is closed (the exhaust valve 80 is seated) by the seat surface 81 a coming into contact with the seat surface 71 a of the valve seat 71. When the exhaust valve 80 is lifted downward against the valve spring 86 by the exhaust cam 85 in the exhaust stroke, a gap is generated between the valve head 81 and the valve seat 71. Combustion gas flows from the combustion chamber 30 to the exhaust port 70 through this gap. An acute angle formed by the axis of the exhaust valve 80 and the axis of the intake valve 60 is referred to as a “valve clamping angle”. The roof angle α is exactly ½ of the valve clamping angle.
３つの気筒の各尾根２５の中心には、図１にも示したように燃焼室３０に臨んで直立する点火プラグ９０を備える。また、シリンダヘッド２０の吸気側の側壁２２の側には、シリンダヘッド２０の下面２１の直上付近から燃焼室３０に臨む燃料インジェクタ９１を備える。なお、図２には燃料インジェクタ９１が示されていない。燃料インジェクタ９１は、吸気行程や圧縮行程の所定のタイミングで燃焼室３０内に燃料を噴射する。この噴射燃料は燃焼室３０内の空気と混合して混合気を生成する。点火プラグ９０は、圧縮上死点前後の所定のタイミングで燃焼室３０内の混合気に着火する。この着火によって、燃焼室３０内の混合気が燃焼し、この混合気の燃焼圧力をピストン１５が受ける。燃焼圧力を受けたピストン１５はシリンダ１１に沿って上下方向にストローク（往復運動）する。
At the center of each ridge 25 of the three cylinders, as shown in FIG. 1, a spark plug 90 that stands upright facing the combustion chamber 30 is provided. A fuel injector 91 that faces the combustion chamber 30 from directly above the lower surface 21 of the cylinder head 20 is provided on the side of the side wall 22 on the intake side of the cylinder head 20. Note that the fuel injector 91 is not shown in FIG. The fuel injector 91 injects fuel into the combustion chamber 30 at a predetermined timing of the intake stroke and the compression stroke. This injected fuel is mixed with the air in the combustion chamber 30 to generate an air-fuel mixture. The spark plug 90 ignites the air-fuel mixture in the combustion chamber 30 at a predetermined timing before and after compression top dead center. By this ignition, the air-fuel mixture in the combustion chamber 30 burns, and the piston 15 receives the combustion pressure of this air-fuel mixture. The piston 15 that has received the combustion pressure strokes (reciprocates) in the vertical direction along the cylinder 11.
３つのピストン１２の各ピストンピン１６にはコンロッド（図示しない）の一端が連結され、これらコンロッドの下端は全て一本のクランク軸に連結されている。各ピストン１２の往復運動は、コンロッド及びクランク軸を介して回転運動に変換される。クランク軸は図１においてシリンダヘッド２０の長手方向に配置されている。つまり、シリンダヘッド２０の長手方向がクランク軸方向である。ここでは、直噴エンジンを記載しているが、ポート噴射エンジンであってかまわない。
One end of a connecting rod (not shown) is connected to each piston pin 16 of the three pistons 12, and the lower ends of these connecting rods are all connected to one crankshaft. The reciprocating motion of each piston 12 is converted into rotational motion via a connecting rod and a crankshaft. The crankshaft is arranged in the longitudinal direction of the cylinder head 20 in FIG. That is, the longitudinal direction of the cylinder head 20 is the crankshaft direction. Although a direct injection engine is described here, it may be a port injection engine.
さて、エンジンのダウンサイジング化によって、これまでよりも高回転速度・高負荷域で燃費を改善することが求められている。ここで、「ダウンサイジング化」とは、ある排気量の自然吸気エンジンを基準のエンジンとする。そして、この基準のエンジンより排気量を小さくする一方で、ターボチャージャなどの過給機を使うことにより、基準のエンジンと同等の動力性能を確保しようとするものである。ターボチャージャ（図示しない）によって燃焼室３０内に吸入空気を多く押し込むと共に、押し込んだ吸入空気に見合った燃料を燃料インジェクタ９１で噴射供給する。すると、燃焼室３０内では燃焼が急速に進むので、特に高負荷域でノッキングが生じやすくなる。ノッキングが生じると、その回避のために点火時期を遅角せざるを得ない。点火時期はＭＢＴ（最良燃費点）に設定されているのであるから、点火時期をＭＢＴより遅角させたのでは、燃費が悪くなる。そこで、エンジンからの排出ガスの一部を吸気通路に戻すＥＧＲ通路（図示しない）と、このＥＧＲ通路を開閉する常閉のＥＧＲ弁（図示しない）とを設けておき、高負荷域でＥＧＲ弁を開く。高負荷域では、ＥＧＲ弁を開いて大量のＥＧＲガス（不活性ガス）を燃焼室３０に導入することで燃焼室内温度が上がりすぎないようにして、ノッキングを回避するのである。これによって、高負荷域でも点火時期をＭＢＴから遅角させることがなくなり、燃費が向上する。また、エンジンのダウンサイジング化においては、燃焼室３０をペントルーフ型として燃焼室３０をコンパクトに設計すると共に、ロングストローク化することで低回転速度域でのトルクを増大し、これによって実用域での燃費を向上させている。
Now, by downsizing the engine, it is required to improve fuel efficiency at a higher rotational speed and higher load than before. Here, “downsizing” means that a naturally aspirated engine having a certain displacement is a reference engine. And while trying to make the displacement smaller than that of the standard engine, a turbocharger or other turbocharger is used to ensure the same power performance as the standard engine. A large amount of intake air is pushed into the combustion chamber 30 by a turbocharger (not shown), and fuel corresponding to the pushed-in intake air is injected and supplied by the fuel injector 91. Then, since combustion rapidly proceeds in the combustion chamber 30, knocking easily occurs particularly in a high load region. If knocking occurs, the ignition timing must be retarded to avoid it. Since the ignition timing is set to MBT (best fuel efficiency point), if the ignition timing is retarded from MBT, the fuel efficiency is deteriorated. Therefore, an EGR passage (not shown) for returning a part of the exhaust gas from the engine to the intake passage and a normally closed EGR valve (not shown) for opening and closing the EGR passage are provided, and the EGR valve in a high load range. open. In the high load range, the EGR valve is opened and a large amount of EGR gas (inert gas) is introduced into the combustion chamber 30 so that the temperature in the combustion chamber does not rise excessively and knocking is avoided. As a result, the ignition timing is not retarded from the MBT even in a high load range, and fuel efficiency is improved. Further, in downsizing the engine, the combustion chamber 30 is designed as a pent roof type, and the combustion chamber 30 is designed to be compact, and the torque in the low rotational speed region is increased by making the stroke longer, so that in the practical range. It improves fuel economy.
しかしながら、エンジンのダウンサイジング化において高負荷域でＥＧＲガスを大量に導入するのでは、高負荷域での燃焼状態が悪くなる。この大量のＥＧＲガスの存在下での燃焼状態の悪化を防ぐには、燃焼室３０内でのガス流動、つまりタンブル流を強化することである。こうした要求から吸気ポートの下流側にタンブル流制御手段としてのガイド板を備える従来装置がある。この従来装置では、タンブル流が不必要であるときにガイド板を吸気ポート壁に収納しておき、タンブル流を強くしたいときにはガイド板を吸気ポート中心に向かって押し出させ、吸気を絞ることで、強いタンブル流を得ようとする。
However, if a large amount of EGR gas is introduced in the high load region in downsizing the engine, the combustion state in the high load region becomes worse. In order to prevent the deterioration of the combustion state in the presence of this large amount of EGR gas, the gas flow in the combustion chamber 30, that is, the tumble flow is strengthened. Because of these requirements, there is a conventional apparatus that includes a guide plate as tumble flow control means on the downstream side of the intake port. In this conventional device, when the tumble flow is unnecessary, the guide plate is stored in the intake port wall, and when the tumble flow is to be strengthened, the guide plate is pushed out toward the center of the intake port, and the intake air is throttled. Try to get a strong tumble flow.
しかしながら、吸気バルブ６０を吸気下死点よりも遅く閉じる仕様のエンジンの場合に、燃焼する前の混合ガスが、ガイド板が備えられる吸気ポート４０の下流側に戻ってくる。また、吸排気バルブ６０，８０のバルブオーバーラップ時には燃焼後の残留ガスが吸気ポート４０の下流側に吹き返す。これら燃焼する前の混合ガスに含まれる燃料や、残留ガスに含まれる煤、未燃ガスがガイド板の駆動部分に付着する。混合ガスに含まれる燃料、残留ガスに含まれる煤、未燃ガスの少ない付着であれば、ガイド板が動き得るものの、付着量が多くなれば、やがてはガイド板が吸気ポート壁に収納したままで動かなくなってしまう。ガイド板が動かなくなってしまうと、エンジンをダウンサイジング化していても、高負荷域でタンブル流を強化することができなくなる。
However, in the case of an engine that closes the intake valve 60 later than the intake bottom dead center, the mixed gas before combustion returns to the downstream side of the intake port 40 provided with the guide plate. Further, when the intake / exhaust valves 60 and 80 overlap, the residual gas after combustion blows back to the downstream side of the intake port 40. Fuel contained in the mixed gas before combustion, soot contained in the residual gas, and unburned gas adhere to the drive portion of the guide plate. The guide plate can move if the fuel contained in the mixed gas, the soot contained in the residual gas, or the adhesion of the unburned gas is small, but if the amount of adhesion increases, the guide plate will eventually remain in the intake port wall. Will stop working. If the guide plate stops moving, the tumble flow cannot be strengthened in the high load range even if the engine is downsized.
ここで、本発明では、後述するように、排気側シリンダ壁１２の上の点に向かって、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成している。この本発明と対比するため、排気側シリンダ壁１２の上の点に向かって、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成する、ことはしていないエンジンを「現状のエンジン」であると定義する。前述したエンジンのダウンサイジング化の対象となるエンジンも現状のエンジンである。一方、低回転速度・低負荷域における燃費向上のため、吸気ポート４０の下流側にタンブルコントロールバルブ（図示しない）を設け、低回転速度・低負荷域でこのタンブルコントロールバルブを作動させて吸入空気を絞っている現状のエンジンがある。このタンブルコントロールバルブを備える現状のエンジンでは、タンブルコントロールバルブを、大量のＥＧＲガスを燃焼室３０に導入する高負荷域において作動させることが考えられる。しかしながら、高負荷域でタンブルコントロールバルブを作動させて吸入空気を絞ると、吸気ポート４０の通気抵抗が大きくなる。吸気ポート４０の通気抵抗が大きくなると、その通気抵抗が大きくなる分だけ、ターボチャージャの仕事量が増えてしまう。
Here, in the present invention, as described later, the intake port downstream end portion 42 is formed so that the flow of intake air flowing into the combustion chamber 30 is narrowed toward a point on the exhaust side cylinder wall 12. For comparison with the present invention, the intake port downstream end 42 is not formed so that the flow of intake air flowing into the combustion chamber 30 is narrowed toward a point on the exhaust side cylinder wall 12. Is defined as the “current engine”. The engine that is subject to downsizing of the engine described above is also the current engine. On the other hand, a tumble control valve (not shown) is provided on the downstream side of the intake port 40 to improve fuel efficiency in the low rotation speed / low load range, and the tumble control valve is operated in the low rotation speed / low load range to intake air. There are current engines that are narrowing down. In a current engine equipped with this tumble control valve, it is conceivable to operate the tumble control valve in a high load region where a large amount of EGR gas is introduced into the combustion chamber 30. However, when the tumble control valve is operated in a high load range to throttle the intake air, the ventilation resistance of the intake port 40 increases. When the airflow resistance of the intake port 40 is increased, the work amount of the turbocharger is increased by the increase of the airflow resistance.
このように、吸気ポート４０の下流端にガイド板のような駆動体を備えたり、タンブルコントロールバルブを高負荷域で作動させたりするのでは、ガイド板の固着や吸気ポート４０の通気抵抗の増加に伴うターボチャージャの仕事量の増大の問題が生じてしまう。
As described above, when a driving body such as a guide plate is provided at the downstream end of the intake port 40 or the tumble control valve is operated in a high load region, the guide plate is fixed and the ventilation resistance of the intake port 40 is increased. As a result, the problem of an increase in the work load of the turbocharger occurs.
図５は、クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジン１の概略構成図である。図５には、吸気ポート４０のありたい姿を要求ベースで記載している。タンブル流は、クランク軸方向に直交する平面（断面）にある、クランク軸回りの旋回流（図５では左回り）のことである。ここで、タンブル流を現状のエンジンより強めるために吸気ポート４０の下流端部（以下「吸気ポート下流端部」という。）４２の形状で制約になっているところをブレークスルーできないかと本発明者が考察した。この考察を以下に説明する。考察に際しては、吸気ポート下流端部４２をシリンダ中心ＢＣ側（図５で左側）と、シリンダ中心ＢＣの反対側（図５で右側）とで区別する。以下、シリンダ中心ＢＣ側の吸気ポート下流端部４３を「第１ポート下流端部」、シリンダ中心ＢＣの反対側にある吸気ポート下流端部４５を「第２ポート下流端部」という。また、シリンダ中心ＢＣより排気側の燃焼室３０ａを「排気側燃焼室」、シリンダ中心ＢＣより吸気側の燃焼室３０ｂを「吸気側燃焼室」として区別する。
FIG. 5 is a schematic configuration diagram of the engine 1 for explaining the tumble flow as seen in a cross section orthogonal to the crankshaft direction. FIG. 5 shows the desired shape of the intake port 40 on a request basis. The tumble flow is a swirl flow around the crankshaft (counterclockwise in FIG. 5) in a plane (cross section) orthogonal to the crankshaft direction. Here, in order to strengthen the tumble flow compared to the current engine, the present inventor wonders whether breakthrough can be made in the shape of the downstream end portion of the intake port 40 (hereinafter referred to as “intake port downstream end portion”) 42. Discussed. This consideration will be described below. In consideration, the downstream end 42 of the intake port is distinguished between the cylinder center BC side (left side in FIG. 5) and the opposite side of the cylinder center BC (right side in FIG. 5). Hereinafter, the intake port downstream end 43 on the cylinder center BC side is referred to as a “first port downstream end”, and the intake port downstream end 45 on the opposite side of the cylinder center BC is referred to as a “second port downstream end”. Further, the combustion chamber 30a on the exhaust side from the cylinder center BC is distinguished as an “exhaust side combustion chamber”, and the combustion chamber 30b on the intake side from the cylinder center BC is distinguished as an “intake side combustion chamber”.
タンブル流を現状のエンジンよりも強めるためには、第１ポート下流端部４３から燃焼室３０に流れ込む吸入空気の運動エネルギー（流速エネルギー）が大きくなるようにすることである。運動エネルギーが大きいタンブル流を得るためには、クランク軸方向に直交する断面においてピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線より上側の排気側燃焼室３０ａであって、タンブル中心ＴＣからの距離が大きい位置を通過させることである。ここで、上記の「タンブル中心」とは、タンブル流の旋回中心のことである。この場合のポイントとして、クランク軸方向に直交する断面において吸入空気を第１ポート下流端部４３及び第２ポート下流端部４５（以下、「第１及び第２のポート下流端部４３及び４５」ともいう。）から排気側燃焼室３０ａに向かわせることである。しかしながら、現状のエンジンでは、シリンダヘッド２０とは別体のバルブシート部品を圧入することによってバルブシート４１を形成している。このバルブシート部品を有することによる吸気ポート下流端部４２の形状制約のため、タンブル流を強化しづらいものとなっている。
In order to make the tumble flow stronger than the current engine, the kinetic energy (flow velocity energy) of the intake air flowing into the combustion chamber 30 from the first port downstream end portion 43 should be increased. In order to obtain a tumble flow having a large kinetic energy, the exhaust side combustion chamber 30a is located above the horizontal line passing through the stroke center SC of the piston 15 in a cross section orthogonal to the crankshaft direction, and is located at a large distance from the tumble center TC. Is to pass through. Here, the above-mentioned “tumble center” is a tumble flow turning center. As a point in this case, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the intake air flows into the first port downstream end portion 43 and the second port downstream end portion 45 (hereinafter referred to as “first and second port downstream end portions 43 and 45”). Or from the exhaust side combustion chamber 30a. However, in the current engine, the valve seat 41 is formed by press-fitting a valve seat component separate from the cylinder head 20. Due to the restriction of the shape of the intake port downstream end portion 42 due to the valve seat part, it is difficult to enhance the tumble flow.
ところで、汎用の技術としてコールドスプレー法という溶射技術が知られている。コールドスプレー法は、硬質表面処理の方法に含まれるもので、粉末材料を溶融温度以下の固相状態で基材へ衝突させ、基材表面に膜を形成（成膜）する技術である。本発明者は、当該技術を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成することで、バルブシートレスの吸気ポートとする。バルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンを新たに発想したのである。すなわち、シリンダヘッド２０の材質は、鋳物用アルミ合金である。バルブシート４１のシート面より一回り大きくした仮のシート面を形成したシリンダヘッド２０を一体で鋳造する。鋳造後にはコールドスプレー法により、バルブ着座部として形成してある上記仮のシート面の基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。すなわち、コールドスプレー法により、ＨｅやＮ2を作動ガスとし、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬質の金属粒子を、上記仮のシート面の基材に打ち込むことによって、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。このように、コールドスプレー法によってバルブシート層（硬質表面）をあらまし形成した後に、スロートカッターを用い、コールドスプレー法によってあらまし形成したバルブシート層を切削加工する。最後には切削加工した後のバルブシート層を研磨することによって、バルブシート４１のシート面を仕様通り（寸法通り）に完成する。なお、排気バルブ８０用のバルブシート７１は、本発明に関係しないので、バルブシートレスとしてもよいし、バルブシート部品を圧入させることとしてもよい。
By the way, a spraying technique called a cold spray method is known as a general-purpose technique. The cold spray method is included in the hard surface treatment method, and is a technique for forming a film (film formation) on the surface of the substrate by causing the powder material to collide with the substrate in a solid phase state below the melting temperature. The inventor forms a valve seat 41 of the intake valve 60 using the technique, thereby obtaining a valve seatless intake port. The engine was newly conceived with a valve seatless intake port. That is, the material of the cylinder head 20 is a casting aluminum alloy. The cylinder head 20 having a temporary seat surface that is slightly larger than the seat surface of the valve seat 41 is integrally cast. After casting, a film harder than the casting aluminum alloy of the base material of the temporary seat surface formed as a valve seat is formed as a valve seat layer by a cold spray method. That is, by using a cold spray method, He or N 2 is used as a working gas, and metal particles harder than the base casting aluminum alloy are driven into the base material on the temporary sheet surface, thereby making the base casting aluminum. A film harder than the alloy is formed as a valve seat layer. Thus, after forming the valve seat layer (hard surface) roughly by the cold spray method, the valve seat layer formed roughly by the cold spray method is cut using a throat cutter. Finally, by polishing the valve seat layer after cutting, the seat surface of the valve seat 41 is completed according to specifications (according to dimensions). In addition, since the valve seat 71 for the exhaust valve 80 is not related to the present invention, the valve seat 71 may be valveless, or a valve seat component may be press-fitted.
本発明では、コールドスプレー法を吸気バルブ６０のバルブシート４１に適用し、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないことによって、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状を大きく変えることができる。第１実施形態の図２はコールドスプレー法を吸気バルブ６０のバルブシート４１に適用したもので、吸気バルブ６０のバルブシート部品は圧入されていない。バルブシートレスの吸気ポート４０とすることで、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状の自由度が増す。
In the present invention, the cold spray method is applied to the valve seat 41 of the intake valve 60, and the shape of the first and second port downstream end portions 43 and 45 is greatly changed by not press-fitting the valve seat component of the intake valve. Can do. In FIG. 2 of the first embodiment, the cold spray method is applied to the valve seat 41 of the intake valve 60, and the valve seat components of the intake valve 60 are not press-fitted. By using the valve seatless intake port 40, the degree of freedom of the shapes of the first and second port downstream end portions 43 and 45 is increased.
こうしたバルブシートレスの吸気ポート４０を念頭に置きつつ、吸入空気によって燃焼室３０内にタンブル流がどのように生成されるのかを、吸気ポート下流端部４２の形状を変更しつつ、本発明者がＣＦＤを用いたシミュレーションを行った。そして、ＣＦＤ（Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ Ｆｌｕｉｄ Ｄｙｎａｍｉｃｓ：数値流体力学）を用いたシミュレーションの解析結果より、次のことを新たに見出すに至っている。すなわち、吸入空気が燃焼室３０内の空間を進む際に、吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成すれば、吸入空気の速度（流速）が、排気側シリンダ壁１２に向かうほど吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度より大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで吸入空気の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に吸入空気が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、排気側シリンダ壁１２上で吸入空気の速度が最大になりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合より、タンブル流が強化されることを、本発明者が新たに見出したのである。
With the valve seatless intake port 40 in mind, the present inventor has changed the shape of the intake port downstream end portion 42 to determine how the tumble flow is generated in the combustion chamber 30 by the intake air. Performed a simulation using CFD. Then, from the analysis result of the simulation using CFD (Computational Fluid Dynamics), the following has been newly found. That is, when the intake port downstream end portion 42 is formed so that the flow of the intake air is narrowed when the intake air travels through the space in the combustion chamber 30, the speed (flow velocity) of the intake air is reduced in the exhaust side cylinder wall 12. As it goes, it becomes larger than the velocity of the intake air when passing through the intake port downstream end portion 42. The speed of the intake air is maximized when it reaches the exhaust side cylinder wall 12. In addition, the momentum of the flow increases due to the intake air gathering in one place on the exhaust side cylinder wall 12. Then, when the speed of the intake air is maximized on the exhaust-side cylinder wall 12 and gathers at one place to increase the momentum, the speed of the intake air when passing through the intake port downstream end 42 remains the same. Thus, the present inventors have newly found that the tumble flow is enhanced.
上記のように、吸気バルブ６０のバルブシート部品を圧入することはせず、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する（バルブシートレスのエンジンとする）ことによって、吸気ポート下流端部４２の形状の自由度が増す。そこで、まずクランク軸方向に直交する断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を検討する。クランク軸方向に直交する断面についての吸気ポート下流端部４２は、第１ポート下流端部４３及び第２ポート下流端部４５で構成される。第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状の自由度が増すのであるから、現状のエンジンより強いタンブル流を得るための具体的な第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状はどうあるべきかを図６，図７を参照して理論的に考察する。ここで、図６，図７は、クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジン１の概略構成図である。
As described above, the valve seat part of the intake valve 60 is not press-fitted, and the valve seat 41 of the intake valve 60 is formed by using a cold spray method (the valve seatless engine is used), so that the intake port The degree of freedom of the shape of the downstream end 42 is increased. Therefore, first, the shape of the intake port downstream end portion 42 with respect to a cross section orthogonal to the crankshaft direction is examined. The intake port downstream end portion 42 with respect to the cross section orthogonal to the crankshaft direction includes a first port downstream end portion 43 and a second port downstream end portion 45. Since the degree of freedom of the shape of the first and second port downstream end portions 43 and 45 is increased, the specific first and second port downstream end portions 43 for obtaining a stronger tumble flow than the current engine and A theoretical consideration will be given to what the shape of 45 should be with reference to FIGS. Here, FIG. 6 and FIG. 7 are schematic configuration diagrams of the engine 1 for explaining the tumble flow as seen in a cross section orthogonal to the crankshaft direction.
第１及び第２のポート下流端部４３及び４５はそれぞれバルブシート４１の直上にあってバルブシート４１に隣接している。以下では、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁のうち、シリンダ中心ＢＣ側（図６で左側）と、シリンダ中心ＢＣの反対側（図６で右側）とで区別する。シリンダ中心ＢＣ側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４４を、「バルブシート直上部第１ポート壁」という。一方、シリンダ中心ＢＣの反対側にあるバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４６を、「バルブシート直上部第２ポート壁」という。
The first and second port downstream end portions 43 and 45 are immediately above the valve seat 41 and are adjacent to the valve seat 41. Hereinafter, among the intake port walls immediately above the valve seat 41, the cylinder center BC side (left side in FIG. 6) and the opposite side of the cylinder center BC (right side in FIG. 6) are distinguished. The intake port wall 44 immediately above the valve seat 41 on the cylinder center BC side is referred to as a “first port wall directly above the valve seat”. On the other hand, the intake port wall 46 immediately above the valve seat 41 on the opposite side of the cylinder center BC is referred to as a “second port wall directly above the valve seat”.
また、シリンダ１１の側壁についても排気側と吸気側とで区別する。シリンダ１１の排気側の側壁１２を「排気側シリンダ壁」、シリンダ１１の吸気側の側壁１３を「吸気側シリンダ壁」という。
Further, the side wall of the cylinder 11 is also distinguished between the exhaust side and the intake side. The side wall 12 on the exhaust side of the cylinder 11 is referred to as “exhaust side cylinder wall”, and the side wall 13 on the intake side of the cylinder 11 is referred to as “intake side cylinder wall”.
タンブル流の生成に特に強く影響するのは、図６，図７に示したように、バルブシート直上部第１ポート壁４４及びバルブシート直上部第２ポート壁４６（以下「バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６」ともいう。）の形状である。この理由は次の通りである。すなわち、ここでは、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を、次のａ，ｂのようにおおよそ２つの部分に分けて考える。
As shown in FIGS. 6 and 7, the generation of the tumble flow is particularly strongly influenced by the first port wall 44 directly above the valve seat and the second port wall 46 directly above the valve seat (hereinafter referred to as “the valve seat right upper part 1 and second port walls 44 and 46 "). The reason is as follows. That is, here, the intake air flowing from the intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is considered divided into approximately two parts as shown in the following a and b.
ａ：上流から吸気ポート４０の上側壁（以下「吸気ポート上側壁」という。）４０ａに 沿って流れてくる吸入空気であって、上流から吸気ポート４０の中心より上側を流れ てくる吸入空気、
ｂ：上流から吸気ポート４０の下側壁（以下「吸気ポート下側壁」という。）４０ｂに 沿って流れてくる吸入空気であって、上流から吸気ポート４０の中心より下側を流れ てくる吸入空気、
全体のほぼ半分である上記ａの吸入空気が、バルブシート直上部第１ポート壁４４にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。全体の残りほぼ半分である上記ｂの吸入空気が、バルブシート直上部第２ポート壁４６にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。このように、上記ａ及びｂを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状によって定まるためである。
a: Intake air flowing along the upper wall of the intake port 40 from the upstream (hereinafter referred to as “intake port upper wall”) 40a, and flowing upward from the center of the intake port 40 from the upstream;
b: Intake air flowing along the lower wall of the intake port 40 from the upstream (hereinafter referred to as “intake port lower wall”) 40 b, and flowing from the upstream to the lower side of the center of the intake port 40 ,
The intake air a, which is substantially half of the whole, is guided by the first port wall 44 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. The intake air b, which is the remaining half of the whole, is guided by the second port wall 46 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. As described above, the behavior of the entire intake air including a and b is determined by the shapes of the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat.
以下、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を上記ａの吸入空気と上記ｂの吸入空気との２つに分ける場合で説明するが、この場合に限定されるものでない。例えば、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を、次のｃ，ｄ，ｅのようにおおよそ３つの部分に分けて考える場合であってよい。
Hereinafter, the case where the intake air flowing from the intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is divided into the intake air a and the intake air b will be described. However, the present invention is not limited to this case. For example, the intake air that flows from the intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 may be divided into roughly three parts as shown in the following c, d, and e.
ｃ：上流から吸気ポート上側壁４０ａに沿って流れてくる吸入空気、
ｄ：上流から吸気ポート下側壁４０ｂに沿って流れてくる吸入空気、
ｅ：上記ｃ及びｄの除く残りの吸入空気、つまり上流から吸気ポート４０の中心側を流 れてくる大部分の吸入空気、
上記ｃの吸入空気が、バルブシート直上部第１ポート壁４４にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。上記ｄの吸入空気が、バルブシート直上部第２ポート壁４６にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。上記ｅの吸入空気は上記ｃの吸入空気と上記ｄの吸入空気に挟まれた状態で排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。このように、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を３つに分けた場合で合っても、上記ｃ〜ｅを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状によって定まることとなるためである。
c: Intake air flowing along the intake port upper side wall 40a from upstream,
d: intake air flowing along the intake port lower side wall 40b from upstream;
e: The remaining intake air excluding the above c and d, that is, most of the intake air flowing from the upstream to the center side of the intake port 40,
The intake air c is guided by the first port wall 44 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. The intake air d is guided by the second port wall 46 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. The intake air e flows into the exhaust side cylinder wall 12 while being sandwiched between the intake air c and the intake air d. Thus, even when the intake air flowing from the intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is divided into three, the behavior of the entire intake air including the above c to e is This is because it is determined by the shapes of the first and second port walls 44 and 46.
図６，図７においては、ピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線に加えて、ピストン１５の上死点ＴＤＣ、下死点ＢＤＣの各位置をそれぞれ記載している。吸気行程で吸気バルブ６０が下方にリフトしているときに、ピストン１５が下死点ＢＤＣまで下降することによって、燃焼室３０内の圧力が吸気ポート４０内の圧力より低くなる。この圧力差によって吸気ポート４０内の吸入空気が排気側シリンダ壁１２に向けて引き込まれる。引き込まれて排気側シリンダ壁１２に衝突した吸入空気は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ、ピストン冠面１５ａに衝突する。ピストン冠面１５ａに衝突した吸入空気は流れる方向を変えピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、上記吸気側シリンダ壁１３に向かっていた吸入空気の流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる吸入空気は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した吸入空気は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このような関連する吸気バルブ６０のリフトとピストン１５の上下方向のストローク（往復動）とによって、燃焼室３０の内部に図６，図７で左回りのタンブル流が生成される（図６，図７の太い矢印参照）。このため、タンブル中心ＴＣは、ピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線とシリンダ中心ＢＣとが交わる点にくるものと考える。
6 and 7, the positions of the top dead center TDC and the bottom dead center BDC of the piston 15 are described in addition to the horizontal line passing through the stroke center SC of the piston 15. When the intake valve 60 is lifted downward during the intake stroke, the piston 15 descends to the bottom dead center BDC, whereby the pressure in the combustion chamber 30 becomes lower than the pressure in the intake port 40. Due to this pressure difference, the intake air in the intake port 40 is drawn toward the exhaust side cylinder wall 12. The intake air that has been drawn in and collides with the exhaust side cylinder wall 12 changes the flow direction and flows downward of the exhaust side cylinder wall 12 and collides with the piston crown surface 15a. The intake air that has collided with the piston crown surface 15a changes the flow direction and flows toward the intake cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a. Thereafter, the piston 15 rises to the top dead center TDC through the intake bottom dead center BDC. In response to the upward movement of the piston 15, the flow of the intake air directed toward the intake side cylinder wall 13 changes to the upper side of the intake side cylinder wall 13. The intake air flowing upward on the intake side cylinder wall 13 collides with the intake side roof 26. The intake air that has collided with the intake side roof 26 changes the flow direction and flows to the exhaust side roof 27. Due to the lift of the related intake valve 60 and the vertical stroke (reciprocating motion) of the piston 15, a counterclockwise tumble flow is generated in the combustion chamber 30 in FIGS. 6 and 7 (FIG. 6). (See thick arrow in FIG. 7). For this reason, it is considered that the tumble center TC comes to the point where the horizontal line passing through the stroke center SC of the piston 15 and the cylinder center BC intersect.
バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６は、図３にも示したように吸気ポート４０の断面で見たとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にクランク軸方向に直交する断面で考える。図６に示したようにクランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６が直線であるとする。バルブシート直上部第１ポート壁４４を直線とする理由は、上記ａの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第２ポート壁４６を直線とする理由は、上記ｂの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１ポート壁４４に隣接する吸気ポート上側壁４０ａも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第２ポート壁４６に隣接する吸気ポート下側壁４０ｂも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。
The first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat constitute a part of a cylindrical wall when viewed in cross section of the intake port 40 as shown in FIG. Here, a cross section perpendicular to the crankshaft direction is considered. As shown in FIG. 6, it is assumed that the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat are straight in a cross section perpendicular to the crankshaft direction. The reason why the first port wall 44 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air a flows in this case without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy. The reason why the second port wall 46 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air b described above flows without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy in this case. For the sake of simplicity, the intake port upper side wall 40a adjacent to the first port wall 44 immediately above the valve seat is also a straight line in a cross section perpendicular to the crankshaft direction, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. Suppose you are. Similarly, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the intake port lower side wall 40b adjacent to the second port wall 46 immediately above the valve seat is also a straight line, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. .
ここで、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。以下、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気全体を「第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体」ともいう。あるいは、単に「上記ａ＋ｂの吸入空気全体」ともいう。そして、直進する上記ａ及びｂの各吸入空気を直線（図６の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の上側の境界ｆｕｐを定める。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３，４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の下側の境界ｆｄｗｎを定める。
Here, the intake air of a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the intake air of b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat are exhausted due to their relatively high speed (flow velocity). Suppose that it goes straight toward the side cylinder wall 12. Hereinafter, the intake air of a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the intake air of b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat are referred to as “the first and second port downstream end portions 43 and Also referred to as “the entire a + b intake air flowing in from 45”. Alternatively, it is also simply referred to as “the whole a + b intake air”. And let each said intake air of said a and b which goes straight ahead be represented with a straight line (thin broken line of FIG. 6). At this time, the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat has an upper boundary fup of the entire intake air a + b flowing in from the first and second port downstream ends 43 and 45. Determine. On the other hand, the straight line of the b intake air flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat has a lower boundary fdwn of the entire a + b intake air flowing in from the first and second port downstream end portions 43 and 45. Determine.
この場合に、本発明では、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする。以下、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点を「所定点１」という。このようにすると、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、燃焼室３０の空間内でありながら、あたかも縮小管を流れるかのように、空間的に上下方向に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる。ここで、図６には、燃焼室３０内の空間を進む、上側の境界ｆｕｐの直ぐ下を流れる吸入空気と、下側の境界ｆｄｗｎの直ぐ上を流れる吸入吸気を破線矢印でそれぞれ示している。これより、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、燃焼室３０内の空間を上下方向に狭まりつつ流れることが分かる。このように、上下方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体を解析したとき、周囲に管壁を有していないにも拘わらず、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が徐々に大きくなる。そして、排気側シリンダ壁１２上の所定点１（点Ａ）に到達するタイミングで第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合よりタンブル流が強化されることを本発明者が新たに見出したわけである。この場合、上下方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体に対して、周囲に管壁を有する場合の吸入空気の流れと同じにベルヌイの式が当てはまることとなる。
In this case, according to the present invention, the intersection of the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the straight line of the intake air b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat is It should be on the exhaust side cylinder wall 12. Hereinafter, the intersection of the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the straight line of the intake air b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat is referred to as “predetermined point 1”. . In this way, the entire a + b intake air flowing in from the first and second port downstream ends 43 and 45 is spatially as if it flows in the reduction pipe while in the combustion chamber 30 space. It flows toward the exhaust side cylinder wall 12 while narrowing in the vertical direction. Here, in FIG. 6, the intake air flowing through the space in the combustion chamber 30 and flowing just below the upper boundary fup and the intake air flowing just above the lower boundary fdwn are indicated by broken line arrows, respectively. . From this, it can be seen that the entire a + b intake air flowing from the first and second port downstream ends 43 and 45 flows while narrowing the space in the combustion chamber 30 in the vertical direction. As described above, when the entire a + b intake air flowing toward the exhaust side cylinder wall 12 while being spatially narrowed in the vertical direction is analyzed, the intake of the a + b is performed even though there is no tube wall around it. The speed of the whole air gradually increases. The speed of the entire a + b intake air flowing from the first and second port downstream end portions 43 and 45 is maximized at the timing when the predetermined point 1 (point A) on the exhaust side cylinder wall 12 is reached. . Moreover, the momentum of the flow is increased by gathering all the a + b intake air flowing from the first and second port downstream end portions 43 and 45 in one place on the exhaust side cylinder wall 12. Then, when the speed of the whole intake air of a + b becomes the maximum at the predetermined point 1 and remains at the speed of the intake air when passing through the intake port downstream end portion 42 by the amount gathered at one place and increasing the momentum. The present inventors have newly found that the tumble flow is further strengthened. In this case, Bernoulli's equation is applied to the entire intake air a + b flowing toward the exhaust side cylinder wall 12 while being spatially narrowed in the vertical direction, in the same manner as the flow of intake air in the case of having a tube wall around it. It will be.
上記の所定点１が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする理由は、次の通りである。すなわち、所定点１で排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積が最も小さくなり、流れの断面積が最も小さくなるときに上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となる。排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に沿い下方に向けて流れるのであるが、この排気側シリンダ壁１２に沿って流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となるようにするためである。
The reason why the predetermined point 1 is positioned on the exhaust side cylinder wall 12 is as follows. That is, the cross-sectional area of the entire a + b intake air flow toward the exhaust cylinder wall 12 at the predetermined point 1 is the smallest, and when the cross-sectional area of the flow is the smallest, the speed of the entire a + b intake air is maximum. Become. The entire intake air of a + b colliding with the exhaust side cylinder wall 12 changes its flow direction and flows downward along the exhaust side cylinder wall 12, but the intake air of the a + b flowing along the exhaust side cylinder wall 12. This is to maximize the overall speed.
上記のように、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気をそれぞれ直線で仮定すれば、理論上、上記の所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積は最小のゼロとなる。しかしながら、実際には排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積をゼロにすることは物理的にできない。このため、上記の所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積ができるだけ小さくなるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状と、２つのバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の位置関係を定める。
As described above, if the intake air a flowing in from the first port wall 44 directly above the valve seat and the intake air b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat are assumed to be straight lines, respectively, At the predetermined point 1, the cross-sectional area of the flow of the entire intake air of a + b becomes the minimum zero. However, in practice, it is physically impossible to make the sectional area of the flow of the a + b intake air as a whole toward the exhaust side cylinder wall 12 zero. For this reason, the shape of the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat and the two valve seats so that the cross-sectional area of the entire flow of the intake air a + b becomes as small as possible at the predetermined point 1. The positional relationship between the first and second port walls 44 and 46 immediately above is determined.
図６には、所定点１が相違する、次のア〜エの４つの場合を重ねて例示している。
FIG. 6 illustrates the following four cases (a) to (d) where the predetermined point 1 is different.
ア：所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と、タンブル中心ＴＣがあるスト ローク中心ＳＣを通る水平線とが交わる点Ａ（以下、単に「点Ａ」ともいう。）より 上の排気側シリンダ壁１２にある場合、
イ：所定点１が点Ａにある場合、
ウ：所定点１がシリンダ中心ＢＣより排気側のピストン冠面１５ａの上にある場合、
エ：所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と下死点のピストン冠面１５ａの 水平線とが交わる点Ｃ（以下、単に「点Ｃ」ともいう。）にある場合、
なお、ピストン冠面１５ａにキャビティは設けられておらず、ピストン冠面１５ａの全体は平面であるとする。そして、平面であるピストン冠面１５ａと、シリンダ中心ＢＣと直交する面（水平面）とは、平行な位置関係にあるものとする。
A: Above the point A where the predetermined point 1 intersects the straight line (vertical line) of the exhaust side cylinder wall 12 and the horizontal line passing through the stroke center SC where the tumble center TC is located (hereinafter also simply referred to as “point A”). In the exhaust cylinder wall 12 of
A: When the predetermined point 1 is at point A,
C: When the predetermined point 1 is on the piston crown surface 15a on the exhaust side from the cylinder center BC,
D: When the predetermined point 1 is at a point C where the straight line (vertical line) of the exhaust side cylinder wall 12 and the horizontal line of the piston crown surface 15a at the bottom dead center intersect (hereinafter also simply referred to as “point C”).
It is assumed that the piston crown surface 15a is not provided with a cavity, and the entire piston crown surface 15a is a flat surface. Further, it is assumed that the piston crown surface 15a, which is a plane, and a plane (horizontal plane) orthogonal to the cylinder center BC are in a parallel positional relationship.
上記アやイの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に衝突した後、流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方に向かって流れるので、左旋回のタンブル流が生成される。上記ウの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体がピストン冠面１５ａに衝突した後、流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に向かって流れるので、右旋回の流れとなり左旋回のタンブル流は生成されない。従って、上記エの場合が、タンブル流が生成されるか否かの下方の境界である。クランク軸方向に直交する断面において所定点１が、点Ｃ（第２の点）にあることがタンブル流を生成させるための下方の条件である。
In the case of (a) and (b), since the entire intake air a + b collides with the exhaust side cylinder wall 12, the flow direction is changed, and the air flows toward the lower side of the exhaust side cylinder wall 12, so that a counterclockwise tumble flow is generated. Is done. In the case of the above c), since the entire intake air of a + b collides with the piston crown surface 15a, the flow direction is changed and the air flows toward the exhaust side cylinder wall 12. Not generated. Therefore, the above case (d) is a lower boundary on whether or not a tumble flow is generated. The lower condition for generating the tumble flow is that the predetermined point 1 is at the point C (second point) in the cross section orthogonal to the crankshaft direction.
一方、図７には、次のオの場合を例示している。
On the other hand, FIG. 7 exemplifies the following case (e).
オ：所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気 の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線に平行な線ｌｐｒｌとのなす角度が９０度と なる点Ｅ（以下単に「点Ｅ」ともいう。）にある場合、
ここでは、上記オの場合に代えて次のオ’の場合を考える。
E: The point at which the predetermined point 1 is 90 degrees between the straight line of the intake air b above flowing from the second port wall 46 directly above the valve seat and the line lprl parallel to the vertical line of the exhaust side cylinder wall 12 E (hereinafter simply referred to as “Point E”)
Here, instead of the above-mentioned case (e), the case of the next case (e) is considered.
オ’：所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空 気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点Ｅ’にある 場合、
バルブシート４１の上下方向の厚さを考えると、上記オ’の場合のように、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気が、排気側シリンダ壁１２に衝突することはないと考えられる。つまり、上記オ’は仮想の場合である。しかしながら、上記オ’の仮想の場合のほうが考えやすいので、こちらでまず考える。ここで、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とがなす、鈍角である角度を「第１角度β」とする。
E ': The predetermined point 1 is a point E' at which the angle formed between the straight line of the intake air b and the vertical line of the exhaust side cylinder wall 12 flowing from the second port wall 46 directly above the valve seat is 90 degrees. If there is
Considering the thickness of the valve seat 41 in the vertical direction, the intake air b flowing in from the second port wall 46 immediately above the valve seat collides with the exhaust side cylinder wall 12 as in the case of the above-mentioned '. It is not considered. In other words, the above “O ′” is a virtual case. However, it is easier to think about the above-mentioned virtual case. Here, an obtuse angle formed by the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 directly above the valve seat and the vertical line of the exhaust side cylinder wall 12 is defined as a “first angle β”.
上記オ’の仮想の場合に、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は排気側シリンダ壁１２に衝突して流れる方向を変え、その半分が排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。残り半分は排気側シリンダ壁１２を上方に向けて流れる。一方、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気は排気側シリンダ壁１２に衝突して向きを変え、その全量が排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。この上記ａの吸入空気の全量の排気側シリンダ壁１２下方への流れが、上記ｂの吸入空気の残り半分の排気側シリンダ壁１２上方への流れを打ち消すので、上記ａ及びｂの吸入空気全体としては、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。
In the hypothetical case of the above, the intake air b flowing from the second port wall 46 immediately above the valve seat collides with the exhaust side cylinder wall 12 and changes its flow direction. It flows toward. The other half flows with the exhaust side cylinder wall 12 facing upward. On the other hand, the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat collides with the exhaust side cylinder wall 12 and changes its direction, and the entire amount flows downward through the exhaust side cylinder wall 12. Since the flow of the entire amount of the intake air of a above the exhaust side cylinder wall 12 cancels out the flow of the other half of the intake air of b above the exhaust side cylinder wall 12, the entire intake air of the above a and b The exhaust side cylinder wall 12 flows downward.
上記オ’の仮想の場合を、さらに数値で扱うため、上記ａの吸入空気を１／２、上記ｂの吸入空気を１／２とすると、衝突後に上記ａの吸入空気の全量である１／２が排気側シリンダ壁１２の下方に向かう。衝突後に上記ｂの吸入空気の半分である１／４が排気側シリンダ壁１２の上方に向かい、残り半分の１／４が排気側シリンダ壁１２の下方に向かう。排気側シリンダ壁１２の下方に向かう場合をプラス、排気側シリンダ壁１２の上方に向かう場合をマイナスとして計算すると、１／２−１／４＋１／４＝１／２となる。つまり、上記オ’の仮想の場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体の半分しか流れない。そこで、上記オ’の仮想の場合を、タンブル流が生成されるか否かの上方の境界であるとみなす。所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点Ｅ（第１の点）にあることがタンブル流を生成させるための上方の条件であるとみなすのである。
In order to further handle the virtual case of 'a' with numerical values, if the intake air of a is 1/2 and the intake air of b is 1/2, 1 / is the total amount of intake air of a after the collision. 2 goes below the exhaust side cylinder wall 12. After the collision, half of the intake air b is directed upward of the exhaust side cylinder wall 12, and the other half of the intake air is directed downward of the exhaust side cylinder wall 12. If the calculation is based on the case of going downward of the exhaust side cylinder wall 12 and the case of going upward of the exhaust side cylinder wall 12, the result is 1 / 2-1 / 4 + 1/4 = 1/2. That is, in the case of the above-mentioned hypothetical case, only half of the entire intake air a + b flows downwardly from the exhaust side cylinder wall 12. Therefore, the virtual case of the above 'is considered as an upper boundary whether or not a tumble flow is generated. The predetermined point 1 is a point E (first point) at which an angle formed by the straight line of the intake air b above flowing into the second port wall 46 directly above the valve seat and the vertical line of the exhaust side cylinder wall 12 is 90 degrees. It is considered that the above condition is an upper condition for generating the tumble flow.
上記オ’の仮想の場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体の半分しか流れないのに対して、上記オの場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体が上記オ’の仮想の場合よりも多いと考えられる。しかしながら、ここでは、上記オ’の仮想の場合と上記オの場合を同一視し、上記オの場合を、タンブル流が生成されるか否かの上方の境界であるとみなす。この結果、クランク軸方向に直交する断面における、点Ｅから点Ｃまでの排気側シリンダ壁１２の上の所定範囲における点１が所定点１であることになる。
In the case of the above-mentioned imaginary, only half of the whole intake air of a + b flows toward the lower side of the exhaust side cylinder wall 12, whereas in the case of the above, the direction toward the lower side of the exhaust side cylinder wall 12. It is considered that the entire a + b intake air flowing in this manner is larger than in the case of the above-mentioned hypothetical case. However, here, the virtual case of the above 'and the case of the above are regarded as the same, and the case of the above is regarded as an upper boundary as to whether or not a tumble flow is generated. As a result, the point 1 in the predetermined range on the exhaust side cylinder wall 12 from the point E to the point C in the cross section orthogonal to the crankshaft direction is the predetermined point 1.
ここまで、バルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンについて、タンブル流を生成させるための下方の限界の条件と上方の条件をそれぞれ考えた。次にはバルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンについて最も強いタンブル流が得られる場合とはどんな場合かを考える。図８に示したように、クランク軸方向に直交する断面において、タンブル中心ＴＣを中心とする円（図８の一点鎖線参照）を描き、排気側シリンダ壁１２の直線がこの円の接線となるようにする。一点鎖線で示した円の軌跡に沿ってタンブル流が左回りに生成されると仮想するわけである。実際には、燃焼室３０の上下の形状の制約を受けるため、実際のタンブル流は上下方向に延びた楕円（図８の二点鎖線参照）の軌跡に沿う流れとなる。この場合、ストローク中心ＳＣを通る水平線と排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）との交点、つまり点Ａが二点鎖線で示した楕円への接点となる。言い換えると、排気側シリンダ壁１２のうちの点Ａは二点鎖線で示した楕円の短軸の一方の端（図８で左側）に対する接点である。短軸の他方の端（図８で右側）に対する接点をＪとする。また、二点鎖線で示した楕円の長軸の一方の端（図８で下側）に対する接点をＩ、長軸の他方の端（図８で上側）に対する接点をＫとする。ここで、図６，図７と同様に、図８もクランク軸方向に直交する断面で見た、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れを説明するための、エンジンの概略構成図である。
So far, the lower limit condition and the upper condition for generating a tumble flow have been considered for an engine having a valve seatless intake port. Next, consider the case where the strongest tumble flow is obtained for an engine having a valve seatless intake port. As shown in FIG. 8, in a cross section orthogonal to the crankshaft direction, a circle centered on the tumble center TC (see the dashed line in FIG. 8) is drawn, and the straight line of the exhaust side cylinder wall 12 becomes the tangent to this circle. Like that. When a tumble flow is generated counterclockwise along the locus of a circle indicated by a one-dot chain line, it is hypothesized. Actually, since the upper and lower shapes of the combustion chamber 30 are restricted, the actual tumble flow is a flow along the locus of an ellipse (see a two-dot chain line in FIG. 8) extending in the vertical direction. In this case, the intersection of the horizontal line passing through the stroke center SC and the straight line (vertical line) of the exhaust side cylinder wall 12, that is, the point A is a contact point with an ellipse indicated by a two-dot chain line. In other words, the point A in the exhaust side cylinder wall 12 is a contact point with respect to one end (left side in FIG. 8) of the minor axis of the ellipse indicated by a two-dot chain line. Let J be the contact point for the other end of the short axis (the right side in FIG. Further, a contact with one end (lower side in FIG. 8) of the long axis of the ellipse indicated by a two-dot chain line is I, and a contact with the other end (upper side in FIG. 8) of the long axis is K. Here, as in FIGS. 6 and 7, FIG. 8 is also a schematic configuration diagram of the engine for explaining the flow of intake air flowing into the combustion chamber 30 as seen in a cross section orthogonal to the crankshaft direction.
さて、４つの点Ａ，Ｉ，Ｊ，Ｋが二点鎖線で示した楕円への接点となるのであるから、理論的には４つの点Ａ，Ｉ，Ｊ，Ｋを楕円への接線方向に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体がそれぞれ流れるときに最も強いタンブル流が得られることとなる。この観点から、バルブシートレスの吸気ポート４０を有するエンジンについて最も強いタンブル流が得られる場合とは、次の場合である。すなわち、最も強いタンブル流が得られる場合とは、図６で前述した上記イの場合である。つまり、所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と、タンブル中心ＴＣがあるストローク中心ＳＣを通る水平線とが交わる点である点Ａにある場合である。
Now, since the four points A, I, J, and K are the contact points to the ellipse indicated by the two-dot chain line, the four points A, I, J, and K are theoretically arranged in the direction of the tangent to the ellipse. The strongest tumble flow is obtained when the entire a + b intake air flows. From this point of view, the case where the strongest tumble flow is obtained for the engine having the valve seatless intake port 40 is as follows. In other words, the case where the strongest tumble flow is obtained is the case of the above-mentioned (a) described in FIG. That is, the predetermined point 1 is at point A where the straight line (vertical line) of the exhaust side cylinder wall 12 and the horizontal line passing through the stroke center SC where the tumble center TC is located intersect.
上記イの場合に最も強いタンブル流が得られる理由は、上記イの場合の上記ａ＋ｂの吸入空気全体の挙動が、タンブル流を生成するのに最適な吸入空気の流れとほぼ一致するためである。すなわち、上記イの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が点Ａに向かい点Ａに到達するタイミングで最大の速度になる。しかも、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、拡散するのではなくて点Ａに向かって集められ一塊となる。この最大の速度を有しかつ一塊となった上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、点Ａに衝突して流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２を下方に流れる。この場合、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は排気側シリンダ壁１２に一塊で衝突するため、流れの勢いが衰えることがなく、大きな速度を維持したまま（つまり大きな運動エネルギーを保存したまま）排気側シリンダ壁１２を流れ下る。このため、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は接点Ａを、現状のエンジンよりも早い速度で、しかも流れの断面が塊状で楕円の接線方向に通過し、ピストン冠面１５ａに衝突する。このように、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２を流れ始める当初に、上記ａ＋ｂの吸入空気全体に大きな運動エネルギーが保存される。すると、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、続いてピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れるときにおいても、その後に吸気側シリンダ壁１３を上方に流れるときにおいてもこの大きな運動エネルギーがあまり失われることなく保存されてゆく。すなわち、衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れ、接点Ｉを楕円の接線方向に通過し、吸気側シリンダ壁１３に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、今度は吸気側シリンダ壁１３に沿う方向の上方へと流れ上がり、接点Ｊを楕円の接線方向に通過し、吸気側ルーフ２６の壁面に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、吸気側ルーフ２６の壁面に沿って流れ、排気側ルーフ２７に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、シリンダ冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。こうして燃焼室３０内の壁面を、大きな運動エネルギーを有する上記ａ＋ｂの吸入空気全体が方向を変えつつ接点Ａ，Ｉ，Ｊを楕円の各接線方向に通過して流れ（図８の太い矢印参照）、かつ接点Ｋの近くを吸入空気が流れることで、楕円の軌跡であるタンブル流が生成される。接点Ｋは空間の点であるため、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が接点を二点鎖線で示した楕円の接線方向に流れることはないので、図形上の楕円の軌跡を上記ａ＋ｂの吸入空気全体が正確に辿ることはないのであるが、実用上は差し支えない程度に楕円状の軌跡を辿ることとなる。上記イの場合に点Ａに到達するときに最大の速度になりかつ断面が塊状で流れの勢いを保持している上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、まずは点Ａを二点鎖線で示した楕円の接線方向の下方に向けて流れることにより、最も強いタンブル流が得られることとなるのである。この点は、実際にシミュレーションを行って確認している。
The reason why the strongest tumble flow is obtained in the case of a is because the behavior of the whole intake air of the a + b in the case of a is substantially the same as the flow of the intake air optimal for generating the tumble flow. . That is, in the case of (a), the maximum speed is reached when the entire a + b intake air reaches the point A toward the point A. Moreover, the entire intake air of a + b is not diffused but is collected toward the point A to form a lump. The entire a + b intake air having the maximum velocity and in a lump collides with the point A, changes its flowing direction, and flows downward on the exhaust side cylinder wall 12. In this case, since the whole intake air of a + b collides with the exhaust side cylinder wall 12 in a lump, the flow momentum does not decrease, and the exhaust side cylinder is maintained at a high speed (that is, with a large kinetic energy stored). It flows down the wall 12. For this reason, the entire intake air of a + b passes through the contact A at a speed higher than that of the current engine, and the cross section of the flow is massive and passes in the tangential direction of the ellipse, and collides with the piston crown surface 15a. Thus, when the entire a + b intake air begins to flow through the exhaust-side cylinder wall 12, a large kinetic energy is stored in the entire a + b intake air. Then, even when the whole intake air of a + b subsequently flows toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a, the large kinetic energy is generated even when the intake air side cylinder wall 13 thereafter flows upward. It will be saved without much loss. That is, the collided whole intake air of a + b changes the flow direction, flows along the piston crown surface 15a toward the intake side cylinder wall 13, passes through the contact point I in the tangential direction of the ellipse, and collides with the intake side cylinder wall 13 To do. The entire a + b intake air that has collided changes the flow direction, and then flows upward in the direction along the intake side cylinder wall 13, passes through the contact point J in the tangential direction of the ellipse, and collides with the wall surface of the intake side roof 26. To do. The entire a + b intake air that has collided changes the flow direction, flows along the wall surface of the intake side roof 26, and collides with the exhaust side roof 27. The entire a + b intake air that has collided changes the flow direction, and flows toward the intake side cylinder wall 13 along the cylinder crown surface 15a. Thus, the entire a + b intake air having a large kinetic energy flows through the wall surface in the combustion chamber 30 while changing the direction and passing through the contact points A, I, J in the tangential directions of the ellipse (see thick arrows in FIG. 8). In addition, when the intake air flows in the vicinity of the contact point K, a tumble flow that is an elliptical locus is generated. Since the contact point K is a point in space, the entire intake air of a + b does not flow in the tangential direction of the ellipse indicated by a two-dot chain line. Although it does not follow accurately, it follows an elliptical trajectory to the extent that it is practically acceptable. In the case of (a) above, the entire intake air of a + b, which has a maximum velocity when reaching point A and has a massive cross section and maintains the momentum of flow, is first an elliptical shape in which point A is indicated by a two-dot chain line. By flowing downward in the tangential direction, the strongest tumble flow is obtained. This point has been confirmed through actual simulation.
具体的には、上記イの場合を図２に示した第１実施形態で示している。すなわち、クランク軸方向に直交する断面において、所定点１が点Ａにくるように、シリンダヘッド２０を鋳造する段階でバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を予め作成しておく。シリンダヘッド２０の鋳造後には、前述したようにコールドスプレー法により、バルブ着座部として形成してある仮のシート面の基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。すなわち、コールドスプレー法により、ＨｅやＮ2を作動ガスとし、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬質の金属粒子を、仮のシート面の基材に打ち込むことによって、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。このように、コールドスプレー法によってバルブシート層（硬質表面）をあらまし形成した後に、スロートカッターを用い、コールドスプレー法によってあらまし形成したバルブシート層を切削加工する。最後には切削加工した後のバルブシート層を研磨することによって、バルブシート４１のシート面を仕様通り（寸法通り）に完成する。このように上記イの場合を第１実施形態に採用することで、バルブシートレスの吸気ポート４０を有するエンジンについて、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の有する運動エネルギーを効率的に保存しつつ、最も強いタンブル流を得ることができる。
Specifically, the above case (a) is shown in the first embodiment shown in FIG. That is, the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat are prepared in advance at the stage of casting the cylinder head 20 so that the predetermined point 1 comes to the point A in the cross section orthogonal to the crankshaft direction. deep. After the cylinder head 20 is cast, a film harder than the casting aluminum alloy of the base material of the temporary seat surface formed as the valve seat portion is formed as the valve seat layer by the cold spray method as described above. That is, by using a cold spray method, He or N 2 is used as a working gas, and metal particles harder than the aluminum alloy for castings of the base material are driven into the base material on the temporary sheet surface. A harder film is formed as a valve seat layer. Thus, after forming the valve seat layer (hard surface) roughly by the cold spray method, the valve seat layer formed roughly by the cold spray method is cut using a throat cutter. Finally, by polishing the valve seat layer after cutting, the seat surface of the valve seat 41 is completed according to specifications (according to dimensions). As described above, by adopting the above case (i) in the first embodiment, the engine having the valve seatless intake port 40 is the strongest while efficiently storing the kinetic energy of the entire intake air of the a + b. A tumble flow can be obtained.
また、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度は、エンジンの運転条件によって相違する。ダウンサイジング化したエンジンにおいて、相対的に強いタンブル流を得たいのは上記のように大量のＥＧＲガスを燃焼室３０に導入するエンジンの高負荷域である。従って、エンジンの高負荷域に合わせて、排気側シリンダ壁１２上の所定点１に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成する。
Further, the speed of the a + b intake air flowing in from the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat differs depending on the operating conditions of the engine. In the downsized engine, it is desired to obtain a relatively strong tumble flow in the high load region of the engine in which a large amount of EGR gas is introduced into the combustion chamber 30 as described above. Therefore, the first and second port walls 44 immediately above the valve seat and the flow rate of the intake air of the a + b toward the predetermined point 1 on the exhaust side cylinder wall 12 in accordance with the high load region of the engine is narrowed. 46 is formed.
ここで、第１実施形態の作用効果を説明する。
Here, the function and effect of the first embodiment will be described.
第１実施形態では、クランク軸に連結されるピストン１５がシリンダ１１を上下方向にストロークする。吸気側ルーフ２６（吸気側のルーフ）に吸気ポート４０が、排気側ルーフ２７（排気側のルーフ）に排気ポート６０がそれぞれ開口するペントルーフ型燃焼室３０を備えている。前記吸気ポートの燃焼室への開口端に吸気バルブ５０が着座するバルブシート４１（第１バルブシート）を、前記排気ポートの燃焼室への開口端に排気バルブ７０が着座するバルブシート６１（第２バルブシート）をそれぞれ有している。吸気ポート下流端部４２（吸気ポートの下流端部）から燃焼室３０に流れ込む吸入空気によって燃焼室３０内にタンブル流が生成される。以上のエンジンを前提として、クランク軸方向に直交する断面における、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）が次のようになっている。すなわち、第１の点Ｅから第２の点Ｃまでの排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かって上記ａ＋ｂの吸入空気全体（燃焼室に流れ込む吸入空気）の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。上記第１の点Ｅは、バルブシート直上部第２ポート壁４６（シリンダ中心の反対側にある前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点である。上記第２の点Ｃは、排気側シリンダ壁１２と下死点のピストン冠面１５ａとが交わる点である。第１実施形態によれば、燃焼室３０内の空間を排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かって進む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが上下方向に空間的に狭まることにより、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が吸気ポート下流端部４２を流れるときより大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に向かって上下方向に集められることで一塊となる。そして、排気側シリンダ壁１２に一塊で上記ａ＋ｂの吸入空気全体が衝突するため勢いが大きく衰えるということがない。つまり、流れの断面が塊状の上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、大きな速度を維持した（つまり大きな運動エネルギーを保存した）まま排気側シリンダ壁１２を流れ下る。これによって、従来技術のようにガイド板を設けることなく、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度増大分及び上記ａ＋ｂの吸入空気全体が一塊となって流れの勢いが増す分だけ現状のエンジンよりタンブル流を強めることができる。
In the first embodiment, the piston 15 connected to the crankshaft strokes the cylinder 11 in the vertical direction. An intake port 40 is provided in the intake side roof 26 (intake side roof), and a pent roof type combustion chamber 30 in which an exhaust port 60 is opened in the exhaust side roof 27 (exhaust side roof). A valve seat 41 (first valve seat) on which the intake valve 50 is seated at the opening end of the intake port to the combustion chamber, and a valve seat 61 (first valve seat) on which the exhaust valve 70 is seated at the opening end of the exhaust port to the combustion chamber. 2 valve seats). A tumble flow is generated in the combustion chamber 30 by the intake air flowing into the combustion chamber 30 from the intake port downstream end portion 42 (downstream end portion of the intake port). Assuming the engine described above, the first and second port walls 44 and 46 (the intake port wall directly above the first valve seat) immediately above the valve seat in the cross section perpendicular to the crankshaft direction are as follows. ing. That is, the flow of the entire intake air a + b (intake air flowing into the combustion chamber) from the first point E to the second point C toward the predetermined point 1 on the exhaust side cylinder wall 12 is narrowed. First and second port walls 44 and 46 are formed immediately above the valve seat. The first point E includes the straight line of the intake air b and the exhaust gas flowing from the second port wall 46 directly above the valve seat (the intake port wall of the portion directly above the first valve seat on the opposite side of the cylinder center). The angle formed by the vertical line of the side cylinder wall 12 is 90 degrees. The second point C is a point where the exhaust side cylinder wall 12 and the bottom dead center piston crown surface 15a intersect. According to the first embodiment, the flow of the entire intake air of a + b traveling in the space in the combustion chamber 30 toward the predetermined point 1 on the exhaust side cylinder wall 12 is spatially narrowed in the vertical direction, thereby The speed of the entire intake air of a + b becomes larger than when flowing through the intake port downstream end portion 42. The speed of the entire a + b intake air is maximized at the timing of reaching the exhaust side cylinder wall 12. In addition, the entire intake air of a + b is collected in the vertical direction toward the exhaust side cylinder wall 12 to form a lump. And since the whole a + b intake air collides with the exhaust side cylinder wall 12 in one lump, the momentum does not decrease greatly. That is, the a + b intake air as a whole having a massive flow cross-section flows down the exhaust-side cylinder wall 12 while maintaining a high speed (that is, storing a large amount of kinetic energy). As a result, without providing a guide plate as in the prior art, the amount of increase in the velocity of the entire intake air of a + b and the amount of increase in the flow momentum of the entire intake air of a + b are increased by tumble flow from the current engine. Can be strengthened.
第１実施形態では、高負荷域に合わせて、排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。これによって、ダウンサイジング化されたエンジンにおいて高負荷域で大量のＥＧＲガスを導入しても、現状のエンジンより強めたタンブル流により高負荷域での燃焼を良好にしてノッキングの発生を抑制することができる。
In the first embodiment, the first and second ports immediately above the valve seat so that the flow of the entire intake air of the a + b toward the predetermined point 1 on the exhaust side cylinder wall 12 is narrowed according to the high load range. Walls 44 and 46 are formed. As a result, even when a large amount of EGR gas is introduced in a high-load region in a downsized engine, the combustion in the high-load region is improved and the occurrence of knocking is suppressed by the tumble flow stronger than the current engine. Can do.
第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において、所定点１（排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点１）は、ピストンのストローク中心ＳＣを通る水平線と排気側シリンダ壁１２（排気側のシリンダ壁）とが交わる点である。このとき、排気側シリンダ壁１２上にある所定点１が、タンブル流が作る楕円の接点となる。このため、所定点１で衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を流れ下る。この断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を流れ下る上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、楕円の接線方向に向けて流れる。これによって、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の有する運動エネルギーを効率的に保存しつつ、最も強いタンブル流の一つを得ることができる。
In the first embodiment, in a cross section orthogonal to the crankshaft direction, the predetermined point 1 (point 1 in a predetermined range on the exhaust side cylinder wall) is the horizontal line passing through the stroke center SC of the piston and the exhaust side cylinder wall 12 ( This is the point where the cylinder wall on the exhaust side intersects. At this time, the predetermined point 1 on the exhaust side cylinder wall 12 becomes an elliptical contact formed by the tumble flow. For this reason, the entire intake air of a + b colliding at the predetermined point 1 changes the flow direction, and the cross section is a lump and keeps the flow momentum, and becomes a single streak continuous in the flow direction. It flows down the cylinder wall 12. This cross-section is in the shape of a block and maintains the momentum of the flow, and the entire a + b intake air flowing down the exhaust side cylinder wall 12 is directed toward the tangential direction of the ellipse. Flowing. As a result, one of the strongest tumble flows can be obtained while efficiently storing the kinetic energy of the entire a + b intake air.
なお、ここまでで第１実施形態の図４は説明していない。第１実施形態の図４は、第６実施形態で図１５を説明した後に、第６実施形態の図１５との対比で説明する。
Note that FIG. 4 of the first embodiment has not been described so far. FIG. 4 of the first embodiment will be described in comparison with FIG. 15 of the sixth embodiment after FIG. 15 is described in the sixth embodiment.
（第２〜第５の実施形態）
図９，図１０，図１１，図１２は第２，第３，第４，第５の実施形態で、第１実施形態の図２と置き換わるものである。図９〜図１２において図２と同一の部分には、同一の符号を付している。
(Second to fifth embodiments)
9, 10, 11 and 12 are the second, third, fourth and fifth embodiments, which replace FIG. 2 of the first embodiment. 9 to 12, the same parts as those in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals.
第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１ポート壁４４及びこれに隣接する吸気ポート上側壁４０ａが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。同様に、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第２ポート壁４６及びこれに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。このため、吸気ポート上側壁４０ａの直線と吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは上流に向けて広がっている。
In the first embodiment, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the first port wall 44 immediately above the valve seat and the intake port upper side wall 40a adjacent thereto are straight lines, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. It was said that Similarly, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the second port wall 46 directly above the valve seat and the intake port lower side wall 40b adjacent thereto are straight lines, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. did. For this reason, the straight line of the intake port upper side wall 40a and the straight line of the intake port lower side wall 40b spread toward the upstream.
一方、第２〜第５の実施形態は第１実施形態のバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６のバリエーションである。第２〜第５の実施形態において、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の各直線の傾きは、第１実施形態と同じである。一方、第２〜第５の各実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４に隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが、またはバルブシート直上部第２ポート壁４６に隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが、第１実施形態と相違する。すなわち、図９に示した第２実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが緩やかとなっている。そして、当該吸気ポート上側壁４０ａの直線と吸気ポート下側壁４０ｂとは平行になっている。
On the other hand, the second to fifth embodiments are variations of the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat of the first embodiment. In the second to fifth embodiments, the slopes of the straight lines of the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat are the same as those in the first embodiment. On the other hand, in each of the second to fifth embodiments, the inclination of the straight line of the intake port upper side wall 40a adjacent to the first port wall 44 immediately above the valve seat or the intake air adjacent to the second port wall 46 directly above the valve seat. The straight line inclination of the port lower side wall 40b is different from that of the first embodiment. That is, in the second embodiment shown in FIG. 9, the inclination of the straight line of the intake port upper side wall 40a adjacent to the straight line of the first port wall 44 immediately above the valve seat is gentle. The straight line of the intake port upper side wall 40a and the intake port lower side wall 40b are parallel to each other.
図１０に示した第３実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが急となっている。そして、当該吸気ポート下側壁４０ｂの直線と吸気ポート上側壁４０ａとは平行になっている。
In the third embodiment shown in FIG. 10, the inclination of the straight line of the intake port lower side wall 40b adjacent to the straight line of the second port wall 46 immediately above the valve seat is steep. The straight line of the intake port lower side wall 40b and the intake port upper side wall 40a are parallel to each other.
図１１に示した第４実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが緩やかとなっている。また、第４実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが緩やかとなっている。そして、吸気ポート上側壁４０ａと吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは平行になっている。
In the fourth embodiment shown in FIG. 11, the inclination of the straight line of the intake port upper side wall 40a adjacent to the straight line of the first port wall 44 immediately above the valve seat is gentle. In the fourth embodiment, the inclination of the straight line of the intake port lower side wall 40b adjacent to the straight line of the second port wall 46 immediately above the valve seat is gentle. The straight lines of the intake port upper side wall 40a and the intake port lower side wall 40b are parallel to each other.
図１２に示した第５実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが急となっている。また、第５実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが急となっている。そして、吸気ポート上側壁４０ａと吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは平行になっている。
In the fifth embodiment shown in FIG. 12, the inclination of the straight line of the intake port upper side wall 40a adjacent to the straight line of the first port wall 44 immediately above the valve seat is steep. Further, in the fifth embodiment, the inclination of the straight line of the intake port lower side wall 40b adjacent to the straight line of the second port wall 46 immediately above the valve seat is steep. The straight lines of the intake port upper side wall 40a and the intake port lower side wall 40b are parallel to each other.
このように、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線とこれに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線とを折れ線とする理由は、次の通りである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む上記ａの吸入空気の流れの方向は当該吸入空気をガイドするバルブシート直上部第１ポート壁４４によって定まるのであって、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａによっては定まらないためである。同様に、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線とこれに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線とを折れ線とする理由は、次の通りである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む上記ｂの吸入空気の流れの方向は当該吸入空気をガイドするバルブシート直上部第２ポート壁４６によって定まるのであって、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂによっては定まらないためである。
Thus, the reason why the straight line of the first port wall 44 immediately above the valve seat and the straight line of the intake port upper side wall 40a adjacent thereto is a polygonal line is as follows. That is, the flow direction of the intake air a flowing into the exhaust side cylinder wall 12 is determined by the first port wall 44 immediately above the valve seat that guides the intake air, and the intake port upper wall adjacent to the intake port upper wall This is because it is not determined depending on 40a. Similarly, the reason why the straight line of the second port wall 46 immediately above the valve seat and the straight line of the intake port lower side wall 40b adjacent thereto is a polygonal line is as follows. That is, the direction of the flow of the intake air b flowing into the exhaust side cylinder wall 12 is determined by the second port wall 46 immediately above the valve seat that guides the intake air, and the intake port lower wall adjacent thereto This is because it is not determined depending on 40b.
第２〜第５の実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において吸気ポート上側壁４０ａ及び吸気ポート下側壁４０ｂが直線である場合を記載したが、これに限られるものでない。吸気ポート上側壁４０ａや吸気ポート下側壁４０ｂが曲線である場合であってよい。
In the second to fifth embodiments, the case where the intake port upper side wall 40a and the intake port lower side wall 40b are straight in the cross section orthogonal to the crankshaft direction is described, but the present invention is not limited to this. The intake port upper side wall 40a and the intake port lower side wall 40b may be curved.
第２〜第５の実施形態でも、第１実施形態と同様の作用効果が得られる。
In the second to fifth embodiments, the same function and effect as the first embodiment can be obtained.
（第６実施形態）
図１３，図１４，図１５は第６実施形態で、第１実施形態の図２，図３，図４と置き換わるものである。図１３〜図１５において図２〜図４と同一の部分には、同一の符号を付している。第６実施形態でも、エンジン１が車両に対して縦に置かれる場合であるとする。このとき、図１５において左側がフロント側、右側がリヤ側となる。もちろん、第６実施形態も縦置きエンジンの場合に限定されるものでない。
(Sixth embodiment)
FIGS. 13, 14, and 15 are the sixth embodiment, which replaces FIGS. 2, 3, and 4 of the first embodiment. 13 to 15, the same parts as those in FIGS. 2 to 4 are denoted by the same reference numerals. Also in the sixth embodiment, it is assumed that the engine 1 is placed vertically with respect to the vehicle. At this time, in FIG. 15, the left side is the front side and the right side is the rear side. Of course, the sixth embodiment is not limited to a vertical engine.
第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面についてのみ吸気ポート下流端部４２を考察し、点Ａに向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に上下方向に狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成した。一方、第６実施形態は、クランク軸方向に直交する断面ではなく、すぐ後で述べるように、シリンダ円断面についてのみ吸気ポート下流端部４２を考察するものである。
In the first embodiment, the intake port downstream end portion 42 is considered only for the cross section orthogonal to the crankshaft direction, and the valve seat is so arranged that the flow of the entire intake air of the a + b toward the point A is spatially narrowed in the vertical direction. Immediately above, first and second port walls 44 and 46 were formed. On the other hand, the sixth embodiment considers the intake port downstream end 42 only with respect to the cylinder circular cross section, as will be described later, instead of the cross section orthogonal to the crankshaft direction.
第６実施形態ではクランク軸方向に直交する断面での上記ａ＋ｂの吸入空気全体の挙動が第１実施形態と相違する。これについて先に説明すると、第６実施形態においても、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ及びｂの吸入空気は、速度が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。そして、直進する上記ａ及びｂの各吸入空気を直線（図１３の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の上側の境界ｆｕｐを定める。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の下側の境界ｆｄｗｎを定める。
In the sixth embodiment, the behavior of the entire a + b intake air in a cross section perpendicular to the crankshaft direction is different from that in the first embodiment. This will be explained first. Also in the sixth embodiment, the intake air of a and b flowing in from the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat has a relatively high speed, so the exhaust side Suppose that it goes straight toward the cylinder wall 12. And let each said intake air of said a and b which goes straight ahead be represented with a straight line (thin broken line of FIG. 13). At this time, the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat flows in the intake of a + b flowing into the exhaust side combustion chamber 30a from the first and second port downstream end portions 43 and 45. The upper boundary fup of the whole air is defined. On the other hand, the straight line of the b intake air flowing in from the second port wall 46 immediately above the valve seat flows in the a + b intake air flowing in from the first and second port downstream ends 43 and 45 toward the exhaust side combustion chamber 30a. An overall lower boundary fdwn is defined.
図１３に示したように、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気が、燃焼室３０内の空間を進み排気側シリンダ壁１２上の点（この点を「Ｂ１」とする）に向かい衝突する。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は、燃焼室３０内の空間を進み排気側シリンダ壁１２上の点（この点を「Ｂ２」とする）に向かい衝突する。このように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、空間的に上下方向に拡がりを持ったまま進み、排気側シリンダ壁１２上で上下方向に離れた点Ｂ１から点Ｂ２までの範囲に分布して衝突する。
As shown in FIG. 13, the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat travels through the space in the combustion chamber 30 and points on the exhaust side cylinder wall 12 (this point is referred to as “B1”). Clash). On the other hand, the intake air b flowing from the second port wall 46 directly above the valve seat travels through the space in the combustion chamber 30 and collides toward a point on the exhaust side cylinder wall 12 (this point is referred to as “B2”). . In this way, the entire intake air a + b flowing from the first and second port walls 44 and 46 immediately above the valve seat advances while spatially expanding in the vertical direction, and moves up and down on the exhaust side cylinder wall 12. Collisions are distributed over a range from point B1 to point B2 separated in the direction.
第１実施形態の図２との比較のため、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とは、平行であるとする。そして、２つの点Ｂ１と点Ｂ２の間に、第１実施形態の所定点１（点Ａ）があるものとする。ここで、上側の境界ｆｕｐの直ぐ下を流れる吸入空気、下側の境界ｆｄｏｗｎの直ぐ上を流れる吸入空気を破線矢印で示す。また、点Ｂ１と点Ｂ２の間の排気側シリンダ壁１２に向かい衝突する吸入空気があるので、点Ｂ１から点Ａまでの間に点Ｂ３を、点Ａから点Ｂ２までの間に点Ｂ４を代表として採り、これら２つの点Ｂ３，Ｂ４及び点Ａに衝突する各吸入空気を同じく破線矢印で示す。このように、第６実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において、排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に上下方向に狭まるようにはしていない。前述のように、クランク軸方向に直交する断面において、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点を「所定点１」で定義した。このため、クランク軸方向に直交する断面を示す図１３の２つの点Ｂ１とＢ２は所定点１ではない。しかしながら、後述するように図１３の２つの点Ｂ１とＢ２はシリンダ円断面で定義される所定点２となる。
For comparison with FIG. 2 of the first embodiment, the straight line of the a intake air flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the intake air of b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat. The straight line is assumed to be parallel. It is assumed that there is a predetermined point 1 (point A) in the first embodiment between the two points B1 and B2. Here, the intake air flowing immediately below the upper boundary fup and the intake air flowing immediately above the lower boundary fdown are indicated by broken-line arrows. Further, since there is intake air colliding toward the exhaust side cylinder wall 12 between the points B1 and B2, the point B3 is set between the points B1 and A, and the point B4 is set between the points A and B2. The intake air that is taken as a representative and collides with these two points B3, B4 and point A is also indicated by broken line arrows. As described above, in the sixth embodiment, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the entire flow of the a + b intake air toward the exhaust side cylinder wall 12 is not spatially narrowed in the vertical direction. As described above, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the intake air b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat. The intersection with the straight line was defined as “predetermined point 1”. Therefore, the two points B1 and B2 in FIG. 13 showing a cross section orthogonal to the crankshaft direction are not the predetermined point 1. However, as will be described later, the two points B1 and B2 in FIG. 13 become the predetermined point 2 defined by the cylinder circular cross section.
なお、図１３には、第１実施形態の図２との比較のため、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とが平行である場合を示した。しかしながら、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とが平行である場合に、第６実施形態が限定されるものでない。また、排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１から点Ｂ２までの間に点Ａがある場合に限定されるものでない。例えば排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１及び点Ｂ２が２つとも点Ａの上にあったり、この逆に排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１及び点Ｂ２が２つも点Ａの下にあったりしてもかまわない。
For comparison with FIG. 2 of the first embodiment, FIG. 13 shows a straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and a second port wall 46 directly above the valve seat. The case where the straight line of the intake air b flowing in is parallel is shown. However, when the straight line of the intake air a flowing in from the first port wall 44 immediately above the valve seat and the straight line of the intake air b flowing in from the second port wall 46 directly above the valve seat are parallel, The embodiment is not limited. Further, the present invention is not limited to the case where the point A exists between the point B1 and the point B2 on the exhaust side cylinder wall 12. For example, both the points B1 and B2 on the exhaust side cylinder wall 12 are above the point A, and conversely, both the points B1 and B2 on the exhaust side cylinder wall 12 are below the point A. It doesn't matter.
さて、第６実施形態においても、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないで、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する（バルブシートレスのエンジンとする）ことによって、吸気ポート下流端部４２の形状の自由度が増す。そこで、第６実施形態では、クランク軸方向に直交する断面とは別の断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を考える。
In the sixth embodiment as well, the intake port is formed by forming the valve seat 41 of the intake valve 60 by using the cold spray method without press-fitting the valve seat part of the intake valve (a valve seatless engine). The degree of freedom of the shape of the downstream end 42 is increased. Therefore, in the sixth embodiment, the shape of the intake port downstream end portion 42 is considered with respect to a cross section different from the cross section orthogonal to the crankshaft direction.
図１５は円筒状のシリンダ１１及びこのシリンダ１１の上方に位置する吸気ポート４０の下流側を、紙面の手前側である排気側から紙面の向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第６実施形態の概略斜視図である。円筒状のシリンダ１１の紙面手前側の半分が排気側燃焼室３０ａ、紙面向こう側の半分が吸気側燃焼室３０ｂである。当該概略斜視図では、シリンダ１１の円筒状の側壁を水平方向に切断して見ていることに相当するので、この切断面を、以下単に「シリンダ円断面」という。このとき、図１５はシリンダ円断面で見た概略斜視図となる。図１５に示した概略斜視図において、シリンダ円断面における紙面手前側を排気側、シリンダ円断面における紙面向こう側を吸気側とする方向を新たに「吸排気方向」で定義する。なお、図１５に「吸排気方向」を記載しているが、これは、シリンダ１１の上下方向をいうのではない。あくまで、排気ポート７０の下流側端（図示しない）がある側を紙面手前側とし、吸気ポート４０の下流側端４２がある側を紙面向こう側とする方向のことを意図させている。このようにシリンダ円断面における「吸排気方向」を定義するとき、図１５において右側がリヤ側、左側がフロント側に、つまり左右方向がクランク軸方向になる。
FIG. 15 shows the cylindrical cylinder 11 and the downstream side of the intake port 40 positioned above the cylinder 11 obliquely upward from the exhaust side, which is the front side of the paper surface, toward the intake side which is the other side of the paper surface. It is a schematic perspective view of 6th Embodiment seen through. The half of the cylindrical cylinder 11 on the front side of the drawing is the exhaust side combustion chamber 30a, and the half on the other side of the drawing is the intake side combustion chamber 30b. In the schematic perspective view, this corresponds to the fact that the cylindrical side wall of the cylinder 11 is cut in the horizontal direction, and this cut surface is hereinafter simply referred to as “cylinder circular cross section”. At this time, FIG. 15 is a schematic perspective view seen in a cylinder circular cross section. In the schematic perspective view shown in FIG. 15, a direction in which the front side of the paper in the cylinder circular section is the exhaust side and the direction beyond the paper surface in the cylinder circular section is the intake side is newly defined as an “intake and exhaust direction”. Although “intake / exhaust direction” is shown in FIG. 15, this does not mean the vertical direction of the cylinder 11. It is intended that the side where the downstream end (not shown) of the exhaust port 70 is located on the front side of the page, and the side where the downstream end 42 of the intake port 40 is located is the side opposite the page. When the “intake / exhaust direction” in the cylinder circular cross-section is defined in this way, the right side in FIG.
第６実施形態では、シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を検討する。シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２を図１５に示したようにフロント側とリヤ側とで区別する。以下、フロント側の吸気ポート下流端部４７を「第３ポート下流端部」、リヤ側の吸気ポート下流端部４９を「第４ポート下流端部」という。つまり、シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２は、第３ポート下流端部４７及び第４ポート下流端部４９（以下「第３及び第４のポート下流端部４７及び４９」ともいう。）で構成される。すると、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないで、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する第６実施形態では、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９の形状の自由度が増す。そこで、現状のエンジンより強いタンブル流を得るための具体的な第３及び第４のポート下流端部４７及び４９の形状はどうあるべきかを、図１５を参照して理論的に考察する。
In the sixth embodiment, the shape of the intake port downstream end portion 42 with respect to the cylinder circular cross section is examined. The intake port downstream end portion 42 with respect to the cylinder circular section is distinguished between the front side and the rear side as shown in FIG. Hereinafter, the front-side intake port downstream end portion 47 is referred to as a “third port downstream end portion”, and the rear-side intake port downstream end portion 49 is referred to as a “fourth port downstream end portion”. That is, the intake port downstream end portion 42 with respect to the cylinder circular section is also referred to as a third port downstream end portion 47 and a fourth port downstream end portion 49 (hereinafter, “third and fourth port downstream end portions 47 and 49”). ). Then, in the sixth embodiment in which the valve seat 41 of the intake valve 60 is formed using the cold spray method without press-fitting the valve seat component of the intake valve, the shapes of the third and fourth port downstream end portions 47 and 49 are formed. The degree of freedom increases. Therefore, theoretically, the shape of the third and fourth port downstream end portions 47 and 49 for obtaining a tumble flow stronger than that of the current engine should be considered theoretically with reference to FIG.
図１５において、各吸気ポート４０，４０の第３及び第４のポート下流端部４７及び４９はそれぞれバルブシート４１の直上にあってバルブシート４１に隣接している。以下では、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁のうち、フロント側（図１５で左側）と、リヤ側（図１５で右側）とで区別する。フロント側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４８を、「バルブシート直上部第３ポート壁」という。一方、リヤ側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁５０を、「バルブシート直上部第４ポート壁」という。
In FIG. 15, the third and fourth port downstream end portions 47 and 49 of the intake ports 40 and 40 are respectively immediately above the valve seat 41 and adjacent to the valve seat 41. Hereinafter, among the intake port walls directly above the valve seat 41, a distinction is made between the front side (left side in FIG. 15) and the rear side (right side in FIG. 15). The intake port wall 48 directly above the valve seat 41 on the front side is referred to as a “third port wall directly above the valve seat”. On the other hand, the intake port wall 50 immediately above the valve seat 41 on the rear side is referred to as a “fourth port wall directly above the valve seat”.
タンブル流の生成に特に強く影響するのは、図１５に示したように、バルブシート直上部第３ポート壁４８及びバルブシート直上部第４ポート壁５０（以下「バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０」ともいう。）の形状である。この理由は次の通りである。すなわち、ここでは、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を、次のｇ，ｈのようにおおよそ２つの部分に分けて考える。
As shown in FIG. 15, the generation of the tumble flow is particularly strongly influenced by the third port wall 48 directly above the valve seat and the fourth port wall 50 immediately above the valve seat (hereinafter referred to as “third and third valves directly above the valve seat”). 4 port walls 48 and 50 "). The reason is as follows. That is, here, the intake air flowing from the intake ports 40, 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is considered divided into approximately two parts as shown in the following g, h.
ｇ：上流から各吸気ポート４０，４０のフロント側壁（以下「吸気ポートフロント側 壁」という。）４０ｃに沿って流れてくる吸入空気であって、上流から各吸気ポート ４０，４０の中心よりフロント側を流れてくる吸入空気、
ｈ：上流から各吸気ポート４０，４０のリヤ側壁（以下「吸気ポートリヤ側壁」とい う。）４０ｄに沿って流れてくる吸入空気であって、上流から各吸気ポート４０， ４０の中心よりリヤ側を流れてくる吸入空気、
各吸気ポートに４０，４０ついて全体のほぼ半分である上記ｇの吸入空気が、バルブシート直上部第３ポート壁４８にガイドされて排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。各吸気ポートに４０，４０ついて全体の残りほぼ半分である上記ｈの吸入空気が、バルブシート直上部第４ポート壁５０にガイドされて排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。このように、各吸気ポートに４０，４０ついて上記ｇ及びｈを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状によって定まるためである。
g: Intake air flowing along the front side wall (hereinafter referred to as “intake port front side wall”) 40c of the intake ports 40, 40 from the upstream, and front from the center of each intake port 40, 40 from the upstream. Intake air flowing through the side,
h: Intake air flowing along the rear side wall (hereinafter referred to as “intake port rear side wall”) 40d of each intake port 40, 40 from the upstream, and from the upstream to the rear side from the center of each intake port 40, 40 Intake air flowing through the,
The intake air of g, which is about half of the whole of the intake ports 40 and 40, is guided by the third port wall 48 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. The intake air of h, which is about the remaining half of the entire intake ports 40 and 40, is guided by the fourth port wall 50 immediately above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. As described above, the behavior of the entire intake air including the above g and h for the intake ports 40 and 40 is determined by the shapes of the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat.
以下、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を上記ｇの吸入空気と上記ｈの吸入空気との２つに分ける場合で説明するが、この場合に限定されるものでない。例えば、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を、次のｌ，ｍ，ｎのようにおおよそ３つの部分に分けて考える。
Hereinafter, the case where the intake air flowing from the intake ports 40, 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is divided into the intake air of g and the intake air of h will be described. However, the present invention is limited to this case. Not a thing. For example, the intake air flowing from the intake ports 40, 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is considered divided into roughly three parts as shown in the following l, m, n.
ｌ：上流から各吸気ポート４０，４０の吸気ポートフロント側壁４０ｃに沿って流れて くる吸入空気、
ｍ：上流から各吸気ポート４０，４０の吸気ポートリヤ側壁４０ｄに沿って流れてくる 吸入空気、
ｎ：上記ｌ及びｍの除く残りの吸入空気、つまり上流から各吸気ポート４０，４０の中 心側を流れてくる大部分の吸入空気、
各吸気ポート４０，４０から上記ｌの吸入空気が、バルブシート直上部第３ポート壁４８にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。各吸気ポート４０，４０から上記ｍの吸入空気が、バルブシート直上部第４ポート壁５０にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。上記ｎの吸入空気は各吸気ポート４０，４０から上記ｌの吸入空気と上記ｍの吸入空気に挟まれた状態で排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。このように、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を３つに分けた場合で合っても、上記ｌ〜ｎを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状によって定まるためである。
l: Intake air flowing along the intake port front side wall 40c of each intake port 40, 40 from upstream,
m: intake air flowing from the upstream along the intake port rear side wall 40d of each intake port 40, 40;
n: Remaining intake air excluding the above 1 and m, that is, most of the intake air flowing from the upstream to the center of each intake port 40, 40,
From the intake ports 40, 40, the intake air 1 is guided by the third port wall 48 directly above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. From the intake ports 40, 40, the m intake air is guided by the fourth port wall 50 immediately above the valve seat and flows toward the exhaust side cylinder wall 12. The n intake air flows from the intake ports 40 and 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 while being sandwiched between the l intake air and the m intake air. As described above, even when the intake air flowing from the intake ports 40, 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 is divided into three, the behavior of the entire intake air including the above-mentioned l to n is determined by the valve seat. This is because it is determined by the shapes of the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above.
図１５においては、シリンダ１１の上面１４を一番上に実線の楕円で、下死点ＢＤＣにあるときのピストン冠面１５ａを一番下に実線の楕円でそれぞれ記載している。また、図１３で点Ａを通る水平面とシリンダ１１の壁面とが交わる線を、図１５においては上下方向の中央に二点鎖線の楕円で記載している。この二点鎖線の楕円の中心を水平方向に走る一点鎖線の直線がタンブル中心ＴＣである。また、図１３で点Ａより上下方向に離れた２つの点Ｂ１，Ｂ２を通る各水平面とシリンダ１１の壁面とが交わる線を、図１５においては二点鎖線の楕円より少し離れた上下の各位置に一点鎖線の楕円でそれぞれ記載している。図１５では、図１３に示した排気側シリンダ壁１２上の５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）がフロント側とリヤ側に２つ出現する。このため、リヤ側に位置する５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）を改めて点「Ａ１」，「Ｂ１１」，「Ｂ２１」，「Ｂ３１」，「Ｂ４１」，「Ｃ１」として区別する。また、フロント側に位置する５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）を改めて点「Ａ２」，「Ｂ１２」，「Ｂ２２」，「Ｂ３２」，「Ｂ４２」，「Ｃ２」として区別する。
In FIG. 15, the upper surface 14 of the cylinder 11 is indicated by a solid line ellipse at the top, and the piston crown surface 15 a when at the bottom dead center BDC is indicated by a solid line ellipse at the bottom. Further, in FIG. 13, a line where the horizontal plane passing through the point A and the wall surface of the cylinder 11 intersect is indicated by a two-dot chain ellipse at the center in the vertical direction in FIG. A dash-dot line running in the horizontal direction along the center of the ellipse of the two-dot chain line is the tumble center TC. Further, in FIG. 13, the lines where the horizontal planes passing through the two points B1 and B2 that are separated in the vertical direction from the point A and the wall surface of the cylinder 11 in FIG. Each position is indicated by a dashed-dotted ellipse. In FIG. 15, two points (A, B1, B2, B3, B4, C) on the exhaust side cylinder wall 12 shown in FIG. 13 appear on the front side and the rear side. For this reason, the five points (A, B1, B2, B3, B4, and C) located on the rear side are changed to points “A1”, “B11”, “B21”, “B31”, “B41”, and “C1”. To distinguish. Also, the five points (A, B1, B2, B3, B4, C) located on the front side are re-designated as points “A2,” “B12,” “B22,” “B32,” “B42,” and “C2.” Distinguish.
図１５では紙面向こう側の左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があり、各吸気ポート４０，４０から紙面手前側の排気側シリンダ壁１２に向けて吸入空気が流れ込む。２つの吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む各吸入空気の挙動は同様であるので、ここではリヤ側（図１５で右側）の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみの挙動を説明する。
In FIG. 15, there are two intake ports 40, 40 in the left-right direction (crank shaft direction) on the other side of the page, and the intake air flows from the intake ports 40, 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 on the front side of the page. Since the behaviors of the intake air flowing into the exhaust side cylinder wall 12 from the two intake ports 40, 40 are the same, here, the intake port 40 on the rear side (right side in FIG. 15) is directed toward the exhaust side cylinder wall 12. The behavior of only the intake air flowing in will be explained.
バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０は、図１４にも示したように吸気ポート４０の断面でみたとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にシリンダ円断面で考える。図１５に示したようにシリンダ円断面においてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０が直線であるとする。バルブシート直上部第３ポート壁４８を直線とする理由は、上記ｇの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第４ポート壁５０を直線とする理由は、上記ｈの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。
The third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat constitute a part of a cylindrical wall when viewed in cross section of the intake port 40 as shown in FIG. Here, the cylinder circular cross section is considered in particular. As shown in FIG. 15, it is assumed that the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat are straight in the cylinder circular cross section. The reason why the third port wall 48 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air of g flows in this case without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy. The reason why the fourth port wall 50 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air of h flows in this case without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy. For the sake of simplicity, the intake port front side wall 40c adjacent to the third port wall 48 immediately above the valve seat in the cylinder circular cross section is also a straight line, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. And Similarly, the intake port rear side wall 40d adjacent to the fourth port wall 50 immediately above the valve seat in the cylinder circular cross section is also a straight line, and the two adjacent straight lines form one straight line.
ここで、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。以下、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気全体を「第３及び第４のポート下流端部４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体」ともいう。あるいは、単に「上記ｇ＋ｈの吸入空気全体」ともいう。そして、直進する上記ｇ及びｈの各吸入空気を直線（図１５の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のフロント側の境界ｆｆｒを定める。一方、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のリヤ側の境界ｆｒｒを定める。
Here, the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat are exhausted because of their relatively high speed (flow velocity). Suppose that it goes straight toward the side cylinder wall 12. Hereinafter, the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the entire intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat are referred to as “the third and fourth port downstream end portions 48 and 48. Also referred to as “the entire intake air of g + h flowing in from 50”. Alternatively, it is also simply referred to as “the whole g + h intake air”. The straight intake air (g and h in FIG. 15) represents the straight intake air (g and h). At this time, the straight line of the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat is the front boundary fff of the entire intake air of g + h flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49. Determine. On the other hand, the straight line of the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat forms a boundary frr on the rear side of the entire intake air of g + h flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49. Determine.
この場合に、第６実施形態では、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする。以下、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点を「所定点２」という。このように、所定点２は、所定点１と相違して、シリンダ円断面で定義される値である。このため、図１５において所定点２は、一つの点ではなく、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの線分を意味することとなる。このようにすると、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、燃焼室３０の空間内でありながら、あたかも縮小管を流れるかのように、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる。ここで、図１５には、燃焼室３０内の空間を進む、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気と、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入吸気を破線矢印でそれぞれ示している。これより、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が、燃焼室３０内の空間をクランク軸方向（図１５で左右方向）に狭まりつつ流れることが分かる。このように、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を解析したとき、周囲に管壁を有していないにも拘わらず、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が徐々に大きくなる。そして、排気側シリンダ壁１２上の所定点２（点Ｂ１１から点Ｂ２１までの範囲）に到達するタイミングで第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大となりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合よりタンブル流が強化されることを本発明者が新たに見出したわけである。この場合、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体に対して、周囲に管壁を有する場合の吸入空気の流れと同じにベルヌイの式が当てはまることとなる。
In this case, in the sixth embodiment, the straight line of the intake air of g that flows from the third port wall 48 directly above the valve seat and the straight line of the intake air of h that flows from the fourth port wall 50 directly above the valve seat. The intersection is on the exhaust side cylinder wall 12. Hereinafter, the intersection of the g intake air straight line that flows from the third port wall 48 directly above the valve seat and the straight line of h intake air that flows from the fourth port wall 50 directly above the valve seat is referred to as “predetermined point 2”. . Thus, unlike the predetermined point 1, the predetermined point 2 is a value defined by the cylinder circular cross section. Therefore, the predetermined point 2 in FIG. 15 means not a single point but a line segment from the point B11 to the point B21. In this way, the entire g + h intake air flowing in from the third and fourth port downstream ends 47 and 49 is in the crankshaft as if it flows in the reduction pipe while being in the space of the combustion chamber 30. It flows toward the exhaust side cylinder wall 12 while being spatially narrowed in the direction. Here, in FIG. 15, the intake air flowing through the space in the combustion chamber 30 and flowing right to the front side boundary ffr and the intake air flowing just to the left of the rear side boundary frr are indicated by broken line arrows, respectively. Yes. Thus, it can be seen that the entire g + h intake air flowing in from the third and fourth port downstream ends 47 and 49 flows in the space in the combustion chamber 30 while narrowing in the crankshaft direction (left-right direction in FIG. 15). . As described above, when the entire g + h intake air flowing toward the exhaust side cylinder wall 12 while being spatially narrowed in the crankshaft direction is analyzed, the g + h The speed of the entire intake air gradually increases. Then, the speed of the entire intake air of g + h flowing from the third and fourth port downstream end portions 47 and 49 at the timing of reaching the predetermined point 2 on the exhaust side cylinder wall 12 (range from the point B11 to the point B21). Is maximized. Moreover, the momentum of the flow is increased by gathering all of the g + h intake air flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49 in one place on the exhaust side cylinder wall 12. Then, when the speed of the entire intake air of g + h becomes the maximum at the predetermined point 2 and remains at the speed of the intake air when passing through the intake port downstream end portion 42 by the amount gathered to one place and increasing the momentum. The present inventors have newly found that the tumble flow is further strengthened. In this case, Bernoulli's equation is the same as the flow of intake air in the case of having a pipe wall around the g + h intake air flowing toward the exhaust side cylinder wall 12 while being spatially narrowed in the crankshaft direction. It will be true.
上記の所定点２が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする理由は、次の通りである。すなわち、所定点２で排気側シリンダ壁１２に向かう上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積が最も小さくなり、流れの断面積が最も小さくなるときに上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最も大きくなる。排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に沿い下方に向けて流れるのであるが、この排気側シリンダ壁１２に沿って流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最も大きくなるようにするためである。
The reason why the predetermined point 2 is on the exhaust side cylinder wall 12 is as follows. That is, the cross-sectional area of the entire g + h intake air flow toward the exhaust-side cylinder wall 12 at the predetermined point 2 is the smallest, and the velocity of the entire g + h intake air is the largest when the cross-sectional area of the flow is the smallest. Become. The entire intake air of g + h colliding with the exhaust side cylinder wall 12 changes the flow direction and flows downward along the exhaust side cylinder wall 12. The intake air of g + h flows along the exhaust side cylinder wall 12. This is because the overall speed is maximized.
上記のように、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気をそれぞれ直線で仮定すれば、理論上、上記の所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積は最小のゼロとなる。しかしながら、実際には排気側シリンダ壁１２に向かう上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積をゼロにすることは物理的にできない。このため、上記の所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体気の流れの断面積ができるだけ小さくなるように、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状と、２つのバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の位置関係を定める。
As described above, if the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat are assumed to be straight lines, respectively, At the predetermined point 2, the cross-sectional area of the flow of the entire intake air of g + h becomes the minimum zero. However, in practice, it is physically impossible to make the cross-sectional area of the entire g + h intake air flow toward the exhaust side cylinder wall 12 zero. Therefore, the shape of the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat and the two valves so that the cross-sectional area of the flow of the whole intake air of g + h becomes as small as possible at the predetermined point 2. The positional relationship between the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the sheet is defined.
吸気行程で吸気バルブ６０が下方にリフトしているときに、ピストン１５が下死点ＢＤＣまで下降することによって、燃焼室３０内の圧力が吸気ポート４０内より低くなる。この圧力差によって吸気ポート４０内の吸入空気が排気側シリンダ壁１２に向けて引き込まれる。図１５においては、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上の所定点２に向かい衝突する。この場合、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が所定点２に到達するタイミングで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大となる。しかも、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に狭まることで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体がクランク軸方向の一箇所に集合して一塊となる。このため、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が所定点２に衝突しても、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの勢いを大きくは失わない。この場合に、上記の所定点２は上下方向の点Ｂ１１から点Ｂ２２までの線分（直線部分）であるので、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分に分布して衝突する。排気側シリンダ壁１２上の上下方向の点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変える。この場合、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分は上下方向にあり、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に衝突し、向きを変えて流れる方向と一致している。このため、排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって排気側シリンダ壁１２を下方へと流れ下る。この排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ下る上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は点Ｃ１でピストン冠面１５ａに衝突する。
When the intake valve 60 is lifted downward during the intake stroke, the piston 15 descends to the bottom dead center BDC, so that the pressure in the combustion chamber 30 becomes lower than that in the intake port 40. Due to this pressure difference, the intake air in the intake port 40 is drawn toward the exhaust side cylinder wall 12. In FIG. 15, the entire g + h intake air flowing from the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat collides toward a predetermined point 2 on the exhaust side cylinder wall 12. In this case, the speed of the whole g + h intake air reaches the maximum at the timing when the whole g + h intake air reaches the predetermined point 2. In addition, since the flow of the entire intake air of g + h is narrowed in the crankshaft direction, the entire intake air of g + h is gathered at one place in the crankshaft direction to form a lump. For this reason, even if the entire g + h intake air collides with the predetermined point 2, the flow momentum of the entire g + h intake air is not largely lost. In this case, since the predetermined point 2 is a line segment (straight line portion) from the point B11 to the point B22 in the vertical direction, the entire intake air of g + h is distributed over the straight line portion from the point B11 to the point B21. collide. The entire intake air of g + h colliding with being distributed in the linear portion from the point B11 to the point B21 in the vertical direction on the exhaust side cylinder wall 12 changes the flowing direction. In this case, the straight line portion from the point B11 to the point B21 is in the vertical direction, and the whole intake air of g + h collides with the exhaust side cylinder wall 12 and coincides with the direction in which the direction changes. For this reason, the entire intake air of g + h that has collided with the exhaust side cylinder wall 12 becomes a single line continuous in the direction of the flow while keeping the flow momentum while the cross section is in a lump shape. It flows down. The entire g + h intake air flowing down the exhaust side cylinder wall 12 collides with the piston crown surface 15a at a point C1.
ピストン冠面１５ａに衝突した、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、吸気側シリンダ壁１３に向かっていた、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このようにして、燃焼室３０の内部にタンブル流が生成される。このように、所定点２に衝突し排気側シリンダ壁１２を流れ下る上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、断面が塊状で流れの勢いを保持するので、ピストン冠面１５ａ上においてや吸気側シリンダ壁１３上においても流れの勢いが衰えることなくよく保存される。
The entire intake air of g + h, which collides with the piston crown surface 15a and has a massive cross section and maintains the flow momentum, changes the flow direction and flows toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a. Thereafter, the piston 15 rises to the top dead center TDC through the intake bottom dead center BDC. Due to the upward movement of the piston 15, the flow of the entire intake air of g + h, which has been in the shape of a lump and maintains the flow momentum, is directed upward toward the intake side cylinder wall 13. The entire g + h intake air that flows upward on the intake side cylinder wall 13 and has a massive cross section and maintains the flow force collides with the intake side roof 26. The entire g + h intake air that collides with the intake roof 26 and has a massive cross section and maintains the flow momentum changes its flow direction and flows to the exhaust roof 27. In this way, a tumble flow is generated inside the combustion chamber 30. In this way, the entire g + h intake air that collides with the predetermined point 2 and flows down the exhaust side cylinder wall 12 has a cross-sectional shape and retains the flow momentum. Therefore, on the piston crown surface 15a and the intake side cylinder wall 13 Even above, the momentum of the flow is well preserved.
第６実施形態の図１５と対応するのは、第１実施形態の図４である。図４では、図２に示した点Ａ，Ｃがフロント側とリヤ側に２つ出現する。このため、リヤ側の点Ａ，Ｃを改めて点「Ａ１」，「Ｃ１」、フロント側の点Ａ，Ｃを改めて点「Ａ２」，「Ｃ２」として区別する。
FIG. 4 of the first embodiment corresponds to FIG. 15 of the sixth embodiment. In FIG. 4, two points A and C shown in FIG. 2 appear on the front side and the rear side. For this reason, the points A and C on the rear side are distinguished as points “A1” and “C1”, and the points A and C on the front side are distinguished as points “A2” and “C2”.
図４に示す第１実施形態でも、紙面の向こう側の左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があり、各吸気ポート４０，４０から紙面の手前側の排気側シリンダ壁１２に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体が流れ込む。２つの吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気の挙動は同様であるので、ここでも、リヤ側（図４で右側）の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に流入する吸入空気のみの挙動を説明する。
Also in the first embodiment shown in FIG. 4, there are two intake ports 40, 40 in the left-right direction (crankshaft direction) on the other side of the page, and the exhaust side cylinder wall 12 on the front side of the page from each intake port 40, 40. The whole intake air of a + b flows toward. Since the behavior of the intake air flowing into the exhaust side cylinder wall 12 from the two intake ports 40, 40 is the same, the flow from the intake port 40 on the rear side (right side in FIG. 4) also flows into the exhaust side cylinder wall 12 here. The behavior of only the intake air will be described.
バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０は、図３にも示したように吸気ポート４０の断面でみたとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にシリンダ円断面で考える。図４に示したようにシリンダ円断面においてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０が直線であるとする。バルブシート直上部第３ポート壁４８を直線とする理由は、上記ｇの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第４ポート壁５０を直線とする理由は、上記ｈの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。
The third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat constitute a part of a cylindrical wall when viewed in cross section of the intake port 40 as shown in FIG. Here, the cylinder circular cross section is considered in particular. As shown in FIG. 4, it is assumed that the third and fourth port walls 48 and 50 directly above the valve seat are straight in the cylinder circular cross section. The reason why the third port wall 48 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air of g flows in this case without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy. The reason why the fourth port wall 50 directly above the valve seat is a straight line is that the intake air of h flows in this case without causing separation or disturbance that causes wear of kinetic energy. For the sake of simplicity, the intake port front side wall 40c adjacent to the third port wall 48 immediately above the valve seat in the cylinder circular cross section is also a straight line, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. And Similarly, the intake port rear side wall 40d adjacent to the fourth port wall 50 immediately above the valve seat in the cylinder circular cross section is also a straight line, and the two adjacent straight lines form one straight line.
ここで、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。そして、直進する上記ｇ及びｈの各吸入空気を直線（図４の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のフロント側の境界ｆｆｒを定める。一方、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のリヤ側の境界ｆｒｒを定める。ここまでは、第６実施形態と同様である。
Here, the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat are exhausted because of their relatively high speed (flow velocity). Suppose that it goes straight toward the side cylinder wall 12. The straight intake air (g and h in FIG. 4) represents the intake air of g and h that travels straight. At this time, the straight line of the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat is the front boundary fff of the entire intake air of g + h flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49. Determine. On the other hand, the straight line of the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 immediately above the valve seat flows the intake air of g + h flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49 toward the exhaust side combustion chamber 30a. A boundary frr on the entire rear side is determined. Up to this point, the process is the same as in the sixth embodiment.
次に、第６実施形態の図１５との違いを説明する。第１実施形態では、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線とが排気側シリンダ壁１２に衝突するまで平行な関係を保つものとしている。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体はクランク軸方向に離れた排気側シリンダ壁１２上の点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突する。これより、クランク軸方向に直交する断面を示す図２の点Ａ（図４の点Ａ１，Ａ２）は所定点１であったが、シリンダ円断面を示す図４の点Ａ１，Ａ２は、第６実施形態において定義した所定点２ではない。
Next, a difference from FIG. 15 of the sixth embodiment will be described. In the first embodiment, the straight line of the intake air of g flowing from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the straight line of the intake air of h flowing from the fourth port wall 50 directly above the valve seat are the exhaust side cylinder wall. It is assumed that the parallel relationship is maintained until it hits 12. For this reason, the entire intake air of g + h flowing from the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat is formed in an arc portion from the point A1 to the point A2 on the exhaust side cylinder wall 12 that is separated in the crankshaft direction. Distributed and collides. Thus, point A in FIG. 2 (points A1 and A2 in FIG. 4) showing the cross section perpendicular to the crankshaft direction was the predetermined point 1, but points A1 and A2 in FIG. It is not the predetermined point 2 defined in the sixth embodiment.
ここで、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気を破線矢印で示す。また、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分の排気側シリンダ壁１２に衝突する吸入空気があるので、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に、点Ａ３，Ａ４，Ａ５の３つの点を代表として採り、３つの点Ａ３，Ａ４，Ａ５に衝突する各吸入空気を同じく破線矢印で示す。このように、第１実施形態ではシリンダ円断面において、燃焼室３０内の空間で吸入空気の流れがクランク軸方向に空間的に狭まっていない。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上でクランク軸方向に離れた点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突するのである。
Here, the intake air flowing immediately to the right of the front-side boundary ffr and the intake air flowing immediately to the left of the rear-side boundary frr are indicated by broken-line arrows. Further, since there is intake air that collides with the exhaust side cylinder wall 12 in the arc portion from the point A1 to the point A2, the three points A3, A4, and A5 are represented in the arc portion from the point A1 to the point A2. The intake air that collides with the three points A3, A4, and A5 is also indicated by broken line arrows. As described above, in the first embodiment, the flow of the intake air is not spatially narrowed in the crankshaft direction in the space in the combustion chamber 30 in the cylinder circular cross section. Therefore, the entire g + h intake air flowing from the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat is a circular arc portion from the point A1 to the point A2 on the exhaust side cylinder wall 12 that is separated in the crankshaft direction. It is distributed and collides.
排気側シリンダ壁１２上で点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ、点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布してピストン冠面１５ａに衝突する。
The entire intake air of g + h collided in a circular arc portion from point A1 to point A2 on the exhaust side cylinder wall 12 changes its flowing direction and flows downward to the exhaust side cylinder wall 12, from point C1 to point C2. Distributed on the arc portion of the piston and collides with the piston crown surface 15a.
ここで、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に衝突した後に流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り点Ｃ１の直ぐ右に衝突する。同様に、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に衝突した後に流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り点Ｃ２の直ぐ左に衝突する。また、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分の排気側シリンダ壁１２に衝突した吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、点Ａ３，Ａ４，Ａ５に衝突した吸入空気は、流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り、ピストン冠面１５ａ上の点Ｃ３，Ｃ４，Ｃ５に衝突する。
Here, the subsequent movement of the intake air flowing just to the right of the front side boundary ffr is also indicated by a broken line arrow. That is, the intake air flowing immediately to the right of the front-side boundary ffr changes the flow direction after colliding with the exhaust-side cylinder wall 12, flows through the exhaust-side cylinder wall 12, and collides with the right of the descending point C1. Similarly, the subsequent movement of the intake air flowing just to the left of the rear boundary frr is also indicated by a broken line arrow. That is, the intake air flowing immediately to the left of the rear boundary frr flows in the exhaust side cylinder wall 12 after colliding with the exhaust side cylinder wall 12 and collides with the point just to the left of the descending point C2. Further, the subsequent movement of the intake air that has collided with the exhaust side cylinder wall 12 in the arc portion from the point A1 to the point A2 is also indicated by a broken line arrow. That is, the intake air that has collided with the points A3, A4, and A5 changes the flow direction, flows down the exhaust side cylinder wall 12, and collides with the points C3, C4, and C5 on the piston crown surface 15a.
このように、シリンダ円断面においては、燃焼室３０内の空間で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に空間的に狭まっていない。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上でクランク軸方向に離れた点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突し、分布したまま流れ下る。そして、ピストン冠面１５ａ上でも点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布して衝突するのである。
Thus, in the cylinder circular cross section, the flow of the entire intake air of g + h in the space in the combustion chamber 30 is not spatially narrowed in the crankshaft direction. Therefore, the entire g + h intake air flowing from the third and fourth port walls 48 and 50 immediately above the valve seat is a circular arc portion from the point A1 to the point A2 on the exhaust side cylinder wall 12 that is separated in the crankshaft direction. It collides with and distributes down and flows down. Then, even on the piston crown surface 15a, collision occurs in a distributed manner in the arc portion from the point C1 to the point C2.
ピストン冠面１５ａ上で点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い、所定の幅をもって吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、上記吸気側シリンダ壁１３に向かっていた、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の所定の幅を有する流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に所定の幅をもって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このようにして、燃焼室３０の内部にタンブル流が生成される。第１実施形態では、シリンダ円断面において、タンブル流が第６実施形態のように一本の流れではなくクランク軸方向に所定の幅を有する流れとなる。しかしながら、前述したようにクランク軸方向に直交する断面においては、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に狭まることで吸入空気の速度が増しかつ排気側シリンダ壁１２上の点Ａに上記ａ＋ｂの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。これによって、全体としては、タンブル流が現状のエンジンよりも強化されるのである。これで、図４の説明を終える。
The entire intake air of g + h colliding with the arc distributed from the point C1 to the point C2 on the piston crown surface 15a changes the direction of flow, and along the piston crown surface 15a, has a predetermined width on the intake side cylinder wall 13. It flows toward. Thereafter, the piston 15 rises to the top dead center TDC through the intake bottom dead center BDC. In response to the upward movement of the piston 15, the flow having the predetermined width of the whole intake air of g + h, which has been directed toward the intake side cylinder wall 13, is changed to the upper side of the intake side cylinder wall 13. The entire intake air of g + h that flows upward through the intake cylinder wall 13 with a predetermined width collides with the intake roof 26. The entire g + h intake air colliding with the intake side roof 26 changes its flow direction and flows to the exhaust side roof 27. In this way, a tumble flow is generated inside the combustion chamber 30. In the first embodiment, in the cylinder circular cross section, the tumble flow is not a single flow as in the sixth embodiment but a flow having a predetermined width in the crankshaft direction. However, as described above, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction, the flow of the whole intake air of the a + b is spatially narrowed, so that the speed of the intake air is increased and the point a on the exhaust side cylinder wall 12 is The momentum of the flow increases by gathering all the intake air. As a result, the tumble flow is strengthened more than the current engine as a whole. This completes the description of FIG.
シリンダ円断面を示す図１５では、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分（以下、「Ｂ１，Ｂ２」で略記する。）である上記所定点２の位置がリヤ側に偏った位置にある場合を記載したが、図１５の場合に限定されるものでない。これについて説明すると、例えば、図１６に１つのシリンダ１１を、シリンダヘッド２０の真上から透視した、第６実施形態の他の例の一部拡大概略平面図を示す。当該概略平面図でも、シリンダ１１の円筒状の側壁を水平方向に切断して見ているので、この切断面を、以下単に「シリンダ円断面」という。このとき、図１６はシリンダ円断面で見た概略平面図となる。図１６においては、シリンダ円断面における左右方向が吸排気方向となり、点Ｇから点Ｈまでの左側半円部分（矢印参照）が排気側シリンダ壁１２となる。ここで、点Ｇ及びＨは、クランク軸方向と平行なシリンダ１１の中心を通る線とシリンダ１１の円との各交点である。この場合に、左側半円部分である排気側シリンダ壁１２上の任意の位置に所定点２（Ｂ１，Ｂ２）があればよい。言い換えると、シリンダ円断面における、吸排気方向の排気側シリンダ壁１２の上の所定範囲における点２が所定点２であることになる。例えば、所定点２の採り得る位置を具体的に示すと、次のカ、キ、クの３つの場合を図１６に重ねて示している。
In FIG. 15 showing the cylinder circular cross section, the case where the position of the predetermined point 2 which is a straight line portion from the point B11 to the point B21 (hereinafter abbreviated as “B1, B2”) is biased to the rear side is shown. Although described, it is not limited to the case of FIG. For example, FIG. 16 shows a partially enlarged schematic plan view of another example of the sixth embodiment in which one cylinder 11 is seen through from directly above the cylinder head 20. Even in the schematic plan view, the cylindrical side wall of the cylinder 11 is seen by being cut in the horizontal direction, and this cut surface is hereinafter simply referred to as “cylinder circular cross section”. At this time, FIG. 16 is a schematic plan view seen in a cylinder circular cross section. In FIG. 16, the left-right direction in the cylinder circular cross section is the intake / exhaust direction, and the left semicircle portion (see arrow) from point G to point H is the exhaust-side cylinder wall 12. Here, the points G and H are intersections of a line passing through the center of the cylinder 11 parallel to the crankshaft direction and a circle of the cylinder 11. In this case, the predetermined point 2 (B1, B2) may be provided at an arbitrary position on the exhaust side cylinder wall 12 which is the left semicircle portion. In other words, the point 2 in the predetermined range on the exhaust side cylinder wall 12 in the intake / exhaust direction in the cylinder circular section is the predetermined point 2. For example, when the positions where the predetermined point 2 can be taken are specifically shown, the following three cases of K, K, and K are superimposed on FIG.
カ：所定点２が、クランク軸方向に直交しシリンダ１１の中心を通る線（この線を以下 「クランク軸方向直交シリンダ中心線」という。）ＣＬ上にある場合、
キ：所定点２がクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりリヤ側に偏っている場合、
ク：所定点２がクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりフロント側に偏っている場 合、
簡単のため、図１６には一つのシリンダ当たり一つの吸気ポート４０を有するエンジンの場合を示しているが、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を有するエンジンの場合も同様である。
F: When the predetermined point 2 is on a line CL orthogonal to the crankshaft direction and passing through the center of the cylinder 11 (this line is hereinafter referred to as “crankshaft direction orthogonal cylinder centerline”)
G: When the predetermined point 2 is deviated to the rear side from the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL,
H: When the predetermined point 2 is biased to the front side of the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL,
For simplicity, FIG. 16 shows the case of an engine having one intake port 40 per cylinder, but the same applies to an engine having two intake ports 40, 40 per cylinder.
ここで、第６実施形態の作用効果を説明する。
Here, the operational effects of the sixth embodiment will be described.
第６実施形態では、第１実施形態が前提としたエンジンと同じエンジンを前提として、シリンダ円断面における、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）が次のようになっている。すなわち、シリンダ円断面において排気側シリンダ壁１２（排気側のシリンダ壁）の上の所定点２に向かって燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０を形成している。第６実施形態によれば、燃焼室内の空間を排気側シリンダ壁１２上の所定点２に向かって進む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に空間的に狭まることにより、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が吸気ポート下流端部４２を流れるときより大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に向かってクランク軸方向に集められることで一塊となる。そして、排気側シリンダ壁１２に一塊で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が衝突するため勢いが大きく衰えるということがない。つまり、流れの断面が塊状の上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が、大きな速度を維持した（つまり大きな運動エネルギーを保存した）まま排気側シリンダ壁１２を流れ下る。これによって、従来技術のようにガイド板を設けることなく、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度増大分及び上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が一塊となって流れの勢いが増す分だけ現状のエンジンよりタンブル流を強めることができる。
In the sixth embodiment, on the premise of the same engine as the premise of the first embodiment, the third and fourth port walls 48 and 50 (portions directly above the first valve seat) immediately above the valve seat in the cylinder circular cross section. The intake port wall is as follows. That is, in the cylinder circular section, the third and fourth portions directly above the valve seat are narrowed so that the flow of the intake air flowing into the combustion chamber 30 toward the predetermined point 2 on the exhaust side cylinder wall 12 (exhaust side cylinder wall) is narrowed. Port walls 48 and 50 are formed. According to the sixth embodiment, the flow of the entire intake air of g + h traveling in the space in the combustion chamber toward the predetermined point 2 on the exhaust side cylinder wall 12 is spatially narrowed in the crankshaft direction, thereby The speed of the entire intake air becomes larger than when flowing through the intake port downstream end portion 42. The speed of the entire g + h intake air is maximized at the timing when the exhaust side cylinder wall 12 is reached. In addition, the entire intake air of g + h is collected in the crankshaft direction toward the exhaust side cylinder wall 12 to form a lump. And since the whole g + h intake air collides with the exhaust-side cylinder wall 12 in one lump, the momentum does not decrease greatly. That is, the entire g + h intake air having a massive flow cross-section flows down the exhaust-side cylinder wall 12 while maintaining a high speed (that is, storing a large amount of kinetic energy). As a result, without providing a guide plate as in the prior art, the speed increase of the entire intake air of g + h and the entire intake air of g + h are combined into one lump to increase the momentum of the current. Can be strengthened.
（第７実施形態）
図１７，図１８は１つのシリンダ１１を、シリンダヘッド２０の真上から透視した、第７実施形態の一部拡大概略平面図である。第６実施形態の図１５，図１６と同一部分には同一の符合を付している。
(Seventh embodiment)
17 and 18 are partially enlarged schematic plan views of the seventh embodiment, in which one cylinder 11 is seen through from directly above the cylinder head 20. The same parts as those in FIGS. 15 and 16 of the sixth embodiment are denoted by the same reference numerals.
第７実施形態でも、シリンダ円断面における吸気ポート４０，４０の形状は第６実施形態と同様である。すなわち、第７実施形態でも、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８及びこれに隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０及びこれに隣接する吸気ポートリヤ下側壁４０ｄが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとする。このため、図１７に示したように、吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線と吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線とは上流（図１７では右方）に向けて広がっている。
Also in the seventh embodiment, the shape of the intake ports 40 in the cylinder circular cross section is the same as that in the sixth embodiment. That is, also in the seventh embodiment, the third port wall 48 directly above the valve seat and the intake port front side wall 40c adjacent thereto are straight lines in the cylinder circular cross section, and the two adjacent straight lines form one straight line. And Similarly, it is assumed that the fourth port wall 50 immediately above the valve seat and the intake port rear lower side wall 40d adjacent thereto are straight lines in the cylinder circular cross section, and the two adjacent straight lines constitute one straight line. Therefore, as shown in FIG. 17, the straight line of the intake port front side wall 40c and the straight line of the intake port rear side wall 40d spread toward the upstream (rightward in FIG. 17).
第６実施形態では図１５に示す斜視図においてシリンダ円断面における「吸排気方向」を定義したが、上下方向にクランク軸方向を採っている図１７においても、シリンダ円断面における「吸排気方向」を定義する。すなわち、図１７に示す平面図においてシリンダ円断面における右側を吸気側、シリンダ円断面における左側を排気側とする方向を「吸排気方向」で定義する。このように定義したシリンダ円断面における「吸排気方向」は、後述する第８実施形態以降（図１８〜図３３）について同じ意味で用いる。
In the sixth embodiment, the “intake / exhaust direction” in the cylinder circular section is defined in the perspective view shown in FIG. 15, but the “intake / exhaust direction” in the cylinder circular section also in FIG. Define That is, in the plan view shown in FIG. 17, a direction in which the right side in the cylinder circular cross section is the intake side and the left side in the cylinder circular cross section is the exhaust side is defined as “intake and exhaust direction”. The “intake and exhaust direction” in the cylinder circular cross section defined in this way is used in the same meaning for the eighth and later embodiments (FIGS. 18 to 33) described later.
図１５に示す第６実施形態では、左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があるものの、リヤ側の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみの挙動について考えた。一方、図１７，図１８に示す第７実施形態では、リヤ側の吸気ポート４０から流れ込む吸入空気及びフロント側の吸気ポート４０から流れ込む吸入空気の２つの吸入空気の挙動について考える。
In the sixth embodiment shown in FIG. 15, although there are two intake ports 40, 40 in the left-right direction (crankshaft direction), only the behavior of intake air flowing from the rear intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12. Thought about. On the other hand, in the seventh embodiment shown in FIGS. 17 and 18, the behavior of two intake air, that is, intake air flowing from the rear intake port 40 and intake air flowing from the front intake port 40 will be considered.
ここで、図１７には２つの吸気ポート４０，４０の各吸気ポート下流端部４２，４２から流れ込む２つの吸入空気の挙動を記載している。図１８にはピストン冠面１５ａに衝突した後の２つの吸入空気の挙動を記載している。すなわち、第７実施形態では一つの燃焼室３０内に２つの所定点２（Ｂ１，Ｂ２）が存在する。以下、２つの所定点２を区別するため、フロント側の所定値２を「フロント側所定点２」、リヤ側の所定点２を「リヤ側所定点２」という。また、吸気ポート下流端部４２についてもフロント側とリヤ側を区別するため、フロント側の吸気ポート下流端部４２を「フロント側吸気ポート下流端部」といい、符合は「５１」とする。また、リヤ側の吸気ポート下流端部４２を「リヤ側吸気ポート下流端部」といい、符合は「５２」とする。ここで、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２は、それぞれ第３ポート下流端部４７と第４ポート下流端部４９から構成される。フロント側吸気ポート下流端部５１から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を単に「フロント側吸入空気」、リヤ側吸気ポート下流端部５２から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を単に「リヤ側吸入空気」という。
Here, FIG. 17 shows the behavior of the two intake airs flowing from the intake port downstream ends 42 and 42 of the two intake ports 40 and 40. FIG. 18 shows the behavior of the two intake airs after colliding with the piston crown surface 15a. That is, in the seventh embodiment, there are two predetermined points 2 (B1, B2) in one combustion chamber 30. Hereinafter, in order to distinguish between the two predetermined points 2, the front-side predetermined value 2 is referred to as “front-side predetermined point 2”, and the rear-side predetermined point 2 is referred to as “rear-side predetermined point 2”. Further, in order to distinguish the front side and the rear side of the intake port downstream end portion 42 as well, the front-side intake port downstream end portion 42 is referred to as a “front-side intake port downstream end portion”, and the symbol is “51”. The rear-side intake port downstream end portion 42 is referred to as a “rear-side intake port downstream end portion”, and the symbol is “52”. Here, the front-side intake port downstream end portion 51 and the rear-side intake port downstream end portion 52 are respectively composed of a third port downstream end portion 47 and a fourth port downstream end portion 49. The entire g + h intake air flowing from the front intake port downstream end 51 is simply referred to as “front intake air”, and the entire g + h intake air flowing from the rear intake port downstream end 52 is simply referred to as “rear intake air”. .
さて、図１５に示す第６実施形態では、シリンダ円断面においてリヤ側の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみに着目し、所定点２が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにした。ここで、所定点２は、前述のように、シリンダ円断面において、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点のことである。
In the sixth embodiment shown in FIG. 15, attention is paid only to the intake air flowing from the rear side intake port 40 toward the exhaust side cylinder wall 12 in the cylinder circular section, and the predetermined point 2 is located on the exhaust side cylinder wall 12. I came to. Here, as described above, the predetermined point 2 is a straight line of the intake air of g that flows from the third port wall 48 immediately above the valve seat and the fourth port wall 50 directly above the valve seat in the cylinder circular cross section. This is the intersection of h with the straight line of the intake air.
一方、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を有する場合には、フロント側吸入空気及びリヤ側吸入空気（「フロント側及びリヤ側の吸入空気」ともいう。）で、一つの燃焼室３０内に２つのタンブル流を独立に生成させることが好ましい。これは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが一つの燃焼室３０内で衝突したり交差したり錯綜したりするのでは、各吸入空気の有する運動エネルギーが失われるためである。以下、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが一つの燃焼室３０内で衝突したり交差したり錯綜したりすることを、まとめて「フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉する」ともいう。あるいは単に「吸入空気の干渉」ともいう。フロント側吸入空気とリヤ側吸入空気の流れが干渉することによって各吸入空気の有する運動エネルギーの一部でも失われると、その失われた分、各吸入空気の速度（流速）が小さくなり、良好なタンブル流が生成されなくなるのである。
On the other hand, when there are two intake ports 40, 40 per cylinder, one combustion chamber 30 is composed of front intake air and rear intake air (also referred to as "front intake air and rear intake air"). It is preferable to generate two tumble streams independently within. This is because the kinetic energy of each intake air is lost when the flow of intake air on the front side and the rear side collides, intersects, or confuses in one combustion chamber 30. Hereinafter, the fact that the flow of the intake air on the front side and the rear side collides, intersects, and confuses in one combustion chamber 30 is collectively referred to as “the flow of intake air on the front side and the rear side interferes”. Also called. Alternatively, it is also simply referred to as “intake air interference”. If some of the kinetic energy of each intake air is lost due to the interference between the flow of the front intake air and the rear intake air, the speed (flow velocity) of each intake air will be reduced by the amount lost. No tumble flow is generated.
これについて説明すると、第７実施形態に対する比較例１のエンジンを図１９に、同じく第７実施形態に対する比較例２のエンジンを図２０，図２１に示す。ここで、比較例１のエンジンを示す図１９は、第７実施形態の図１７に対応する。比較例２のエンジンを示す図２０，図２１は、第７実施形態の図１７，図１８に対応する。図１９，図２０，図２１において図１７，図１８と同一部分には同一の符合を付している。
To explain this, FIG. 19 shows an engine of Comparative Example 1 for the seventh embodiment, and FIGS. 20 and 21 show an engine of Comparative Example 2 for the seventh embodiment. Here, FIG. 19 which shows the engine of the comparative example 1 respond | corresponds to FIG. 17 of 7th Embodiment. 20 and 21 showing the engine of Comparative Example 2 correspond to FIGS. 17 and 18 of the seventh embodiment. 19, 20, and 21, the same parts as those in FIGS. 17 and 18 are denoted by the same reference numerals.
図１９に示す比較例１のエンジンは、シリンダ円断面においてフロント側所定点２及びリヤ側所定点２（「フロント側及びリヤ側の所定点２」ともいう。）を排気側シリンダ壁１２の上で一致させたものである。比較例１のエンジンでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れがクランク軸方向に空間的に狭まることによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が増した状態で排気側シリンダ壁１２に衝突する。しかも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が増した状態で同じ点（所定点２）に衝突するので、衝突した吸入空気の一部が四方に飛び散ることにもなり、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーが大きく失われることになると思われる。フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉することによってフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーが失われると、その失われた分、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が小さくなり、良好なタンブル流が生成されなくなる。このように、シリンダ円断面においてフロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に近づけ過ぎることは避けるべきである。
In the engine of Comparative Example 1 shown in FIG. 19, the front-side predetermined point 2 and the rear-side predetermined point 2 (also referred to as “front-side and rear-side predetermined point 2”) are arranged on the exhaust-side cylinder wall 12 in the cylinder circular section. Are matched. In the engine of the comparative example 1, the exhaust side cylinder wall is increased in the state in which the speeds of the intake air on the front side and the rear side are increased by spatially narrowing the flows of the intake air on the front side and the rear side in the crankshaft direction. 12 hits. In addition, since the front and rear intake air speeds increase and collide with the same point (predetermined point 2), part of the collided intake air is scattered in all directions. It seems that each kinetic energy of the side intake air will be greatly lost. If the kinetic energy of the intake air on the front side and the rear side is lost due to the interference of the flow of intake air on the front side and the rear side, the speeds of the intake air on the front side and the rear side are reduced by the amount lost. It becomes small and a good tumble flow is not generated. Thus, it should be avoided that the predetermined points 2 on the front side and the rear side in the cylinder circular cross section are too close to the crankshaft direction.
一方、フロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に遠ざけ過ぎるのも問題である。これについては比較例２によって説明する。図２０，図２１に示す比較例２は、シリンダ円断面においてフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を第６実施形態の場合より大きくしたものである。このようにフロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に大きく離したとしても、フロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａに衝突するまでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉することはない。
On the other hand, it is also a problem that the predetermined points 2 on the front side and the rear side are too far away in the crankshaft direction. This will be described in Comparative Example 2. In Comparative Example 2 shown in FIGS. 20 and 21, the distance L1 in the crankshaft direction between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) in the cylinder circular section is the same as that of the sixth embodiment. It is larger than the case. Thus, even if the predetermined points 2 on the front side and the rear side are greatly separated in the crankshaft direction, the intake air on the front side and the rear side until the intake air on the front side and the rear side collides with the piston crown surface 15a. The flow will not interfere.
しかしながら、図２１に示したようにピストン冠面１５ａに沿ってフロント側及びリヤ側の吸入空気が流れると、吸入空気の干渉が生じる。すなわち、ピストン冠面１５ａに衝突したフロント側吸入空気は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、ピストン冠面１５ａに沿いつつ吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる。この場合、図２１においてシリンダ１１の円に対し、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）で円の接線ｌ１を引いたときに、フロント側吸入空気は、ピストン冠面１５ａ上をこの円の接線ｌ１と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３に向かう（図２１の破線矢印参照）。一方、ピストン冠面１５ａに衝突したリヤ側吸入乳空気は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、ピストン冠面１５ａに沿いつつ吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる。この場合、図２１においてシリンダ壁１１の円に対し、リヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）で円の接線ｌ２を引いたときに、リヤ側吸入空気は、ピストン冠面１５ａ上をこの円の接線ｌ２と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３に向かう（図２１の破線矢印参照）。この結果、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが、吸気側シリンダ壁１３に到達する前にピストン冠面１５ａ上の点Ｄで交差する（干渉する）。ここで、フロント側及びリヤ側の吸入空気のピストン冠面１５ａに沿う流れがピストン冠面１５ａ上でなす、鋭角である角度γ１を「第２角度」で定義する。また、破線矢印で示すフロント側及びリヤ側の吸入空気をベクトルとしてみなすと、２つの各ベクトルはクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに平行な成分Ｃｐと、同じくクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに直交する成分Ｃｖとに分割することができる。このように各ベクトルを平行成分Ｃｐと直交成分Ｃｖに分割して考えると、ピストン冠面１５ａ上でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差したとき、２つの各ベクトルの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが互いに打ち消し合う。２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが打ち消し合うということはフロント側及びリヤ側の吸入空気が有する各運動エネルギーの一部が失われることを意味する。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れの交差後には、２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐのみが残り、この２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐが合流して一つの流れとなり、点Ｆに向かって流れる。この場合に、比較例２のエンジンでは、第２角度γ１が相対的に大きいために、２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖの打ち消し合いによって消失する運動エネルギーが相対的に大きくなる。なお、上記の点Ｆはクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬとシリンダ１１の円との交点である。
However, when the intake air on the front side and the rear side flows along the piston crown surface 15a as shown in FIG. 21, interference of the intake air occurs. That is, the front-side intake air that has collided with the piston crown surface 15a changes the flow direction, and the cross-section is a lump and maintains a momentum of flow, and becomes a single streak continuous in the flow direction, and the piston crown surface 15a And flows toward the intake side cylinder wall 13. In this case, when the tangent line 11 of the circle is drawn at the front side predetermined point 2 (B1, B2) with respect to the circle of the cylinder 11 in FIG. 21, the front side intake air is tangent to the circle on the piston crown 15a. Heading toward the intake side cylinder wall 13 in a direction orthogonal to l1 (see broken line arrow in FIG. 21). On the other hand, the rear-side sucked milk air that has collided with the piston crown surface 15a changes the flow direction, and the cross-section is a lump and maintains a flow momentum, and becomes a single streak continuous in the flow direction. It flows toward the intake side cylinder wall 13 along 15a. In this case, when the tangent line 12 of the circle is drawn at the rear side predetermined point 2 (B1, B2) with respect to the circle of the cylinder wall 11 in FIG. 21, the rear side intake air flows on the piston crown surface 15a. It heads for the intake side cylinder wall 13 in a direction orthogonal to the tangent line 12 (see broken line arrow in FIG. 21). As a result, the flow of the intake air on the front side and the rear side intersects (interferes) at the point D on the piston crown surface 15a before reaching the intake side cylinder wall 13. Here, an acute angle γ1 formed by the flow of the intake air on the front side and the rear side along the piston crown surface 15a on the piston crown surface 15a is defined as a “second angle”. Further, if the intake air on the front side and the rear side indicated by the broken-line arrows is regarded as a vector, each of the two vectors corresponds to a component Cp parallel to the crankshaft direction orthogonal cylinder centerline CL and also to the crankshaft direction orthogonal cylinder centerline CL. It can be divided into orthogonal components Cv. Thus, when each vector is divided into the parallel component Cp and the orthogonal component Cv, when the flow of the intake air on the front side and the rear side intersects on the piston crown surface 15a, the orthogonal components Cv, Cv cancel each other. The cancellation of the two orthogonal components Cv and Cv means that a part of each kinetic energy of the intake air on the front side and the rear side is lost. After the front and rear intake air flows intersect, only two parallel components Cp and Cp remain, and the two parallel components Cp and Cp merge to form a single flow toward the point F. Flowing. In this case, in the engine of Comparative Example 2, since the second angle γ1 is relatively large, the kinetic energy that is lost due to the cancellation of the two orthogonal components Cv and Cv is relatively large. Note that the above point F is the intersection of the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL and the circle of the cylinder 11.
一方、第７実施形態では、図１７に示したように、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１としている。これについて説明すると、第７実施形態でも図１８に示したように、シリンダ１１の円に対し、フロント側及びリヤ側の所定点２でシリンダ１１の円の接線ｌ１，ｌ２をそれぞれ引く。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気が、この円の接線ｌ１，ｌ２と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３にそれぞれ向かうとする（図１８の破線矢印参照）。このとき、第７実施形態でも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが吸気側シリンダ壁１３の手前のピストン冠面１５ａ上の点Ｄで交差する（干渉する）。第７実施形態でも、破線矢印で示しているフロント側及びリヤ側の吸入空気をベクトルとしてみなし、２つの各ベクトルをクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに平行な成分Ｃｐと、同じくクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに直交する成分Ｃｖとに分割する。このように各ベクトルを平行成分Ｃｐと直交成分Ｃｖに分割したとき、ピストン冠面１５ａ上でフロント側及びリヤ側の各吸入空気の流れが交差することによって、２つの各ベクトルの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが互いに打ち消し合う。しかしながら、第７実施形態では、第２角度γ１が比較例２のエンジンよりも小さい。第２角度γ１が相対的に小さいと、その小さい分だけ２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖの打ち消し合いによって消失する運動エネルギーが小さくなる。第２角度γ１が相対的に小さいことで、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れの交差による、吸入空気の有する各運動エネルギーの消失が小さなものとなるのである。かつ、２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐの吸入空気が単独で流れるよりも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが合流することで流れの抵抗が減少することから、合流した吸入空気の流れの勢いが却って増すものと考えられる。
On the other hand, in the seventh embodiment, as shown in FIG. 17, an interval L1 in the crankshaft direction between the front side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear side predetermined point 2 (B1, B2) is set to a predetermined value Ladq1. . In the seventh embodiment, as shown in FIG. 18, tangents l1 and l2 of the circle of the cylinder 11 are drawn with respect to the circle of the cylinder 11 at a predetermined point 2 on the front side and the rear side. Then, it is assumed that the intake air on the front side and the rear side is directed to the intake side cylinder wall 13 in the direction orthogonal to the tangents l1 and l2 of this circle (see broken line arrows in FIG. 18). At this time, also in the seventh embodiment, the flow of the intake air on the front side and the rear side intersects (interfers) at a point D on the piston crown surface 15a in front of the intake side cylinder wall 13. Also in the seventh embodiment, the intake air on the front side and the rear side indicated by broken-line arrows is regarded as a vector, and each of the two vectors and a component Cp parallel to the crank axis orthogonal cylinder center line CL are also orthogonal to the crank axis. Divided into a component Cv orthogonal to the cylinder center line CL. Thus, when each vector is divided into the parallel component Cp and the orthogonal component Cv, the flow of the intake air on the front side and the rear side intersects on the piston crown surface 15a, so that the orthogonal component Cv, Cv cancel each other. However, in the seventh embodiment, the second angle γ1 is smaller than that of the engine of the comparative example 2. When the second angle γ1 is relatively small, the kinetic energy that is lost due to the cancellation of the two orthogonal components Cv and Cv becomes small by that small amount. Since the second angle γ1 is relatively small, the disappearance of each kinetic energy of the intake air due to the intersection of the flow of intake air on the front side and the rear side becomes small. In addition, since the flow resistance is reduced by the flow of the intake air on the front side and the rear side, rather than the intake air of the two parallel components Cp and Cp flowing alone, the flow resistance of the combined intake air is reduced. The momentum is thought to increase on the contrary.
実際には、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を変化させて、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れをシミュレーションする。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れがピストン冠面１５ａ上でもできるだけ吸気側シリンダ壁１３に近い位置で交差するように、つまり第２角度γ１ができるだけ小さくなるようにフロント側及びリヤ側の所定点２の各位置を定める必要がある。
Actually, the flow of intake air on the front side and the rear side is simulated by changing the distance L1 in the crankshaft direction between the predetermined point 2 (B1, B2) on the front side and the predetermined point 2 (B1, B2) on the rear side. . The front side and rear side intake air flows on the piston crown surface 15a intersect at a position as close to the intake side cylinder wall 13 as possible, that is, so that the second angle γ1 becomes as small as possible. It is necessary to determine each position of the predetermined point 2.
さらに述べると、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１に依存して、第２角度γ１が定まる。この場合におけるクランク軸方向の間隔Ｌ１と第２角度γ１の関係は、シリンダ１１のボア径を含むエンジンの仕様によって予め定まっている。つまり、第２角度γ１が最も小さくなるときのフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔は、エンジンの仕様によって予め定まっている。このフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔を「所定値Ｌａｄｑ１」とおくと、所定値Ｌａｄｑ１をシミュレーションや適合により予め求めておく。そして、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１がこの所定値Ｌａｄｑ１と一致するように、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２の形状を定める。
More specifically, the second angle γ1 is determined depending on the distance L1 between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) in the crankshaft direction. In this case, the relationship between the crankshaft direction interval L1 and the second angle γ1 is determined in advance by the engine specifications including the bore diameter of the cylinder 11. In other words, the optimum distance in the crankshaft direction between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) when the second angle γ1 is the smallest is determined in advance by the engine specifications. Yes. When the optimum distance in the crankshaft direction between the front side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear side predetermined point 2 (B1, B2) is set to “predetermined value Ladq1,” the predetermined value Ladq1 is obtained in advance by simulation or adaptation. Keep it. The front-side intake port downstream end portion 51 and the front-side intake port downstream end 51 and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) are aligned so as to coincide with the predetermined value Ladq1. The shape of the rear side intake port downstream end 52 is determined.
ここで、第７実施形態の作用効果を説明する。
Here, the operational effects of the seventh embodiment will be described.
第７実施形態では、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備え、２つの所定点２を有している。この場合に、シリンダ円断面において、各吸気ポートについて第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２に到達したとき、フロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる。このフロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる状態でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉するのでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの一部が失われてしまう。一方、第７実施形態では、シリンダ円断面において、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉することがないように２つの所定点２をクランク軸方向に離して設定する。このため、フロント側及びリヤ側の吸入空気は、フロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａに衝突するまでは、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、独立に流れる。これによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる状態でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２上で干渉することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失を防止できる。一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備えるエンジンであっても、相対的に強いタンブル流を生成することができるのである。
In the seventh embodiment, two intake ports 40 and 40 are provided per cylinder, and two predetermined points 2 are provided. In this case, when the flow of the intake air on the front side and the rear side flowing from the third and fourth port downstream ends 47 and 49 reaches the exhaust side cylinder wall 12 for each intake port in the cylinder circular section, the front side The speed of the intake air on the side and rear side is the largest. If the flow of the intake air on the front side and the rear side interferes on the exhaust side cylinder wall 12 with the speed of the intake air on the front side and the rear side being maximized, the intake air on the front side and the rear side A part of each kinetic energy is lost. On the other hand, in the seventh embodiment, the flow of the intake air on the front side and the rear side flowing in from the third and fourth port downstream end portions 47 and 49 interferes on the exhaust side cylinder wall 12 in the cylinder circular section. Two predetermined points 2 are set apart from each other in the crankshaft direction so that there is no occurrence. For this reason, the intake air on the front side and the rear side continues in the direction of the flow while the cross section is in a lump shape and maintains the momentum of the flow until the intake air on the front side and the rear side collides with the piston crown surface 15a. It becomes a single line and flows independently. As a result, the intake air on the front side and the rear side due to the interference of the flow of the intake air on the front side and the rear side on the exhaust side cylinder wall 12 in a state where the speed of the intake air on the front side and the rear side is maximized. Loss of each kinetic energy can be prevented. Even an engine having two intake ports 40, 40 per cylinder can generate a relatively strong tumble flow.
フロント側及びリヤ側の吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に別々に衝突し、流れる方向を変え、流れの断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を下方に向かいピストン冠面１５ａに衝突する。ピストン冠面１５ａに別々に衝突したフロント側及びリヤ側の吸入空気は、ピストン冠面１５ａに沿い、吸気側シリンダ壁１３に向かう。このピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かうフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れはピストン冠面１５ａ上で交差する。この場合、比較例２のエンジンのように第２角度γ１が相対的に大きいと、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失が相対的に大きくなる。一方、第７実施形態では、第２角度γ１が相対的に小さくなるようにフロント側及びリヤ側の所定点２（排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１に設定している。これによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失を相対的に小さなものとすることができる。かつ、フロント側及びリヤ側の吸入空気の交差後にフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れを合流させることでフロント側及びリヤ側の吸入空気全体の流れの勢いを却って増すことができる。
The intake air on the front side and the rear side separately collides with the exhaust side cylinder wall 12, changes the flow direction, and the flow cross section is a lump and keeps the flow momentum, and continues to the flow direction. Thus, the exhaust side cylinder wall 12 is faced downward and collides with the piston crown surface 15a. The intake air on the front side and the rear side that collided with the piston crown surface 15a separately travels along the piston crown surface 15a toward the intake side cylinder wall 13. The flow of the intake air on the front side and the rear side toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a intersects on the piston crown surface 15a. In this case, when the second angle γ1 is relatively large as in the engine of Comparative Example 2, the kinetic energy of the intake air on the front side and the rear side due to the flow of the intake air on the front side and the rear side intersecting each other. Loss is relatively large. On the other hand, in the seventh embodiment, the distance in the crankshaft direction between the predetermined point 2 on the front side and the rear side (point 2 in the predetermined range on the cylinder wall on the exhaust side) so that the second angle γ1 becomes relatively small. L1 is set to a predetermined value Ladq1. Accordingly, the loss of kinetic energy of the intake air on the front side and the rear side due to the flow of the intake air on the front side and the rear side intersecting each other can be made relatively small. Further, by combining the flow of the intake air on the front side and the rear side after the intersection of the intake air on the front side and the rear side, the momentum of the flow of the entire intake air on the front side and the rear side can be increased.
（第８実施形態）
図２２，図２３は第８実施形態で、第７実施形態の図１７，図１８と置き換わるものである。図１７，図１８と同一部分は同一の符合を付している。
(Eighth embodiment)
22 and 23 show an eighth embodiment that replaces FIGS. 17 and 18 of the seventh embodiment. 17 and 18 are denoted by the same reference numerals.
図１７に示した第７実施形態では、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに対して線対称に配置した。一方、第８実施形態は、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに対して非対称に配置したものである。具体的にはフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を図２２，図２３に示すようにクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりもフロント側（図２２，図２３でＣＬよりも上側）に配置している。
In the seventh embodiment shown in FIG. 17, the front side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear side predetermined point 2 (B1, B2) are arranged symmetrically with respect to the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL. . On the other hand, in the eighth embodiment, the front side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear side predetermined point 2 (B1, B2) are arranged asymmetrically with respect to the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL. Specifically, as shown in FIGS. 22 and 23, the front side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear side predetermined point 2 (B1, B2) are located on the front side (FIG. 22) with respect to the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL. , In FIG. 23, it is arranged above CL.
第８実施形態でも、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１に依存して第２角度γ２が定まる。この場合におけるクランク軸方向の間隔Ｌ１と第２角度γ２の関係は、シリンダ１１のボア径を含むエンジンの仕様によって予め定まっている。つまり、第２角度γ２が最も小さくなるときのフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔は、エンジンの仕様によって予め定まっている。このフロント側及びリヤ側の所定点２のクランク軸方向の最適な間隔を「所定値Ｌａｄｑ２」とおくと、所定値Ｌａｄｑ２を適合により予め求めておく。そして、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１がこの所定値Ｌａｄｑ２と一致するように、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２の形状を定める。なお、第８実施形態の第２角度γ２と所定値Ｌａｄｑ２は、第７実施形態の第２角度γ１と所定値Ｌａｄｑ１に必ずしも一致するものでない。
Also in the eighth embodiment, the second angle γ2 is determined depending on the distance L1 between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) in the crankshaft direction. In this case, the relationship between the crankshaft direction interval L1 and the second angle γ2 is determined in advance by the engine specifications including the bore diameter of the cylinder 11. In other words, the optimum distance in the crankshaft direction between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) when the second angle γ2 is the smallest is determined in advance by the engine specifications. Yes. When the optimum interval in the crankshaft direction of the predetermined point 2 on the front side and the rear side is set to “predetermined value Ladq2”, the predetermined value Ladq2 is obtained in advance by adaptation. The front-side intake port downstream end 51 and the crank-side distance L1 between the front-side predetermined point 2 (B1, B2) and the rear-side predetermined point 2 (B1, B2) coincide with the predetermined value Ladq2. The shape of the rear side intake port downstream end 52 is determined. Note that the second angle γ2 and the predetermined value Ladq2 in the eighth embodiment do not necessarily match the second angle γ1 and the predetermined value Ladq1 in the seventh embodiment.
図１７に示した第７実施形態では、図１８のようにフロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａ上の点Ｄで合流した後、吸気側シリンダ壁１３上の点Ｆに向かう。ここで、点Ｆは、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬの上にある。このため、第７実施形態のタンブル流は、クランク軸回りの旋回流として生成される。言い換えると、タンブル中心ＴＣがクランク軸方向と一致している。
In the seventh embodiment shown in FIG. 17, the intake air on the front side and the rear side merges at point D on the piston crown surface 15 a as shown in FIG. 18, and then goes to point F on the intake side cylinder wall 13. Here, the point F is on the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL. For this reason, the tumble flow of the seventh embodiment is generated as a swirl flow around the crankshaft. In other words, the tumble center TC coincides with the crankshaft direction.
一方、第８実施形態においても、図２３のようにフロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａ上の点Ｄで合流した後、吸気側シリンダ壁１３上の点Ｆに向かう。しかしながら、第８実施形態の点Ｆの位置は、第７実施形態の点Ｆの位置と異なり、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりもリヤ側に位置している。このため、第８実施形態により生成されるタンブル流のタンブル中心ＴＣは、クランク軸方向と一致しておらず、クランク軸方向から偏った位置にある。
On the other hand, in the eighth embodiment as well, the intake air on the front side and the rear side merges at point D on the piston crown surface 15a as shown in FIG. However, unlike the position of the point F in the seventh embodiment, the position of the point F in the eighth embodiment is located on the rear side with respect to the crankshaft direction orthogonal cylinder center line CL. For this reason, the tumble center TC of the tumble flow generated according to the eighth embodiment is not coincident with the crankshaft direction and is in a position deviated from the crankshaft direction.
このように、第８実施形態では、タンブル中心ＴＣがクランク軸方向と一致していなくても、第７実施形態と同様の作用効果が得られる。
Thus, in the eighth embodiment, even if the tumble center TC does not coincide with the crankshaft direction, the same operational effects as those in the seventh embodiment can be obtained.
（第９〜第１１の実施形態）
図２４，図２５，図２６は第９，第１０，第１１の実施形態で、第７実施形態の図１７と置き換わるものである。図２４，図２５，図２６において図１７と同一の部分には、同一の符号を付している。
(Ninth to 11th embodiments)
24, 25, and 26 are the ninth, tenth, and eleventh embodiments, which replace FIG. 17 of the seventh embodiment. 24, 25, and 26, the same parts as those in FIG. 17 are denoted by the same reference numerals.
第７実施形態では、シリンダ円断面において、２つの各吸気ポート２０，４０についてバルブシート直上部第３ポート壁４８及びこれに隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。同様に、シリンダ円断面において、２つの各吸気ポート２０，４０についてバルブシート直上部第４ポート壁５０及びこれに隣接する吸気ポートリヤ下側壁４０ｄが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。このため、２つの各吸気ポート２０，４０について吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線と吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線とは上流（図１７では右方）に向けて広がっている。
In the seventh embodiment, in the cylinder circular cross section, for each of the two intake ports 20, 40, the third port wall 48 directly above the valve seat and the intake port front side wall 40c adjacent thereto are straight lines, and the two adjacent straight lines are It is assumed that one straight line is formed. Similarly, in the cylinder circular cross section, for each of the two intake ports 20, 40, the fourth port wall 50 immediately above the valve seat and the intake port rear lower side wall 40d adjacent thereto are straight lines, and the two adjacent straight lines are one straight line. It is assumed that it constitutes. Therefore, for each of the two intake ports 20 and 40, the straight line of the intake port front side wall 40c and the straight line of the intake port rear side wall 40d spread toward the upstream (rightward in FIG. 17).
一方、第９〜第１１の実施形態は第７実施形態のバリエーションである。ここでは、第７実施形態との違いを主に説明する。まず、図２４に示した第９実施形態では、フロント側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。一方、リヤ側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線が、右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。次に、図２５に示した第１０実施形態では、フロント側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線が、右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。一方、リヤ側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。次に、図２６に示した第１１実施形態では、２つの各吸気ポート４０，４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上や右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。２つの各吸気ポート４０，４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線についても、右斜め上や右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。
On the other hand, the ninth to eleventh embodiments are variations of the seventh embodiment. Here, differences from the seventh embodiment will be mainly described. First, in the ninth embodiment shown in FIG. 24, with respect to the intake port 40 on the front side, the straight line of the intake port front side wall 40c adjacent to the straight line of the third port wall 48 directly above the valve seat is directed diagonally upward to the right. Rather, it is toward the right (intake and exhaust direction). On the other hand, with respect to the intake port 40 on the rear side, the straight line of the intake port rear side wall 40d adjacent to the straight line of the fourth port wall 50 directly above the valve seat does not go diagonally downward to the right, but to the right (intake and exhaust direction). ing. Next, in the tenth embodiment shown in FIG. 25, with respect to the intake port 40 on the front side, the straight line of the intake port rear side wall 40d adjacent to the straight line of the fourth port wall 50 immediately above the valve seat is directed diagonally downward to the right. Rather, it is toward the right (intake and exhaust direction). On the other hand, with respect to the intake port 40 on the rear side, the straight line of the intake port front side wall 40c adjacent to the straight line of the third port wall 48 immediately above the valve seat is not directed diagonally upward to the right, but to the right (intake and exhaust direction). I'm heading. Next, in the eleventh embodiment shown in FIG. 26, for each of the two intake ports 40, 40, the straight line of the intake port front side wall 40c adjacent to the straight line of the third port wall 48 immediately above the valve seat is diagonally upward to the right. Instead of heading diagonally to the lower right, it heads to the right (intake and exhaust direction). For each of the two intake ports 40, 40, the straight line of the intake port rear side wall 40 d adjacent to the straight line of the fourth port wall 50 immediately above the valve seat is also directed to the right (intake (Exhaust direction)
第９〜第１１の実施形態でも、第７実施形態と同様の作用効果が得られる。
In the ninth to eleventh embodiments, the same function and effect as in the seventh embodiment can be obtained.
（第１２実施形態）
図２７，図２８，図２９，図３０，図３１は第１２実施形態で、第１実施形態の図２，図３，図４、第６実施形態の図１５、第７実施形態の図１７，図１８と置き換わるものである。図２７，図２８において図２，図３と、図２９において図１５と、図３０，図３１において図１７，図１８と同一の部分には、同一の符号を付している。
(Twelfth embodiment)
27, FIG. 28, FIG. 29, FIG. 30 and FIG. 31 are the twelfth embodiment, FIG. 2, FIG. 3, FIG. 4 of the first embodiment, FIG. 15 of the sixth embodiment, and FIG. FIG. 18 is replaced. 27, FIG. 28, FIG. 29, FIG. 15, FIG. 15, FIG. 30, FIG. 31, the same part as FIG. 17, FIG.
第１２実施形態は、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備えるエンジンを対象とし、前述した第１、第６及び第７の３つの実施形態を組み合わせたものである。第１２実施形態では、クランク軸方向に直交する断面及び吸排気方向の２つの断面において、流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点１及び所定点２に向かって狭まるように、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁を形成している。すなわち、図２７のようにクランク軸方向に直交する断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点１（点Ａ）に向かって狭まるように、２つの各吸気ポートについてバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。かつ、図２９，図３０のようにシリンダ円断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点２（点Ａ１，Ａ２）に向かって狭まるように、２つの各吸気ポートについてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０を形成している。さらに、図２９，図３０のようにシリンダ円断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉することがないようにフロント側所定点２（点Ａ２）とリヤ側所定点２（点Ａ１）をクランク軸方向に離して設定している。また、図３０，図３１のようにシリンダ円断面において、第２角度γ１が相対的に小さくなるようにフロント側所定点２（点Ａ２）とリヤ側所定点２（点Ａ１）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１離して設定している。ここで、クランク軸方向に直交する断面を示す図２７の所定点１（点Ａ）と、シリンダ円断面を示す図２９，図３０の所定点２（点Ａ１，Ａ２）とは空間的に同じ点であるので、第１２実施形態では、所定点１と所定点２とが一致している。
The twelfth embodiment is directed to an engine having two intake ports 40, 40 per cylinder, and is a combination of the first, sixth, and seventh embodiments described above. In the twelfth embodiment, in each of the cross section orthogonal to the crankshaft direction and the two cross sections of the intake and exhaust directions, the flows of the intake air on the front side and the rear side flowing in are narrowed toward the predetermined point 1 and the predetermined point 2, respectively. An intake port wall is formed immediately above the valve seat 41. That is, in the cross section orthogonal to the crankshaft direction as shown in FIG. 27, the valve seats for the two intake ports are such that each flow of intake air on the front side and rear side becomes narrower toward the predetermined point 1 (point A). Directly upper first and second port walls 44 and 46 are formed. In addition, as shown in FIGS. 29 and 30, in the cylinder circular section, the valves for the two intake ports are arranged so that the flows of the intake air on the front side and the rear side are narrowed toward the predetermined point 2 (points A1 and A2). Third and fourth port walls 48 and 50 are formed immediately above the seat. Further, in the cylinder circular cross section as shown in FIGS. 29 and 30, the front side predetermined point 2 (point A2) is set so that the flow of the intake air on the front side and the rear side does not interfere on the exhaust side cylinder wall 12. And the rear predetermined point 2 (point A1) are set apart in the crankshaft direction. In addition, as shown in FIGS. 30 and 31, in the cylinder circular section, the crankshaft direction of the front predetermined point 2 (point A2) and the rear predetermined point 2 (point A1) so that the second angle γ1 becomes relatively small. The interval L1 is set apart by a predetermined value Ladq1. Here, the predetermined point 1 (point A) in FIG. 27 showing the cross section orthogonal to the crankshaft direction and the predetermined point 2 (points A1 and A2) in FIGS. 29 and 30 showing the cylinder circular cross section are spatially the same. Therefore, in the twelfth embodiment, the predetermined point 1 and the predetermined point 2 coincide with each other.
第１２実施形態によれば、第１、第６及び第７の３つの実施形態の作用効果を合わせた作用効果が得られる。
According to the twelfth embodiment, the effect obtained by combining the effects of the first, sixth, and seventh embodiments can be obtained.
第１２実施形態の実際の作用効果を検証するため、エンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを本発明者が行っている。これについて説明すると、図３２は一つの気筒当たり２つの吸気ポートを有する現状のエンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。一方、図３３は一つの気筒当たり２つの吸気ポートを有する第１８実施形態のエンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。以下では、フロント側吸入空気とリヤ側吸入空気を区別することなく、単に「２つの吸入空気」という。なお、現状のエンジンと第１８実施形態のエンジンとではエンジンの仕様が異なり、現状のエンジンに対して第１８実施形態のエンジンのほうがロングスローク化されている。
In order to verify the actual operational effects of the twelfth embodiment, the present inventor performs a simulation using CFD on the tumble flow generated in the combustion chamber 30 of the engine. Explaining this, FIG. 32 shows the intake air showing the result of simulation using CFD on the tumble flow generated in the combustion chamber 30 of the current engine having two intake ports per cylinder. FIG. On the other hand, FIG. 33 shows the intake air showing the result of simulation using CFD on the tumble flow generated in the combustion chamber 30 of the engine of the eighteenth embodiment having two intake ports per cylinder. FIG. Hereinafter, the front-side intake air and the rear-side intake air are simply referred to as “two intake air” without being distinguished from each other. The engine specifications of the current engine and the engine of the eighteenth embodiment are different, and the engine of the eighteenth embodiment has a longer stroke than the current engine.
ＣＦＤを用いたシミュレーションにおいて、吸気行程でピストン１５が上死点から下降し、再び上死点に戻るまで（つまりピストン１５の１ストローク）の吸入空気の速度分布の動きを本発明者が２次元の動画で作成している。上記ピストン１５の１ストロークで例えば２回転から３回転するタンブル流が生成される。図３２，図３３は上記２次元の動画から、最も特徴的な瞬間を切り取って示している。ここで、図３２，図３３においては、タンブル流を多数の小さな速度ベクトルの分布で示している。一つ一つの速度ベクトルの矢印は吸入空気の流れる方向を示す。また、各速度ベクトルが表す吸入空気の速度の違いを明確にするため、最大の速度を有する速度ベクトルを太実線で、最小の速度を有する速度ベクトルを相対的に細実線で記載している。以下、最大の速度を有する速度ベクトルを、「最速ベクトル」、最小の速度を有する速度ベクトルを「最遅ベクトル」という。最遅ベクトルは基本的に渦の中心付近に生じる。また、最大の速度と最小の速度との中間にある速度を有する速度ベクトル（以下「中間速度ベクトル」という。）を全て破線で記載している。
In the simulation using the CFD, the present inventor shows two-dimensional movement of the velocity distribution of the intake air until the piston 15 descends from the top dead center in the intake stroke and returns to the top dead center again (that is, one stroke of the piston 15). Created with videos. In one stroke of the piston 15, for example, a tumble flow rotating from 2 to 3 rotations is generated. 32 and 33 show the most characteristic moments cut out from the two-dimensional moving image. Here, in FIGS. 32 and 33, the tumble flow is shown as a distribution of a large number of small velocity vectors. Each speed vector arrow indicates the direction of intake air flow. In order to clarify the difference in the speed of the intake air represented by each speed vector, the speed vector having the maximum speed is indicated by a bold solid line, and the speed vector having the minimum speed is indicated by a relatively thin solid line. Hereinafter, the speed vector having the maximum speed is referred to as “fastest vector”, and the speed vector having the minimum speed is referred to as “latest vector”. The slowest vector basically occurs near the center of the vortex. In addition, all speed vectors having speeds between the maximum speed and the minimum speed (hereinafter referred to as “intermediate speed vectors”) are indicated by broken lines.
図３２に示す現状のエンジンでは、特徴的な部分を一点鎖線で囲っている（Ｌ部，Ｍ部，Ｎ部参照）。すなわち、Ｌ部で示したように左半分に位置する排気側燃焼室３０ａで最速ベクトルが得られているものの、最速ベクトルの大部分が右斜め下の方向に向かっており、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れていない。おまけに、Ｍ部で示したように吸気側燃焼室３０ｂの側にはみ出して下向きの最速ベクトルの一群が生じている。一方、Ｎ部で示したように右半分に位置する吸気側燃焼室３０ｂで吸気側シリンダ壁１３を上方に向かうのは、中間速度ベクトルの一群でしかない。これでは燃焼室３０内の壁面を左回りに旋回する流れであるタンブル流を適切に生成することができない。
In the current engine shown in FIG. 32, the characteristic portion is surrounded by a one-dot chain line (see the L, M, and N portions). That is, although the fastest vector is obtained in the exhaust-side combustion chamber 30a located in the left half as shown by the L portion, most of the fastest vector is directed in the diagonally lower right direction, and the exhaust-side cylinder wall 12 Is not flowing downward. In addition, as shown by the M part, a group of downward fastest vectors is generated that protrudes toward the intake side combustion chamber 30b. On the other hand, as shown by the portion N, only a group of intermediate velocity vectors travel upward on the intake side cylinder wall 13 in the intake side combustion chamber 30b located in the right half. In this case, a tumble flow that is a flow swirling counterclockwise around the wall surface in the combustion chamber 30 cannot be appropriately generated.
これに対して、図３３に示す第１２実施形態のエンジンにおいても、特徴的な部分を一点鎖線で囲っている（Ｐ部，Ｑ部，Ｒ部，Ｓ部参照）。すなわち、Ｐ部で示したように最速ベクトルの一群が排気側シリンダ壁１２を下方に向け揃って流れている。これは、クランク軸方向に直交する断面において２つの各所定点１に向かって進む２つの吸入空気の各流れが狭まるように、２つの吸気ポートについてバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁（４４，４６）を形成することで初めて可能となったものである。かつ、シリンダ円断面において２つの各所定点２に向かって進む２つの吸入空気の各流れが狭まるように、２つの吸気ポートについてバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁（４８，５０）を形成することで初めて可能となったものである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで２つの吸入空気の各速度が最も大きくなる（運動エネルギーが大きくなる）。しかも、運動エネルギーの大きな２つの吸入空気が、拡散するのではなく排気側シリンダ壁１２上の所定点（所定点１及び所定点２）で寄り集まる。２つの吸入空気が一箇所に寄り集まって塊になることで２つの吸入空気の各流れの勢いが増すのである。排気側シリンダ壁１２に衝突した後の２つの吸入空気は、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の各筋となる。排気側シリンダ壁１２に衝突した後、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気は排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れ下る。この排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れ下る、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気を速度ベクトルで表すと、同じ方向を向く一群の最速ベクトルとして表されるのである。このように、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気はピストン冠面１５ａに衝突し、流れる方向を変えピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かう。このため、Ｑ部で示したようにピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かう速度ベクトルには、最速ベクトルが多く含まれている。ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる、断面が塊状で流れの勢いを保持している２つの吸入空気は、吸気側シリンダ壁１３に到達する前にピストン冠面１５ａ上で交差する（干渉する）。この場合、第２角度γ１が相対的に小さいので、交差に伴う運動エネルギーの消失が小さなものとなる。また、２つの吸入空気が合流することで流れの勢いが却って増す。合流した２つの吸入空気は吸気側シリンダ壁１３に向かう。このように合流した２つの吸入空気は、吸気側シリンダ壁１３に衝突し流れる方向を変え吸気側シリンダ壁１３を上方に向かう。このため、Ｒ部で示したように吸気側シリンダ壁１３を上方に向かう速度ベクトルにも、最速ベクトルが多く含まれている。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる合流した２つの吸入空気は、断面が塊状で流れの勢いを保持した状態で流れる方向を変え、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる吸入空気に合流する。このため、Ｓ部で示したように、左斜め上方向から左方向に向きを変えて進む一群の中間速度ベクトルが、排気側シリンダ壁１２を下方に向かう最速ベクトルに合流している。このように、第１２実施形態では、排気側シリンダ壁１２、ピストン冠面１５ａ、吸気側シリンダ壁１３に沿って流れる一群の最速ベクトルが生じている（つまり強いタンブル流が生成されている）。
On the other hand, also in the engine of the twelfth embodiment shown in FIG. 33, characteristic portions are surrounded by a one-dot chain line (see P portion, Q portion, R portion, S portion). That is, as shown by the P portion, a group of the fastest vectors are flowing along the exhaust side cylinder wall 12 downward. This is because the intake port walls (44, 44) immediately above the valve seat 41 with respect to the two intake ports are narrowed so that the flows of the two intake air traveling toward the two predetermined points 1 in the cross section perpendicular to the crankshaft direction are narrowed. This is possible for the first time by forming 46). In addition, the intake port walls (48, 50) in the portion directly above the valve seat 41 are formed for the two intake ports so that the flows of the two intake airs traveling toward the two predetermined points 2 in the cylinder circular section are narrowed. This is possible for the first time. That is, at the timing when the exhaust side cylinder wall 12 is reached, the speeds of the two intake airs become the highest (kinetic energy increases). Moreover, the two intake airs having large kinetic energy do not diffuse but gather together at predetermined points (predetermined points 1 and 2) on the exhaust side cylinder wall 12. The momentum of each flow of the two intake airs increases because the two intake airs gather together in one place and become a lump. The two intake airs after colliding with the exhaust side cylinder wall 12 become one streak that is continuous in the flow direction while maintaining a flow momentum with a cross-sectional shape. After colliding with the exhaust side cylinder wall 12, the two intake airs whose cross section is in a lump shape and maintains the flow momentum flow down toward the exhaust side cylinder wall 12. When the two intake airs flowing in the downward direction on the exhaust side cylinder wall 12 and having a cross-section in a block shape and maintaining the momentum of the flow are represented by velocity vectors, they are represented as a group of fastest vectors in the same direction. In this way, the two intake airs having a massive cross section and maintaining the momentum of flow collide with the piston crown surface 15a, change the flow direction, and head toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a. For this reason, as shown by the Q part, the speed vector that is directed toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a includes many of the fastest vectors. The two intake airs that flow toward the intake side cylinder wall 13 along the piston crown surface 15a and have a cross-sectional shape and maintain the momentum of flow flow on the piston crown surface 15a before reaching the intake side cylinder wall 13. Intersect (interfere). In this case, since the second angle γ1 is relatively small, the loss of kinetic energy associated with the intersection is small. In addition, the momentum of the flow increases by the combination of the two intake airs. The two merged intake airs go to the intake side cylinder wall 13. The two intake airs merged in this way collide with the intake side cylinder wall 13, change the flow direction, and move upward on the intake side cylinder wall 13. For this reason, as shown by the R portion, the speed vector that moves upward along the intake side cylinder wall 13 includes many of the fastest vectors. The two combined intake air that flows upward on the intake side cylinder wall 13 changes its direction of flow in a state in which the cross section is in a lump shape and maintains the momentum of the flow, and merges with the intake air that flows downward on the exhaust side cylinder wall 12 . For this reason, as shown by the S portion, the group of intermediate speed vectors that change the direction from the diagonally upper left direction to the left direction merge with the fastest vector that goes down the exhaust side cylinder wall 12. Thus, in the twelfth embodiment, a group of fastest vectors flowing along the exhaust side cylinder wall 12, the piston crown surface 15a, and the intake side cylinder wall 13 are generated (that is, a strong tumble flow is generated).
なお、図３３に示す第１２実施形態ではピストン冠面１５ａにキャビティ１５ａａが設けられているが、キャビティ１５ａａが設けられていても、強いタンブル流が生成されていることがわかる。
In the twelfth embodiment shown in FIG. 33, the cavity 15aa is provided on the piston crown surface 15a, but it can be seen that a strong tumble flow is generated even if the cavity 15aa is provided.
実施形態では、クランク軸方向に直交する断面と、シリンダ円断面の２つの断面について吸気ポート下流端部４２、特にバルブシート直上部の吸気ポート壁（４４，４６，４８，５０）の形状を考察した。この場合、クランク軸方向に直交する断面、シリンダ円断面は、物理的に厳密な意味で用いているのでない。例えば、物理的に厳密な意味でのクランク軸方向に直交する断面から多少外れた断面やシリンダ円断面から多少外れた断面であっても、許容される範囲であれば本発明を適用することができる。
In the embodiment, the shape of the intake port downstream end 42, particularly the intake port wall (44, 46, 48, 50) immediately above the valve seat is considered with respect to a cross section orthogonal to the crankshaft direction and a cylinder circular cross section. did. In this case, the cross section perpendicular to the crankshaft direction and the cylinder circular cross section are not used in a physically strict sense. For example, the present invention can be applied to a cross section slightly deviating from a cross section orthogonal to the crankshaft direction in a physically strict sense or a cross section slightly deviating from a cylinder circular cross section as long as it is within an allowable range. it can.
第１実施形態から第１２実施形態までの各実施形態は、矛盾しない範囲で組み合わせ可能である。
Each embodiment from the first embodiment to the twelfth embodiment can be combined within a consistent range.
実施形態では、バルブシート４１が硬質表面処理の方法を用いて形成される場合で説明したが、この場合に限定されるものでない。たとえば、バルブシート部品を吸気ポートのスロート部に圧入することによって、バルブシートを形成するエンジンに対しても、本発明の適用がある。
In the embodiment, the case where the valve seat 41 is formed by using the hard surface treatment method has been described. However, the present invention is not limited to this case. For example, the present invention is applicable to an engine that forms a valve seat by press-fitting a valve seat component into a throat portion of an intake port.
実施形態では、ガソリンエンジンの場合で説明したが、デーゼルエンジンであってかまわない。
In the embodiment, the case of a gasoline engine has been described, but a diesel engine may be used.
実施形態では、ピストンが上下方向にストロークする場合で説明したが、この場合に限られるものでない。例えばピストンが水平方向にストロークする水平対向エンジンや、寝かされたエンジン（ピストンは上下方向以外の方向、水平方向以外の方向にそれぞれストロークする）に対しても本発明の適用がある。
In the embodiment, the case where the piston strokes in the vertical direction has been described. However, the present invention is not limited to this case. For example, the present invention can also be applied to a horizontally opposed engine in which a piston strokes in the horizontal direction, and an engine that has been laid down (the piston strokes in a direction other than the vertical direction and a direction other than the horizontal direction).
