JP3365212B2 - Intake device for internal combustion engine - Google Patents
Intake device for internal combustion engineInfo
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Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、充分な吸気量を得
るために二つの吸気ポートを有するとともに効率よく燃
焼させるためにシリンダ内にスワールを形成する内燃機
関の吸気装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an intake system for an internal combustion engine having two intake ports for obtaining a sufficient intake amount and forming a swirl in a cylinder for efficient combustion.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来より、内燃機関の吸気装置において
は、吸気量の増大や燃焼性の改善を図るべくいろいろな
工夫が施されてきている。すなわち、十分な吸気量を得
るべく吸気ポートを二つ設けたり、効率のよい燃焼を達
成すべくシリンダ内に空気のスワールが形成されるよう
に吸気ポートの形状を設計することが行われている。そ
の一例として、隣接して配置される二つの吸気ポートの
うちのスワール上流側吸気ポートをヘリカルポートとし
て形成し、下流側吸気ポートをストレートポートとして
形成した吸気装置が知られている。それらの吸気ポート
をそれぞれ開閉する二つの吸気バルブに関しては、とも
に、バルブリフトもバルブタイミングも同一に設定され
ており、従って、最大バルブリフト量も同一に設定され
ている（例えば、特開平7-158459号公報参照）。2. Description of the Related Art Conventionally, in the intake system of an internal combustion engine, various measures have been taken in order to increase the intake amount and improve the combustibility. That is, two intake ports are provided to obtain a sufficient intake amount, or the shape of the intake port is designed so that swirl of air is formed in the cylinder to achieve efficient combustion. . As one example thereof, there is known an intake device in which a swirl upstream intake port of two adjacent intake ports is formed as a helical port and a downstream intake port is formed as a straight port. Regarding the two intake valves that respectively open and close those intake ports, both the valve lift and the valve timing are set to be the same, and therefore, the maximum valve lift amount is also set to the same (for example, JP-A-7- 158459).
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】ヘリカルポートは、そ
のバルブリフト量が大きくなるにつれて、徐々に吸入空
気の流量及び形成されるスワールの強度をともに増大さ
せていく方向に作用するものであるが、所定のリフト量
を越えると流量の増加はなくなり、その所定のリフト量
以上にリフト量を増大させると、スワール強度は低下し
ていく。従来技術は、このようなヘリカルポートの特性
を考慮していないため、必ずしもスワール強度の向上を
最大限にまで追求したものではない。The helical port acts so as to gradually increase both the flow rate of the intake air and the strength of the swirl formed as the valve lift amount increases. When the lift amount exceeds the predetermined lift amount, the flow rate does not increase, and when the lift amount is increased more than the predetermined lift amount, the swirl strength decreases. Since the conventional technology does not consider such characteristics of the helical port, it does not necessarily pursue the maximum improvement of the swirl strength.
【０００４】かかる実情に鑑み、本発明の目的は、二つ
の吸気ポートを有しシリンダ内にスワールを形成する内
燃機関の吸気装置において、スワール上流側に位置する
ヘリカル吸気ポートの効率を最大限にまで高め、スワー
ル強度を向上させて燃焼性を改善し、出力・排気性能の
更なる向上を図ることにある。In view of the above situation, an object of the present invention is to maximize the efficiency of a helical intake port located upstream of a swirl in an intake system for an internal combustion engine having two intake ports and forming a swirl in a cylinder. To improve the swirl strength, improve the combustibility, and further improve the output and exhaust performance.
【０００５】[0005]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成すべく案
出された、本発明に係る、内燃機関の吸気装置は、シリ
ンダ軸線に直交する面における入射方向がシリンダ内壁
接線方向に一致するようにしてシリンダへと延びる第１
吸気ポートと、前記第１吸気ポートに対しスワール上流
側に隣接して配置されるとともにヘリカルポートとして
形成された第２吸気ポートと、を備えた内燃機関の吸気
装置において、前記第１吸気ポートに対応する第１吸気
バルブの最大リフト量よりも前記第２吸気ポートに対応
する第２吸気バルブの最大リフト量が小さく設定されて
いることを特徴とする。The intake system for an internal combustion engine according to the present invention, which has been devised to achieve the above object, is designed so that the incident direction in a plane orthogonal to the cylinder axis coincides with the tangential direction of the cylinder inner wall. First extending into the cylinder
An intake system for an internal combustion engine, comprising: an intake port; and a second intake port that is formed adjacent to the first intake port on a swirl upstream side and is formed as a helical port. It is characterized in that the maximum lift amount of the second intake valve corresponding to the second intake port is set smaller than the maximum lift amount of the corresponding first intake valve.
【０００６】上述の如く構成された内燃機関の吸気装置
においては、第１吸気ポートに対応する第１吸気バルブ
の最大リフト量よりも、ヘリカルポートである第２吸気
ポートに対応する第２吸気バルブの最大リフト量が小さ
く設定されているため、第２吸気バルブのリフト量が大
きすぎることによるスワール悪化が抑制されることがで
きるとともに、第１吸気バルブのリフト量がより大きく
されることによりスワール強度が増大する方向に作用す
るため、全体としてシリンダ内に形成されるスワールの
強度は向上する。In the intake system for an internal combustion engine configured as described above, the second intake valve corresponding to the second intake port, which is a helical port, is larger than the maximum lift amount of the first intake valve corresponding to the first intake port. Since the maximum lift amount of the second intake valve is set to be small, the swirl deterioration due to the excessive lift amount of the second intake valve can be suppressed, and the swirl can be increased by increasing the lift amount of the first intake valve. Since the action acts in the direction of increasing the strength, the strength of the swirl formed in the cylinder as a whole is improved.
【０００７】また、本発明によれば、前記第２吸気バル
ブの最大リフト量は、前記第２吸気ポートの流量係数
（空気吸入能力を表す）とスワール係数（スワール形成
能力を表す）との積がほぼ最大となるときの前記第２吸
気バルブのリフト量として設定されていることが好まし
い。Further, according to the present invention, the maximum lift amount of the second intake valve is a product of a flow coefficient of the second intake port (representing the air intake capacity) and a swirl coefficient (representing the swirl forming capacity). Is preferably set as the lift amount of the second intake valve at the time when is approximately maximum.
【０００８】ヘリカルポートである第２吸気ポートの流
量係数とスワール係数との積がほぼ最大となるように第
２吸気バルブの最大リフト量が決定されることにより、
吸入空気の流量及びシリンダ内に形成されるスワールの
強度をともに大きくすることができる。By determining the maximum lift amount of the second intake valve so that the product of the flow coefficient and the swirl coefficient of the second intake port, which is a helical port, becomes almost maximum,
Both the flow rate of the intake air and the strength of the swirl formed in the cylinder can be increased.
【０００９】[0009]
【発明の実施の形態】以下、添付図面を参照して本発明
の実施形態について説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
【００１０】図１は、本発明の一実施形態に係る内燃機
関の吸気装置を説明するための図であってシリンダヘッ
ド内のポート配置を模式的に示す部分横断面図である。
同図に示される内燃機関は、一つのシリンダ５当たり二
つの吸気バルブ及び二つの排気バルブを備えるものであ
る。そして、その吸気装置は、エンジンセンタライン９
と平行に配置された第１吸気バルブ３及び第２吸気バル
ブ４と、それらに対応してシリンダヘッド８に形成され
た第１吸気ポート１及び第２吸気ポート２とから構成さ
れている。なお、符号６及び７は、第１排気ポート及び
第２排気ポートをそれぞれ示す。FIG. 1 is a view for explaining an intake system for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention, and is a partial cross-sectional view schematically showing the port arrangement in a cylinder head.
The internal combustion engine shown in the figure is provided with two intake valves and two exhaust valves per cylinder 5. And, the intake system is the engine center line 9
The first intake valve 3 and the second intake valve 4 are arranged in parallel with the first intake valve 3 and the second intake valve 4, and the first intake port 1 and the second intake port 2 correspondingly formed in the cylinder head 8. Note that reference numerals 6 and 7 indicate the first exhaust port and the second exhaust port, respectively.
【００１１】隣接して配置されている二つの吸気ポート
のうちの第１吸気ポート１は、スワール下流側に位置
し、シリンダ軸線に直交する面における入射方向がシリ
ンダ内壁接線方向に一致するようにしてシリンダへと延
びているストレートポートとして形成されている。ま
た、第２吸気ポート２は、スワール上流側に位置し、シ
リンダ中心方向へと延びるヘリカルポートとして形成さ
れている。The first intake port 1 of the two intake ports arranged adjacent to each other is located on the downstream side of the swirl so that the incident direction on the plane orthogonal to the cylinder axis coincides with the tangential direction of the cylinder inner wall. Is formed as a straight port extending to the cylinder. The second intake port 2 is located on the upstream side of the swirl and is formed as a helical port extending toward the cylinder center.
【００１２】図２は、図１の吸気装置においてクランク
角とバルブリフト量との関係が従来どのように設定され
ていたかを示す特性図である。従来は、高い流量係数と
高いスワール係数とを両立させるべく、この図に示され
るように、第１吸気バルブ３及び第２吸気バルブ４の双
方ともに、バルブリフトは、動弁系の強度の許容範囲内
で最大となるように設定されており、また、双方のバル
ブタイミングも同一に設定されていた。FIG. 2 is a characteristic diagram showing how the relationship between the crank angle and the valve lift amount is conventionally set in the intake system of FIG. Conventionally, in order to make a high flow coefficient and a high swirl coefficient compatible with each other, as shown in this figure, both the first intake valve 3 and the second intake valve 4 have a valve lift that allows the strength of the valve train. It was set to be the maximum within the range, and both valve timings were also set to be the same.
【００１３】図３は、図１の吸気装置において、バルブ
リフト量の変化に対して流量係数、スワール係数、及び
ポート効率がどのように変化するかを、（Ａ）第１吸気
ポート１の場合及び（Ｂ）第２吸気ポート２の場合につ
いて示す特性図である。ここで、ポート効率は、流量係
数とスワール係数との積として算出することが可能なパ
ラメータである。第１吸気ポート１の場合、同図（Ａ）
に示されるように、バルブリフト量が増大するにつれ
て、流量係数及びスワール係数ともに増大していくた
め、その結果、ポート効率も増大していく。一方、スワ
ール上流側に位置するヘリカルポートである第２吸気ポ
ート２の場合、同図（Ｂ）に示されるように、流量係数
は第１吸気ポート１の場合と同様の特性を示すが、スワ
ール係数は、バルブリフト量が所定値Ｌ1 を超えると減
少し、その結果、ポート効率は、バルブリフトがＬ1 の
ときに最大となり、その後は低下する。FIG. 3 shows how the flow coefficient, the swirl coefficient, and the port efficiency change with the change in the valve lift amount in the intake system of FIG. 1 in the case of (A) the first intake port 1. And (B) is a characteristic diagram showing the case of the second intake port 2. Here, the port efficiency is a parameter that can be calculated as the product of the flow coefficient and the swirl coefficient. In the case of the first intake port 1, the same figure (A)
As shown in (3), as the valve lift amount increases, both the flow coefficient and the swirl coefficient increase, and as a result, the port efficiency also increases. On the other hand, in the case of the second intake port 2 which is a helical port located on the upstream side of the swirl, the flow coefficient shows the same characteristics as the case of the first intake port 1 as shown in FIG. The coefficient decreases when the valve lift amount exceeds a predetermined value L 1 , and as a result, the port efficiency becomes maximum when the valve lift is L 1 and then decreases.
【００１４】従来技術においては、第１吸気ポート１及
び第２吸気ポート２ともにバルブリフト量の最大値Ｌ
max までバルブをリフトさせていたため、第２吸気ポー
ト２については、ポート効率の悪化域を使用していたこ
ととなる。その結果、スワール強度が低下して燃焼が悪
化するため、出力・排気性能の低下を招いていた。In the prior art, both the first intake port 1 and the second intake port 2 have the maximum value L of the valve lift amount.
Since the valve was lifted to the maximum , the second intake port 2 was in the range where the port efficiency was deteriorated. As a result, the swirl strength is reduced and combustion is deteriorated, resulting in a reduction in output / exhaust performance.
【００１５】次に、図３に示されるような特性が現れる
理由について説明する。図４は、第１吸気バルブ３及び
第２吸気バルブ４の近傍での吸入空気の速度ベクトルを
示す図である。第１吸気バルブ３に対応する第１吸気ポ
ート１においては吸入空気速度ベクトルのシリンダ接線
成分がシリンダ内にスワールを形成し、一方、第２吸気
バルブ４に対応する第２吸気ポート２においてはねじり
成分がシリンダ内にスワールを形成する。Next, the reason why the characteristics shown in FIG. 3 appear will be described. FIG. 4 is a diagram showing velocity vectors of intake air in the vicinity of the first intake valve 3 and the second intake valve 4. In the first intake port 1 corresponding to the first intake valve 3, the cylinder tangential component of the intake air velocity vector forms a swirl in the cylinder, while in the second intake port 2 corresponding to the second intake valve 4, twisting occurs. The components form a swirl in the cylinder.
【００１６】図５は、図１のＡ−Ａ線に沿う縦断面図で
あって第１吸気ポート１における吸入空気の流れを示す
図である。第１吸気ポート１においては、低バルブリフ
ト域では、第１吸気バルブ３とバルブシート１０との隙
間であるバルブカーテン部により、図６（Ａ）に示され
るようにシリンダ接線方向に流入する空気の流れが広げ
られるため、スワールは弱まる。ところが、バルブリフ
ト量が大きくなるにつれて、第１吸気ポート１によって
導かれるシリンダ接線方向の流れが、図６（Ｂ）に示さ
れるようにバルブカーテン部により広げられることなく
そのままシリンダ内に流入するようになるため、スワー
ルは強くなる。このような理由により、第１吸気ポート
１のスワール係数の特性曲線は図３（Ａ）に示されるよ
うになるのである。FIG. 5 is a vertical sectional view taken along the line AA of FIG. 1, showing the flow of intake air in the first intake port 1. In the first intake port 1, in the low valve lift region, the air that flows in the cylinder tangential direction as shown in FIG. 6 (A) by the valve curtain portion that is the gap between the first intake valve 3 and the valve seat 10. The swirl is weakened as the flow of is expanded. However, as the valve lift amount increases, the flow in the cylinder tangential direction guided by the first intake port 1 flows into the cylinder as it is without being expanded by the valve curtain portion as shown in FIG. 6 (B). , The swirl becomes stronger. For this reason, the characteristic curve of the swirl coefficient of the first intake port 1 is as shown in FIG. 3 (A).
【００１７】一方、図７は、図１のＢ−Ｂ線に沿う縦断
面図であって、ヘリカルポートである第２吸気ポート２
における吸入空気の流れを（Ａ）中バルブリフト域及び
（Ｂ）高バルブリフト域について示す図である。中バル
ブリフト域では、同図（Ａ）に示されるように、ヘリカ
ルポートにより形成されたねじれ流が第２吸気バルブ４
によりシリンダ軸法平面成分に変換され、強いスワール
が得られるが、さらにバルブリフト量が大きくなると、
同図（Ｂ）に示されるように、第２吸気バルブ４の脇を
通り抜ける空気の割合が多くなり、シリンダ軸法平面成
分に変換されにくくなり、スワール強度は逆に低下する
傾向となる。このような理由により、第２吸気ポート２
のスワール係数の特性曲線は図３（Ｂ）に示されるよう
になるのである。On the other hand, FIG. 7 is a longitudinal sectional view taken along the line BB in FIG. 1, showing the second intake port 2 which is a helical port.
FIG. 3 is a diagram showing the flow of intake air in FIG. 3A for the middle valve lift area and the high valve lift area for (B). In the middle valve lift region, as shown in FIG. 3A, the torsional flow formed by the helical port is the second intake valve 4
Is converted into the cylinder axis normal plane component and a strong swirl is obtained, but when the valve lift amount further increases,
As shown in FIG. 3B, the proportion of air passing through the side of the second intake valve 4 increases, it becomes difficult to convert the air into the cylinder axis normal plane component, and the swirl strength tends to decrease. For this reason, the second intake port 2
The characteristic curve of the swirl coefficient of is as shown in FIG. 3 (B).
【００１８】そこで、本発明では、ヘリカルポートであ
る第２吸気ポート２に対応する第２吸気バルブ４のバル
ブリフトを、従来の図２に代えて図８に示すように設定
する。すなわち、ヘリカルポートのスワール係数及びポ
ート効率が最も良好なバルブリフト量Ｌ1 （図３（Ｂ）
参照）に最大バルブリフト量を制限するのである。こう
することにより、第２吸気ポート２の性能悪化を防止す
ることができる。Therefore, in the present invention, the valve lift of the second intake valve 4 corresponding to the second intake port 2 which is a helical port is set as shown in FIG. 8 instead of the conventional FIG. That is, the valve lift amount L 1 with the best swirl coefficient and port efficiency of the helical port (Fig. 3 (B)).
The maximum valve lift amount is limited to (see). By doing so, the performance deterioration of the second intake port 2 can be prevented.
【００１９】また、図９は、スワール上流に位置するヘ
リカル吸気ポート２のバルブシート径の変化に対する流
量係数、スワール係数、及びポート効率の変化を示す特
性図である。従来、バルブシート径を最大値ｄmax から
所定値ｄ1 に縮小することによりスワール係数が最も高
くなるように設定し、それに伴う流量係数の低下は、ス
ワール下流側に位置する吸気ポートをヘリカルポートと
してそのヘリカル絞りを大きくすることにより補償し、
二つの吸気ポート全体として高スワール強度と高流量と
を両立する吸気装置が知られている。FIG. 9 is a characteristic diagram showing changes in the flow coefficient, swirl coefficient, and port efficiency with respect to changes in the valve seat diameter of the helical intake port 2 located upstream of the swirl. Conventionally, the valve seat diameter is reduced from the maximum value d max to a predetermined value d 1 so that the swirl coefficient is set to be the highest, and the flow coefficient is reduced accordingly by reducing the intake port located on the downstream side of the swirl to the helical port. Compensate by increasing the helical diaphragm as
An intake device that achieves both high swirl strength and high flow rate as a whole of the two intake ports is known.
【００２０】このような吸気装置においては、第２吸気
ポート２に対応する第２吸気バルブ４のバルブリフト量
の変化に対する流量係数、スワール係数、及びポート効
率の変化は、図１０において点線で表される各曲線に示
されるものとなる。従って、この場合には、バルブリフ
ト量Ｌ2 （＜Ｌ1 ＜Ｌmax ）においてスワール係数及び
ポート効率が最大となるため、第２吸気ポート２を開閉
する第２吸気バルブ４の最大リフト量をＬ2 に制限する
ことで、ポート効率を最大限に高めることができること
となる。In such an intake system, changes in the flow coefficient, swirl coefficient, and port efficiency with respect to changes in the valve lift of the second intake valve 4 corresponding to the second intake port 2 are represented by the dotted line in FIG. It is shown in each curve. Therefore, in this case, since the swirl coefficient and the port efficiency are maximized at the valve lift amount L 2 (<L 1 <L max ), the maximum lift amount of the second intake valve 4 that opens and closes the second intake port 2 is set. By limiting to L 2 , the port efficiency can be maximized.
【００２１】以上、本発明の実施形態について述べてき
たが、もちろん本発明はこれに限定されるものではな
く、様々な実施形態を案出することは当業者にとって容
易なことであろう。Although the embodiments of the present invention have been described above, of course, the present invention is not limited to them, and it will be easy for those skilled in the art to devise various embodiments.
【００２２】[0022]
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
二つの吸気ポートを有しシリンダ内にスワールを形成す
る内燃機関の吸気装置において、スワール上流側に位置
するヘリカル吸気ポートの効率が最大限まで高められ、
シリンダ内に形成されるスワールの強度が向上するた
め、燃焼性が改善され、出力・排気性能の更なる向上が
図られる。As described above, according to the present invention,
In an intake system for an internal combustion engine that has two intake ports and forms a swirl in a cylinder, the efficiency of the helical intake port located on the upstream side of the swirl is maximized,
Since the strength of the swirl formed in the cylinder is improved, the combustibility is improved, and the output / exhaust performance is further improved.
【図１】本発明の一実施形態に係る内燃機関の吸気装置
を説明するための図であってシリンダヘッド内のポート
配置を模式的に示す部分横断面図である。FIG. 1 is a diagram for explaining an intake system for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention, which is a partial cross-sectional view schematically showing a port arrangement in a cylinder head.
【図２】図１の吸気装置においてクランク角とバルブリ
フト量との関係が従来どのように設定されていたかを示
す特性図である。FIG. 2 is a characteristic diagram showing how the relationship between the crank angle and the valve lift amount is conventionally set in the intake system of FIG.
【図３】図１の吸気装置において、バルブリフト量の変
化に対して流量係数、スワール係数、及びポート効率が
どのように変化するかを、（Ａ）第１吸気ポート１の場
合及び（Ｂ）第２吸気ポート２の場合について示す特性
図である。FIG. 3 shows how the flow coefficient, the swirl coefficient, and the port efficiency change in response to changes in the valve lift amount in the intake system of FIG. 1 in the case of (A) first intake port 1 and (B) ) A characteristic diagram showing the case of the second intake port 2.
【図４】第１吸気バルブ３及び第２吸気バルブ４の近傍
での吸入空気の速度ベクトルを示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a velocity vector of intake air in the vicinity of a first intake valve 3 and a second intake valve 4.
【図５】図１のＡ−Ａ線に沿う縦断面図であって第１吸
気ポート１における吸入空気の流れを示す図である。5 is a vertical cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1, showing the flow of intake air in the first intake port 1. FIG.
【図６】第１吸気バルブ３の近傍での吸入空気の速度ベ
クトルを（Ａ）低バルブリフト域及び（Ｂ）高バルブリ
フト域について示す図である。FIG. 6 is a diagram showing velocity vectors of intake air in the vicinity of the first intake valve 3 in (A) low valve lift region and (B) high valve lift region.
【図７】図１のＢ−Ｂ線に沿う縦断面図であって、ヘリ
カルポートである第２吸気ポート２における吸入空気の
流れを（Ａ）中バルブリフト域及び（Ｂ）高バルブリフ
ト域について示す図である。7 is a vertical cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 1, showing the flow of intake air in the second intake port 2 which is a helical port, in (A) a medium valve lift region and (B) a high valve lift region. FIG.
【図８】ヘリカルポートである第２吸気ポート２におい
てクランク角とバルブリフト量との関係が本発明により
どのように設定されるかを示す特性図である。FIG. 8 is a characteristic diagram showing how the relationship between the crank angle and the valve lift amount is set in the second intake port 2 which is a helical port according to the present invention.
【図９】スワール上流に位置するヘリカル吸気ポート２
のバルブシート径の変化に対する流量係数、スワール係
数、及びポート効率の変化を示す特性図である。FIG. 9: Helical intake port 2 located upstream of the swirl
6 is a characteristic diagram showing changes in flow rate coefficient, swirl coefficient, and port efficiency with respect to changes in valve seat diameter of FIG.
【図１０】第２吸気ポート２に関してバルブリフト量の
変化に対する流量係数、スワール係数、及びポート効率
の変化を、バルブシート径が最大値ｄmax の場合（実
線）及び所定値ｄ1 の場合（点線）について示す特性図
である。FIG. 10 shows changes in the flow coefficient, swirl coefficient, and port efficiency with respect to changes in valve lift for the second intake port 2 when the valve seat diameter is the maximum value d max (solid line) and the predetermined value d 1 ( It is a characteristic view shown about a dotted line.
１…第１吸気ポート ２…第２吸気ポート ３…第１吸気バルブ ４…第２吸気バルブ ５…シリンダ ６…第１排気ポート ７…第２排気ポート ８…シリンダヘッド ９…シリンダセンタライン １０…第１吸気ポートのバルブシート １１…第２吸気ポートのバルブシート 1 ... 1st intake port 2nd second intake port 3 ... 1st intake valve 4 ... Second intake valve 5 ... Cylinder 6 ... First exhaust port 7 ... Second exhaust port 8 ... Cylinder head 9 ... Cylinder center line 10 ... Valve seat of the first intake port 11 ... Valve seat of the second intake port
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭62−199923（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−221171（ＪＰ，Ａ) 特開 平５−187240（ＪＰ，Ａ) 特開 平７−189713（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−272561（ＪＰ，Ａ) 特開 昭57−91320（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−208615（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F02B 31/00 - 31/02 F02D 41/02 - 41/04 F02F 1/42 F02D 13/02 Continuation of the front page (56) Reference JP 62-199923 (JP, A) JP 6-221171 (JP, A) JP 5-187240 (JP, A) JP 7-189713 (JP , A) JP-A-6-272561 (JP, A) JP-A-57-91320 (JP, A) JP-A-63-208615 (JP, A) (58) Fields investigated (Int. Cl. 7 , DB) Name) F02B 31/00-31/02 F02D 41/02-41/04 F02F 1/42 F02D 13/02
Claims (2)
方向がシリンダ内壁接線方向に一致するようにしてシリ
ンダへと延びる第１吸気ポートと、前記第１吸気ポート
に対しスワール上流側に隣接して配置されるとともにヘ
リカルポートとして形成された第２吸気ポートと、を備
えた内燃機関の吸気装置において、前記第１吸気ポート
に対応する第１吸気バルブの最大リフト量よりも前記第
２吸気ポートに対応する第２吸気バルブの最大リフト量
が小さく設定されていることを特徴とする内燃機関の吸
気装置。1. A first intake port extending to a cylinder such that an incident direction in a plane orthogonal to a cylinder axis coincides with a tangential direction of an inner wall of a cylinder, and a first intake port is disposed adjacent to a swirl upstream side with respect to the first intake port. And a second intake port formed as a helical port, which corresponds to the second intake port rather than the maximum lift amount of the first intake valve corresponding to the first intake port. An intake system for an internal combustion engine, wherein the maximum lift amount of the second intake valve is set to be small.
前記第２吸気ポートの流量係数とスワール係数との積が
ほぼ最大となるときの前記第２吸気バルブのリフト量と
して設定されていることを特徴とする、請求項１に記載
の内燃機関の吸気装置。2. The maximum lift amount of the second intake valve is
The intake air of the internal combustion engine according to claim 1, wherein the intake air amount of the second intake valve is set as the lift amount of the second intake valve when the product of the flow coefficient of the second intake port and the swirl coefficient is substantially maximum. apparatus.
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|---|---|---|---|
| JP19353296A JP3365212B2 (en) | 1996-07-23 | 1996-07-23 | Intake device for internal combustion engine |
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