JP3644329B2 - In-cylinder internal combustion engine - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、火花点火式であり、且つ燃焼室内に直接燃料噴射を行なう、筒内噴射型内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、内燃機関のうち、主にガソリンを燃料とするようなガソリンエンジンの燃料供給系では、燃料噴射装置（インジェクタ）が広く用いられている。このようなガソリンエンジンでは、コントローラ等の制御ユニットによりインジェクタの作動が制御され、所定のタイミングに所定量だけ燃料が吸気ポート内に噴射される。
【０００３】
そして、吸気ポート内に噴射された燃料は、吸気行程で吸入された空気とともに燃焼室内に供給されて空気と混合し、点火プラグにより点火されて燃焼するのである。
一方、主に軽油等を燃料とするディーゼルエンジンでは、燃焼室内に直接燃料を噴射して、この燃料を燃焼室内の圧縮空気によって自然発火させている。
【０００４】
ところで、上述のようなガソリンエンジンにおいても燃焼室内に直接燃料噴射を行なって、機関の応答性を改善するような筒内噴射型の内燃機関が提案されている。
このような筒内噴射型内燃機関では、シリンダ内に渦流を形成してこの渦流中に燃料噴射を行い、点火プラグの位置に合わせて所要濃度（理論空燃比近傍の燃料濃度）の混合気層を形成し、この混合気層の燃料を点火プラグに供給することで、全体として極めて燃料濃度の低い（空燃比の高い）状態での燃焼、いわゆる層状リーン燃焼運転を行なうことができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このような筒内噴射型内燃機関では、筒内に噴射された燃料によって燃焼室内の吸気が冷却されるため、ノッキングを抑制することができ、この結果、圧縮比を高めやすいという利点がある。
したがって、筒内噴射型内燃機関では、この利点を生かすように、ピストンやシリンダヘッドの下面等により形成される燃焼室の形状を設計することが重要となっくる。
【０００６】
しかしながら、この燃焼室の形状が複雑になると、ピストン及び燃焼室の形状や容積や点火プラグの配設位置等を僅かに設計変更しただけで、機関の出力特性や燃費性能が大きく変化してしまうという課題がある。
そこで、筒内噴射型内燃機関の燃焼室の形状や燃焼室の構成部品の相対位置関係を燃焼効率が最適となるような状態に設定したいという要望がある。
【０００７】
なお、特開平４−２２８８５０号公報には、燃料噴射弁からの噴射燃料がシリンダ内壁に当たらないようにした技術が開示されている。しかしながら、このような技術では、燃料噴射弁からの燃料噴射方向についてのみ着目したもので、上述の課題を解決するようなものではない。
また、特開平４−５８０３０号公報には、筒内噴射型の内燃機関において、自己着火やノッキングやスモークの発生を抑制するための技術が開示されている。しかしながら、このような技術は、単に機関を滑らかに作動させるためのものであり、やはり、上述の課題を解決するようなものではなかった。
【０００８】
また、特開平４−１６６６１２号公報には、筒内噴射式内燃機関の低負荷運転時における着火性を改善するための技術が開示されているが、このような技術は、燃焼効率が最適となるように燃焼室やピストンを形成したり、点火プラグの配設位置を規制するものではない。
また、上述したような技術では、ピストンに上部に凹部を形成して燃焼室を形成するようになっているが、ピストンの頂面とシリンダヘッド下面との間にも大きな空間が形成されており、このような燃焼室形状では十分な圧縮比が得られず、高出力化が困難であるという課題がある。
【０００９】
本発明は、このような要望や課題に応えるべく創案されたもので、筒内噴射型内燃機関の燃焼室の形状や燃焼室の構成部品の相対位置関係を燃焼効率が最適となるような状態に設定して、燃費の向上と出力の向上とを両立できるようにした、筒内噴射型内燃機関を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１記載の本発明の筒内噴射型内燃機関では、シリンダヘッド下面をペントルーフ形状に形成し、点火プラグをペントルーフ形状の該燃焼室上面の頂部近傍に配設するとともに、燃焼室の下面を形成するピストン頂面を、ペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成する。そして、少なくともピストン頂面の吸気弁側傾斜上面に凹部を設け、ピストンが上死点位置にあるときの燃焼室容積のうち、凹部内の容積及び凹部の上方のピストン上面とシリンダヘッド下面との間の容積と、ピストンが上死点位置にあるときの燃焼室の全容積との比が０．４〜０．６の間に設定する。そして、このように構成することにより、燃焼室内での各容積比を最適なものとすることができ、高燃費と高出力とを両立することができる。
【００１４】
また、凹部を球面により形成することにより、ピストンの凹部の容積に対する凹部の表面積が最小となる。また、燃焼室内において吸気流による渦状の流れ、即ちタンブル流の形成が促進される。
また、凹部をピストンの吸気弁側上部に中心を有する仮想球面の一部として形成することにより、容易に点火プラグを凹部内に配設することができる。
【００１５】
また、ピストン上死点位置で、燃料噴射弁の噴射口と吸気弁の弁体とがそれぞれ仮想球面内に包含され、且つ点火プラグの放電電極の発火点が凹部内に包含されるように構成することにより、凹部に燃料濃度の濃い混合気を生成することができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の実施形態について説明する。
まず、本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関について説明すると、図１はその燃焼室の構成を示す模式的な断面図、図２（ａ）〜（ｃ），図１５〜図２２はいずれもその要部としてのピストンの形状を示す模式図、図３はそのピストンの頂面とシリンダヘッドの下面との相対的な位置関係を示す図、図４はその燃焼室の全容積とピストンの凹部の容積との比を説明するための模式図、図５（ａ），（ｂ）はいずれもそのピストンの凹部形状の容積比の変化に伴う機関の特性の変化を説明するためのグラフ、図６，図７，図２３〜図４６はいずれもその変形例を示す模式図、図８，図９はいずれもその作用を説明するためのグラフ、図１０はその燃焼室の形状の差による燃費及びＨＣ排出量の変化特性を示すグラフである。
【００１８】
図１に示すように、このエンジンの燃焼室３は、シリンダヘッド８の下面とピストン２の頂面とにより形成されており、燃焼室３の上面の一方の側には吸気弁４が、又他方の側には排気弁５が配設されている。
また、シリンダヘッド８の下面、即ち燃焼室３の上面のうち、吸気弁４の配設された側には、燃焼室３の頂部から端部に向かって傾斜するような吸気弁側傾斜下面８ａが形成されており、排気弁５の配設された側には排気弁側傾斜下面８ｂが形成されている。
【００１９】
そして、これらの傾斜下面８ａ，８ｂにより燃焼室３の上面側は、図１に示すようなペントルーフ形状に形成されている。
また、シリンダヘッド８には燃料噴射弁（以下、単にインジェクタという）１が取り付けられている。このインジェクタ１は、その先端側が燃焼室３に臨むように配設されており、このインジェクタ１により燃焼室３内に直接燃料が噴射されるようになっている。
【００２０】
次に、ピストン２の形状について説明すると、図１，図２（ａ）〜（ｃ），図１５〜図２２に示すように、燃焼室３の下面を形成するピストン２の頂面には、吸気弁側傾斜下面８ａ及び排気弁側傾斜下面８ｂにそれぞれ対応して、ピストン２の中心側に向かって傾斜した吸気弁側傾斜上面２ａ及び排気弁側傾斜上面２ｂが形成されており、これらの傾斜上面２ａ，２ｂにより、ピストン２の頂面がペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成されている。なお、これらの傾斜上面２ａ，２ｂは、ピストン頂面に形成された稜線により区画されている。
【００２１】
また、このピストン２の吸気弁側傾斜上面２ａには、図１，図２（ａ）〜（ｃ）に示すような凹部（以下、単にキャビティという）２５が形成されている。このキャビティ２５は、稜線を分断するように排気弁側傾斜上面２ｂまで延びて形成されるとともに、下に凸状に彎曲した球面状に形成されたものであり、ピストン２の吸気弁４側の上部に中心を有する仮想球面２５ａの一部として形成されている。
【００２２】
また、燃焼室３に開口する吸気ポート（図１２参照）９は、吸気弁４の上方に略直立するように延設されており、この吸気ポートを介して吸気流が燃焼室３に取り入れられると、吸気流は下方のピストン２に向かって流れた後、ピストン２のキャビティ２５に沿って案内されて上向きに流れてタンブル流（縦渦流）を形成するようになっている。
【００２３】
なお、特に燃焼室３の傾斜下面８ａ，８ｂを略平坦に形成することで、すなわち、シリンダヘッド８の下面８ａ，８ｂと、吸気弁４，排気弁５との下面とを連続的につなげることで、タンブル流の流れがスムースになり、タンブル流が強化されるようになる。
また、シリンダヘッド８の下面を上述のようにペントルーフ形状としているのは、主に以下の理由によものである。
【００２４】
すなわち、このような筒内噴射型のエンジンでは、エンジン回転数やエンジン負荷により燃料噴射タイミングが大きく変更されるようになっており、圧縮行程時にも燃料噴射を成立させる必要がある。このためには、燃焼室３内で吸気流が乱れることなく連続的に強い流れを生じさせるのが好ましい。
そこで、本実施形態では、燃焼室３内で生じたタンブル流を特に圧縮行程後半まで維持させるべく、シリンダヘッド８の吸気弁側下面８ａ及び排気弁側傾斜下面８ｂをペントルーフ形状とすることで、ピストン２から排気弁側下面８ｂに向かうタンブル流の流れを、また吸気弁側斜面８ａからピストン２への流れをスムースにし、タンブル流を圧縮行程後半まで維持させているのである。
【００２５】
また、吸気ポート９を略直立に形成することで、吸気時の抵抗を低減して燃焼室３内に強い吸気流を導入することで、燃焼室３内で強い縦渦流（タンブル流）を形成させている。さらに、シリンダヘッド８の吸気弁側傾斜下面８ａは、吸気弁４を傾斜配置可能なペントルーフ形状とすることで、吸気ポート９のレイアウトの自由度を増大させている。
【００２６】
ところで、このキャビティ２５の容積の設定は、エンジン性能に与える影響が大きく、例えばキャビティ２５の容積が燃焼室３の全容積に対して大きすぎると、図５（ａ）のグラフに示すように、層状燃焼を行なうには有利であるが、燃焼室３の表面積が大きくなり熱損失が大きくなってしまう。そして、これにより燃費が向上するものの、図５（ｂ）のグラフに示すように、最高出力や最大トルクが低下してしまうことが考えられる。
【００２７】
また、キャビティ２５の容積が燃焼室３の全容積に対して小さすぎると、図５（ｂ）のグラフに示すように、最高出力や最大トルクは向上するが、キャビティ２５内で十分なタンブル流を形成することができず、図５（ａ）のグラフに示すように、燃費の低下を招いてしまう。
そこで、本発明の筒内噴射型内燃機関では、機関の出力性能と燃費性能とを両立させるべく、燃焼室３全体の容積に対してキャビティ２５の容積が所定の割合の比となるように設定されている。
【００２８】
ここで、この容積比の設定について図４を用いて説明すると、キャビティ２５の容積をＶａ、ピストン２が上死点位置にあるときの吸気弁側傾斜下面８ａと吸気弁側傾斜上面２ａとの間の容積をＶｂ、又ピストン２が上死点位置にあるときの排気弁側傾斜下面８ｂと排気弁側傾斜上面２ｂとの間の容積をＶｃとすると、（Ｖａ＋Ｖｂ）／（Ｖａ＋Ｖｂ＋Ｖｃ）の値が、０．４〜０．６の間になるように設定されている。
【００２９】
そして、本実施形態では、このような燃焼室３を形成するために、ピストン２の頂面をシリンダヘッド８のペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成しているのである。すなわち、このようにピストン２の頂面を、ペントルーフ形状に形成すると、ピストン２の上昇時に、ピストン２とシリンダヘッド８とで囲撓される空間を減少させることができ、燃焼室３の全容積に対するキャビティ２５の容積比を大きくすることができるのである。
【００３０】
これにより、このエンジンの圧縮比を大きくすることができ、出力を大きく向上させることができるのである。
そして、キャビティ２５の容積比を上述したような所定値に設定することにより、燃費の向上と高出力化とをバランス良く達成することができるのである。
また、これに加えて、キャビティ２５の形状を図２（ａ）〜（ｃ）に示すような球面状に形成することで、ピストン２のキャビティ容積Ｖａに対するキャビティ表面積を最小にすることができる利点がある。そして、このようにキャビティ表面積を最小にすることで、熱損失を小さくすることができ、燃焼効率を向上させることができるのである。
【００３１】
さらには、キャビティ２５を球面状に形成することで、燃焼室３内に吸気流による渦状の流れ、即ちタンブル流を形成し易いという利点もある。
また、上述の仮想球面２５ａは、図１に示すように、ピストン２の中心軸における断面において、ピストン２の頂点及びピストン２の吸気弁側傾斜上面２ａの下端がキャビティ２５内に包含されるように設定されている。
【００３２】
また、ピストン２が上死点位置に達した時に、インジェクタ１の噴射口と吸気弁４の弁体とがそれぞれ仮想球面２５ａ内に位置するように、インジェクタ１，吸気弁４及び仮想球面２５ａの位置関係が設定されている。
そして、このようにインジェクタ１や吸気弁４を配設することで、着火時には、確実にキャビティ２５内の燃料濃度が濃い状態となるようになっている。
【００３３】
さて、このような筒内噴射型内燃機関では、エンジンの運転状況に応じて図示しないコントローラによりインジェクタ１の燃料噴射時期や燃料噴射量が制御されるようになっており、エンジンの運転状況によっては、圧縮行程で燃料噴射が行なわれる。
この場合、燃焼室３内では混合気が空気と燃料との層状に形成され、燃料（図１中、網かけ部分）は、キャビティ２５内に比較的多く存在する。したがって、燃焼室内に略均一の混合気が存在するような通常の内燃機関と異なり、通常の内燃機関用の点火プラグでは、十分な濃度の可燃混合気が存在する位置まで電極が届かず、燃焼効率を低下させてしまうことが考えられる。
【００３４】
そこで、本発明の筒内噴射型内燃機関では、燃料を確実に燃焼させるために点火プラグ６の配設位置や電極６ａの長さが燃料の燃焼に最適となるように設定されている。
すなわち、ピストン２の上死点位置への上昇時には、ピストン２と点火プラグ６との干渉を避けながらも点火プラグ６の電極６ａが確実にキャビティ２５側に位置するように、点火プラグ６の中心軸をシリンダ中心軸ＣＬに対して排気弁５側に所定角度θだけ傾けて点火プラグ６を配設しているのである。
【００３５】
また、シリンダヘッド８には、点火プラグ６取り付けるための点火プラグ取付部２８が形成され、点火プラグ取付部２８には点火プラグ６の取付位置を規制するための点火プラグ取付面２７が形成されているが、この取付面２７も従来の内燃機関に対して所定量Ｄ１（例えばＤ１＝２ｍｍ）だけ燃焼室３側に近づけて設けられている。
【００３６】
そして、これにより点火プラグ６をキャビティ２５側に近づけるようにしてシリンダヘッド８に取り付けるようにしているのである。
なお、この場合、所定量Ｄ１だけ点火プラグ６の下部のネジ部が燃焼室３内に晒されてしまい、このような状態でエンジンを運転させると、この点火プラグ６の下部にカーボン等が付着してしまう。そして、点火プラグ６の下部のネジ部にカーボン等が付着すると、点火プラグ６がシリンダヘッド８から取り外すのが困難となり、作業性が低下してしまうことが考えられる。
【００３７】
そこで、この筒内噴射型内燃機関では、図１に示すように、点火プラグ６の下部を保護すべく、点火プラグ取付部２８の下部の周囲に肉盛り部２９が形成されている。
これにより、点火プラグ６の下部へのカーボン等の付着を防止して、点火プラグ６の交換時の作業性や点火プラグ６の耐久性を向上させているのである。また、このような肉盛り部２９を設けることにより、点火プラグ６に加わった熱を肉盛り部２９を介してシリンダヘッド８に逃がすことができ、点火プラグ６の熱に対する耐久性が向上するようになっているのである。
【００３８】
また、点火プラグ６の電極６ａの長さも通常の点火プラグに対して所定量だけ長く形成されており、これにより、燃料の着火時に燃料濃度の濃い部分に電極６ａが位置するようになるのである。
なお、点火プラグ６の取付面２７を従来の内燃機関と同様の位置に形成し、その分点火プラグ６の電極６ａのみをさらに所定量Ｄ１だけ長く形成して、電極６ａをキャビティ２５内の燃料濃度の濃い部分へ配設するような構成も考えられる。すなわち、電極６ａのみを極端に長くするという構成のみで、燃料を確実に着火させるのである。この場合、上述の肉盛り部２９は不要になるが、このように電極６ａの長さだけを極端に長く形成すると、電極６ａの耐久性が低下してしまうことが考えられる。
【００３９】
これに対して、本発明では、点火プラグ６の取付面２７を燃焼室３側に近づけるとともに、電極６ａの長さを長く形成するという２段階の構成で着火部分をキャビティ２５内に近づけるようにしているので、電極６ａが確実にキャビティ２５内の燃料濃度の濃い部分に位置するようにしながらも、点火プラグ６の耐久性を損なうことがないという利点がある。そして、これにより、燃料を確実に着火させることができ、燃焼効率を向上させることができるのである。
【００４０】
また、点火プラグ６の放電電極６ａとキャビティ２５の表面との隙間（図１中Ｄ２で示す）の値についても、エンジンの出力と燃費に影響するため、この隙間Ｄ２を最適値に設定する必要がある。すなわち、この隙間Ｄ２が大きすぎると、燃焼室３内で形成された吸気タンブル流に乗った燃料に点火プラグ６の電極６ａが十分に届かずに、燃焼効率が悪化してしまう。また、放電電極６ａとキャビティ２５の表面とが近すぎると、電極６ａとピストン２とが干渉してしまうことが考えられる。
【００４１】
このため、本筒内噴射型内燃機関では、ピストン２の上死点位置における放電電極６ａとキャビティ２５の表面との距離Ｄ２を最適値（例えばＤ２＝１〜２ｍｍ程度）に設定し、ピストン２との干渉を十分に避けながら高い燃焼効率が得られるようにしている。
また、このような筒内噴射型内燃機関では、ピストン２と排気弁４との近接部分の間隔（これを排気側隙間といい、図１中Ｄ３で示す）も機関の性能に大きく影響する。例えば、図８のグラフの点Ｃ，点Ｄに示すように、排気側隙間Ｄ３が大きすぎると、インジェクタ１から圧縮行程時に噴霧された燃料がキャビティ２５の外側に拡散してしまい、燃費が悪化してしまう。
【００４２】
一方、点Ａ，点Ｂに示すように、排気側隙間Ｄ３が小さすぎると、全開運転時（即ち、吸気行程の燃料噴射時）に、排気弁５側の空間に火炎が十分に伝播されず、出力が低下してしまう。
そこで、本発明の筒内噴射型内燃機関では、この排気側隙間Ｄ３を燃費と出力との均衡が図れ、効率的な燃焼を実現できるような最適な値（図８に示す☆印近傍、Ｄ３＝５〜８ｍｍ）に設定されている。
【００４３】
このように、キャビティ２５を球状に形成するとともに、キャビティ２５と点火プラグ６との位置関係が最適となるように配設することにより、キャビティ２５に向けて噴射された燃料を着火時にキャビティ２５内に滞留させ、吸気と燃料との層状化を促進することができ、さらに、確実な着火，燃焼が行なわれるようになっているのである。
【００４４】
また、図１，図３に示すように、ピストン２の排気弁側傾斜上面２ｂとシリンダヘッド８の排気弁側下面８ｂとの間には、着火された火炎が燃焼室３内に均一に広がるように火炎浸入空間２６が形成されている。
ここで、排気弁側傾斜上面２ｂは、排気弁側下面８ｂよりも小さな傾斜角に設定されており、これにより、上述の火炎浸入空間２６は、図３に示すように、燃焼室３の中心側に向けて、互いの面２ｂ，８ｂの距離が広がるような形状、即ち、断面が略楔状の空間に形成されている。
【００４５】
このように、燃焼室３の排気弁４側に略楔状の火炎浸入空間２６を形成するのは、以下の理由による。即ち、上述したようなキャビティ２５が形成された筒内噴射型内燃機関の燃焼室３では、通常は排気弁側傾斜上面２ｂと排気弁側下面８ｂとが略平行になるように形成されるとともに、これらの面２ｂ，８ｂで形成された空間は狭く形成されるため、燃料着火後のこの空間への火炎の伝播は遅れがちになる。そこで、燃焼室３内の火炎伝播を均一にするには、排気弁側傾斜上面２ｂと排気弁側下面８ｂとの間の空間を単に広げることが考えられるが、上述したように、燃焼室３の全容積（図４のＶａ＋Ｖｂ＋Ｖｃ部分）とキャビティ２５及びその上部空間の容積（Ｖａ＋Ｖｂ）との間には最適な容積比が存在している。
【００４６】
したがって、燃焼室３の排気弁５側空間を単純に広げてしまうと、今度はキャビティ２５の容積比を最適値にするのが困難になってしまい、かえって、機関の性能低下を招くことも考えられる。
そこで、上述したように、燃焼室３の排気弁５側の空間に、中心側の隙間を大きめにしその分だけ排気弁５側端部の隙間を小さくした略楔状の火炎浸入空間２６を形成しているのである。
【００４７】
このような火炎浸入空間２６によれば、まず、点火プラグ６の電極６ａ近傍を中心に燃焼を開始した火炎が、燃焼室３の排気弁５側の空間のうち比較的隙間の広い燃焼室３の中心側へ確実に燃え広がり、比較的隙間の狭い燃焼室３の端部側にも、燃焼室３の他の部分に対して遅れることなく火炎が伝播し、ムラのない均一な燃焼を実現することができるのである。
【００４８】
また、このように燃焼室３の排気弁５側の空間断面を略楔状に形成することで、燃焼室３の排気弁５側の空間の容積を変更することもなく、キャビティ比の設定に何ら影響を与えないという利点も有している。
本発明の第１実施形態として筒内噴射型内燃機関は、上述のように構成されているので以下の効果を得ることができる。
【００４９】
まず、このピストン２の吸気弁側傾斜上面２ａに、図２（ａ）〜（ｃ）に示すような下に凸状に灣曲した球面状のキャビティ２５を形成することで、出力や燃費を向上させることができるという利点がある。
すなわち、キャビティ２５の形状を球面状に形成することで、ピストン２のキャビティ容積Ｖａに対するキャビティ表面積を最小にすることができる。これにより、熱損失を減少させることができができ、燃焼効率を向上させることができるのである。
【００５０】
また、キャビティ２５を球面状に形成することで、燃焼室３内に吸気流による渦状の流れ、即ちタンブル流の形成が促進され、層状燃焼を行ない易いという利点もある。さらに、燃焼室３の傾斜下面８ａ，８ｂを略平坦に形成することで、タンブル流が形成が強化されるのである。
図９はこのような球面状のキャビティ２５を有するピストン２と他の形状のキャビティを有するピストン２とを比較して示すグラフであるが、断面が他の形状のキャビティの燃費及び最大トルク（図中点Ａ，点Ｂに示す）に対して、球面状のキャビティ２５を有するピストン２では、点Ｃに示すように、燃費及び最大トルクの両方を向上させることができるのである。
【００５１】
また、このような球面状のキャビティ２５を有するピストン２対に加えて、さらに燃焼室３の排気弁５側の断面形状を略楔状に形成した火炎浸入空間２６を設けたものでは、点Ｄに示すように、さらに最大トルクが向上するという利点がある。
さらに、図１０に示すように、このような略楔状の火炎浸入空間２６を設けることにより、燃料消費率もほぼ全域で低下させることができるとともに、ＴＨＣ（トータルでの炭化水素量）の排出量も低下させることができるという利点も有している。
【００５２】
また、本筒内噴射型内燃機関では、点火プラグ６の取付面２７を所定量Ｄ１（例えばＤ１＝２ｍｍ）だけ燃焼室３側に近づけるとともに、点火プラグ６の放電電極６ａを従来のものよりも所定量長く形成するという２段階の構成で、電極６ａの着火部分をキャビティ２５内の燃料濃度の濃い部分に位置するようにしているので、燃料を確実に着火させることができるようしながらも、点火プラグ６の電極６ａの耐久性を損なうことがないという利点がある。
【００５３】
さらに、このような点火プラグ６では、従来の点火プラグに対して電極６ａ部を所定量長めに形成するだけでよいので、低コストで実現できるという利点もある。
また、シリンダヘッド８の燃焼室３の形成面において、点火プラグ６の取付部２８の周囲に肉盛り部２９が設けられているので、点火プラグ６の下端が所定量Ｄ１だけ燃焼室３側に移動しても、この点火プラグ６の下端部が直接燃焼室３に晒されることがない。
【００５４】
したがって、点火プラグ６の下部のネジ部へのカーボン等の付着が防止され、点火プラグ６の交換等の作業性も向上する。また、点火プラグ６の下部が、肉盛り部２９により保護されるので、点火プラグ６自体の耐久性も向上するという利点がある。さらには、点火プラグ６に加わる熱を肉盛り部２９を介してシリンダヘッド８に逃がすことができるので、熱に対する耐久性も向上するという利点を有している。
【００５５】
一方、ピストン２のキャビティ２５を、ピストン２の頂点及びピストン２の吸気弁側傾斜上面２ａの下端を仮想球面内２５ａに包含するように形成することで、点火プラグ６をキャビティ２５内に配設しやすくなる。また、タンブル流の生成も促進することができるという利点もある。
また、ピストン２が上死点位置に達した時に、インジェクタ１の噴射口と吸気弁４の弁体とがそれぞれ仮想球面２５ａ内に位置するようにインジェクタ１，吸気弁４及び仮想球面２５ａの位置関係が設定されているので、キャビティ２５内に燃料濃度の濃い混合気を生成することができるのである。
【００５６】
また、キャビティ２５の容積Ｖａ及びピストン２が上死点位置にあるときの吸気弁側傾斜下面８ａと吸気弁側傾斜上面２ａとの間の容積Ｖｂと、燃焼室３全体の容積Ｖａ＋Ｖｂ＋Ｖｃとの容積比が、最適な値、例えば、（Ｖａ＋Ｖｂ）／（Ｖａ＋Ｖｂ＋Ｖｃ）＝０．４〜０．６の間の値となるように設定されているので、燃費の向上と出力の向上とをバランス良く達成することができるという利点がある。
【００５７】
すなわち、図５（ａ），（ｂ）に示すように、このキャビティ容積比が大きすぎると最大トルクや最高出力が低下してしまい、また、キャビティ容積比が小さすぎると燃費が低下してしまうが、上述したように、キャビティ容積比を最適な値に設定することにより、燃費向上と出力向上とを両立することができるのである。
【００５８】
さらに、図８のグラフに☆印で示すように、排気側隙間Ｄ３が最適値（Ｄ３＝５〜８ｍｍ）に設定されることにより、熱効率の高い燃焼状態を実現することができ、やはり、最高出力を向上させることができるという利点がある。
また、点火プラグ６の放電電極６ａとキャビティ２５の表面との隙間Ｄ２を最適値（例えばＤ２＝１〜２ｍｍ程度）に設定することにより、点火プラグ６のピストン２との干渉を十分に避けながら高い燃焼効率が得られるという利点を有している。
【００５９】
また、シリンダヘッド８の下面をペントルーフ形状に形成することで、圧縮行程時にも強い縦渦流を維持することができ、圧縮行程時の燃料噴射を安定して行なうことができるという利点がある。
さらに、吸気弁側傾斜上面２ａ及び排気弁側傾斜上面２ｂがピストン頂面の稜線により区画されて形成されているので、燃焼室３の形状が、吸気弁側傾斜下面８ａと排気弁側傾斜下面８ｂとでそれぞれ異なる形状とすることができ、吸気弁４側と排気弁５側とで燃焼室３の役割を分担させることができる。
【００６０】
次に、本第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関の第１〜第３の各変形例について説明すると、図６，図７，図２３〜図３０は、その第１の変形例を示す図であり、上述の第１実施形態に対して、凹部２５の形状のみが異なっている。すなわち、この第１の変形例では、凹部２５の形状が、図６（ａ）〜（ｃ）や図７（ａ）〜（ｃ）に示すような、断面が略長方形のキャビティ２５Ａ，２５Ｂとして形成されている。
【００６１】
これらのキャビティ２５Ａ，２５Ｂを有するピストン２について簡単に説明すると、ピストン頂面の吸気弁４側の外周端部４０には、ピストン２の運動方向に対して垂直な平坦部４１が形成されている。また、キャビティ２５Ａ，２５Ｂには、吸気流をキャビティ２５Ａ，２５Ｂ内に案内する流入部４２と、キャビティ２５Ａ，２５Ｂ内に流入した吸気流を点火プラグ６近傍に向かうように案内する***部４３と、流入部４２と***部４３とを接続し、略平坦面に形成された接続部４４とから構成されている。
【００６２】
これにより、吸気流は、平坦部４１からキャビティ２５Ａ，２５Ｂの底面（接続部）４４までの間になだらかに形成された流入部４２を介して流入し、その後、***部４３で向きを上方に変えて点火プラグ６近傍に向かっていき、これによりタンブル流が形成されるのである。
したがって、このようなキャビティ２５Ａ，２５Ｂを有する筒内噴射型内燃機関であっても、従来の筒内噴射型内燃機関に対して、燃費や出力の面で優れるという利点を有しているのである。
【００６３】
また、図３１〜図３８は、本第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例を示す図であり、上述の第１実施形態の構成に対して、点火プラグ近傍の空間を確保するための凹所がピストンのキャビティ２５に隣接して形成されているという点のみが異なって構成されたものである。
また、図３９〜図４６は、本第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例を示す図であり、ピストン２の排気弁側傾斜上面２ｂに、ピストンと排気弁とのクリアランスを確保するための凹所がキャビティ２５とは別に形成されたものである。
【００６４】
このような、第２，第３の変形例のように構成されたピストンを有する筒内噴射型内燃機関であっても、上述した第１の変形例と同様に、従来の筒内噴射型内燃機関に対して、燃費や出力の面で優れるという利点を有している。
次に、本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関について説明すると、図１１，図４７〜５４はその要部としてのピストンを示す模式図である。なお、この第２実施形態では、第１実施形態に対して、ピストン２の凹部の形状のみが異なって形成されたものであり、これ以外の構成は上述した第１実施形態と共通である。
【００６５】
図１１（ａ）〜（ｃ）に示すように、ピストン２の吸気弁４側頂面には、下に凸状に灣曲したキャビティ２５Ｃが形成されている。
このキャビティ２５Ｃは、図１１（ｃ）に示すように、吸気弁４側の上部に互いに中心が隣接した２つの仮想球面２５ｂ，２５ｃと、これらの２つの球面２５ｂ，２５ｃ間を滑らかに接続する接続面２５ｄとから形成されている。
【００６６】
これらの仮想球面２５ｂ，２５ｃの中心は、図１１（ａ）に示すように、ピストンピン３０の配設方向に直交する軸線に対して、それぞれ同じ距離だけ互いに逆方向にオフセットされた位置に設定されている。
また、この接続面２５ｄは、２つの球面２５ｂ，２５ｃの低部を接続する円筒面として形成されている。したがって、燃焼室３の断面形状としては、上記第１実施形態と略同様のものとなる。
【００６７】
そして、このようなキャビティ２５Ｃによれば、ピストン２のキャビティ容積を大きくすることができるとともにキャビティ容積に対するキャビティ表面積を比較的小さく形成することができる。
したがって、燃損失の低下をほとんど招くことがなく、即ち出力特性をほとんど低下させることなく、燃費を向上させることができるようになるのである。
【００６８】
また、キャビティ２５Ｃの形状が略球面状に形成されることにより、燃焼室３内に吸気流による渦状の流れ、即ちタンブル流の形成が促進されるという利点もある。
本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関は、上述のように構成されているので、吸気弁４を介して燃焼室３内に流入した吸気流は、ピストン２に形成されたキャビティ２５Ｃに案内されて、タンブル流を形成するとともに、このタンブル流に燃料を噴射することで層状の混合気が形成される。
【００６９】
ここで、キャビティ２５Ｃを形成する２つの２つの仮想球面２５ｂ，２５ｃは、ピストンピン３０の配設方向に沿って隣接しているので、吸気流の流入する方向、即ちタンブル流を形成する方向には、球面状のキャビティとして形成されることになる〔図１１（ｂ）参照〕。したがって、第１実施形態と同様に層状燃焼を行なうことができる。
【００７０】
また、上述したキャビティ２５Ｃでは、ピストン２のキャビティ容積を大きくしながらもキャビティ表面積を比較的小さく形成することができるので、出力特性をほとんど低下させることなく、燃費を向上させることができるという利点がある。
なお、上述の接続面２５ｄとしては、円筒面に限定されるものではなく、２つの球面２５ｂ，２５ｃ間を滑らかに接続することができれば、他の形状の面であってもよい。
【００７１】
次に、本発明の第３実施形態としての筒内噴射型内燃機関について説明すると、図１２はその燃焼室の構成を示す模式的な断面図である。
本実施形態では、図１２に示すように、基本的には、第１実施形態と同様に構成されている。すなわち、燃焼室３の上面はシリンダヘッド８の下面によりペントルーフ形状に形成され、ピストン２の頂面もシリンダヘッド８のペントルーフ形状に対応した山型に形成されている。また、ピストン２には球面形状に形成されたキャビティ２５が設けられている。
【００７２】
インジェクタ１の噴射孔は、直接燃焼室３内に臨んで設けられており、燃料は燃焼室３内に直接噴射されるようになっている。また、インジェクタ１は、例えば図示しないコントローラにより制御され、インジェクタ１から適切なタイミングで燃料が適量噴射されるようになっている。
そして、この燃料は、ピストン２のキャビティ２５に向けて噴射され、吸気弁４の上方に略直立して設けられた吸気ポート９から吸気された空気と上記燃料とが燃焼室３内で混合して混合気が生成される。その後、混合気は、燃焼室３内で点火プラグ６により着火され、膨張（爆発）した後、排気ポート１０から排出される。なお、図中に示す符号のうち７はシリンダブロック、８はシリンダヘッドである。
【００７３】
一方、この第３実施形態では、点火プラグ６の取り付け位置や突出量の設定及びキャビティ容積比の設定等の数値は厳密には規定されておらず、この点が第１実施形態と異なっている。
したがって、エンジンの組み立て時や部品製造時の寸法管理を、第１実施形態や第２実施形態に対して容易なものとすることができるという利点がある。すなわち、燃焼室３の形状を厳密に規定しないため、エンジンを構成する部品、特に燃焼室形状に関わる部品の寸法管理が容易になるとともに、エンジン組み立て時の組み立て精度の管理も容易となるのである。
【００７４】
ところで、このように厳密に燃焼室３の形状を規定しなかった場合であっても、ピストン２の凹部２５を球面状とし、ピストン２の頂面をペントルーフ型とすることで以下のような作用，効果がある。
すなわち、吸気弁４の上方に略直立して延設された吸気ポート９を介して吸気流が燃焼室３に取り入れられると、吸気流は下方のピストン２に向かって流れた後、球面状のキャビティ２５に沿って上向きに案内されてタンブル流（縦渦流）が形成される。そして、このタンブル流に燃料を噴射することで層状の混合気が形成されるのである。
【００７５】
また、ピストン２の頂面をシリンダヘッド８のペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成形成することで、ピストン２の上昇時に、ピストン２とシリンダヘッド８とで囲撓される空間を減少させることができる。これにより、エンジンの圧縮比を大きくすることができ、エンジン出力を大きく向上させることができるのである。
【００７６】
したがって、低燃費と高出力との相反する要素を高いレベルで成立させながらも、製造コストを低減することができるのである。
次に、本発明の第４実施形態としての筒内噴射型内燃機関について説明すると、図１３はその要部としての燃焼室形状を示す模式的な断面図、図１４はその要部としてのピストンを示す模式的な平面図である。
【００７７】
この第４実施形態では、上述した第１実施形態と略同様に燃焼室３が構成されており、以下の構成のみが異なっている。すなわち、この第４実施形態では、図１３に示すように、吸気弁４側と排気弁５側とでは、ピストン２の頂面からシリンダヘッド８の下面までの隙間の間隔が異なっており、吸気弁４側の隙間ａの方が排気弁５側の隙間ｂよりも大きくなるように設定されているのである。
【００７８】
これらの隙間ａと隙間ｂとの差はあまり大きなものではなく、第１実施形態で説明した容積比に対して大きな影響を与えるものではない。つまり、キャビティ２５の容積をＶａ、ピストン２が上死点位置にあるときの吸気弁側傾斜下面８ａと吸気弁側傾斜上面２ａとの間の容積をＶｂ、又ピストン２が上死点位置にあるときの排気弁側傾斜下面２ｂと排気弁側傾斜上面２ｂとの間の容積をＶｃとすると、（Ｖａ＋Ｖｂ）／（Ｖａ＋Ｖｂ＋Ｖｃ）の値は、第１実施形態と同様に、０．４〜０．６の間になるように設定されている。
【００７９】
また、キャビティ２５の形状はやはり球面状に形成されている。これは、第１実施形態でも説明したように、キャビティ２５を球面形状に形成することで、ピストン２のキャビティ容積Ｖａに対するキャビティ表面積を最小にすることができるからである。そして、キャビティ表面積を最小にすることで、熱損失を小さくすることができ、燃焼効率を向上させることができるのである。
【００８０】
さて、ここで、吸気弁４側の隙間ａが排気弁５側の隙間ｂよりも大きく設定されている理由について説明する。
すなわち、上記第１実施形態でも詳述したように、燃焼室３の表面積が小さくなる程熱損失が小さくなり、燃焼効率を向上させることができるので、燃焼室３の容積や圧縮比を変更することなく、燃焼室３の表面積を小さくしたい。
【００８１】
しかしながら、すでに説明したように、筒内噴射型内燃機関では、ピストン２及び燃焼室３の形状や容積、また、点火プラグ６の配設位置により、機関の出力特性や燃費性能が大きく変化してしまい、第１実施形態の燃焼室形状を大きく変更すると出力特性と燃費性能とのバランスを損なってしまうおそれがある。
そこで、上記第１実施形態で説明したような燃焼室３の形状をほとんど変更せずに表面積を減少させるべく、ピストン２の吸気弁側上面２ａを、上記第１実施形態で説明したものに比べて吸気弁４から遠ざけ、排気弁側傾斜上面２ｂを上記第１実施形態で説明したものに比べて僅かに排気弁５に近づけるように構成されている。つまり、燃焼室３内において、吸気弁隙間ａと排気弁側隙間ｂとの間でａ＞ｂの関係が成立するように設定されているのである。
【００８２】
このような構成によれば、ピストン２における排気弁側上面２ｂの表面積はほとんど変化しないが、吸気弁側上面２ａでは、排気弁側上面２ｂの表面積の変化よりも大きな割合で表面積が減少することになる。
これは、図１４に示すように、キャビティ２５の大部分がピストン２の吸気弁側に設けられているからであり、このため、ピストン２の吸気弁側上面２ａを下方に移動すると、この分だけキャビティ２５の表面積（特に吸気弁側上面２ａに対して縦方向の表面積）も減少することになるからである。つまり、吸気弁側上面２ａと排気弁側上面２ｂとでは、上下方向に面を移動したときに変化する表面積が、吸気弁側上面２ａの方が多いのである。
【００８３】
また、ピストン２の吸気弁側上面２ａの表面積のうちのシリンダヘッド下面に対向する面積（図１４の面積Ｓ1 参照）と、排気弁側上面２ｂの表面積のうちのシリンダヘッド下面に対向する面積（図１４の面積Ｓ2 参照）とでは、キャビティ２５の存在する分だけ吸気弁側上面２ａの方が小さいので、第１実施形態のものと同等の圧縮比を確保しながら、吸気弁隙間ａと排気弁側隙間ｂとを変更するためには、吸気弁側上面２ａの吸気弁４から遠ざける量を、排気弁側傾斜上面２ｂを排気弁５に近づける量よりも大きくする必要がある。したがって、このような構成からも、吸気弁側上面２ａの全体の表面積の減少する量が、排気弁側上面２ｂの表面積増加量よりもさらに大きくなるのである。なお、このような構成で第１実施形態のものと同等の圧縮比を確保しようとすると、吸気弁側上面２ａを吸気弁４から遠ざける量は、排気弁側上面２ｂを排気弁５に近づける量の約２倍程度となる。
【００８４】
このようにして、吸気弁隙間ａを排気弁側隙間ｂよりも大きくなるように設定することで、燃焼室３の表面積をさらに減少させることができ、熱損失を小さくすることができ、燃焼効率を向上させることができるのである。
なお、図１３及び図１４における２点鎖線は、第１実施形態に相当するピストン２の頂面形状である。
【００８５】
本発明の第４実施形態としての筒内噴射型内燃機関は、上述のように構成されているので、上記第１実施例と同様な作用及び効果があるほか、以下のような作用，効果を有する。
すなわち、吸気弁隙間ａが排気弁側隙間ｂよりも大きくなるように設定することで、燃焼室３の表面積をさらに減少させることができ、熱損失を小さくすることができ、燃焼効率を向上させることができるのである。なお、このような構成により、第１実施形態の燃効率に対して、本第４実施形態では、例えば約２％程度上昇する。
【００８６】
また、このようなピストン２の形状、すなわち、吸気弁隙間ａと排気弁側隙間ｂとの間でａ＞ｂとなるような燃焼室３形状を、上記第２実施形態に適用してもよい。そして、このように第２実施形態を構成した場合も、やはり上述のように燃焼室３の表面積を減少させることができ、熱損失を小さくすることができる。そして、これにより燃焼効率を向上させることができるという利点がある。
【００８７】
そして、この場合は、吸気弁側上面２ａのシリンダヘッド下面に対向する面積が、第１実施形態のものに比べてさらに小さいので、吸気弁側上面２ａを吸気弁４から遠ざける量を、第１実施形態のピストン２よりも大きくすることができ、熱損失を小さくする効果がさらに顕著なものとなる。
【００８８】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１記載の本発明の筒内噴射型内燃機関によれば、シリンダヘッドの下面とピストンの頂面とで上下を区画される燃焼室と、該燃焼室の上面の一側に配設された吸気弁と、該燃焼室の上面の他側に配設された排気弁と、該燃焼室内に直接燃料を噴射するように配設された燃料噴射弁とをそなえた、筒内噴射型内燃機関において、該燃焼室の上面を形成する該シリンダヘッド下面が、該一側に形成された吸気弁側傾斜下面と該他側に形成された排気弁側傾斜下面とからなるペントルーフ形状に形成され、点火プラグが該ペントルーフ形状の該燃焼室上面の頂部近傍に配設されるとともに、該燃焼室の下面を形成する該ピストン頂面が、該吸気弁側傾斜下面及び該排気弁側傾斜下面にそれぞれ対応するように形成された吸気弁側傾斜上面及び排気弁側傾斜上面を有する該ペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成され、少なくとも該ピストン頂面の吸気弁側傾斜上面に凹部が設けられ、該ピストンが上死点位置にあるときの燃焼室容積のうち、該凹部内の容積及び該凹部の上方の該ピストン上面と該シリンダヘッド下面との間の容積と、該ピストンが上死点位置にあるときの該燃焼室の全容積との比が０．４〜０．６の間に設定されるという構成により、全容積に対する凹部容積を層状燃焼を行なうのに適した設定とすることができ、且つ燃焼室の表面積の増大を極力回避できる。これにより、燃費が向上するとともに、熱損失の増大を回避して最高出力や最大トルクが向上して、筒内噴射型内燃機関における機関の出力性能と燃費性能とを両立することができる利点がある。
【００９３】
また、該凹部が、球面により形成されているという構成により、ピストンの凹部の容積に対する凹部の表面積を最小にすることができる。また、これにより、熱損失を減少させることができ、燃焼効率を向上させることができるという利点がある。さらに、凹部を球面状に形成することで、燃焼室内において吸気流による渦状の流れ、即ちタンブル流の形成が促進され、層状燃焼を行ないやすくなるという利点もある。
【００９４】
また、該凹部が、該ピストンの吸気弁側上部に中心を有する仮想球面の一部として形成されるという構成により、点火プラグを凹部内に配設しやすくなるという利点がある。また、タンブル流の生成も促進することができるという利点もある。
【００９５】
また、該ピストンが上死点位置にあるとき、該燃料噴射弁の噴射口と該吸気弁の弁体とがそれぞれ該仮想球面内に包含され、且つ点火プラグの放電電極の発火点が該凹部内に包含されるというにより、凹部に燃料濃度の濃い混合気を生成することができるという利点がある。そして、これにより燃焼効率を高めることができるという利点がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における燃焼室の構成を示す模式的な断面図である。
【図２】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における要部としてのピストンの形状を示す模式図であって、（ａ）はその上面図、（ｂ）はその正面図、（ｃ）は（ｂ）におけるＡ１−Ａ１断面図である。
【図３】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストンの頂面とシリンダヘッドの下面との相対的な位置関係を示す図である。
【図４】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における燃焼室の全容積とピストンの凹部の容積との比を説明するための模式図である。
【図５】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストンの凹部形状の容積比の変化に伴う機関の特性の変化を説明するためのグラフである。
【図６】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストンの凹部形状の他の例を示すためのピストンの模式図であって、（ａ）はその上面図、（ｂ）はその正面図、（ｃ）は（ｂ）におけるＡ３−Ａ３断面図である。
【図７】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストンの凹部形状の他の例を示すためのピストンの模式図であって、（ａ）はその上面図、（ｂ）はその正面図、（ｃ）は（ｂ）におけるＡ４−Ａ４断面図である。
【図８】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における作用を説明するためのグラフである。
【図９】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における作用を説明するためのグラフである。
【図１０】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における燃焼室の形状の差による燃費及びＨＣ排出量の変化特性を示すグラフである。
【図１１】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関における要部としてのピストンの形状を示す模式図であって、（ａ）はその上面図、（ｂ）はその正面図、（ｃ）は（ｂ）におけるＡ２−Ａ２断面図である。
【図１２】本発明の第３実施形態としての筒内噴射型内燃機関における燃焼室の構成を示す模式的な断面図である。
【図１３】本発明の第４実施形態としての筒内噴射型内燃機関における燃焼室の構成を示す模式的な断面図である。
【図１４】本発明の第４実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストンの形状を示す模式的な平面図である。
【図１５】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す平面図である。
【図１６】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す正面図である。
【図１７】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す底面図である。
【図１８】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す左側面図である。
【図１９】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す右側面図である。
【図２０】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す背面図であって、図１６に示す正面図と対称に表れる図である。
【図２１】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す断面図であって、図１９に示す右側面図におけるＡ−Ａ断面図である。
【図２２】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す断面図であって、図１６に示す正面図におけるＢ−Ｂ断面図である。
【図２３】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す平面図である。
【図２４】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す正面図である。
【図２５】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す底面図である。
【図２６】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す左側面図である。
【図２７】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す右側面図である。
【図２８】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す背面図であって、この背面図は図２４に示す正面図と対称に表れる図である。
【図２９】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第１の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図２７に示す右側面図におけるＡ−Ａ断面図である。
【図３０】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図２４に示す正面図におけるＢ−Ｂ断面図である。
【図３１】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す平面図である。
【図３２】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す正面図である。
【図３３】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す底面図である。
【図３４】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す左側面図である。
【図３５】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す右側面図である。
【図３６】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す背面図であって、この背面図は図３２に示す正面図と対称に表れる図である。
【図３７】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図３５に示す右側面図におけるＡ−Ａ断面図である。
【図３８】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第２の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図３２に示す正面図におけるＢ−Ｂ断面図である。
【図３９】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す平面図である。
【図４０】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す正面図である。
【図４１】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す底面図である。
【図４２】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す左側面図である。
【図４３】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す右側面図である。
【図４４】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す背面図であって、この背面図は図４０に示す正面図と対称に表れる図である。
【図４５】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図４３に示す右側面図におけるＡ−Ａ断面図である。
【図４６】本発明の第１実施形態としての筒内噴射型内燃機関における第３の変形例のピストン形状を示す断面図であって、図４０に示す正面図におけるＢ−Ｂ断面図である。
【図４７】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す平面図である。
【図４８】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す正面図である。
【図４９】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す底面図である。
【図５０】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す左側面図である。
【図５１】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す右側面図である。
【図５２】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す背面図であって、図４８に示す正面図と対称に表れる図である。
【図５３】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す断面図であって、図５１に示す右側面図におけるＡ−Ａ断面図である。
【図５４】本発明の第２実施形態としての筒内噴射型内燃機関におけるピストン形状を示す断面図であって、図４８に示す正面図におけるＢ−Ｂ断面図である。
【符号の説明】
１ 燃料噴射弁又はインジェクタ
２ ピストン
２ａ 吸気弁側傾斜上面
２ｂ 排気弁側傾斜上面
３ 燃焼室
４ 吸気弁
５ 排気弁
６ 点火プラグ
６ａ 放電電極
７ シリンダブロック
８ シリンダヘッド
８ａ 吸気弁側傾斜下面
８ｂ 排気弁側傾斜下面
９ 吸気ポート
１０ 排気ポート
２５，２５Ａ〜２５Ｃ 凹部又はキャビティ
２５ａ〜２５ｃ 仮想球面
２５ｄ 接続面
２６ 火炎浸入空間
２７ 点火プラグ取付面
２８ 点火プラグ取付部
２９ 肉盛り部
３０ ピストンピン
４０ 外周端部
４１ 平坦部
４２ 流入部
４３ ***部
４４ 接続部（底面）
ＣＬ シリンダ中心軸[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a direct injection internal combustion engine that is a spark ignition type and that directly injects fuel into a combustion chamber.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, fuel injection devices (injectors) have been widely used in fuel supply systems of gasoline engines that mainly use gasoline as a fuel among internal combustion engines. In such a gasoline engine, the operation of the injector is controlled by a control unit such as a controller, and a predetermined amount of fuel is injected into the intake port at a predetermined timing.
[0003]
The fuel injected into the intake port is supplied into the combustion chamber together with the air sucked in the intake stroke, mixed with the air, ignited by the spark plug, and burned.
On the other hand, in a diesel engine that mainly uses light oil or the like as fuel, fuel is directly injected into the combustion chamber, and this fuel is spontaneously ignited by compressed air in the combustion chamber.
[0004]
By the way, in the gasoline engine as described above, a cylinder injection type internal combustion engine has been proposed in which fuel is directly injected into the combustion chamber to improve the responsiveness of the engine.
In such an in-cylinder injection type internal combustion engine, a vortex is formed in the cylinder, fuel is injected into the vortex, and an air-fuel mixture layer having a required concentration (fuel concentration in the vicinity of the theoretical air-fuel ratio) according to the position of the spark plug. And the fuel in the air-fuel mixture is supplied to the spark plug, so that combustion in a state where the fuel concentration is extremely low (the air-fuel ratio is high) as a whole, so-called stratified lean combustion operation can be performed.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in such a cylinder injection type internal combustion engine, the intake air in the combustion chamber is cooled by the fuel injected into the cylinder, so that knocking can be suppressed, and as a result, the compression ratio can be easily increased. is there.
Therefore, in the cylinder injection type internal combustion engine, it is important to design the shape of the combustion chamber formed by the piston, the lower surface of the cylinder head, etc. so as to take advantage of this advantage.
[0006]
However, if the shape of the combustion chamber becomes complicated, the engine output characteristics and fuel consumption performance will change greatly even if the design and shape of the piston and the combustion chamber, the placement position of the spark plug, etc. are slightly changed. There is a problem.
Therefore, there is a demand for setting the shape of the combustion chamber of the direct injection internal combustion engine and the relative positional relationship between the components of the combustion chamber so that the combustion efficiency is optimal.
[0007]
Japanese Patent Laid-Open No. 4-228850 discloses a technique in which the fuel injected from the fuel injection valve does not hit the inner wall of the cylinder. However, such a technique focuses only on the direction of fuel injection from the fuel injection valve, and does not solve the above-described problem.
Japanese Patent Laid-Open No. 4-58030 discloses a technique for suppressing the occurrence of self-ignition, knocking and smoke in a cylinder injection type internal combustion engine. However, such a technique is merely for smoothly operating the engine, and again, does not solve the above-described problems.
[0008]
Japanese Laid-Open Patent Publication No. 4-166612 discloses a technique for improving the ignitability during low load operation of a direct injection internal combustion engine. Thus, it does not form a combustion chamber or a piston, or restrict the position of the spark plug.
Further, in the technology as described above, a concave portion is formed on the piston to form a combustion chamber, but a large space is also formed between the top surface of the piston and the bottom surface of the cylinder head. In such a combustion chamber shape, there is a problem that a sufficient compression ratio cannot be obtained and it is difficult to increase the output.
[0009]
The present invention was devised to meet such demands and problems, and the combustion efficiency of the in-cylinder internal combustion engine and the relative positional relationship between the components of the combustion chamber are such that the combustion efficiency is optimal. An object of the present invention is to provide an in-cylinder injection type internal combustion engine which is set to be able to achieve both improved fuel efficiency and improved output.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
  In the in-cylinder internal combustion engine of the first aspect of the present invention, the lower surface of the cylinder head is formed in a pent roof shape, the ignition plug is disposed near the top of the upper surface of the combustion chamber of the pent roof shape, and the lower surface of the combustion chamber is The top surface of the piston to be formed is formed in a mountain shape that substantially conforms to the pent roof shape. A recess is provided at least on the intake valve side inclined upper surface of the piston top surface, and of the combustion chamber volume when the piston is at the top dead center position, the volume in the recess and the upper surface of the piston above the recess and the lower surface of the cylinder head The ratio of the volume between the two and the total volume of the combustion chamber when the piston is at the top dead center position is set between 0.4 and 0.6. And by comprising in this way, each volume ratio in a combustion chamber can be optimized, and high fuel consumption and high output can be made compatible.
[0014]
  Also, ConcaveBy forming the portion with a spherical surface, the surface area of the recess relative to the volume of the recess of the piston is minimized. Further, the formation of a vortex flow by the intake air flow, that is, the tumble flow in the combustion chamber is promoted.
  Also, ConcaveThe part is shaped as a part of a virtual spherical surface centered on the intake valve side upper part of the pistonCompleteThe spark plug can be easily disposed in the recess.The
[0015]
  AlsoTheThe fuel injection valve injection port and the intake valve valve body are respectively included in the virtual spherical surface and the ignition point of the discharge electrode of the spark plug is included in the recess at the top dead center position of the stone. Thus, an air-fuel mixture having a high fuel concentration can be generated in the recess.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, a cylinder injection type internal combustion engine as a first embodiment of the present invention will be described. FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing the configuration of the combustion chamber, FIGS. 2 (a) to 2 (c) and FIGS. FIG. 22 is a schematic diagram showing the shape of the piston as its main part, FIG. 3 is a diagram showing the relative positional relationship between the top surface of the piston and the lower surface of the cylinder head, and FIG. 4 is an overall view of the combustion chamber. FIGS. 5A and 5B are schematic diagrams for explaining the ratio between the volume and the volume of the concave portion of the piston, and FIGS. 5A and 5B both illustrate changes in engine characteristics accompanying changes in the volume ratio of the concave shape of the piston. FIG. 6, FIG. 7, FIG. 23 to FIG. 46 are all schematic diagrams showing modifications thereof, FIG. 8 and FIG. 9 are graphs for explaining the action, and FIG. 10 is a diagram of the combustion chamber. It is a graph which shows the change characteristic of the fuel consumption and HC emission amount by the difference in shape.
[0018]
As shown in FIG. 1, the combustion chamber 3 of this engine is formed by the lower surface of the cylinder head 8 and the top surface of the piston 2, and an intake valve 4 is provided on one side of the upper surface of the combustion chamber 3. An exhaust valve 5 is arranged on the other side.
Further, on the lower surface of the cylinder head 8, that is, the upper surface of the combustion chamber 3, on the side where the intake valve 4 is disposed, the intake valve side inclined lower surface 8a is inclined toward the end from the top of the combustion chamber 3. The exhaust valve side inclined lower surface 8b is formed on the side where the exhaust valve 5 is disposed.
[0019]
The upper surface side of the combustion chamber 3 is formed in a pent roof shape as shown in FIG. 1 by these inclined lower surfaces 8a and 8b.
A fuel injection valve (hereinafter simply referred to as an injector) 1 is attached to the cylinder head 8. The injector 1 is disposed so that the tip side thereof faces the combustion chamber 3, and the fuel is directly injected into the combustion chamber 3 by the injector 1.
[0020]
Next, the shape of the piston 2 will be described. As shown in FIGS. 1, 2 (a) to 2 (c) and FIGS. 15 to 22, the top surface of the piston 2 forming the lower surface of the combustion chamber 3 is Corresponding to the intake valve side inclined lower surface 8a and the exhaust valve side inclined lower surface 8b, an intake valve side inclined upper surface 2a and an exhaust valve side inclined upper surface 2b inclined toward the center side of the piston 2 are formed. By the inclined upper surfaces 2a and 2b, the top surface of the piston 2 is formed in a mountain shape substantially conforming to the pent roof shape. These inclined upper surfaces 2a and 2b are defined by ridge lines formed on the piston top surface.
[0021]
Further, a concave portion (hereinafter simply referred to as a cavity) 25 as shown in FIGS. 1 and 2A to 2C is formed on the intake valve side inclined upper surface 2a of the piston 2. The cavity 25 is formed so as to extend to the exhaust valve side inclined upper surface 2b so as to divide the ridgeline, and is formed in a spherical shape curved downward in a convex shape, and on the intake valve 4 side of the piston 2 It is formed as a part of a virtual spherical surface 25a having a center at the top.
[0022]
An intake port (see FIG. 12) 9 that opens into the combustion chamber 3 extends so as to be substantially upright above the intake valve 4, and the intake air flow is taken into the combustion chamber 3 through the intake port. Then, after the intake flow flows toward the lower piston 2, the intake flow is guided along the cavity 25 of the piston 2 and flows upward to form a tumble flow (longitudinal vortex flow).
[0023]
In particular, the inclined lower surfaces 8a and 8b of the combustion chamber 3 are formed substantially flat, that is, the lower surfaces 8a and 8b of the cylinder head 8 and the lower surfaces of the intake valve 4 and the exhaust valve 5 are continuously connected. As a result, the tumble flow becomes smooth and the tumble flow is strengthened.
In addition, the reason why the bottom surface of the cylinder head 8 has a pent roof shape as described above is mainly due to the following reasons.
[0024]
That is, in such an in-cylinder injection type engine, the fuel injection timing is largely changed depending on the engine speed and the engine load, and it is necessary to establish the fuel injection even during the compression stroke. For this purpose, it is preferable to generate a continuous strong flow without disturbing the intake flow in the combustion chamber 3.
Therefore, in the present embodiment, in order to maintain the tumble flow generated in the combustion chamber 3 particularly until the latter half of the compression stroke, the intake valve side lower surface 8a and the exhaust valve side inclined lower surface 8b of the cylinder head 8 are formed into a pent roof shape. The flow of the tumble flow from the piston 2 toward the exhaust valve side lower surface 8b and the flow from the intake valve side inclined surface 8a to the piston 2 are made smooth to maintain the tumble flow until the latter half of the compression stroke.
[0025]
Further, by forming the intake port 9 substantially upright, the resistance during intake is reduced and a strong intake flow is introduced into the combustion chamber 3 to form a strong vertical vortex flow (tumble flow) in the combustion chamber 3. I am letting. Furthermore, the intake valve side inclined lower surface 8a of the cylinder head 8 has a pent roof shape in which the intake valve 4 can be inclined, thereby increasing the degree of freedom of the layout of the intake port 9.
[0026]
By the way, the setting of the volume of the cavity 25 has a great influence on the engine performance. For example, if the volume of the cavity 25 is too large with respect to the total volume of the combustion chamber 3, as shown in the graph of FIG. Although it is advantageous for performing stratified combustion, the surface area of the combustion chamber 3 is increased and heat loss is increased. And although this improves a fuel consumption, as shown to the graph of FIG.5 (b), it is possible that a maximum output and a maximum torque will fall.
[0027]
If the volume of the cavity 25 is too small relative to the total volume of the combustion chamber 3, the maximum output and the maximum torque are improved as shown in the graph of FIG. Cannot be formed, and as shown in the graph of FIG.
Therefore, in the direct injection internal combustion engine of the present invention, the volume of the cavity 25 is set to a ratio of a predetermined ratio with respect to the entire volume of the combustion chamber 3 in order to achieve both output performance and fuel consumption performance of the engine. Has been.
[0028]
Here, the setting of the volume ratio will be described with reference to FIG. 4. The volume of the cavity 25 is Va, and the intake valve side inclined lower surface 8a and the intake valve side inclined upper surface 2a when the piston 2 is at the top dead center position. The value between (Va + Vb) / (Va + Vb + Vc) where Vb is the volume between the exhaust valve side inclined lower surface 8b and the exhaust valve side inclined upper surface 2b when the piston 2 is at the top dead center position. Is set to be between 0.4 and 0.6.
[0029]
In this embodiment, in order to form such a combustion chamber 3, the top surface of the piston 2 is formed in a mountain shape that substantially conforms to the pent roof shape of the cylinder head 8. That is, when the top surface of the piston 2 is formed in a pent roof shape in this way, the space surrounded by the piston 2 and the cylinder head 8 when the piston 2 is raised can be reduced, and the total volume of the combustion chamber 3 can be reduced. Thus, the volume ratio of the cavity 25 with respect to can be increased.
[0030]
Thereby, the compression ratio of the engine can be increased, and the output can be greatly improved.
Then, by setting the volume ratio of the cavity 25 to the predetermined value as described above, it is possible to achieve a good balance between improving fuel efficiency and increasing output.
In addition to this, the cavity surface area with respect to the cavity volume Va of the piston 2 can be minimized by forming the cavity 25 into a spherical shape as shown in FIGS. There is. And by minimizing the cavity surface area in this way, heat loss can be reduced and combustion efficiency can be improved.
[0031]
Furthermore, by forming the cavity 25 into a spherical shape, there is an advantage that a vortex flow by the intake air flow, that is, a tumble flow can be easily formed in the combustion chamber 3.
Further, as shown in FIG. 1, the above-described virtual spherical surface 25 a is configured such that the apex of the piston 2 and the lower end of the intake valve side inclined upper surface 2 a of the piston 2 are included in the cavity 25 in the cross section of the central axis of the piston 2. Is set to
[0032]
Further, when the piston 2 reaches the top dead center position, the injector 1, the intake valve 4, and the virtual spherical surface 25 a are arranged such that the injection port of the injector 1 and the valve body of the intake valve 4 are respectively positioned within the virtual spherical surface 25 a. The positional relationship is set.
By arranging the injector 1 and the intake valve 4 in this way, the fuel concentration in the cavity 25 is surely high when ignited.
[0033]
In such an in-cylinder injection type internal combustion engine, the fuel injection timing and the fuel injection amount of the injector 1 are controlled by a controller (not shown) according to the operating state of the engine, and depending on the operating state of the engine. The fuel is injected in the compression stroke.
In this case, the air-fuel mixture is formed in a layer of air and fuel in the combustion chamber 3, and a relatively large amount of fuel (shaded portion in FIG. 1) exists in the cavity 25. Therefore, unlike a normal internal combustion engine in which a substantially uniform air-fuel mixture exists in the combustion chamber, a spark plug for a normal internal combustion engine does not reach the position where a sufficiently high concentration of combustible air-fuel mixture exists, and combustion It is conceivable that the efficiency is lowered.
[0034]
Therefore, in the direct injection internal combustion engine of the present invention, the position where the spark plug 6 is disposed and the length of the electrode 6a are set to be optimal for the combustion of the fuel in order to burn the fuel reliably.
That is, when the piston 2 rises to the top dead center position, the center of the spark plug 6 is arranged so that the electrode 6a of the spark plug 6 is surely positioned on the cavity 25 side while avoiding interference between the piston 2 and the spark plug 6. The spark plug 6 is disposed such that the shaft is inclined by a predetermined angle θ toward the exhaust valve 5 with respect to the cylinder center axis CL.
[0035]
The cylinder head 8 is formed with a spark plug mounting portion 28 for mounting the spark plug 6, and the spark plug mounting portion 28 is formed with a spark plug mounting surface 27 for regulating the mounting position of the spark plug 6. However, this mounting surface 27 is also provided closer to the combustion chamber 3 side by a predetermined amount D1 (for example, D1 = 2 mm) than the conventional internal combustion engine.
[0036]
Thus, the spark plug 6 is attached to the cylinder head 8 so as to be close to the cavity 25 side.
In this case, the lower thread portion of the spark plug 6 is exposed to the combustion chamber 3 by a predetermined amount D1, and when the engine is operated in such a state, carbon or the like adheres to the lower portion of the spark plug 6. Resulting in. If carbon or the like adheres to the lower thread portion of the spark plug 6, it is difficult to remove the spark plug 6 from the cylinder head 8, and workability may be reduced.
[0037]
Therefore, in this cylinder injection type internal combustion engine, as shown in FIG. 1, a built-up portion 29 is formed around the lower portion of the spark plug mounting portion 28 in order to protect the lower portion of the spark plug 6.
This prevents carbon or the like from adhering to the lower part of the spark plug 6 and improves workability when replacing the spark plug 6 and durability of the spark plug 6. Further, by providing such a build-up portion 29, heat applied to the spark plug 6 can be released to the cylinder head 8 through the build-up portion 29, so that the durability of the spark plug 6 against heat is improved. It has become.
[0038]
Further, the length of the electrode 6a of the spark plug 6 is also made longer than a normal spark plug by a predetermined amount, so that the electrode 6a is located in a portion where the fuel concentration is high when the fuel is ignited. .
Note that the mounting surface 27 of the spark plug 6 is formed at the same position as that of the conventional internal combustion engine, and only the electrode 6a of the spark plug 6 is formed longer by a predetermined amount D1, and the electrode 6a is formed in the fuel in the cavity 25. A configuration is also possible in which it is arranged in a portion having a high concentration. That is, the fuel is reliably ignited only by the configuration in which only the electrode 6a is extremely long. In this case, the above-described built-up portion 29 is not necessary, but it is conceivable that if only the length of the electrode 6a is formed extremely long as described above, the durability of the electrode 6a is reduced.
[0039]
On the other hand, in the present invention, the ignition portion is brought close to the cavity 25 by a two-stage configuration in which the attachment surface 27 of the spark plug 6 is brought closer to the combustion chamber 3 side and the length of the electrode 6a is made longer. Therefore, there is an advantage that the durability of the spark plug 6 is not impaired while the electrode 6a is surely positioned in the portion of the cavity 25 where the fuel concentration is high. As a result, the fuel can be reliably ignited and the combustion efficiency can be improved.
[0040]
Further, since the value of the gap (indicated by D2 in FIG. 1) between the discharge electrode 6a of the spark plug 6 and the surface of the cavity 25 also affects the engine output and fuel consumption, it is necessary to set this gap D2 to an optimum value. There is. That is, if the gap D2 is too large, the electrode 6a of the spark plug 6 does not sufficiently reach the fuel riding on the intake tumble flow formed in the combustion chamber 3, and the combustion efficiency deteriorates. Further, if the discharge electrode 6a and the surface of the cavity 25 are too close, it is conceivable that the electrode 6a and the piston 2 interfere with each other.
[0041]
For this reason, in this in-cylinder injection internal combustion engine, the distance D2 between the discharge electrode 6a and the surface of the cavity 25 at the top dead center position of the piston 2 is set to an optimum value (for example, D2 = 1 to 2 mm). High combustion efficiency can be obtained while sufficiently avoiding the interference.
Further, in such a cylinder injection type internal combustion engine, the distance between adjacent portions of the piston 2 and the exhaust valve 4 (this is referred to as an exhaust side clearance, indicated by D3 in FIG. 1) greatly affects the performance of the engine. For example, as shown by points C and D in the graph of FIG. 8, if the exhaust-side gap D3 is too large, the fuel sprayed from the injector 1 during the compression stroke diffuses to the outside of the cavity 25, resulting in poor fuel consumption. Resulting in.
[0042]
On the other hand, as shown at points A and B, if the exhaust side gap D3 is too small, the flame is not sufficiently propagated to the space on the exhaust valve 5 side during the fully open operation (that is, during fuel injection in the intake stroke). The output will drop.
Therefore, in the in-cylinder injection internal combustion engine of the present invention, the exhaust side gap D3 is optimally set to balance the fuel consumption and the output so as to realize efficient combustion (in the vicinity of the asterisk D3 shown in FIG. 8, D3). = 5 to 8 mm).
[0043]
In this way, the cavity 25 is formed in a spherical shape and disposed so that the positional relationship between the cavity 25 and the spark plug 6 is optimal, so that the fuel injected toward the cavity 25 is injected into the cavity 25 at the time of ignition. This makes it possible to promote the stratification of the intake air and the fuel, and to ensure ignition and combustion.
[0044]
1 and 3, the ignited flame spreads uniformly in the combustion chamber 3 between the exhaust valve side inclined upper surface 2 b of the piston 2 and the exhaust valve side lower surface 8 b of the cylinder head 8. Thus, a flame intrusion space 26 is formed.
Here, the exhaust valve side inclined upper surface 2b is set to have a smaller inclination angle than the exhaust valve side lower surface 8b, so that the above-mentioned flame intrusion space 26 is located at the center of the combustion chamber 3 as shown in FIG. A shape in which the distance between the surfaces 2b and 8b increases toward the side, that is, a cross section is formed in a substantially wedge-shaped space.
[0045]
Thus, the reason why the substantially wedge-shaped flame intrusion space 26 is formed on the exhaust valve 4 side of the combustion chamber 3 is as follows. That is, in the combustion chamber 3 of the direct injection internal combustion engine in which the cavity 25 as described above is formed, the exhaust valve side inclined upper surface 2b and the exhaust valve side lower surface 8b are usually formed so as to be substantially parallel. Since the space formed by these surfaces 2b and 8b is narrow, the propagation of flame to this space after fuel ignition tends to be delayed. Therefore, in order to make the flame propagation in the combustion chamber 3 uniform, it is conceivable to simply widen the space between the exhaust valve side inclined upper surface 2b and the exhaust valve side lower surface 8b, but as described above, the combustion chamber 3 There is an optimum volume ratio between the total volume (Va + Vb + Vc portion in FIG. 4) and the volume of the cavity 25 and its upper space (Va + Vb).
[0046]
Therefore, if the space on the exhaust valve 5 side of the combustion chamber 3 is simply widened, it will be difficult to make the volume ratio of the cavity 25 an optimum value this time, and instead the engine performance may be reduced. It is done.
Therefore, as described above, a substantially wedge-shaped flame intrusion space 26 is formed in the space on the exhaust valve 5 side of the combustion chamber 3 with a larger gap on the center side and a correspondingly smaller gap on the end portion on the exhaust valve 5 side. -ing
[0047]
According to such a flame intrusion space 26, the combustion chamber 3 having a relatively wide gap in the space on the exhaust valve 5 side of the combustion chamber 3 is first caused by the combustion that starts around the electrode 6 a of the spark plug 6. The flame spreads reliably to the center side of the combustion chamber, and the flame propagates to the end portion of the combustion chamber 3 having a relatively narrow gap without delay with respect to the other portions of the combustion chamber 3, thereby realizing uniform combustion without unevenness. It can be done.
[0048]
In addition, by forming the space section on the exhaust valve 5 side of the combustion chamber 3 in a substantially wedge shape in this way, the volume of the space on the exhaust valve 5 side of the combustion chamber 3 is not changed, and the cavity ratio is set at all. It also has the advantage of not affecting it.
Since the direct injection internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
[0049]
First, on the intake valve side inclined upper surface 2a of the piston 2, a spherical cavity 25 bent convexly as shown in FIGS. 2 (a) to (c) is formed, so that output and fuel consumption can be reduced. There is an advantage that it can be improved.
That is, the cavity surface area with respect to the cavity volume Va of the piston 2 can be minimized by forming the cavity 25 into a spherical shape. Thereby, heat loss can be reduced and combustion efficiency can be improved.
[0050]
Further, by forming the cavity 25 in a spherical shape, there is an advantage that the formation of a vortex flow by the intake air flow, that is, the tumble flow, is promoted in the combustion chamber 3 and the stratified combustion is easily performed. Furthermore, the formation of the tumble flow is strengthened by forming the inclined lower surfaces 8a and 8b of the combustion chamber 3 substantially flat.
FIG. 9 is a graph showing a comparison between a piston 2 having such a spherical cavity 25 and a piston 2 having a cavity of another shape. In contrast, the piston 2 having the spherical cavity 25 can improve both the fuel consumption and the maximum torque, as shown by the point C.
[0051]
Further, in addition to the pair of pistons 2 having such a spherical cavity 25, a flame intrusion space 26 in which the cross-sectional shape of the combustion chamber 3 on the exhaust valve 5 side is formed in a substantially wedge shape is provided at point D. As shown, there is an advantage that the maximum torque is further improved.
Furthermore, as shown in FIG. 10, by providing such a substantially wedge-shaped flame intrusion space 26, it is possible to reduce the fuel consumption rate in almost the entire region and to discharge THC (total hydrocarbon amount). There is also an advantage that can be reduced.
[0052]
In the cylinder injection internal combustion engine, the mounting surface 27 of the spark plug 6 is brought closer to the combustion chamber 3 side by a predetermined amount D1 (for example, D1 = 2 mm), and the discharge electrode 6a of the spark plug 6 is made more than the conventional one. Since the ignition portion of the electrode 6a is positioned at a portion where the fuel concentration is high in the cavity 25 in a two-stage configuration of forming a predetermined amount longer, while ensuring that the fuel can be ignited reliably, There is an advantage that the durability of the electrode 6a of the spark plug 6 is not impaired.
[0053]
Further, such a spark plug 6 has an advantage that it can be realized at a low cost because it is only necessary to form the electrode 6a part longer than the conventional spark plug by a predetermined amount.
Further, since a build-up portion 29 is provided around the mounting portion 28 of the spark plug 6 on the surface of the cylinder head 8 where the combustion chamber 3 is formed, the lower end of the spark plug 6 is moved to the combustion chamber 3 side by a predetermined amount D1. Even if it moves, the lower end portion of the spark plug 6 is not directly exposed to the combustion chamber 3.
[0054]
Therefore, carbon or the like is prevented from adhering to the lower threaded portion of the spark plug 6, and workability such as replacement of the spark plug 6 is improved. Further, since the lower portion of the spark plug 6 is protected by the built-up portion 29, there is an advantage that the durability of the spark plug 6 itself is improved. Furthermore, since heat applied to the spark plug 6 can be released to the cylinder head 8 through the built-up portion 29, there is an advantage that durability against heat is improved.
[0055]
On the other hand, the spark plug 6 is disposed in the cavity 25 by forming the cavity 25 of the piston 2 so that the top of the piston 2 and the lower end of the intake valve side inclined upper surface 2a of the piston 2 are included in the virtual spherical surface 25a. It becomes easy to do. There is also an advantage that generation of a tumble flow can be promoted.
Further, when the piston 2 reaches the top dead center position, the positions of the injector 1, the intake valve 4 and the virtual spherical surface 25a so that the injection port of the injector 1 and the valve body of the intake valve 4 are respectively positioned in the virtual spherical surface 25a. Since the relationship is set, an air-fuel mixture having a high fuel concentration can be generated in the cavity 25.
[0056]
Further, the volume Va of the cavity 25, the volume Vb between the intake valve side inclined lower surface 8a and the intake valve side inclined upper surface 2a when the piston 2 is at the top dead center position, and the volume Va + Vb + Vc of the entire combustion chamber 3 are shown. The ratio is set to an optimum value, for example, (Va + Vb) / (Va + Vb + Vc) = 0.4 to 0.6, so that improvement in fuel efficiency and improvement in output are achieved in a balanced manner. There is an advantage that you can.
[0057]
That is, as shown in FIGS. 5A and 5B, when the cavity volume ratio is too large, the maximum torque and the maximum output are reduced, and when the cavity volume ratio is too small, the fuel consumption is reduced. However, as described above, by setting the cavity volume ratio to an optimal value, it is possible to achieve both improved fuel efficiency and improved output.
[0058]
Furthermore, as indicated by the asterisk in the graph of FIG. 8, by setting the exhaust side clearance D3 to an optimum value (D3 = 5 to 8 mm), it is possible to realize a combustion state with high thermal efficiency, There is an advantage that the output can be improved.
Further, by setting the gap D2 between the discharge electrode 6a of the spark plug 6 and the surface of the cavity 25 to an optimum value (for example, D2 = 1 to about 2 mm), the interference with the piston 2 of the spark plug 6 is sufficiently avoided. It has the advantage that high combustion efficiency can be obtained.
[0059]
Further, by forming the bottom surface of the cylinder head 8 in a pent roof shape, there is an advantage that a strong longitudinal vortex can be maintained even during the compression stroke, and fuel injection during the compression stroke can be performed stably.
Further, since the intake valve side inclined upper surface 2a and the exhaust valve side inclined upper surface 2b are formed by being partitioned by the ridge line of the piston top surface, the shapes of the combustion chambers 3 are the intake valve side inclined lower surface 8a and the exhaust valve side inclined lower surface. The shape of the combustion chamber 3 can be made different between the intake valve 4 side and the exhaust valve 5 side.
[0060]
Next, first to third modifications of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment will be described. FIGS. 6, 7, and 23 to 30 show the first modification. It is a figure shown and only the shape of the recessed part 25 differs with respect to the above-mentioned 1st Embodiment. That is, in this first modification, the shape of the recess 25 is such that the cavities 25A and 25B have substantially rectangular cross sections as shown in FIGS. 6 (a) to 6 (c) and FIGS. 7 (a) to (c). Is formed.
[0061]
Briefly describing the piston 2 having these cavities 25A and 25B, a flat portion 41 perpendicular to the direction of movement of the piston 2 is formed at the outer peripheral end 40 on the intake valve 4 side of the piston top surface. . The cavities 25A and 25B include an inflow portion 42 that guides the intake air flow into the cavities 25A and 25B, and a raised portion 43 that guides the intake air flow that flows into the cavities 25A and 25B toward the vicinity of the spark plug 6. The inflow portion 42 and the raised portion 43 are connected to each other, and the connecting portion 44 is formed on a substantially flat surface.
[0062]
As a result, the intake air flows through the inflow portion 42 that is gently formed between the flat portion 41 and the bottom surfaces (connection portions) 44 of the cavities 25A and 25B, and then the upward direction is raised at the ridge 43. Instead, it goes toward the vicinity of the spark plug 6, thereby forming a tumble flow.
Therefore, even a cylinder injection type internal combustion engine having such cavities 25A and 25B has an advantage that it is superior in terms of fuel consumption and output over the conventional cylinder injection type internal combustion engine. .
[0063]
FIGS. 31 to 38 are views showing a second modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment, and in the vicinity of the spark plug, compared to the configuration of the first embodiment. The only difference is that the recess for securing the space is formed adjacent to the cavity 25 of the piston.
FIGS. 39 to 46 are views showing a third modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment. On the exhaust valve side inclined upper surface 2b of the piston 2, a piston, an exhaust valve, and A recess for ensuring the clearance is formed separately from the cavity 25.
[0064]
Even in the in-cylinder injection type internal combustion engine having the piston configured as in the second and third modifications, the conventional in-cylinder injection type internal combustion engine is the same as the first modification described above. It has the advantage of being superior in terms of fuel consumption and output over the engine.
Next, a cylinder injection type internal combustion engine as a second embodiment of the present invention will be described. FIGS. 11 and 47 to 54 are schematic views showing a piston as a main part thereof. In the second embodiment, only the shape of the concave portion of the piston 2 is different from that of the first embodiment, and other configurations are the same as those in the first embodiment.
[0065]
As shown in FIGS. 11A to 11C, a cavity 25 </ b> C that is bent downward in a convex shape is formed on the top surface of the piston 2 on the intake valve 4 side.
As shown in FIG. 11C, the cavity 25C smoothly connects the two virtual spherical surfaces 25b and 25c whose centers are adjacent to each other at the upper part on the intake valve 4 side, and the two spherical surfaces 25b and 25c. The connection surface 25d is formed.
[0066]
The centers of these phantom spherical surfaces 25b and 25c are set at positions offset in opposite directions by the same distance from the axis perpendicular to the direction in which the piston pin 30 is disposed, as shown in FIG. 11 (a). Has been.
The connection surface 25d is formed as a cylindrical surface that connects the lower portions of the two spherical surfaces 25b and 25c. Therefore, the cross-sectional shape of the combustion chamber 3 is substantially the same as that in the first embodiment.
[0067]
According to such a cavity 25C, the cavity volume of the piston 2 can be increased, and the cavity surface area relative to the cavity volume can be formed relatively small.
Therefore, the fuel consumption can be improved with almost no decrease in fuel loss, that is, almost no decrease in output characteristics.
[0068]
Further, since the shape of the cavity 25C is formed in a substantially spherical shape, there is an advantage that the formation of a vortex flow by the intake air flow in the combustion chamber 3, that is, the formation of a tumble flow is promoted.
Since the direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention is configured as described above, the intake flow flowing into the combustion chamber 3 via the intake valve 4 is formed in the piston 2. While being guided by the cavity 25C to form a tumble flow, fuel is injected into this tumble flow to form a layered mixture.
[0069]
Here, since the two phantom spherical surfaces 25b and 25c forming the cavity 25C are adjacent to each other along the arrangement direction of the piston pin 30, the intake flow direction, that is, the tumble flow direction is formed. Is formed as a spherical cavity [see FIG. 11 (b)]. Therefore, the stratified combustion can be performed as in the first embodiment.
[0070]
Further, in the cavity 25C described above, the cavity surface area can be made relatively small while increasing the cavity volume of the piston 2, so that there is an advantage that fuel efficiency can be improved without substantially reducing output characteristics. is there.
The connecting surface 25d is not limited to a cylindrical surface, and may be a surface having another shape as long as the two spherical surfaces 25b and 25c can be smoothly connected.
[0071]
Next, a cylinder injection type internal combustion engine as a third embodiment of the present invention will be described. FIG. 12 is a schematic sectional view showing the structure of the combustion chamber.
In the present embodiment, as shown in FIG. 12, the configuration is basically the same as in the first embodiment. That is, the upper surface of the combustion chamber 3 is formed in a pent roof shape by the lower surface of the cylinder head 8, and the top surface of the piston 2 is also formed in a mountain shape corresponding to the pent roof shape of the cylinder head 8. The piston 2 is provided with a cavity 25 formed in a spherical shape.
[0072]
The injection hole of the injector 1 is directly provided in the combustion chamber 3 so that the fuel is directly injected into the combustion chamber 3. The injector 1 is controlled by a controller (not shown), for example, so that an appropriate amount of fuel is injected from the injector 1 at an appropriate timing.
This fuel is injected toward the cavity 25 of the piston 2, and the air sucked from the intake port 9 provided substantially upright above the intake valve 4 and the fuel are mixed in the combustion chamber 3. As a result, an air-fuel mixture is generated. Thereafter, the air-fuel mixture is ignited by the spark plug 6 in the combustion chamber 3, expands (explodes), and is then discharged from the exhaust port 10. In the figure, 7 is a cylinder block and 8 is a cylinder head.
[0073]
On the other hand, in the third embodiment, numerical values such as the setting position of the spark plug 6, the setting of the protrusion amount, and the setting of the cavity volume ratio are not strictly defined, and this point is different from the first embodiment. .
Therefore, there is an advantage that dimensional management at the time of assembling the engine or manufacturing the parts can be made easier with respect to the first embodiment and the second embodiment. That is, since the shape of the combustion chamber 3 is not strictly defined, it is easy to manage the dimensions of the components that constitute the engine, particularly the components related to the shape of the combustion chamber, and also to manage the assembly accuracy during engine assembly. .
[0074]
By the way, even when the shape of the combustion chamber 3 is not strictly defined as described above, the following operation is achieved by making the concave portion 25 of the piston 2 spherical and the top surface of the piston 2 being a pent roof type. ,effective.
That is, when an intake air flow is introduced into the combustion chamber 3 via an intake port 9 extending substantially upright above the intake valve 4, the intake air flows toward the lower piston 2 and then has a spherical shape. A tumble flow (longitudinal vortex flow) is formed by being guided upward along the cavity 25. A layered air-fuel mixture is formed by injecting fuel into the tumble flow.
[0075]
Further, by forming the top surface of the piston 2 in a mountain shape that substantially conforms to the pent roof shape of the cylinder head 8, the space surrounded by the piston 2 and the cylinder head 8 when the piston 2 is raised is reduced. be able to. As a result, the compression ratio of the engine can be increased, and the engine output can be greatly improved.
[0076]
Therefore, it is possible to reduce the manufacturing cost while satisfying the contradictory elements of low fuel consumption and high output at a high level.
Next, a cylinder injection type internal combustion engine as a fourth embodiment of the present invention will be described. FIG. 13 is a schematic sectional view showing the shape of a combustion chamber as its main part, and FIG. 14 is a piston as its main part. It is a typical top view which shows.
[0077]
In this 4th Embodiment, the combustion chamber 3 is comprised substantially like the 1st Embodiment mentioned above, and only the following structures differ. That is, in the fourth embodiment, as shown in FIG. 13, the gap between the top surface of the piston 2 and the bottom surface of the cylinder head 8 is different between the intake valve 4 side and the exhaust valve 5 side. The clearance a on the valve 4 side is set to be larger than the clearance b on the exhaust valve 5 side.
[0078]
The difference between the gap a and the gap b is not so large, and does not significantly affect the volume ratio described in the first embodiment. That is, the volume of the cavity 25 is Va, the volume between the intake valve side inclined lower surface 8a and the intake valve side inclined upper surface 2a when the piston 2 is at the top dead center position, and the piston 2 is at the top dead center position. Assuming that the volume between the exhaust valve side inclined lower surface 2b and the exhaust valve side inclined upper surface 2b is Vc, the value of (Va + Vb) / (Va + Vb + Vc) is 0.4-0, as in the first embodiment. .6.
[0079]
The cavity 25 is also formed in a spherical shape. This is because the cavity surface area with respect to the cavity volume Va of the piston 2 can be minimized by forming the cavity 25 in a spherical shape as described in the first embodiment. And by minimizing the cavity surface area, heat loss can be reduced and combustion efficiency can be improved.
[0080]
Now, the reason why the clearance a on the intake valve 4 side is set larger than the clearance b on the exhaust valve 5 side will be described.
That is, as described in detail in the first embodiment, as the surface area of the combustion chamber 3 decreases, the heat loss decreases and the combustion efficiency can be improved. Therefore, the volume and compression ratio of the combustion chamber 3 are changed. Without wanting to reduce the surface area of the combustion chamber 3.
[0081]
However, as already described, in the cylinder injection internal combustion engine, the output characteristics and fuel consumption performance of the engine vary greatly depending on the shape and volume of the piston 2 and the combustion chamber 3 and the location of the ignition plug 6. Therefore, if the shape of the combustion chamber of the first embodiment is greatly changed, the balance between the output characteristics and the fuel efficiency may be lost.
Therefore, in order to reduce the surface area without substantially changing the shape of the combustion chamber 3 as described in the first embodiment, the intake valve side upper surface 2a of the piston 2 is compared with that described in the first embodiment. Therefore, the exhaust valve side inclined upper surface 2b is slightly closer to the exhaust valve 5 than that described in the first embodiment. That is, in the combustion chamber 3, the relationship of a> b is established between the intake valve clearance a and the exhaust valve side clearance b.
[0082]
According to such a configuration, the surface area of the exhaust valve side upper surface 2b in the piston 2 hardly changes, but the surface area of the intake valve side upper surface 2a decreases at a larger rate than the change of the surface area of the exhaust valve side upper surface 2b. become.
This is because most of the cavity 25 is provided on the intake valve side of the piston 2 as shown in FIG. 14. Therefore, when the intake valve side upper surface 2a of the piston 2 is moved downward, this amount is reduced. This is because the surface area of the cavity 25 (particularly, the surface area in the vertical direction with respect to the intake valve side upper surface 2a) is also reduced. That is, the intake valve side upper surface 2a has more surface area that changes when the surface is moved in the vertical direction between the intake valve side upper surface 2a and the exhaust valve side upper surface 2b.
[0083]
Of the surface area of the intake valve side upper surface 2a of the piston 2, the area facing the lower surface of the cylinder head (area S in FIG. 14).1 Of the surface area of the upper surface 2b of the exhaust valve (see FIG. 14).2 In the reference), since the intake valve side upper surface 2a is smaller by the amount of the cavity 25, the intake valve clearance a and the exhaust valve side clearance b are secured while ensuring a compression ratio equivalent to that of the first embodiment. In order to change the above, it is necessary to make the amount of the intake valve side upper surface 2 a away from the intake valve 4 larger than the amount of the exhaust valve side inclined upper surface 2 b closer to the exhaust valve 5. Therefore, also from such a configuration, the amount of decrease in the entire surface area of the intake valve side upper surface 2a is further larger than the amount of increase in the surface area of the exhaust valve side upper surface 2b. If an attempt is made to secure a compression ratio equivalent to that of the first embodiment with such a configuration, the amount that the intake valve side upper surface 2 a is moved away from the intake valve 4 is the amount that the exhaust valve side upper surface 2 b is moved closer to the exhaust valve 5. About twice as much.
[0084]
In this way, by setting the intake valve gap a to be larger than the exhaust valve side gap b, the surface area of the combustion chamber 3 can be further reduced, heat loss can be reduced, and combustion efficiency can be reduced. Can be improved.
In addition, the dashed-two dotted line in FIG.13 and FIG.14 is the top surface shape of the piston 2 corresponded to 1st Embodiment.
[0085]
Since the direct injection internal combustion engine as the fourth embodiment of the present invention is configured as described above, it has the same operations and effects as the first embodiment, and also has the following operations and effects. Have.
That is, by setting the intake valve gap a to be larger than the exhaust valve side gap b, the surface area of the combustion chamber 3 can be further reduced, heat loss can be reduced, and combustion efficiency can be improved. It can be done. Note that, with such a configuration, the fuel efficiency of the first embodiment is increased by, for example, about 2% in the fourth embodiment.
[0086]
Further, such a shape of the piston 2, that is, a shape of the combustion chamber 3 such that a> b between the intake valve gap a and the exhaust valve side gap b may be applied to the second embodiment. . And also when 2nd Embodiment is comprised in this way, the surface area of the combustion chamber 3 can also be reduced as mentioned above, and a heat loss can be made small. And there exists an advantage that combustion efficiency can be improved by this.
[0087]
In this case, since the area of the intake valve side upper surface 2a facing the lower surface of the cylinder head is smaller than that of the first embodiment, the amount by which the intake valve side upper surface 2a is moved away from the intake valve 4 is set to the first value. It can be made larger than the piston 2 of the embodiment, and the effect of reducing heat loss becomes even more remarkable.
[0088]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the in-cylinder injection internal combustion engine of the first aspect of the present invention, the combustion chamber that is vertically divided by the lower surface of the cylinder head and the top surface of the piston, and the upper surface of the combustion chamber An intake valve disposed on one side of the combustion chamber, an exhaust valve disposed on the other side of the upper surface of the combustion chamber, and a fuel injection valve disposed to inject fuel directly into the combustion chamber. In the cylinder injection internal combustion engine, the lower surface of the cylinder head forming the upper surface of the combustion chamber includes an inclined lower surface on the intake valve side formed on the one side and an inclined lower surface on the exhaust valve side formed on the other side. And a spark plug is disposed in the vicinity of the top of the upper surface of the combustion chamber of the pent roof shape, and the top surface of the piston forming the lower surface of the combustion chamber is formed on the inclined lower surface of the intake valve side and Formed to correspond to the exhaust valve side inclined lower surface respectively It is formed in a mountain shape substantially conforming to the pent roof shape having an air valve side inclined upper surface and an exhaust valve side inclined upper surface, and a recess is provided at least on the intake valve side inclined upper surface of the piston, and the piston Of the combustion chamber volume when in position, the volume in the recess, the volume between the upper surface of the piston above the recess and the lower surface of the cylinder head, and the combustion when the piston is at the top dead center position With the configuration in which the ratio with respect to the total volume of the chamber is set between 0.4 and 0.6, the concave volume relative to the total volume can be set to be suitable for performing stratified combustion, and the combustion chamber Increase in surface area can be avoided as much as possible. As a result, the fuel efficiency is improved and the maximum output and the maximum torque are improved by avoiding an increase in heat loss, so that both the engine output performance and the fuel efficiency performance in the direct injection internal combustion engine can be achieved. is there.
[0093]
  AlsoTheWith the configuration in which the concave portion is formed of a spherical surface, the surface area of the concave portion with respect to the volume of the concave portion of the piston can be minimized. This also has the advantage that heat loss can be reduced and combustion efficiency can be improved. Furthermore, by forming the concave portion in a spherical shape, there is an advantage that the formation of a vortex flow by the intake air flow, that is, the tumble flow in the combustion chamber is promoted, and the stratified combustion is facilitated.
[0094]
  AlsoTheA recess is formed as part of a virtual spherical surface centered on the intake valve side upper part of the piston.BeThis configuration has the advantage that the spark plug can be easily disposed in the recess. There is also an advantage that generation of a tumble flow can be promoted.
[0095]
  AlsoTheWhen the piston is at the top dead center position, the injection port of the fuel injection valve and the valve body of the intake valve are respectively included in the virtual spherical surface, and the ignition point of the discharge electrode of the spark plug is included in the recess. Therefore, there is an advantage that an air-fuel mixture having a high fuel concentration can be generated in the recess. And there exists an advantage that combustion efficiency can be raised by this.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic cross-sectional view showing a configuration of a combustion chamber in a direct injection internal combustion engine as a first embodiment of the present invention.
FIGS. 2A and 2B are schematic views showing the shape of a piston as a main part of a direct injection internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention, wherein FIG. 2A is a top view thereof, and FIG. 2B is a front view thereof. (C) is A1-A1 sectional drawing in (b).
FIG. 3 is a view showing a relative positional relationship between a top surface of a piston and a lower surface of a cylinder head in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a schematic diagram for explaining the ratio between the total volume of the combustion chamber and the volume of the recess of the piston in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a graph for explaining a change in engine characteristics accompanying a change in the volume ratio of the concave shape of the piston in the direct injection internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic view of a piston for showing another example of the concave shape of the piston in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, wherein (a) is a top view thereof, (b) ) Is a front view thereof, and (c) is a sectional view taken along line A3-A3 in (b).
FIG. 7 is a schematic view of a piston for showing another example of the concave shape of the piston in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, in which (a) is a top view thereof, (b) ) Is a front view thereof, and (c) is a sectional view taken along line A4-A4 in (b).
FIG. 8 is a graph for explaining the operation of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a graph for explaining the operation of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a graph showing changes in fuel consumption and HC emissions due to differences in the shape of the combustion chamber in the direct injection internal combustion engine according to the first embodiment of the present invention.
FIGS. 11A and 11B are schematic views showing the shape of a piston as a main part of a direct injection internal combustion engine according to a second embodiment of the present invention, wherein FIG. 11A is a top view and FIG. 11B is a front view thereof. (C) is A2-A2 sectional drawing in (b).
FIG. 12 is a schematic cross-sectional view showing the configuration of a combustion chamber in a direct injection internal combustion engine as a third embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a schematic cross-sectional view showing the configuration of a combustion chamber in a direct injection internal combustion engine as a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a schematic plan view showing the shape of a piston in a direct injection internal combustion engine as a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a plan view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a front view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a bottom view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a left side view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a right side view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
20 is a rear view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a view appearing symmetrically with the front view shown in FIG.
21 is a cross-sectional view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line AA in the right side view shown in FIG.
22 is a cross-sectional view showing a piston shape in the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a BB cross-sectional view in the front view shown in FIG.
FIG. 23 is a plan view showing a piston shape of a first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 24 is a front view showing a piston shape of a first modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a bottom view showing a piston shape of a first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 26 is a left side view showing a piston shape of a first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 27 is a right side view showing a piston shape of a first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 28 is a rear view showing the piston shape of the first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and this rear view appears symmetrically with the front view shown in FIG. FIG.
29 is a cross-sectional view showing a piston shape of a first modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line AA in the right side view shown in FIG. 27. is there.
30 is a sectional view showing a piston shape of a second modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a sectional view taken along the line BB in the front view shown in FIG. 24. .
FIG. 31 is a plan view showing a piston shape of a second modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 32 is a front view showing a piston shape of a second modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 33 is a bottom view showing a piston shape of a second modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
34 is a left side view showing a piston shape of a second modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention. FIG.
FIG. 35 is a right side view showing a piston shape of a second modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
36 is a rear view showing a piston shape of a second modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and this rear view appears symmetrically with the front view shown in FIG. 32. FIG.
37 is a sectional view showing a piston shape of a second modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a sectional view taken along line AA in the right side view shown in FIG. 35. is there.
38 is a cross-sectional view showing a piston shape of a second modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along line BB in the front view shown in FIG. 32. .
FIG. 39 is a plan view showing a piston shape of a third modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 40 is a front view showing a piston shape of a third modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 41 is a bottom view showing a piston shape of a third modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 42 is a left side view showing a piston shape of a third modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
FIG. 43 is a right side view showing a piston shape of a third modified example of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention.
44 is a rear view showing a piston shape of a third modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and this rear view appears symmetrically with the front view shown in FIG. 40. FIG.
45 is a sectional view showing a piston shape of a third modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a sectional view taken along line AA in the right side view shown in FIG. 43. FIG. is there.
46 is a sectional view showing a piston shape of a third modification of the direct injection internal combustion engine as the first embodiment of the present invention, and is a sectional view taken along line BB in the front view shown in FIG. 40. .
FIG. 47 is a plan view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention.
FIG. 48 is a front view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention.
FIG. 49 is a bottom view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention.
FIG. 50 is a left side view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention.
51 is a right side view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention. FIG.
52 is a rear view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention, and is a view appearing symmetrically with the front view shown in FIG. 48. FIG.
53 is a sectional view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention, and is an AA sectional view in the right side view shown in FIG. 51. FIG.
54 is a sectional view showing a piston shape in a direct injection internal combustion engine as the second embodiment of the present invention, and is a sectional view taken along line BB in the front view shown in FIG.
[Explanation of symbols]
1 Fuel injection valve or injector
2 piston
2a Inlet valve side inclined top surface
2b Exhaust valve side inclined top surface
3 Combustion chamber
4 Intake valve
5 Exhaust valve
6 Spark plug
6a Discharge electrode
7 Cylinder block
8 Cylinder head
8a Inlet valve side inclined lower surface
8b Exhaust valve side inclined bottom surface
9 Intake port
10 Exhaust port
25, 25A-25C Recess or cavity
25a to 25c Virtual spherical surface
25d Connection surface
26 Flame entry space
27 Spark plug mounting surface
28 Spark plug mounting part
29 meat filling
30 piston pin
40 Outer edge
41 Flat part
42 Inflow section
43 Uplift
44 Connection (bottom)
CL Cylinder center axis

Claims (1)

シリンダヘッドの下面とピストンの頂面とで上下を区画される燃焼室と、該燃焼室の上面の一側に配設された吸気弁と、該燃焼室の上面の他側に配設された排気弁と、該燃焼室内に直接燃料を噴射するように配設された燃料噴射弁とをそなえた、筒内噴射型内燃機関において、
該燃焼室の上面を形成する該シリンダヘッド下面が、該一側に形成された吸気弁側傾斜下面と該他側に形成された排気弁側傾斜下面とからなるペントルーフ形状に形成され、
点火プラグが該ペントルーフ形状の該燃焼室上面の頂部近傍に配設されるとともに、
該燃焼室の下面を形成する該ピストン頂面が、該吸気弁側傾斜下面及び該排気弁側傾斜下面にそれぞれ対応するように形成された吸気弁側傾斜上面及び排気弁側傾斜上面を有する該ペントルーフ形状にほぼ沿うような山型に形成され、少なくとも該ピストン頂面の吸気弁側傾斜上面に球面により形成された凹部が設けられ、
該凹部が、該ピストンの吸気弁側上部に中心を有する仮想球面の一部として形成され、
該ピストンが上死点位置にあるときに該燃料噴射弁の噴射口と該吸気弁の弁体とがそれぞれ該仮想球面内に包含され、且つ点火プラグの放電電極の発火点が該凹部内に包含されるとともに、
該ピストンが上死点位置にあるときの燃焼室容積のうち、
該凹部内の容積及び該凹部の上方の該ピストン上面と該シリンダヘッド下面との間の容積と、
該ピストンが上死点位置にあるときの該燃焼室の全容積との比が０．４〜０．６の間に設定されていることを特徴とする、筒内噴射型内燃機関。A combustion chamber that is vertically divided by the lower surface of the cylinder head and the top surface of the piston, an intake valve disposed on one side of the upper surface of the combustion chamber, and disposed on the other side of the upper surface of the combustion chamber In a cylinder injection internal combustion engine having an exhaust valve and a fuel injection valve arranged to inject fuel directly into the combustion chamber,
The cylinder head lower surface forming the upper surface of the combustion chamber is formed in a pent roof shape composed of an intake valve side inclined lower surface formed on the one side and an exhaust valve side inclined lower surface formed on the other side,
A spark plug is disposed near the top of the top surface of the pent roof-shaped combustion chamber;
The piston top surface forming the lower surface of the combustion chamber has an intake valve side inclined upper surface and an exhaust valve side inclined upper surface formed so as to correspond to the intake valve side inclined lower surface and the exhaust valve side inclined lower surface, respectively. It is formed in a mountain shape that substantially conforms to the shape of the pent roof, and at least a concave portion formed by a spherical surface is provided on the inclined surface on the intake valve side of the piston top surface,
The recess is formed as a part of a virtual spherical surface centered on the intake valve side upper part of the piston;
When the piston is at the top dead center position, the injection port of the fuel injection valve and the valve body of the intake valve are respectively included in the virtual spherical surface, and the ignition point of the discharge electrode of the spark plug is in the recess. Included,
Of the combustion chamber volume when the piston is at the top dead center position,
A volume in the recess and a volume between the upper surface of the piston and the lower surface of the cylinder head above the recess;
A cylinder injection type internal combustion engine characterized in that a ratio with respect to the total volume of the combustion chamber when the piston is at the top dead center position is set between 0.4 and 0.6.
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