JP3518009B2

JP3518009B2 - Engine intake system

Info

Publication number: JP3518009B2
Application number: JP33391394A
Authority: JP
Inventors: 光徳近藤; 寛林原
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1994-12-17
Filing date: 1994-12-17
Publication date: 2004-04-12
Anticipated expiration: 2019-04-12
Also published as: JPH08170537A

Description

Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明はエンジンの吸気装置に関
する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an engine intake system.

【０００２】[0002]

【従来の技術】ディーゼルエンジンの体積効率を高める
ため気筒毎に吸気ポートを二つ設けるとともに、スワー
ルによる燃焼性改善を図るためこれら吸気ポートを吸入
空気の流れがシリンダボア内で同一回転方向となるよう
に設定することが従来から知られている。そして、こよ
うに気筒毎に吸気ポートを二つ設けた従来の所謂吸気２
弁のディーゼルエンジンでは、二つの吸気ポートの内の
一方をスロート部が螺旋状にシリンダボアに入射するヘ
リカルポートとし、もう一方は、スロート部が直線的に
シリンダボアに入射し、その入射方向がシリンダの接線
方向となるようタンジェンシャル設定のストレートポー
トとしたものが一般的であった。この場合、吸気ポート
の一つがヘリカルポートであるためスワール比は高くな
る。しかし、ヘリカルポートの通気抵抗が大きいために
充填効率は低下する。そのため、最近では、ディーゼル
エンジンの燃料噴射系が改善されて低スワール比でも燃
焼性の確保が可能となったこともあって、むしろ低スワ
ール比で高充填効率を追及するという要求が強くなって
いる。そこで、充填効率を向上させるため、二つの吸気
ポートをいずれもタンジェンシャル設定のストレートポ
ートとすることで、充填効率を確保しつつ必要なスワー
ル比をも確保できるようにすることが提案されている。
実開昭６２−１４４号公報に記載されたものはその一例
であって、気筒毎に二つの吸気ポートを備え、それらが
共にタンジェンシャル設定のストレートポートであり、
また、これら吸気ポートは、スワール生成方向の後ろ側
に位置する吸気ポートの出口側開口が気筒列方向に対し
シリンダヘッドの吸気側端面に近く、スワール生成方向
の前側に位置する吸気ポートの出口側開口が気筒列方向
に対しシリンダヘッドの吸気側端面から遠くなるよう所
謂千鳥配置とされている。また、実開平１−１１８１２
７号公報には、吸気ポート中間部からバルブシート部に
向けてポート断面積を徐々に変化させるようにした吸気
ポートが記載されている。2. Description of the Related Art Two intake ports are provided for each cylinder in order to increase the volumetric efficiency of a diesel engine, and the intake air flows through these intake ports in the same rotational direction in the cylinder bore in order to improve combustibility by swirl. It is conventionally known to set to. The conventional so-called intake 2 having two intake ports for each cylinder is provided.
In a valve diesel engine, one of the two intake ports is a helical port in which the throat portion spirally enters the cylinder bore, and the other is the throat portion that linearly enters the cylinder bore, and the incident direction of the cylinder is It was common to use a straight port with a tangential setting so that it would be in the tangential direction. In this case, the swirl ratio is high because one of the intake ports is a helical port. However, since the ventilation resistance of the helical port is large, the filling efficiency is reduced. Therefore, recently, the fuel injection system of the diesel engine has been improved and it has become possible to secure combustibility even at low swirl ratios, and rather there is a strong demand for pursuing high filling efficiency at low swirl ratios. There is. Therefore, in order to improve the charging efficiency, it has been proposed that both of the two intake ports be tangentially set straight ports so that the required swirl ratio can be ensured while ensuring the charging efficiency. .
The one disclosed in Japanese Utility Model Laid-Open No. 62-144 is an example thereof, in which each cylinder has two intake ports, both of which are straight ports with tangential setting,
In addition, these intake ports are located on the rear side in the swirl generating direction, and the outlet side opening of the intake port is close to the intake side end surface of the cylinder head in the cylinder row direction, and the outlet side of the intake port located on the front side in the swirl generating direction. The openings are arranged in a so-called staggered manner so that the openings are farther from the intake side end surface of the cylinder head in the cylinder row direction. In addition, the actual Kaihei 1-1812
Japanese Unexamined Patent Publication 7 discloses an intake port in which the port cross-sectional area is gradually changed from the intermediate part of the intake port toward the valve seat part.

【０００３】また、実開平４−１３７２２４号公報に
は、タンブル流を強化するために出口側開口の開口面に
対する入射角を小さく（浅く）し、かつ、ポート軸線を
略直線のままバルブ軸線に交叉させる設定とするととも
に、断面形状をタンブル流側に拡幅された偏心形状とし
た吸気ポートが記載されている。Further, in Japanese Utility Model Laid-Open No. 4-137224, the angle of incidence of the outlet side opening with respect to the opening surface is made small (shallow) in order to strengthen the tumble flow, and the port axis is kept substantially straight to the valve axis. The intake port is described as having an eccentric shape in which the cross-sectional shape is widened to the tumble flow side while being set to intersect.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】吸気２弁のエンジンに
おいて必要なスワール比を確保しつつ高充填効率を得る
ようにするために上記のように二つの吸気ポートをいず
れもタンジェンシャル設定のストレートポートとするこ
とが提案されているが、これを実際に行う場合には、単
に二つの吸気ポートをストレートポートとするだけでは
充填効率が十分に向上せず、また、燃焼が不均一となっ
てエミッション性能が悪化するという問題が生ずる。二
つのストレートポートを設けた場合に、吸気ポート間に
吸気流の干渉が生じ、また、後ろ側の吸気ポートからの
吸気流が前側の吸気ポートの吸気弁に衝突することで充
填効率が低下する。また、二つのストレートポートから
吸気が同方向に流入することによってシリンダ内に強い
タンブル流（すなわち、縦渦）が発生し、このタンブル
流が持続して圧縮上死点で崩壊し燃焼室キャビティ内に
不均一な空気流動を生成するため、燃料噴射ノズルの各
噴孔から噴射された燃料噴霧の広がりが噴孔毎に異な
り、噴霧の密度分布が不均一となって不均一燃焼を発生
させる。そのため、上述のように十分な充填効率が得ら
れず、また、エミッション性能が悪化する。そこで、こ
れらの問題を解消して充填効率を向上させ均一燃焼を実
現させることができるような設定、すなわち、タンジェ
ンシャル設定のストレートポートとした複数の吸気ポー
トのうち、スワール生成方向の前側に開口する吸気ポー
トを、該吸気ポートから流入する吸気流の流速分布がス
ワール生成方向の後ろ側に開口する吸気ポートから流入
する吸気流の流速分布に対しスワール生成方向へより大
きく指向するよう、例えば、スワール生成方向の前側の
吸気ポートのポート軸線とバルブ軸線との交点における
ポート軸線への接線の出口側開口の開口面に対する入射
角を、スワール生成方向の後ろ側の吸気ポートの入射角
より小さくなる設定とすることが考えられる。In order to obtain a high charging efficiency while ensuring the swirl ratio required in an engine with two intake valves, both of the two intake ports are tangentially set straight ports as described above. However, if this is actually done, simply using two intake ports as straight ports will not sufficiently improve the charging efficiency, and combustion will be non-uniform and The problem that performance deteriorates occurs. When two straight ports are provided, the intake flow interferes between the intake ports, and the intake flow from the rear intake port collides with the intake valve of the front intake port, which reduces the charging efficiency. . In addition, a strong tumble flow (that is, a vertical vortex) is generated in the cylinder due to the intake air flowing in the same direction from the two straight ports, and this tumble flow continues and collapses at the compression top dead center to cause the combustion chamber cavity. Since a non-uniform air flow is generated, the spread of the fuel spray injected from each injection hole of the fuel injection nozzle differs for each injection hole, and the density distribution of the spray becomes non-uniform, resulting in non-uniform combustion. Therefore, sufficient filling efficiency cannot be obtained as described above, and the emission performance deteriorates. Therefore, among the multiple intake ports that are straight ports with a tangential setting that eliminate these problems and improve the charging efficiency and realize uniform combustion, the opening is made to the front side in the swirl generation direction. So that the flow velocity distribution of the intake flow entering from the intake port is directed more toward the swirl generating direction with respect to the flow velocity distribution of the intake flow entering from the intake port opening to the rear side in the swirl generating direction, for example, The incident angle of the tangent to the port axis at the intersection of the port axis of the front intake port in the swirl generating direction and the valve axis with respect to the opening surface of the outlet side opening is smaller than the incident angle of the rear intake port in the swirl generating direction. It is possible to set it.

【０００５】また、吸気ポートの入射角を小さく（浅
く）しスロート部を寝かせることは、それ自体、スワー
ルの強化に寄与すると考えられるが、通常は、単にスロ
ート部を寝かせても、それによって強調しようとするシ
リンダ接線方向への流れがポート軸線とバルブ軸線とを
つなぐ所定曲率の軸線移行部（Ｒ部）によってバルブ軸
線方向に偏向されるので、期待通りの強いスワールが得
られない。また、上記実開平４−１３７２２４号公報に
示されているように、Ｒ部を設けないでポート軸線を略
直線のままバルブ軸線に交叉させる設定にしようとして
も、実際には、ポート軸線とバルブ軸線とのつなぎの部
分のポート断面形状を吸気抵抗の少ない滑らかなものと
することができない。しかし、軸線移行部は吸気流の流
入方向に影響しない程度の短いものとなるよう曲率半径
を小さくするとともに、吸気流に指向性を持たせるのに
十分な長さの所定区間において、吸気ポートの断面形状
および断面積を定義する定義面を前記区間の上流端位置
におけるポート軸線に垂直な面から下流端位置おけるバ
ルブ軸線に垂直な面へと徐々に変化させるようにする
と、曲率半径の小さい軸線移行部においてポート断面形
状が変化することになって吸気抵抗の増大が防止され、
かつ、その場合に、前記区間において定義面上の吸気ポ
ートの断面積を略同一とすると、ポート軸線に垂直な断
面の断面積はバルブシート部に向けて徐々に絞られる形
になり、それが実質的な通路面積を規定することになっ
て、吸気ポートから流入する吸気流の流速が大きくな
り、スワールが強化される。Further, it is thought that reducing the incident angle of the intake port (shallow) and laying down the throat part itself contributes to strengthening the swirl, but normally, even if the throat part is simply laid down, it is emphasized by this. Since the intended flow in the cylinder tangential direction is deflected in the valve axial direction by the axial transition portion (R portion) having a predetermined curvature connecting the port axial line and the valve axial line, a strong swirl as expected cannot be obtained. Further, as disclosed in the above Japanese Utility Model Laid-Open No. 4-137224, even if it is attempted to set the port axis so that it crosses the valve axis without changing the R portion, the port axis and the valve are actually used. It is not possible to make the cross-sectional shape of the port at the connecting portion with the axis line smooth with little intake resistance. However, the axis transition part has a small radius of curvature so that it does not affect the inflow direction of the intake air flow, and at the same time, the intake port of the intake port has a sufficient length in a predetermined section to give directivity to the intake air flow. When the definition surface that defines the cross-sectional shape and cross-sectional area is gradually changed from the surface perpendicular to the port axis at the upstream end position of the section to the surface perpendicular to the valve axis at the downstream end position, an axis with a small radius of curvature The cross-sectional shape of the port changes at the transition section, preventing an increase in intake resistance,
And in that case, if the cross-sectional area of the intake port on the defining surface in the section is approximately the same, the cross-sectional area of the cross section perpendicular to the port axis becomes gradually narrowed toward the valve seat portion, which By defining the substantial passage area, the flow velocity of the intake air flowing from the intake port is increased and the swirl is strengthened.

【０００６】スワールを確保しつつ高充填効率を得るた
めには、このように、吸気ポートを複数設け、いずれも
タンジェンシャル設定のストレートポートとするととも
に、スワール生成方向の前側の吸気ポートの入射角をス
ワール生成方向の後ろ側の吸気ポートの入射角より小さ
くするのがよく、また、ポート軸線とバルブ軸線とをつ
なぐ軸線移行部を、吸気流の流入方向に影響しない程度
の短いものとなるよう曲率半径の小さいもの（例えば曲
率中心が吸気ポートの内側にある）とするとともに、ス
ロート部の所定区間において、吸気ポートの断面形状お
よび断面積を定義する定義面を上流端位置ではポート軸
線に直角な面とし、下流端位置ではバルブ軸線に直角な
面としてその間定義面を徐々に前方へ傾斜させるように
し、かつ定義面上の吸気ポートの断面積は略同一とする
ことで、実質的な通路面積となるポート軸線に直角な断
面の断面積をバルブシート部に向けて徐々に絞るように
するのがよい。特に、ポート断面の定義面を徐々に傾斜
させることによりバルブシート部に向けて通路面積を絞
ることは、例えば、吸気ポートが二つで、いずれもタン
ジェンシャル設定のストレートポートである場合に適用
でき、それによってスワールを強化できことは勿論、吸
気ポートが一つで、それがタンジェンシャル設定のスト
レートポートである場合にも適用でき、その場合もやは
りスワールを強化できる。ところが、例えばこのように
吸気ポートの定義面を徐々に傾斜させ、バルブシート部
に向けて通路面積を絞ると、出口側開口面積が小さくな
るため、吸気流速が高まりスワールが強化されるもの
の、流量が落ち、充填効率が低下してしまう。In order to obtain a high filling efficiency while ensuring the swirl, a plurality of intake ports are provided in this way, all of which are straight ports with tangential setting, and the incident angle of the intake port on the front side in the swirl generating direction is set. Is preferably smaller than the incident angle of the intake port on the rear side in the swirl generation direction, and the axis transition part that connects the port axis and the valve axis is short enough not to affect the inflow direction of the intake flow. The radius of curvature should be small (for example, the center of curvature should be inside the intake port), and the defined surface that defines the cross-sectional shape and cross-sectional area of the intake port should be perpendicular to the port axis at the upstream end position in the specified section of the throat. Surface at right angles to the valve axis at the downstream end position, while gradually inclining the defining surface forward, and on the defining surface Sectional area of the intake port by substantially the same, may for the cross-sectional area of the cross section perpendicular to the port axis is a substantial passage area to narrow gradually toward the valve seat portion. In particular, narrowing the passage area toward the valve seat by gradually inclining the definition surface of the port cross section can be applied, for example, when there are two intake ports and both are tangential straight ports. Of course, the swirl can be strengthened by this, and it can be applied to the case where there is only one intake port and it is a straight port with tangential setting, and in that case, the swirl can be strengthened. However, for example, if the defining surface of the intake port is gradually inclined and the passage area is narrowed toward the valve seat in this way, the opening area on the outlet side becomes smaller, so that the intake flow velocity increases and swirl is strengthened, but the flow rate increases. Will decrease and the filling efficiency will decrease.

【０００７】本発明は、吸気ポートの通路面積を絞って
吸気流速を高めるとともに、流量の低下を防止して吸気
充填効率を確保することを目的とする。An object of the present invention is to increase the flow velocity of intake air by narrowing the passage area of the intake port and prevent the flow rate from decreasing to ensure intake charging efficiency.

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】バルブリフト量の比較的
小さい領域での空気流量は吸気ポート出口側開口端の通
路面積（すなわちカーテンエリア）によって規定され
る。また、エンジンの吸気ポートは、レイノルズ数Ｒｅ
が１０,０００〜１００,０００で、乱流強度が大きいの
が普通であり、その場合、吸気ポートの最大絞り部から
出口側開口端までの長さが十分短ければ、その間でポー
ト径が多少拡大しても圧力が回復せず強い乱流が維持さ
れて、流速がそれほど落ちない。そして、このような特
性からすれば、スロート部における最大絞り部が出口側
開口端に近接するものにおいては、吸気ポートの出口部
を拡大することによって吸気流速を損なうことなくカー
テンエリアを確保して流量を増大させることができる。
本発明はこのような知見に基づき、エンジンの吸気装置
をつぎのように構成したものである。The air flow rate in a region where the valve lift amount is relatively small is defined by the passage area (that is, the curtain area) of the intake port outlet side opening end. In addition, the intake port of the engine is Reynolds number Re
Is usually 10,000 to 100,000 and the turbulence intensity is high. In that case, if the length from the maximum throttle of the intake port to the outlet end is sufficiently short, the port diameter will be slightly Even if expanded, the pressure does not recover, strong turbulence is maintained, and the flow velocity does not drop so much. From such characteristics, in the case where the maximum throttle portion in the throat portion is close to the outlet side opening end, the curtain area can be secured without impairing the intake flow velocity by enlarging the outlet portion of the intake port. The flow rate can be increased.
The present invention is based on such knowledge and is configured as follows with the intake device of the engine.

【０００９】すなわち、請求項１に係る発明のエンジン
の吸気装置は、バルブシートが位置する出口側開口部近
傍のスロート部を略ストレート状とし、シリンダに流入
する吸気流を所定方向に指向させるよう、前記バルブシ
ートが位置する出口側開口近傍のスロート部のポート軸
線主流部と前記出口側開口の中心を通り該出口側開口の
開口面に垂直なバルブ軸線との交点における前記ポート
軸線への接線の前記開口面に対する入射角を所定角度に
設定し、前記スロート部のポート軸線に対し前記バルブ
軸線との交点近傍に曲率中心を該吸気ポートの内側に設
定した所定曲率半径の軸線移行部を設け、前記スロート
部のポート軸線と直交する横断面積がバルブシート位置
とそれより所定長さ上流までの区間でポート下流に行く
に従って次第に小さくなり、前記スロート部のポート軸
線と直交する横断面の面積が最小となる位置が出口側開
口端に近接するよう、前記ポート軸線と前記バルブ軸線
との交点と該交点からポート軸線長さにして所定長さ上
流の位置までの区間で、該吸気ポートの断面形状および
断面積を定義する定義面を、前記区間の上流端位置にお
けるポート軸線に直角な面から下流端である前記交点の
位置における前記バルブ軸線に直角な面へと徐々に変化
させて、下流側に近づくに従って次第に前記ポート軸線
に対し前方へ傾斜させつつ前記交点が位置するバルブシ
ート位置での前記ポート軸線に直角な面に接続するとと
もに、該区間において前記定義面上の該吸気ポートを、
断面形状略円形かつ断面積略同一となるよう設定した吸
気ポートを備え、前記バルブシート位置でのバルブ軸線
に直交する横断面上のポート径を、前記スロート部のポ
ート軸線と直交する横断面の面積が最小となる位置より
上流のスロート部の定義面上の径に対し大きくなる設定
としたことを特徴とする。 [0009] That is, an intake device for an engine of the invention according to claim 1, the throat portion near the outlet-side opening valve seat is positioned a substantially straight shape, so as to direct the air flow into the cylinder in a predetermined direction A tangent to the port axis at the intersection of the main flow axis of the throat near the outlet opening where the valve seat is located and the valve axis that passes through the center of the outlet opening and is perpendicular to the opening surface of the outlet opening. The incident angle of the valve with respect to the opening surface is set to a predetermined angle, and the valve is attached to the port axis of the throat portion.
A center of curvature is set inside the intake port near the intersection with the axis.
An axial transition portion having a specified predetermined radius of curvature is provided, and a cross-sectional area of the throat portion orthogonal to the port axis line gradually decreases toward the port downstream in the valve seat position and a section up to a predetermined length upstream thereof from the throat portion. So that the position where the area of the cross-section orthogonal to the port axis is the minimum is close to the outlet side opening end, and the intersection of the port axis and the valve axis and the port axis length from the intersection to a predetermined length upstream In the section up to the position, the cross-sectional shape of the intake port and
The definition surface that defines the cross-sectional area is located at the upstream end position of the section.
Of the intersection of the downstream end from the plane perpendicular to the port axis.
Gradually changing to a plane normal to the valves axis at the position
Then, as it approaches the downstream side, while gradually inclining forward with respect to the port axis, it is connected to a surface perpendicular to the port axis at the valve seat position where the intersection is located, and in the section, on the definition surface. Intake port,
An intake port set to have a substantially circular cross-sectional shape and a substantially same cross-sectional area is provided , and the port diameter on the cross section orthogonal to the valve axis at the valve seat position is set to the cross section orthogonal to the port axis of the throat portion. It is characterized in that it is set to be larger than the diameter on the defined surface of the throat portion upstream from the position where the area is the minimum.

【００１０】また、請求項２に係る発明のエンジンの吸
気装置は、請求項１に係るエンジンの吸気装置におい
て、前記横断面の面積が最小となる位置から前記出口側
開口端までのポート軸線長さが前記スロート部の定義面
上の径の１．５倍より小さくなる設定としたものであ
る。The engine intake system according to a second aspect of the present invention is the engine intake system according to the first aspect , wherein the port axis length from the position where the cross-sectional area is the minimum to the outlet side opening end. Is set to be smaller than 1.5 times the diameter on the definition surface of the throat portion.

【００１１】また、請求項３に係る発明のエンジンの吸
気装置は、請求項１または２に係るエンジンの吸気装置
において、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸気ポー
トを設け、これら吸気ポートをいずれも、バルブシート
が位置する前記出口側開口近傍のスロート部を略ストレ
ート状とし、シリンダ軸線に直交する面内で各吸気ポー
トをいずれもシリンダの接線方向で同一スワール生成方
向に指向させ、かつ、各吸気ポートを前記シリンダに対
し隣合わせでスワール生成方向の前後に開口させ、前記
シリンダに流入する吸気流を所定方向に指向させるよう
前記スロート部のポート軸線を設定するとともに、少な
くともスワール生成方向の後ろ側の吸気ポートについ
て、前記バルブシート位置でのバルブ軸線に直交する横
断面上のポート径を、前記スロート部のポート軸線と直
交する横断面の面積が最小となる位置より上流のスロー
ト部の定義面上の径に対し大きくなる設定としたもので
ある。 Further , an engine intake system according to a third aspect of the present invention is the engine intake system according to the first or second aspect , wherein a plurality of intake ports opening to the cylinder are provided for each cylinder. Also, the throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located is made substantially straight, and each intake port is directed in the same swirl generating direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and Open each intake port adjacent to the cylinder in the front and rear in the swirl generation direction, set the port axis of the throat part so that the intake flow flowing into the cylinder is directed in a predetermined direction, and at least in the rear of the swirl generation direction. Side intake port, the port diameter on the cross section orthogonal to the valve axis at the valve seat position Is obtained by the setting area of the cross section perpendicular to the port axis of the throat portion is increased relative to the diameter of the definition surface of the upstream of the throat portion from the position having the minimum.

【００１２】[0012] また、請求項４に係る発明のエンジンの吸Further, the engine suction of the invention according to claim 4 is
気装置は、請求項３に係るエンジン吸気装置において、The air intake device is the engine intake air device according to claim 3,
スワール生成方向の前側および後ろ側の両吸気ポートにFor both front and rear intake ports in the swirl direction
ついて、前記バルブシート位置でのバルブ軸線に直交すAbout the valve seat, it should be orthogonal to the valve axis.
る横断面上のポート径を、前The port diameter on the cross section 記スロート部のポート軸線Port axis of throat section
と直交する横断面の面積が最小となる位置より上流のスThe area upstream of the position where the area of the cross section orthogonal to
ロート部の定義面上の径に対し大きくなる設定としたもEven if it is set to be larger than the diameter on the definition surface of the funnel
のである。Of.

【００１３】そして、請求項５に係る発明のエンジンの
吸気装置は、請求項１または２に係るエンジンの吸気装
置において、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸気ポ
ートを設け、これら吸気ポートをいずれも、バルブシー
トが位置する前記出口側開口近傍のスロート部を略スト
レート状とし、シリンダ軸線に直交する面内で各吸気ポ
ートをいずれもシリンダの接線方向で同一スワール生成
方向に指向させ、かつ、各吸気ポートを前記シリンダに
対し隣合わせでスワール生成方向の前後に開口させ、前
記シリンダに流入する吸気流を所定方向に指向させるよ
う前記スロート部のポート軸線を設定するとともに、ス
ワール生成方向の前側の吸気ポートの出口側開口を開閉
する吸気バルブの傘部に傘径を拡大する拡径部を設け、
前側の吸気ポートに対するバルブ傘径が後ろ側の吸気ポ
ートに対するバルブ傘径より大きくなる設定としたもの
である。An engine intake system according to a fifth aspect of the present invention is the engine intake system according to the first or second aspect , in which a plurality of intake ports that are open to the cylinder are provided for each cylinder. Also, the throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located is made substantially straight, and each intake port is directed in the same swirl generating direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and Each intake port is opened next to the cylinder adjacent to the front and rear in the swirl generation direction, and the port axis of the throat part is set so as to direct the intake flow flowing into the cylinder in a predetermined direction. An expanded diameter portion that expands the umbrella diameter is provided on the umbrella portion of the intake valve that opens and closes the outlet side opening of the intake port,
The valve umbrella diameter for the front intake port is set to be larger than the valve umbrella diameter for the rear intake port.

【００１４】また、請求項６に係る発明のエンジンの吸
気装置は、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸気ポー
トを設け、これら吸気ポートをいずれも、バルブシート
が位置する前記出口側開口近傍のスロート部を略ストレ
ート状とし、シリンダ軸線に直交する面内で各吸気ポー
トをいずれもシリンダの接線方向で同一スワール生成方
向に指向させ、かつ、各吸気ポートを前記シリンダに対
し隣合わせでスワール生成方向の前後に開口させ、前記
シリンダに流入する吸気流を所定方向に指向させるよう
前記スロート部のポート軸線を設定するとともに、スワ
ール生成方向の前側に開口する吸気ポートを、該吸気ポ
ートのポート軸線主流部と該吸気ポートの前記出口側開
口の中心を通り該出口側開口の開口面に垂直なバルブ軸
線との交点における該ポート軸線への接線の前記開口面
に対する入射角が、スワール生成方向の後ろ側に開口す
る吸気ポートのポート軸線主流部と該吸気ポートの出口
側開口の中心を通り該出口側開口の開口面に垂直なバル
ブ軸線との交点における該ポート軸線主流部への接線の
前記開口面に対する入射角より小となる設定とし、スワ
ール生成方向の前側の吸気ポートの出口側開口を開閉す
る吸気バルブの傘部に傘径を拡大する拡径部を設け、前
側の吸気ポートに対するバルブ傘径が後ろ側の吸気ポー
トに対するバルブ傘径より大きくなる設定としたとした
ことを特徴とする。 Further, in the intake system for an engine according to a sixth aspect of the present invention, a plurality of intake ports that are opened in the cylinders are provided for each cylinder, and each of these intake ports is near the outlet side opening where the valve seat is located. The throat part has a substantially straight shape, and each intake port is oriented in the same swirl generation direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and each intake port is adjacent to the cylinder in the swirl generation direction. Of the throat portion is set so that the intake air flowing into the cylinder is directed in a predetermined direction, and the intake port opening to the front side in the swirl generating direction is set to the main flow axis of the intake port. Section and the valve axis which passes through the center of the outlet side opening of the intake port and is perpendicular to the opening surface of the outlet side opening. The incident angle of the tangent to the port axis with respect to the opening surface is the opening axis of the outlet side opening passing through the port axis mainstream part of the intake port opening to the rear side in the swirl generation direction and the center of the outlet side opening of the intake port. Is set to be smaller than the angle of incidence of the tangent to the port axis mainstream at the point of intersection with the valve axis perpendicular to the inlet surface of the intake port on the front side in the swirl generation direction. The umbrella portion is provided with an enlarged diameter portion for enlarging the umbrella diameter, and the valve umbrella diameter for the front intake port is set to be larger than the valve umbrella diameter for the rear intake port.

【００１５】[0015]

【作用】請求項１に係る発明のエンジンの吸気装置によ
れば、バルブシートが位置する出口側開口部近傍のスロ
ート部が略ストレート状で、シリンダに流入する吸気流
を所定方向に指向させるよう、バルブシートが位置する
出口側開口近傍のスロート部のポート軸線主流部とバル
ブ軸線との交点におけるポート軸線への接線の開口面に
対する入射角が所定角度に設定され、また、スロート部
のポート軸線に対し前記バルブ軸線との交点近傍に曲率
中心を該吸気ポートの内側に設定した所定曲率半径の軸
線移行部が設けられ、スロート部のポート軸線と直交す
る横断面積がバルブシート位置とそれより所定長さ上流
までの区間でポート下流に行くに従って次第に小さくな
り、最小横断面位置が出口側開口端に近接するよう、ポ
ート軸線とバルブ軸線との交点と該交点からポート軸線
長さにして所定長さ上流の位置までの区間で該吸気ポー
トの断面形状および断面積を定義する定義面を、前記区
間の上流端位置におけるポート軸線に直角な面から下流
端である前記交点の位置におけるバルブ軸線に直角な面
へと徐々に変化させて、下流側に近づくに従って次第に
ポート軸線に対し前方へ傾斜しつつバルブシート位置で
のポート軸線に直角な面に接続するようにされ、その区
間で定義面上の吸気ポートが断面形状略円形かつ断面積
略同一となるよう設定されることにより、ポート軸線に
直角なポート横断面により規定される実質的な通路面積
がバルブシート位置に向け徐々に絞られた形となって吸
気流速が大きくなり、シリンダ内に所定方向に指向する
強い吸気流が生成される。そして、そのような、スロー
ト部のポート軸線と直交する横断面積がバルブシート位
置とそれより所定長さ上流までの区間でポート下流に行
くに従って次第に小さくなり、その最小横断面位置が出
口側開口端に近接するという構成のもとに、バルブシー
ト位置でのポート径が前記最小横断面位置より上流の定
義面上の径に対し大きくなる設定とされ、すなわち、最
小絞り部に近接してポート開口部が拡大されるため、ポ
ート開口部でも強い乱流が維持され、したがって、吸気
流速が損なわれることはなく、スワール等所要の吸気流
が維持される。また、ポート開口部が拡大されたことに
より、カーテンエリアが大きくなって、吸気流量が増大
し、充填効率が向上する。 SUMMARY OF] According to the intake system of the engine of the invention according to claim 1, throat portion near the outlet-side opening valve seat is located, a substantially straight shape, Ru is directed to the intake flow into the cylinder in a predetermined direction As described above, the incident angle of the tangent to the port axis at the intersection of the port axis mainstream part and the valve axis of the throat part near the outlet side opening where the valve seat is located with respect to the opening surface is set to a predetermined angle, and the throat part
Curvature near the intersection of the valve axis with the port axis of
An axis with a predetermined radius of curvature with its center set inside the intake port
A line transition section is provided, and the cross-sectional area of the throat section orthogonal to the port axis gradually decreases toward the downstream side of the port in the section up to the valve seat position and a predetermined length upstream thereof, and the minimum cross-sectional position is the outlet side opening end. intake port in a section to close, from the intersection and intersection point of the port axial line and the valve axis to a position upstream a predetermined length in the port axis length
Define the cross-sectional shape and cross-sectional area of the
Downstream from the plane perpendicular to the port axis at the upstream end position between
A plane perpendicular to the valve axis at the position of the intersection that is the end
Is gradually changed to, is adapted to connect to a plane perpendicular to the port axis at the valve seat position while gradually inclined forward with respect to the port axis toward the downstream side, an intake port on the defined surface at the section Has a substantially circular cross-sectional shape and cross-sectional area
By setting them to be approximately the same , the substantial passage area defined by the port cross section perpendicular to the port axis is gradually narrowed toward the valve seat position, increasing the intake flow velocity, and increasing the cylinder speed. A strong inspiratory flow is generated within which is directed in a predetermined direction. Then, such a cross-sectional area orthogonal to the port axis of the throat portion becomes gradually smaller as it goes downstream of the port in a section up to the valve seat position and a predetermined length upstream thereof, and its minimum cross-sectional position is the outlet side opening end. Is set so that the port diameter at the valve seat position is larger than the diameter on the defined surface upstream from the minimum cross-sectional position, that is, the port opening is close to the minimum throttle portion. Since the portion is enlarged, a strong turbulent flow is maintained even at the port opening, and therefore, the required intake flow such as swirl is maintained without impairing the intake flow velocity. Further, since the port opening is enlarged, the curtain area is increased, the intake flow rate is increased, and the filling efficiency is improved.

【００１６】また、請求項２に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、最小横断面位置から出口側開口端まで
のポート軸線長さがスロート部定義面上の径の１．５倍
より小さいことによって、乱流強度は実質的に変化せ
ず、吸気流速がそのまま維持されて、シリンダ内のスワ
ール等吸気流の維持と充填効率の向上が共に実現され
る。 Further, according to the intake system of the engine of the invention according to claim 2, is less than 1.5 times the diameter of the throat portion defined surface Port axis length from the minimum cross-sectional position to the outlet opening end As a result, the turbulent flow intensity does not substantially change, the intake flow velocity is maintained as it is, and the intake flow such as swirl in the cylinder is maintained and the charging efficiency is improved.

【００１７】また、請求項３に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸
気ポートが、いずれもバルブシートが位置する出口側開
口近傍のスロート部が略ストレート状で、シリンダ軸線
に直交する面内でシリンダの接線方向で同一スワール生
成方向に指向するものとされ、かつ、各吸気ポートがシ
リンダに対し隣合わせでスワール生成方向の前後に開口
し、シリンダに流入する吸気流を所定方向に指向させる
ようスロート部のポート軸線が設定された、所謂ダブル
タンジェンシャルポートであることにより、ヘリカルポ
ートの場合のような通気抵抗の増大がなく、それでいて
必要な強さのスワールが得られる。そして、少なくとも
スワール生成方向の後ろ側の吸気ポートについて、バル
ブシート位置でのバルブ軸線に直交する横断面上のポー
ト径がポート定義面上の径に対し大きくなる設定とされ
ることにより、少なくとも後ろ側の吸気ポートによって
吸気流量を増大させることができ、また、スワールの弱
化を抑制することができる。 Further, according to the intake system of the engine of the invention according to claim 3, a plurality of intake ports opening into the cylinder for each cylinder are both outlet openings near the throat portion is substantially straight valve seat is positioned It is designed to be directed in the same swirl generating direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and each intake port is adjacent to the cylinder and opens in the front and rear in the swirl generating direction and flows into the cylinder. The so-called double tangential port, in which the port axis of the throat is set to direct the intake air flow to a predetermined direction, does not increase the ventilation resistance as in the case of the helical port, but still has the required strength. You get swirl. Then, at least for the intake port on the rear side in the swirl generation direction, the port diameter on the cross section orthogonal to the valve axis at the valve seat position is set to be larger than the diameter on the port definition surface, so that at least the rear The intake flow rate can be increased by the side intake port, and weakening of the swirl can be suppressed.

【００１８】また、請求項４に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、スワール生成方向の前側および後ろ側
の両吸気ポートについて、バルブシート位置でのバルブ
軸線に直交する横断面上のポート径がポート定義面上の
径に対し大きくなる設定とされることにより、吸気流量
を増大させることができ、また、スワールの弱化を抑制
することができる。 Further, according to the intake system of the engine of the invention according to claim 4, for the intake ports of the front and rear of the swirl direction, a port diameter on the cross section perpendicular to the valve axis at the valve seat position Is set to be larger than the diameter on the port defining surface, the intake flow rate can be increased, and weakening of the swirl can be suppressed.

【００１９】また、請求項５に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸
気ポートが、いずれもバルブシートが位置する出口側開
口近傍のスロート部が略ストレート状で、シリンダ軸線
に直交する面内でシリンダの接線方向で同一スワール生
成方向に指向するものとされ、かつ、各吸気ポートがシ
リンダに対し隣合わせでスワール生成方向の前後に開口
し、シリンダに流入する吸気流を所定方向に指向させる
ようスロート部のポート軸線が設定されたダブルタンジ
ェンシャルポートであることにより、やはり、ヘリカル
ポートの場合のような通気抵抗の増大がなく、それでい
て必要な強さのスワールが得られる。そして、スワール
生成方向の前側の吸気バルブの傘部に傘径を拡大する拡
径部が設けられて、そのバルブ傘径が後ろ側の吸気ポー
トに対するバルブ傘径より大きくなる設定とされること
により、カーテンエリアは変えないで、前側の吸気ポー
トからの吸気流速のスワール方向の成分を大きくでき、
また、後ろ側の吸気ポートからの吸気の流れとの干渉を
避けることができて、スワールを強化できる。 Further, according to the intake system of the engine of the invention according to claim 5, a plurality of intake ports opening into the cylinder for each cylinder are both throat is substantially straight near the outlet opening the valve seat is positioned It is designed to be directed in the same swirl generating direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and each intake port is adjacent to the cylinder and opens in the front and rear in the swirl generating direction and flows into the cylinder. The double tangential port with the port axis line of the throat section set to direct the intake air flow to the specified direction does not increase the ventilation resistance as in the case of the helical port, but still has the required strength. You get swirl. Then, a diameter-increasing portion that expands the umbrella diameter is provided in the umbrella portion of the intake valve on the front side in the swirl generation direction, and the valve umbrella diameter is set to be larger than the valve umbrella diameter for the intake port on the rear side. , Without changing the curtain area, you can increase the swirl component of the intake flow velocity from the front intake port,
In addition, interference with the flow of intake air from the rear intake port can be avoided, and swirl can be strengthened.

【００２０】また、請求項６に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、気筒毎にシリンダに開口する複数の吸
気ポートが、いずれも、バルブシートが位置する出口側
開口近傍のスロート部が略ストレート状で、シリンダ軸
線に直交する面内で各吸気ポートがいずれもシリンダの
接線方向で同一スワール生成方向に指向するものとさ
れ、かつ、各吸気ポートがシリンダに対し隣合わせでス
ワール生成方向の前後に開口し、シリンダに流入する吸
気流を所定方向に指向させるようスロート部のポート軸
線が設定されたダブルタンジェンシャルポートであるこ
とにより、やはり、ヘリカルポートの場合のような通気
抵抗の増大がなく、それでいて必要な強さのスワールが
得られる。ヘリカルポートの場合のような通気抵抗の増
大がなく、それでいて必要な強さのスワールが得られ
る。また、スワール生成方向の前側に開口する吸気ポー
トのポート軸線主流部とバルブ軸線との交点におけるポ
ート軸線への接線の前記開口面に対する入射角が、スワ
ール生成方向の後ろ側に開口する吸気ポートの入射角よ
り小さくされることにより、後ろ側の吸気ポートからの
吸気流は、その主流方向が前側の吸気ポートからの吸気
流の主流方向に比べて下向きとなり、バルブ軸線方向の
慣性力が大きくなって、前側の吸気ポートからの吸気流
に比べて吸気弁を通過する際の広がりが小さくなり、そ
の結果、前側の吸気ポートからの吸気流との干渉が少な
くなり、また、前側の吸気ポートの吸気弁に衝突する割
合も少なくなって、充填効率が向上する。また、吸気流
の主流方向が吸気ポートによって異なることにより、そ
れぞれの主流がピストンに衝突した後の流動方向が異な
ってきて、強いタンブル流の生成が抑制され、また、吸
気ポートによって主流方向が異なり、シリンダ中心方向
のベクトルに差ができることによって、タンブル流は回
転面がシリンダ中心と一致しないものとなり、その結
果、タンブル流の持続性が低下する。したがって、燃料
噴射時期である圧縮上死点付近においてタンブル流が崩
壊することによる燃焼室キャビティ内空気流動の不均一
化が抑制され、空気流動の不均一化に伴う不均一燃焼の
発生が防止され、燃焼が不均一となることによるエミッ
ションの悪化が防止される。そして、スワール生成方向
の前側の吸気バルブの傘部に傘径を拡大する拡径部が設
けられて、そのバルブ傘径が後ろ側の吸気ポートに対す
るバルブ傘径より大きくなる設定とされることにより、
カーテンエリアは変えないで、前側の吸気ポートからの
吸気流速のスワール方向の成分を大きくでき、また、後
ろ側の吸気ポートからの吸気の流れとの干渉を避けるこ
とができて、スワールを強化できる。 Further , according to the engine intake system of the invention as claimed in claim 6 , in each of the plurality of intake ports opened to the cylinder for each cylinder, the throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located is substantially. It is straight and each intake port is oriented in the same swirl generation direction in the tangential direction of the cylinder in a plane orthogonal to the cylinder axis, and each intake port is adjacent to the cylinder and is in front of and behind the swirl generation direction. Since it is a double tangential port with the port axis of the throat section set to direct the intake flow flowing into the cylinder in a predetermined direction, there is no increase in ventilation resistance like in the case of a helical port. , Yet you get the swirl you need. There is no increase in ventilation resistance as in the case of the helical port, yet the swirl of the required strength is obtained. Further, the angle of incidence of the tangent to the port axis at the intersection of the port axis mainstream portion of the intake port opening to the front side in the swirl generating direction and the valve axis with respect to the opening surface is the intake port opening to the rear side in the swirl generating direction. By making the angle smaller than the angle of incidence, the main flow direction of the intake air flow from the rear intake port is downward compared to the main flow direction of the intake air flow from the front intake port, and the inertial force in the valve axis direction increases. As a result, the spread when passing through the intake valve is smaller than the intake flow from the front intake port, and as a result, there is less interference with the intake flow from the front intake port, and the front intake port The rate of collision with the intake valve is also reduced, and the charging efficiency is improved. Also, since the main flow direction of the intake flow differs depending on the intake port, the flow direction after each main flow collides with the piston will be different, and the generation of strong tumble flow will be suppressed, and the main flow direction will also differ depending on the intake port. As a result of the difference in the vector in the cylinder center direction, the tumble flow does not coincide with the rotation surface in the cylinder center, and as a result, the tumble flow persistence decreases. Therefore, the non-uniformity of the air flow in the combustion chamber cavity due to the collapse of the tumble flow near the compression top dead center which is the fuel injection timing is suppressed, and the non-uniform combustion caused by the non-uniformity of the air flow is prevented. , Deterioration of emission due to non-uniform combustion is prevented. Further, a diameter-increasing portion for enlarging the umbrella diameter is provided in the umbrella portion of the intake valve on the front side in the swirl generation direction, and the valve umbrella diameter is set to be larger than the valve umbrella diameter for the intake port on the rear side. By being
Without changing the curtain area, the swirl component of the intake flow velocity from the front intake port can be increased, and interference with the flow of intake air from the rear intake port can be avoided to enhance swirl. .

【００２１】[0021]

【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

【００２２】図１は本発明の一実施例におけるシリンダ
ヘッドの吸気ポートの配置を模式的に示す横断面図、図
２は図１に示すポート軸線Ａ_Fを通るＸ−Ｘ断面の縦断
面図、図３は図１に示すポート軸線Ａ_Rを通るＹ−Ｙ断
面の断面図である。 FIG . 1 is a horizontal cross-sectional view schematically showing the arrangement of intake ports of a cylinder head in one embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a vertical cross-sectional view of the XX cross section passing through the port axis A _F shown in FIG. 3 is a cross-sectional view of a Y-Y cross-section through the port axis a _R of FIG. 1.

【００２３】図１，図２および図３において、１はシリ
ンダヘッド、２はシリンダボアを示す。シリンダヘッド
１には、一端側から延設されてシリンダボア２に連通す
る二つの吸気ポート３，４が形成されている。これら吸
気ポート３，４は、一方の吸気ポート３が気筒列方向
（図１で上下方向）に対しシリンダヘッド１の吸気側端
面１ａに近い位置で、他方の吸気ポート４がそれより排
気側端面に近い位置でそれぞれシリンダボア２に開口
し、シリンダボア２への開口位置において二つの吸気ポ
ート３，４同士が隣合わせで、千鳥配置のポート配列と
されている。なお、図示しないが、シリンダヘッド１に
は二つの排気ポートが形成され、その排気ポート同士が
やはり隣合わせで千鳥配置とされている。 [0023] In FIG. 1, 2 and 3, 1 denotes a cylinder head, 2 denotes a cylinder bore. The cylinder head 1 is formed with two intake ports 3 and 4 extending from one end side and communicating with the cylinder bore 2. In these intake ports 3 and 4, one intake port 3 is located near the intake side end face 1a of the cylinder head 1 in the cylinder row direction (vertical direction in FIG. 1), and the other intake port 4 is closer to the exhaust side end face than that. To the cylinder bore 2, and the two intake ports 3 and 4 are adjacent to each other at the opening position to the cylinder bore 2 to form a staggered port arrangement. Although not shown, two exhaust ports are formed in the cylinder head 1, and the exhaust ports are also arranged next to each other in a staggered arrangement.

【００２４】二つの吸気ポート１，２は、いずれもスロ
ート部３ａ，４ａが直線的にシリンダボア２に入射する
ストレートポートであって、吸気流がいずれもシリンダ
ボア２内に同方向に流入して図１で時計回り方向のスワ
ールを生成するよう、シリンダ軸線に直交する面（図１
の図示面）内での入射方向がいずれもシリンダボア２の
接線方向とされ、また、各スロート部３ａ，４ａにおけ
るポート軸線Ａ_R，Ａ_Fのそれぞれの主流部と各バルブ軸
線Ｖ_R，Ｖ_Fとの交点における各ポート軸線Ａ_R，Ａ_Fへの
接線の各ポート出口側開口面に対する入射角は、スワー
ル生成方向の後ろ側に開口する吸気ポート３の入射角θ
_Rが大きく、スワール生成方向の前側に開口する吸気ポ
ート４の入射角θ_Fが小さくされている。スワール生成
方向前側の吸気ポート４の入射角θ_Fは例えば５０゜程
度である。そして、前側の吸気ポート４はプライマリ吸
気ポートであり、後ろ側の吸気ポート３はセカンダリ吸
気ポートであって、これら吸気ポート３，４は、低負荷
時にはセカンダリ側の図示しない開閉弁を閉じ前側の吸
気ポート４からのみ吸気を行ってスワールを強化するよ
うにし、高負荷時には後ろ側の吸気ポート３からも吸気
を行って充填量を確保するよう使い分けられる。 Each of the two intake ports 1 and 2 is a straight port in which the throat portions 3a and 4a are linearly incident on the cylinder bore 2, and both intake flows flow into the cylinder bore 2 in the same direction. A plane orthogonal to the cylinder axis (Fig.
Is the tangential direction of the cylinder bore 2, and the main flow portions of the port axes A _R and A _F in the throat portions 3a and 4a and the valve axis V _R and V _{F, respectively.} The incident angle of the tangent to each port axis A _R , A _{F at} the intersection point with the opening surface on the outlet side of each port is the incident angle θ of the intake port 3 opening rearward in the swirl generation direction.
_R is large, and the incident angle θ _F of the intake port 4 that opens to the front side in the swirl generation direction is small. The incident angle θ _F of the intake port 4 on the front side in the swirl generating direction is, for example, about 50 °. The front intake port 4 is a primary intake port, the rear intake port 3 is a secondary intake port, and these intake ports 3 and 4 close the opening / closing valve (not shown) on the secondary side when the load is low. The swirl is strengthened by inhaling only from the intake port 4, and when the load is high, the rear intake port 3 is also inhaled to secure the filling amount.

【００２５】また、これらスワール生成方向の前側に開
口する吸気ポート４およびスワール生成方向の後ろ側に
開口する吸気ポート３には、図２および図３に示すよう
に各スロート部３ａ，４ａにおけるポート軸線Ａ_R，Ａ_F
に対し出口側開口の中心を通り該出口側開口の開口面に
直角な各バルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fとの交点近傍にそれぞれ所
定曲率半径ｒ_R，ｒ_Fの軸線移行部が設けられている。ま
た、これら吸気ポート３，４は、いずれもスロート部３
ａ，４ａにおけるポート軸線Ａ_R，Ａ_Fの主流部が略直線
により構成されている。なお、この部分のポート軸線Ａ
_F，Ａ_Rは、後述の定義面上におけるポート断面を略円形
として、そのポート断面の直径の略３倍より大きい曲率
半径の曲線、例えば曲率半径１００ｍｍ程度の曲線で構
成することも可能である。後ろ側の吸気ポート３の軸線
移行部はそのｒ_Rの中心が吸気ポート３の若干外側に位
置し、前側の吸気ポート４の軸線移行部はそのｒ_Fの中
心が吸気ポート４の内側に位置する。また、スワール生
成方向の前側に開口する吸気ポート４のポート軸線Ａ_F
は、上記略直線部分の上流が所定曲率半径Ｒ_F（例えば
４５ｍｍ程度）の曲線とされ、スワール生成方向の後ろ
側に開口する吸気ポート３のポート軸線Ａ_Rは、略直線
部分の上流がＲ_Fより若干大きい曲率半径Ｒ_Rの曲線とさ
れている。 Further, the intake port 4 opening to the front side in the swirl generating direction and the intake port 3 opening to the rear side in the swirl generating direction include the ports in the throat portions 3a, 4a as shown in FIG. 2 and FIG. Axes A _R , A _F
On the other hand, axis transition parts having predetermined radii of curvature r _R , r _F are respectively provided in the vicinity of intersections with the valve axes V _R , V _F which pass through the center of the outlet side opening and are orthogonal to the opening surface of the outlet side opening. . In addition, these intake ports 3 and 4 are all in the throat section 3.
The mainstream portions of the port axes A _R and A _F in a and 4a are formed by substantially straight lines. In addition, the port axis A of this part
_{It is also possible for F 1} and A _R to be configured with a curve having a radius of curvature larger than about 3 times the diameter of the port cross section, for example, a curve having a radius of curvature of about 100 mm, with the port cross section on the definition surface described later being substantially circular. . The center of r _R of the axial transition part of the rear intake port 3 is located slightly outside the intake port 3, and the center of r _F of the axial transition part of the front intake port 4 is located inside the intake port 4. To do. In addition, the port axis A _F of the intake port 4 that opens to the front side in the swirl generation direction
Is a curve having a predetermined radius of curvature R _F (for example, about 45 mm) upstream of the substantially straight line portion, and the port axis A _R of the intake port 3 opening to the rear side in the swirl generation direction is R at the upstream of the substantially straight line portion. The curve has a radius of curvature R _R slightly larger than _F.

【００２６】また、両吸気ポート３，４は、吸気流に指
向性を持たせるのに十分な長さの上記略直線の区間にお
いて、ポート断面形状および断面積を定義する定義面を
上記区間の上流端位置におけるポート軸線Ａ_R，Ａ_Fに直
角な面から下流端位置おけるバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fに直角
な面へと徐々に変化させ、その定義面を、上記上流端位
置においてはポート軸線Ａ_R，Ａ_Fに直角な面とし、上記
区間の下流端位置においてバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fに直角な
面として、下流側に近づくに従って次第にポート軸線Ａ
_R，Ａ_Fに対し前方へ傾斜させつつ、曲率半径の小さい軸
線移行部のポート断面形状の変化により吸気抵抗の増大
を抑えてポート軸線Ａ_R，Ａ_Fに直角な面に接続させ、か
つ、上記区間において定義面上の吸気ポートの断面積を
略同一としたものであって、それにより、ポート軸線Ａ
_R，Ａ_Fに直角な断面の断面積を徐々に絞る形で、吸気流
の流速を大きくしスワールを強化するようにしている。 Further , the intake ports 3 and 4 are defined by defining a defining surface defining the port cross-sectional shape and the cross-sectional area in the above-mentioned section in a section of the above-mentioned substantially straight line having a length sufficient to give directivity to the intake flow. The surface perpendicular to the port axes A _R and A _F at the upstream end position is gradually changed to a surface perpendicular to the valve axes V _R and V _F at the downstream end position, and the definition surface is defined as the port at the upstream end position. A plane perpendicular to the axes A _R and A _F, and a plane perpendicular to the valve axes V _R and V _F at the downstream end position of the above section. The port axis A gradually increases toward the downstream side.
_While inclining forward with respect to _R and _AF , the increase in intake resistance is suppressed by the change in the port cross-sectional shape of the axis transition part with a small radius of curvature, and the intake axis is connected to a plane perpendicular to the axis A _R and _AF , and In the above-mentioned section, the cross-sectional areas of the intake ports on the definition surface are made substantially the same, so that the port axis A
By gradually narrowing the cross-sectional area of the cross section perpendicular to _R and A _F , the flow velocity of the intake flow is increased and the swirl is strengthened.

【００２７】また、両吸気ポート３，４は、出口側開口
の鋳造時におけるポート中子の型ズレに起因して内面加
工後の開口端の一部に加工代がなくなり、バルブシート
との間に段差ができて、それがポート内流動に影響しバ
ラツキを生ずるのを防止するよう、出口側開口を、肩部
に所定半径の曲面形状を有する工具５によってバルブ軸
線Ｖ_R，Ｖ_Fと同軸に内面加工を施すようにし、その加工
高さが、出口側開口縁部においてポート内壁にポート軸
線Ａ_R，Ａ_Fに対し前方側で所定範囲に亙って曲面形状に
削られ、かつ、ポート軸線Ａ_R，Ａ_Fに対し後方側で所定
の加工代が削られて加工面との間にエッジが付く設定と
している。図２および図３においてａは上記前方側の削
られた部分であり、ｂが後方側の加工代が削られた部分
を示す。各吸気ポート３，４のポート軸線Ａ_R，Ａ_Fのバ
ルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fとの交点近傍に上記のように曲率半径
の小さい軸線移行部が設定されたことで、それぞれの出
口側開口の素材形状がバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fに対しポート
軸線Ａ_R，Ａ_F方向前方側にオフセットし、それが出口側
開口の全周に加工代を確保するのに好都合となる。ま
た、両吸気ポート３，４は、内面加工の加工代を確保す
るとともに、燃焼室側からのポート中子の固定を容易な
ものとするために、出口側開口を所定位置から下流側が
絞られた素材形状のものを内面加工するものとし、か
つ、その素材形状の絞り始め位置を、各軸線移行部の曲
率中心を通りバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fに直角な面より上流側
で軸線移行部のポート軸線Ａ_R，Ａ_F側移行点より下流側
に設定したものとしている。図２および図３においてｃ
は素材形状における上記出口側開口の絞り部を示す。 Further , both intake ports 3 and 4 have no machining allowance at a part of the opening end after inner surface machining due to the mold deviation of the port core at the time of casting of the outlet side opening, so that the space between the intake port and the valve seat is reduced. In order to prevent a step from being formed in the port, which affects the flow in the port and causes variations, the outlet side opening is coaxial with the valve axes V _R and V _F by a tool 5 having a curved surface with a predetermined radius on the shoulder. The inner surface of the port is machined so that the machining height of the inner wall of the port at the outlet side opening is curved in a predetermined range on the front side with respect to the port axes A _R and A _F , and A predetermined machining allowance is cut on the rear side with respect to the axes A _R and A _F , and an edge is formed between the machining surface and the machining surface. In FIGS. 2 and 3, “a” indicates the front side cut portion, and “b” indicates the rear side machining allowance. As a result of the axial transition portion having a small radius of curvature being set near the intersection of the port axes A _R and A _F of the intake ports 3 and 4 with the valve axes V _R and V _F , the respective outlet side openings are set. The material shape of is offset to the front side in the direction of the port axes A _R and A _{F with} respect to the valve axes V _R and V _F , which is convenient for securing a machining allowance over the entire circumference of the outlet side opening. Further, both intake ports 3 and 4 secure a machining allowance for the inner surface machining and facilitate the fixation of the port core from the combustion chamber side, so that the outlet side opening is narrowed from the predetermined position to the downstream side. All material shape what shall inner surface machining, and that the throttle start position of the material shape, the center of curvature of the street valve axis V _R of each axis transition, the axis transition at the upstream side of a plane perpendicular to the V _F It is assumed that it is set on the downstream side from the transition point of the port axis lines A _R and A _F. 2 and 3, c
Indicates the narrowed portion of the outlet side opening in the material shape.

【００２８】各吸気ポート３，４の出口側開口近傍スロ
ート部３ａ，４ａのポート形状の設定手順はつぎのとお
りである。 The procedure for setting the port shape of the throat portions 3a, 4a near the outlet side opening of each intake port 3, 4 is as follows.

【００２９】まず、吸気ポート３，４の出口側開口近傍
のスロート部３ａ，４ａにおけるポート軸線Ａ_R，Ａ
_Fを、吸気ポート３，４の前記出口側開口の中心を通り
該出口側開口の開口面に垂直なバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fとの
交点におけるポート軸線Ａ_R，Ａ_Fへの接線の上記開口面
に対する入射角θ_R，θ_Fが所定角度となるようポート軸
線Ａ_R，Ａ_Pを定義する。このスロート部３ａ，４ａにお
けるポート軸線Ａ_R，Ａ_Fは、このポート軸線Ａ_R，Ａ_Fと
上記バルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fとの交点と該交点からポート軸
線長さにして所定長さだけ上流までの区間では直線（ま
たは大きな曲率半径の曲線）で構成する。また、上記入
射角θ_R，θ_Fは、効率的なスワール強度の確保と、ポー
ト内流通抵抗を小さく抑えることの兼ね合いを考慮し
て、例えば４５゜以上の範囲で適宜設定する。また、定
義した上記ポート軸線Ａ_R，Ａ_Fとバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fと
の間に所定曲率半径ｒ_R，ｒ_Fの軸線移行部を設ける。そ
して、上記区間のポート断面形状および断面積を、この
区間の上流端位置においてはポート軸線Ａ_R，Ａ_Fに垂直
で、下流端である上記バルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fとの交点にお
いてはバルブ軸線Ｖ_R，Ｖ_Fに垂直で、その間上流側から
下流側にかけて徐々に変化させた定義面上において、断
面形状略同一かつ断面積略同一となるよう定義してい
く。上記定義面上のポート断面は略円形とするのが好ま
しい。また、上記区間のポート軸線長さは上記定義面上
における吸気ポート断面の直径Ｄより大きい値とするの
が好ましい。 Firstly, the port axis A _R of the throat portion 3a, 4a of the outlet opening near the intake ports 3, 4, A
_F is a tangent to the port axes A _R and A _{F at} the intersection with the valve axes V _R and V _F that pass through the center of the outlet side openings of the intake ports 3 and 4 and are perpendicular to the opening surface of the outlet side openings. The port axes A _R and A _P are defined so that the incident angles θ _R and θ _F with respect to the opening surface become predetermined angles. The throat portion 3a, the port axis in 4a A _R, A _F is the port axis A _R, A _F and the valve axis V _R, by a predetermined length from an intersection and intersection points in the port axis length of the V _F The section up to the upstream is composed of a straight line (or a curve with a large radius of curvature). Further, the incident angles θ _R and θ _F are appropriately set in the range of, for example, 45 ° or more in consideration of the balance between ensuring the efficient swirl strength and suppressing the flow resistance in the port to be small. Further, an axis transition portion having a predetermined radius of curvature r _R , r _F is provided between the defined port axes A _R , A _F and the valve axes V _R , V _F. Then, the port cross-sectional shape and cross-sectional area of the segment, the port axis A _R is at the upstream end position of the section, perpendicular to the A _F, a downstream end the valve axis V _R, the intersection of the V _F is the valve Definitions are made so that the cross-sectional shape is substantially the same and the cross-sectional area is substantially the same on a definition plane that is perpendicular to the axes V _R and V _F and that is gradually changed from the upstream side to the downstream side between them. It is preferable that the cross section of the port on the defined surface is substantially circular. Further, it is preferable that the length of the port axis in the above section is larger than the diameter D of the intake port cross section on the defining surface.

【００３０】両吸気ポート３，４は、ポート軸線に直交
する横断面の面積が最小となる位置から出口側開口端
（ヘッド下面位置）までのポート軸線長さが、スロート
部３ａ，４ａにおける定義面上のポート径Ｄの１．５倍
以内であり、出口側開口におけるポート径は、スロート
部３ａ，４ａにおける定義面上のポート径に対し若干拡
大されたものとなっている。また、前側の吸気ポート４
に対する吸気バルブの傘部には傘径を若干拡大するよう
拡径部が設けられる。 [0030] Both the intake ports 3 and 4, the port axis length from the position where the area of the cross section perpendicular to the port axis is minimized to the outlet side opening end (the head lower surface position), defines the throat portion 3a, 4a It is within 1.5 times the port diameter D on the surface, and the port diameter at the outlet side opening is slightly larger than the port diameter on the defined surface in the throat portions 3a and 4a. In addition, the front intake port 4
The intake valve is provided with an enlarged diameter portion to slightly increase the diameter of the umbrella portion of the intake valve.

【００３１】図４に前側の吸気ポート４の出口側開口部
の構造を示す。図において、６はバルブシートである。
また、７は吸気バルブであって、仮想線で示す７ _kが上
記拡大部である。そして、ｄ₀はバルブシート部内径、
ｄ₁はバルブシート着座面外径、ｄ₂は拡大されたバルブ
傘径を示す。また、ｄは、出口側開口におけるポート径
がスロート部３ａ，４ａにおける定義面上のポート径Ｄ
と同一である場合の仮想例におけるバルブシート部内径
（ｄ＝Ｄ）である。また、図においてＳはポート軸線に
直交する横断面の面積が最小となる位置であり、Ｔ_Sは
その最小横断面である。また、カーテンエリア（開口端
通路面積）は図にＫで示す斜線領域である。バルブリフ
トＬに対しカーテンエリア（Ａ₁）はＡ₁＝π・ｄ₀・Ｌ
である。 FIG . 4 shows the structure of the outlet opening of the front intake port 4. In the figure, 6 is a valve seat.
Further, 7 is a suction valve, 7 _k indicated by the phantom line is the enlarged portion. And d ₀ is the inner diameter of the valve seat,
d ₁ is the outside diameter of the seating surface of the valve seat, and d ₂ is the enlarged valve umbrella diameter. Further, d is the port diameter at the outlet side opening, and the port diameter D on the defining surface of the throat portions 3a, 4a.
It is the inner diameter (d = D) of the valve seat portion in the virtual example when it is the same. Further, in the figure, S is the position where the area of the cross section orthogonal to the port axis is the smallest, and T _S is the minimum cross section thereof. The curtain area (opening end passage area) is a hatched area indicated by K in the figure. For the valve lift L, the curtain area (A ₁ ) is A ₁ = π ・ d ₀・ L
Is.

【００３２】上記Ｄおよびｄ₀，ｄ₁，ｄ₂は、一例とし
て、Ｄ＝２５．８ｍｍ、ｄ₀＝２７．０ｍｍ、ｄ₁＝３
０．５ｍｍ、ｄ₂＝３１．５ｍｍである。 The above D and d ₀ , d ₁ and d ₂ are, for example, D = 25.8 mm, d ₀ = 27.0 mm and d ₁ = 3.
0.5 mm and d ₂ = 31.5 mm.

【００３３】後ろ側の吸気ポート３の場合、上記Ｄおよ
びｄ₀，ｄ₁に相当する部分は前側の吸気ポート４と同様
で、一例としては、Ｄ＝２５．８ｍｍ、ｄ₀＝２７．０
ｍｍ、ｄ₁＝３０．５ｍｍである。また、後ろ側の吸気
バルブには上記拡径部はなく、したがって、ｄ₁がすな
わち傘径（ｄ₂）である。 In the case of the rear intake port 3, the portions corresponding to D and d ₀ , d ₁ are the same as the front intake port 4, and as an example, D = 25.8 mm, d ₀ = 27.0.
mm, d ₁ = 30.5 mm. Further, the intake valve on the rear side does not have the enlarged diameter portion, and therefore d ₁ is the umbrella diameter (d ₂ ).

【００３４】この実施例によれば、吸気ポート３，４が
バルブシート部へ近づくにつれ実質的に絞られることに
よってスワールが強化される。そして、最小絞り部に近
接してポート開口部が拡大されたことにより、吸気流速
が損なわれないでスワール強度が維持され、同時に、開
口端通路面積（カーテンエリア）が大きくなって吸気流
量が増大し、充填効率が向上する。 According to this embodiment, the swirl is enhanced by the intake ports 3 and 4 is narrowed substantially as it approaches the valve seat portion. And, because the port opening is enlarged close to the minimum throttle, the swirl strength is maintained without impairing the intake flow velocity, and at the same time, the opening end passage area (curtain area) is increased and the intake flow rate is increased. The filling efficiency is improved.

【００３５】ポート開口部の有効な開口面積はクランク
角（バルブリフト量）によって図５の特性図に示すよう
に変化する。図のように、開口面積（Ａ）はバルブリフ
トの小さい領域ではカーテンエリアによって支配され、
バルブリフトの大きい領域ではポート断面積（ポート軸
に直角な断面積）によって支配される。そして、この実
施例の場合、カーテンエリアが大きくなるような加工が
行われることにより、カーテンエリアによって支配され
る領域で開口面積（Ａ）が点線の特性（従来加工の場
合）に対して実線のように増大し、吸気流量が増大す
る。 The effective opening area of the port opening changes as shown in the characteristic diagram of FIG. 5 by the crank angle (valve lift). As shown in the figure, the opening area (A) is dominated by the curtain area in the region where the valve lift is small,
In the region where the valve lift is large, it is dominated by the port cross-sectional area (cross-sectional area perpendicular to the port axis). In the case of this embodiment, the opening area (A) in the area dominated by the curtain area is changed from the solid line with respect to the characteristic of the dotted line (in the case of conventional processing) by performing the processing such that the curtain area is increased. As described above, the intake flow rate increases.

【００３６】また、ポート出口径（バルブシート部内
径）を拡大した本実施例の場合（ポート径：２５．８ｍ
ｍ、ポート出口径：２７．０ｍｍ）と、そのような拡大
加工を行わない従来例の場合（ポート径：２５．８ｍ
ｍ、ポート出口径：２５．８ｍｍ）とを、平均流量係数
Ｃｆｍｅａｎとスワール比ＳＲｉ（インパルス・スワー
ル・レイシオ）のデータで示すと図６のとおりである。
これから、本実施例の場合、ポート出口径を拡大したこ
とによるスワールの低下は僅かで、むしろ流量係数が大
きくなることによる充填量増大の効果が大きいことがわ
かる。ここで、ＳＲｉはエンジン１回転あたりのスワー
ル回数である。また、Ｃｆｍｅａｎは圧力ヘッドから速
度ヘッド（エネルギ）への変換率の平均値である。 Further, in the case of this embodiment in which the port outlet diameter (inner diameter of valve seat portion) is enlarged (port diameter: 25.8 m)
m, port outlet diameter: 27.0 mm), and in the case of the conventional example where such expansion processing is not performed (port diameter: 25.8 m)
m and port outlet diameter: 25.8 mm) are shown in FIG. 6 as data of the average flow coefficient Cfmean and the swirl ratio SRi (impulse swirl ratio).
From this, it can be seen that in the case of the present embodiment, the swirl is slightly reduced due to the enlargement of the port outlet diameter, and the effect of increasing the filling amount due to the increase of the flow coefficient is large. Here, SRi is the number of swirls per engine revolution. Cfmean is the average value of the conversion rate from the pressure head to the velocity head (energy).

【００３７】また、図７は、バルブリフト量によるスワ
ール比および流量係数の特性を示すデータである。この
データは、ポート出口径を拡大した本実施例の場合（ポ
ート径：２５．８ｍｍ、ポート出口径：２７．０ｍｍ）
と、拡大加工を行わない場合（ポート径：２５．８ｍ
ｍ、ポート出口径：２５．８ｍｍ）と、ポート径そのも
のを大きくした場合（ポート径：２７．０ｍｍ、ポート
出口径：２７．０ｍｍ）を比較したもので、このデータ
から、本実施例の場合、ポート出口径を拡大したことに
より、スワール比はポート径そのものを大きくした場合
に比べて遥かに大きく、流量係数は、ポート径そのもの
を大きくした場合と大差がないということがわかる。 Further, FIG. 7 is a data showing the characteristics of the swirl ratio and the flow coefficient by the valve lift. This data is for this embodiment in which the port outlet diameter is enlarged (port diameter: 25.8 mm, port outlet diameter: 27.0 mm).
And when not enlarging (port diameter: 25.8m
m, port outlet diameter: 25.8 mm) and a case in which the port diameter itself is increased (port diameter: 27.0 mm, port outlet diameter: 27.0 mm) are compared. From this data, in the case of this example By increasing the port outlet diameter, the swirl ratio is much larger than when the port diameter itself is increased, and it can be seen that the flow coefficient is not much different from when the port diameter itself is increased.

【００３８】また、この実施例によれば、スワール生成
方向の前側の吸気バルブの傘径が大きくされたことによ
り、カーテンエリアを変えることなく前側の吸気ポート
４からの吸気流速のスワール方向の成分を大きくでき、
また、後ろ側の吸気ポート３からの吸気の流れとの干渉
を避けることができ、スワールを強化できる。図８はこ
のように前側の吸気バルブの傘径を大きくした場合の各
吸気ポート３，４からの吸気の流れを矢線にて模式的に
示している。図において７_Fは前側の吸気バルブであ
り、７_Rは後ろ側の吸気バルブである。この場合、吸気
バルブ７_Fの傘径が拡大されたことにより、傘先端部に
よってシリンダ軸方向の速度成分がスワール方向の成分
へ変換される度合が大きくなり、それによって、前側の
吸気ポート４から流入する吸気流のスワール方向へのベ
クトルが大きくなる。また、傘径が大きくされているの
は前側の吸気バルブ７_Fだけであって、後側の吸気ポー
ト３からの吸気流が吸気バルブ７_Rを通過する際の広が
りは前側に比べて小さい。そのため、後ろ側の吸気バル
ブ７_Rを通過した吸気が前側の吸気バルブ７_Fに衝突する
ことによるスワールおよび充填効率の低下は少ない。 Further , according to this embodiment, since the umbrella diameter of the intake valve on the front side in the swirl generating direction is increased, the component of the intake flow velocity from the intake port 4 on the front side in the swirl direction without changing the curtain area. Can be increased,
Further, interference with the flow of intake air from the intake port 3 on the rear side can be avoided, and swirl can be strengthened. FIG. 8 schematically shows, by arrows, the flow of intake air from the intake ports 3 and 4 when the umbrella diameter of the front intake valve is increased. In the figure, 7 _F is a front intake valve, and 7 _R is a rear intake valve. In this case, since the umbrella diameter of the intake valve 7 _F is enlarged, the degree of conversion of the velocity component in the cylinder axis direction into the component in the swirl direction by the umbrella tip portion is increased, whereby the intake port 4 on the front side is changed. The vector of the inflowing inspiratory flow in the swirl direction becomes large. Further, only the front intake valve 7 _F has a large umbrella diameter, and the spread when the intake flow from the rear intake port 3 passes through the intake valve 7 _R is smaller than that on the front side. Therefore, there is little reduction in swirl and charging efficiency due to the intake air that has passed through the rear intake valve 7 _R colliding with the front intake valve 7 _F.

【００３９】図９は、この実施例において低負荷時に後
ろ側の吸気ポート３の上流側開閉弁を閉じて前側の吸気
ポート４のみから吸気を行った場合のＣｆｍｅａｎ−Ｓ
Ｒｉ特性のデータである。なお、比較例として、後ろ側
の吸気ポート３からのみ吸気を行った場合と、両方の吸
気ポート３，４から吸気を行った場合のデータを示して
いる。図において、丸印のプロットはいずれも前側の吸
気バルブ７_Fが拡大傘径（３１．５ｍｍ）場合であり、
四角印のプロットは通常傘径（２９．５ｍｍ）の場合で
ある。これから、前側の吸気ポート４のみから吸気を行
うことでスワールが強化することができ、かつ、前側の
吸気バルブ７_Fの傘径を拡大することによってその効果
が増大することがわかる。 FIG . 9 shows a Cfmean-S in the case where the upstream side opening / closing valve of the rear side intake port 3 is closed and the intake is performed only from the front side intake port 4 when the load is low in this embodiment.
This is Ri characteristic data. As a comparative example, data is shown when intake is performed only from the rear intake port 3 and when intake is performed from both intake ports 3 and 4. In the figure, the plots with circles are for the case where the front intake valve 7 _F has an enlarged umbrella diameter (31.5 mm).
The plot with square marks is for the case of a normal umbrella diameter (29.5 mm). From this, it is understood that the swirl can be strengthened by performing the intake air only from the front intake port 4, and the effect is increased by enlarging the umbrella diameter of the front intake valve 7 _F.

【００４０】図１には、流速とその方向を表すベクトル
（矢印）によって各吸気ポート３，４からの吸気流の流
速分布を示している。また、図１において、２１はヘッ
ドボルト孔（大径）、２２はサブヘッドボルト孔（小
径）である。吸気ポート３，４はこれらのヘッドボルト
孔２１，２２と干渉しない配置となっている。 FIG . 1 shows the flow velocity distribution of the intake flow from the intake ports 3 and 4 by the vector (arrow) representing the flow velocity and its direction. In FIG. 1, 21 is a head bolt hole (large diameter), and 22 is a sub head bolt hole (small diameter). The intake ports 3 and 4 are arranged so as not to interfere with these head bolt holes 21 and 22.

【００４１】なお、上記実施例では、前後吸気ポート
３，４のいずれについてもポート開口部を拡大する構成
としたものを説明したが、スワール生成方向の後側の吸
気ポートについてのみポート開口部を拡大するようにし
てもよく、それによって特に高負荷時の充填効率を高め
るようにできる。 In the above-mentioned embodiment, the structure in which the port openings are enlarged for both the front and rear intake ports 3 and 4 has been described, but the port openings are provided only for the intake ports on the rear side in the swirl generating direction. It may be enlarged, so that the filling efficiency can be enhanced especially at high loads.

【００４２】また、上記実施例は、本発明をダブルタン
ジェンシャルポートに適用したものであるが、本発明
は、気筒毎に吸気ポートが一個の場合にも適用すること
ができるものである。 Further , the above-mentioned embodiment applies the present invention to the double tangential port, but the present invention can also be applied to the case where there is one intake port for each cylinder.

【００４３】また、上記実施例は、吸気ポートの定義面
が上記実施例のようにバルブ軸線に対し傾斜しつつ変化
するものであるが、本発明はポート軸線に直角な面をポ
ート定義面とするものにも適用することができる。 Further , in the above embodiment, the definition surface of the intake port changes while inclining with respect to the valve axis as in the above embodiment, but in the present invention, the surface perpendicular to the port axis is the port definition surface. It can also be applied to things that do.

【００４４】[0044]

【発明の効果】請求項１〜５に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、通路面積がバルブシート位置に向け徐
々に絞られた略ストレート状の吸気ポートによって燃焼
室内に所定方向に指向する強い吸気流を生成することが
できるとともに、最小絞り部に近接してポート開口部を
拡大することにより吸気流速が損なわれるのを防止しつ
つ吸気流量を増大させ充填効率を向上させることができ
る。Effects of the Invention] According to the intake system of the engine of the invention according to claims 1 to 5, the passage area is directed in a predetermined direction in the combustion chamber by gradually narrowed substantially straight intake port was toward the valve seat position It is possible to generate a strong intake air flow, and it is possible to increase the intake air flow rate and improve the filling efficiency while preventing the intake air flow speed from being impaired by enlarging the port opening portion in the vicinity of the minimum throttle portion.

【００４５】そして、特に請求項１に係る発明によれ
ば、ポート軸線に直角な横断面により規定される通路面
積をバルブシート位置に向け徐々に絞る形にして吸気流
速を高めることができ、その場合の最小絞り部に近接し
てポート開口部を拡大することにより吸気流速を維持し
つつ充填効率を向上させることができる。 In particular, according to the invention of claim 1 , the passage area defined by the cross section perpendicular to the port axis can be gradually narrowed toward the valve seat position to increase the intake flow velocity. In this case, the filling efficiency can be improved while maintaining the intake flow velocity by enlarging the port opening in the vicinity of the minimum throttle portion.

【００４６】また、特に請求項２に係る発明のエンジン
の吸気装置によれば、最小横断面位置から出口側開口端
までのポート軸線長さをスロート部定義面上の径の１．
５倍より小さくし、吸気流速の維持と充填効率の向上を
共に実現するようにできる。 [0046] In particular, according to the intake system of the engine of the invention according to claim 2, the minimum cross-sectional position the port axis length to the outlet side opening end of the diameter of the throat portion defined surface 1.
By making it smaller than 5 times, it is possible to maintain the intake flow velocity and improve the charging efficiency.

【００４７】また、特に請求項３に係る発明のエンジン
の吸気装置によれば、ダブルタンジェンシャルポートに
おいて少なくともスワール生成方向の後ろ側の吸気ポー
トのポート開口部を拡大する設定とすることによって、
スワールの弱化を抑制しつつ吸気流量を増大させること
ができる。 [0047] According particularly to the intake system of the engine of the invention according to claim 3, by the setting to enlarge the port opening of the intake port of at least swirl direction of the rear side in the double tangential port,
The intake flow rate can be increased while suppressing the weakening of the swirl.

【００４８】また、特に請求項４に係る発明のエンジン
の吸気装置によれば、ダブルタンジェンシャルポートの
両吸気ポートについて、バルブシート位置でのバルブ軸
線に直交する横断面上のポート径がポート定義面上の径
に対し大きくなる設定とすることにより、スワールの弱
化を抑制しつつ吸気流量を増大させることができる。 [0048] According particularly to the intake system of the engine of the invention according to claim 4, for the intake port of the double tangential port, the port diameter ports defined on transverse plane perpendicular to the valve axis at the valve seat position By setting the diameter larger than the diameter on the surface, the intake flow rate can be increased while suppressing the weakening of the swirl.

【００４９】また、特に請求項５に係る発明のエンジン
の吸気装置によれば、ダブルタンジェンシャルポートの
スワール生成方向の前側の吸気バルブの傘部に傘径を拡
大する拡径部を設けて、そのバルブ傘径が後ろ側の吸気
ポートに対するバルブ傘径より大きくなる設定とするこ
とにより、カーテンエリアは変えないで、前側の吸気ポ
ートからの吸気流速のスワール方向の成分を大きくし、
また、後ろ側の吸気ポートからの吸気の流れとの干渉を
避けてスワールを強化できる。 Further , according to the engine intake device of the invention as claimed in claim 5 , in particular, the expanding portion for expanding the umbrella diameter is provided in the umbrella portion of the intake valve on the front side in the swirl generating direction of the double tangential port, By setting the valve umbrella diameter to be larger than the valve umbrella diameter for the rear intake port, the curtain area is not changed and the swirl direction component of the intake flow velocity from the front intake port is increased,
Also, swirl can be strengthened by avoiding interference with the flow of intake air from the rear intake port.

【００５０】また、請求項６に係る発明のエンジンの吸
気装置によれば、ダブルタンジェンシャルポートにおい
てスワール生成方向の前側に開口する吸気ポートのポー
ト軸線主流部とバルブ軸線との交点におけるポート軸線
への接線の前記開口面に対する入射角を、スワール生成
方向の後ろ側に開口する吸気ポートの入射角より小さく
することによって、吸気流の干渉を少なくし、また、吸
気弁への衝突を少なくして充填効率を向上させることが
でき、また、不均一燃焼によるエミッションの悪化を防
止することができるとともに、スワール生成方向の前側
の吸気バルブの傘径を拡大することにより、カーテンエ
リアは変えないで前側の吸気ポートからの吸気流速のス
ワール方向の成分を大きくし、また、後ろ側の吸気ポー
トからの吸気の流れとの干渉を避けて、スワールを強化
することができる。 Further , according to the engine intake system of the invention as claimed in claim 6 , in the double tangential port, to the port axis line at the intersection of the port axis main flow portion of the intake port opening to the front side in the swirl generating direction and the valve axis line. By making the angle of incidence of the tangent line of the above with respect to the opening surface smaller than the angle of incidence of the intake port opening to the rear side in the swirl generation direction, interference of intake flow is reduced and collision with the intake valve is reduced. It is possible to improve the charging efficiency, prevent the emission from deteriorating due to non-uniform combustion, and expand the diameter of the intake valve on the front side in the swirl generation direction to change the curtain area without changing the curtain area. Increase the swirl component of the intake flow velocity from the intake port of the To avoid interference with, it is possible to strengthen the swirl.

[Brief description of drawings]

【図１】本発明の一実施例のエンジンにおけるシリンダ
ヘッドの吸気ポートの配置を模式的に示す横断面図であ
る。FIG. 1 is a cross-sectional view schematically showing the arrangement of intake ports of a cylinder head in an engine according to an embodiment of the present invention.

【図２】図１に示すポート軸線Ａ_Fを通るＸ−Ｘ断面の
縦断面図である。FIG. 2 is a vertical cross-sectional view of the XX cross section passing through the port axis line A _F shown in FIG.

【図３】図１に示すポート軸線Ａ_Rを通るＹ−Ｙ断面の
縦断面図である。FIG. 3 is a vertical cross-sectional view of a YY cross section passing through the port axis line A _R shown in FIG.

【図４】本発明の一実施例におけるスワール方向前側の
吸気ポートの出口側開口部の構造図である。FIG. 4 is a structural diagram of an outlet-side opening of the intake port on the front side in the swirl direction in one embodiment of the present invention.

【図５】本発明の一実施例におけるポート開口面積の特
性図である。FIG. 5 is a characteristic diagram of a port opening area according to an embodiment of the present invention.

【図６】本発明の一実施例におけるポート出口径をパラ
メータとした平均流量係数とスワール比の特性図であ
る。FIG. 6 is a characteristic diagram of the average flow coefficient and swirl ratio with the port outlet diameter as a parameter in one embodiment of the present invention.

【図７】本発明の一実施例におけるバルブリフト量によ
るスワール比と流量係数の特性図である。FIG. 7 is a characteristic diagram of a swirl ratio and a flow coefficient according to a valve lift amount in an embodiment of the present invention.

【図８】本発明の一実施例におけるバルブ傘径による吸
気の流れを示す模式図である。FIG. 8 is a schematic diagram showing the flow of intake air according to the diameter of a valve umbrella in one embodiment of the present invention.

【図９】本発明の一実施例におけるバルブ傘径による平
均流量係数とスワール比の特性図である。FIG. 9 is a characteristic diagram of an average flow coefficient and a swirl ratio depending on a valve umbrella diameter in an embodiment of the present invention.

[Explanation of symbols]

１シリンダヘッド２シリンダボア３吸気ポート（スワール生成方向の後ろ側）３ａスロート部４吸気ポート（スワール生成方向の前側）４ａスロート部６バルブシート７吸気バルブ７ａ拡大部Ａ_F，Ａ_R ポート軸線Ｄポート径（定義面）ｄ₀ バルブシート内径ｄ₁ バルブシート，着座面外径ｄ₂ 傘径（拡大）ＫカーテンエリアＴ_S 最小横断面Ｖ_F，Ｖ_R バルブ軸線 θ_F，θ_R 入射角1 cylinder head 2 cylinder bore 3 intake port 3a throat portion 4 the intake port (behind the swirl direction) (in the swirl direction front side) 4a throat 6 the valve seat 7 the intake valve 7a enlarged section A _F, A _R port axis D port Diameter (definition surface) d ₀ Valve seat inner diameter d ₁ Valve seat, seating surface outer diameter d ₂ Umbrella diameter (enlarged) K Curtain area T _S Minimum cross section V _F , V _R Valve axis θ _F , θ _R Incident angle

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献特開平２−75718（ＪＰ，Ａ) 実開平４−137224（ＪＰ，Ｕ) 実開昭62−144（ＪＰ，Ｕ) 特公昭43−11330（ＪＰ，Ｂ１) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F02B 29/00 F02B 31/00 331 F02B 31/02 F01L 3/06 F02F 1/42 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (56) References JP-A-2-75718 (JP, A) Actually open 4-137224 (JP, U) Actually open 62-144 (JP, U) JPB 43- 11330 (JP, B1) (58) Fields surveyed (Int.Cl. ⁷ , DB name) F02B 29/00 F02B 31/00 331 F02B 31/02 F01L 3/06 F02F 1/42

Claims

(57) [Claims]

1. A throat near the outlet side opening where the valve seat is located so that the throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located is substantially straight, and the intake air flowing into the cylinder is directed in a predetermined direction. Of the tangent to the port axis at the intersection of the main flow axis of the port axis and the valve axis passing through the center of the outlet side opening and perpendicular to the opening side of the outlet side opening is set to a predetermined angle. , The valve axis with respect to the port axis of the throat
Place where the center of curvature is set inside the intake port near the intersection
An axis transition portion having a constant radius of curvature is provided, and a cross-sectional area orthogonal to the port axis of the throat portion becomes gradually smaller as it goes downstream from the valve seat position and in a section up to a predetermined length upstream thereof from the port of the throat portion. An intersection of the port axis and the valve axis and a position of a predetermined length upstream from the intersection of the port axis and the valve axis so that the position where the area of the cross section orthogonal to the axis is the minimum is close to the outlet side opening end. Of the intake port
A defined surface that defines the surface shape and cross-sectional area
From the plane perpendicular to the port axis at the flow end to the downstream end
To a plane perpendicular to the valve axis at the intersection point
And gradually connecting to a surface perpendicular to the port axis at the valve seat position where the intersection is located while inclining forward with respect to the port axis as it approaches the downstream side, and the defined surface in the section. The intake above
Port, an intake port configured so as to be the cross-sectional shape substantially circular and the cross-sectional area substantially the same, the port diameter on the cross section perpendicular to the bulb axis in the valve seat position, perpendicular to the port axis of the throat portion An intake device for an engine, characterized in that the diameter is set to be larger than the diameter on the defined surface of the throat portion upstream from the position where the cross-sectional area is the minimum.

2. A port axis length from a position where the cross-sectional area is the minimum to the outlet side opening end is set to be smaller than 1.5 times the diameter on the defining surface of the throat portion.
The intake system for an engine according to claim 1 .

3. A plurality of intake ports opening to the cylinder are provided for each cylinder, and each of these intake ports has a throat portion in the vicinity of the outlet side opening where the valve seat is located, which is substantially straight, and is orthogonal to the cylinder axis. In the plane, each intake port is directed in the same swirl generation direction in the tangential direction of the cylinder, and each intake port is opened next to the cylinder in the front and rear of the swirl generation direction.
While setting the port axis of the throat portion so as to direct the intake flow flowing into the cylinder in a predetermined direction,
At least for the intake port on the rear side in the swirl generating direction, the port diameter on the cross section orthogonal to the valve axis at the valve seat position is set to be smaller than the position where the area of the cross section orthogonal to the port axis of the throat portion is minimum. Request for setting to be larger than the diameter on the definition surface of the upstream throat section
Item 1. An engine intake device according to item 1 or 2 .

About wherein the intake ports of the swirl direction of the front and rear, the port diameter on the cross section perpendicular to the bulb axis in the valve seat position, the cross section perpendicular to the port axis of the throat portion The intake system for an engine according to claim 3 , wherein the diameter is set to be larger than the diameter on the defining surface of the throat portion upstream from the position where the area is the minimum.

5. A plurality of intake ports opening to the cylinder are provided for each cylinder, and each of these intake ports has a substantially straight throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located, and is orthogonal to the cylinder axis. In the plane, each intake port is directed in the same swirl generation direction in the tangential direction of the cylinder, and each intake port is opened next to the cylinder in the front and rear of the swirl generation direction.
While setting the port axis of the throat portion so as to direct the intake flow flowing into the cylinder in a predetermined direction,
An expanded diameter part that expands the umbrella diameter is provided in the umbrella part of the intake valve that opens and closes the outlet side opening of the front intake port in the swirl generation direction, and the valve umbrella diameter for the front intake port is the valve umbrella diameter for the rear intake port It was set to be larger
An intake system for an engine according to claim 1 or 2 .

6. A plurality of intake ports opening to the cylinder are provided for each cylinder, and each of these intake ports has a substantially straight throat portion near the outlet side opening where the valve seat is located, and is orthogonal to the cylinder axis. In the plane, each intake port is directed in the same swirl generation direction in the tangential direction of the cylinder, and each intake port is opened next to the cylinder in the front and rear of the swirl generation direction.
The port axis of the throat portion is set so that the intake flow flowing into the cylinder is directed in a predetermined direction, and the intake port opening to the front side in the swirl generating direction is defined as the port axis main flow portion of the intake port and the intake port. An intake port in which the angle of incidence of the tangent to the port axis at the intersection with the valve axis that passes through the center of the outlet side opening and is perpendicular to the opening surface of the outlet side opens rearward in the swirl generation direction. Is smaller than the angle of incidence of the tangent to the port axis mainstream at the intersection of the port axis mainstream and the valve axis passing through the center of the outlet side opening of the intake port and perpendicular to the opening surface of the outlet side. and become set, the enlarged diameter portion to expand Kasa径umbrella portion of the intake valve for opening and closing the outlet opening of the intake port of the front swirl direction provided, the front side of the intake port An intake system for an engine, characterized in that the valve head diameter was larger set than the valve Kasa径 relative to the intake ports of the rear side with respect to and.