JP3726435B2

JP3726435B2 - In-cylinder direct injection spark ignition engine

Info

Publication number: JP3726435B2
Application number: JP21644897A
Authority: JP
Inventors: 靖雄高木; 皇臣丸山
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1997-08-11
Filing date: 1997-08-11
Publication date: 2005-12-14
Anticipated expiration: 2017-08-11
Also published as: JPH1162597A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、筒内直接噴射式火花点火エンジンにおいて吸気系の改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
点火プラグの近傍に燃料を集める混合気の成層化をはかるため、シリンダ内にインジェクタ（燃料噴射弁）を臨ませ、シリンダ内に直接に燃料を噴射するようにした筒内直接噴射式火花点火エンジンがある。
【０００３】
従来の筒内直接噴射式火花点火エンジンとして、例えば図５に示すようなものがある（特開平６−８１６５１号公報、参照）。
【０００４】
これについて説明すると、インジェクタ６は燃焼室天井壁２０の側部からシリンダ１４内に臨み、ピストン１の冠部３０に窪むキャビティ３５に向けて燃料を噴射するようになっている。
【０００５】
吸気ポート２１がシリンダ１４に沿って直立して形成されている。直立した吸気ポート２１からシリンダ１４内に流入した吸気は、図中矢印で示すように、シリンダ１４に沿って下降した後、ピストン冠部３０に沿って旋回する逆タンブルが生起される。圧縮行程にインジェクタ６から燃料が噴射される運転状態では、キャビティ３５上において逆タンブルと共に旋回する燃料噴霧は、キャビティ３５に沿って点火プラグ４に向けて上昇する。これにより、濃混合気が点火プラグ４の近傍に集められる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の筒内直接噴射式火花点火エンジンにあっては、直立した吸気ポート２１がシリンダヘッド９の上部に貫通して設けられる構造のため、インテークマニホールドをシリンダヘッド９の上部に接続する必要があり、エンジンの全高が大きくなるという問題点が考えられる。
【０００７】
また、運転条件によらず常にシリンダ１４に逆タンブルが生起されるため、吸気行程にインジェクタ６から燃料が噴射される運転状態では、燃料と空気の混合が十分に行われず、シリンダ１４内に均質な混合気をつくることが難しいという問題点が考えられる。
【０００８】
本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、筒内直接噴射式火花点火エンジンに適した吸気通路構造を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、上方から見た平面図において、上流側から下流側に向けて間隔が次第に拡がるＶ字形に延び、１つのシリンダ内に吸気を導入する２つの吸気ポートと、吸気ポートをエンジン回転に同期して開閉する吸気バルブと、シリンダ内に燃料を噴射するインジェクタと、シリンダ内の混合気に点火する点火プラグとを備える筒内直接噴射式火花点火エンジンにおいて、前記吸気ポートを吸気流に順タンブルを生起する形状とし、各吸気ポートに接続し、お互いの間隔が下流側から上流側にかけて次第に拡がるように形成され、出口が吸気ポート側のシリンダ壁に対向するように傾斜して吸気流に逆タンブルを生起する２つの副通路と、運転条件に応じて副通路に分流する吸気量を調節する流量調節手段とを備えるものとした。
【００１０】
請求項２に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、請求項１に記載の発明において、前記吸気ポートを吸気ポートと反対側のシリンダ壁に対向するように傾斜させるものとした。
【００１１】
請求項３に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、請求項１または２に記載の発明において、前記流量調節手段として吸気ポートの副通路に対する接続部より上流側を開閉するコントロールバルブを備え、インジェクタの燃料噴射時期を吸気行程とする運転状態でコントロールバルブを開弁させ、インジェクタの燃料噴射時期を圧縮行程とする運転状態でコントロールバルブを閉弁させる構成とした。
【００１２】
請求項４に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、請求項１から３のいずれか一つに記載の発明において、前記１つのシリンダ内に吸気を導入する２つの吸気ポートとを備えるものとした。
【００１３】
請求項５に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、請求項１から４のいずれか一つに記載の発明において、前記副通路の出口を吸気ポートの内壁面側からドリル加工により形成するものとした。
【００１４】
請求項６に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンは、請求項１から５のいずれか一つに記載の発明において、前記副通路の出口の断面積を吸気ポートのスロート部の断面積の略１／４に形成するものとした。
【００１５】
【発明の作用および効果】
請求項１に記載の直接筒内噴射式火花点火エンジンにおいて、流量調節手段を介して吸気の大部分が副通路を通って吸気ポートからシリンダ内に流入すると、この吸気流は吸気ポートの直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む逆タンブルを生起する。これにより、圧縮行程でインジェクタから燃焼室に噴射される燃料は逆タンブルと共に旋回し、吸気ポート側のシリンダ壁に沿って一旦下降するため、点火プラグに液状燃料が直接的に付着することを回避して失火を起こすことを防止でき、ピストンが上死点に近づくのにしたがって、濃混合気を点火プラグの近傍に集める混合気の成層化がはかれるとともに、逆タンブルのガス流動により火炎の伝播が促され、燃費の低減がはかれる。また、冷間時において燃料噴射量を増やす必要がなく、エミッションを改善することができる。
【００１６】
流量調節手段を介して吸気の大部分が副通路を通らずに吸気ポートからシリンダ内に流入すると、この吸気流は吸気ポートに対向するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む順タンブルを生起する。これにより、吸気行程で噴射される燃料噴霧は、シリンダ内に生起される順タンブルのガス流動により均質混合気をつくる。また、吸気通路の断面積が副通路によって絞られることがなく、エンジンの吸気充填効率を高められ、出力性能の向上がはかれる。
【００１７】
また、吸気ポートを従来装置のように直立させず、エンジンの高さを小さくすることができる。
【００１８】
さらに、副通路の出口を吸気ポート側のシリンダ壁に対向するように傾斜させることにより、副通路を通って吸気ポートからシリンダ内に流入する吸気流は、吸気ポートの直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む逆タンブルを生起する。
さらにまた、吸気の大部分が２つの副通路を通って２つの吸気ポートからシリンダ内に流入する運転状態で、吸気流は各吸気ポートの直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む逆タンブルを生起する。
【００１９】
請求項２に記載の直接筒内噴射式火花点火エンジンにおいて、吸気ポートを吸気ポートと反対側のシリンダ壁に対向するように傾斜させることにより、副通路を通らずに吸気ポートからシリンダ内に流入する吸気流は吸気ポートに対向するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む順タンブルを生起する。
【００２０】
また、吸気ポートがシリンダ壁に対して大きく傾斜して設けられる構造のため、シリンダヘッドの上部を貫通する直立形の吸気ポートを備える従来装置に比べて、エンジンの高さを小さくすることができる。
【００２１】
請求項３に記載の直接筒内噴射式火花点火エンジンにおいて、例えば希薄空燃比で運転される成層燃焼域にて、ピストンが上昇する圧縮行程でインジェクタから燃料が噴射される運転条件では、コントロールバルブが吸気ポートを遮蔽するポジションに保持される。これにより、吸気の大部分が副通路を通って吸気ポートからシリンダ内に流入する。この吸気流は、吸気ポートの直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む逆タンブルを生起する。これにより、圧縮行程でインジェクタから燃焼室に噴射される燃料は逆タンブルと共に旋回し、ピストンが上死点に近づくのにしたがって、濃混合気を点火プラグの近傍に集める混合気の成層化がはかれるとともに、逆タンブルのガス流動により火炎の伝播が促される。この結果、燃焼性が確保される空燃比のリーン側限界値を拡大し、燃費の低減がはかれる。また、冷間時において燃料噴射量を増やす必要がなく、エミッションを改善することができる。
【００２２】
例えば理論空燃比で運転される均質燃焼域にて、ピストンが下降する吸気行程でインジェクタからシリンダ内に燃料が噴射される運転条件では、コントロールバルブが吸気ポートを遮蔽しないポジションに保持される。これにより、吸気の大部分が副通路を通らずに吸気ポートからシリンダ内に流入し、吸気ポートに対向するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む順タンブルを生起する。これにより、吸気行程で噴射される燃料噴霧は、シリンダ内に生起される順タンブルにより空気との混合が促され、混合気の均質化がはかれるとともに、順タンブルのガス流動により火炎の伝播が促される。この結果、燃焼性が確保される空燃比のリッチ側限界値を拡大し、出力性能の向上がはかれる。
【００２４】
請求項４に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンにおいて、吸気の大部分が副通路を通らずに２つの吸気ポートからシリンダ内に流入する運転状態で、この吸気流は各吸気ポートに対向するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進む順タンブルを生起する。吸気通路の断面積が２つの吸気ポートによって確保されることにより、エンジンの吸気充填効率を高められ、出力性能の向上がはかれる。
【００２５】
請求項５に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンにおいて、副通路の出口が吸気ポートの内壁面側からドリル加工により形成されることにより、副通路の出口を吸気バルブとバルブシートの間隙を通して吸気ポート側のシリンダ壁に対向させることが可能となる。これにより、副通路を通過した吸気流は、吸気ポートから吸気バルブとバルブシートの間隙を通ってシリンダ内に流入し、各吸気ポートの直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部へと進み、逆タンブルの勢力を高められる。この結果、燃焼性が確保される空燃比のリーン側限界値を拡大し、燃費の低減がはかれる。また、冷間時において燃料噴射量を増やす必要がなく、エミッションを改善することができる。
【００２６】
請求項６に記載の筒内直接噴射式火花点火エンジンにおいて、副通路の出口の断面積を吸気ポートのスロート部の断面積の略１／４に形成することにより、副通路を通過する吸気流の速度を高めて、逆タンブルの勢力を高められる。この結果、燃焼性が確保される空燃比のリーン側限界値を拡大し、燃費の低減がはかれる。また、冷間時において燃料噴射量を増やす必要がなく、エミッションを改善することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
【００２８】
図１、図２に示すように、ペントルーフ型に傾斜する燃焼室天井壁２０には２つの吸気ポート２１と図示しない２つの排気ポートが互いに対向して開口している。燃焼室天井壁２０は、各吸気ポート２１が開口する吸気ポート側傾斜面２５と、各排気ポートが開口する排気ポート側傾斜面２６によって構成される。
【００２９】
燃焼室天井壁２０の中央部からシリンダ１４内に臨む点火プラグ４が設けられる。燃焼室天井壁２０には点火プラグ４を挟むようにして２本の吸気バルブ７と２本の排気バルブが互いに対向して設けられる。
【００３０】
燃焼室天井壁２０の側部からシリンダ１４内に臨むインジェクタ６が設けられる。インジェクタ６には図示しない燃料ポンプから吐出する燃料がプレッシャレギュレータを介して調圧された後に導かれる。インジェクタ６が開弁するのに伴ってその噴口からシリンダ１４内に燃料が噴射される。
【００３１】
インジェクタ６はその開弁時期と開弁期間（噴射パルス幅）がコントロールユニットにより運転状態に応じて制御される。コントロールユニットは、エンジンの負荷および回転数が所定値以下の成層燃焼域で、シリンダ１４に供給される混合気の空燃比をストイキより希薄側に調節する。エンジンの負荷または回転数が所定値を超えて上昇する均質燃焼域で、シリンダ１４に供給される混合気の空燃比をストイキまたはリッチ側に調節する。
【００３２】
インジェクタ６が開弁するのに伴ってシリンダ１４内に噴射される燃料は、各吸気バルブ７が開かれるのに伴って吸気ポート２１から吸入される空気と混合する。シリンダ１４内に形成された混合気はピストン１で圧縮された状態で点火プラグ４を介して燃料が着火燃焼する。燃焼したガスはピストン１を下降させてクランクシャフトを介して回転力を取り出した後、ピストン１が上昇する排気行程中に排気バルブが開かれるのに伴って各排気ポートから排出される。これらの各行程が連続して繰り返される。
【００３３】
インジェクタ６の開弁時期である燃料噴射時期は、予め設定されたマップに基づき、エンジンの負荷および回転数が所定値以下の成層燃焼域でピストン１が上昇する圧縮行程の後半に設定され、エンジンの負荷または回転数が所定値を超えて上昇する均質燃焼域でピストン１が下降する吸気行程に設定されている。
【００３４】
インジェクタ６は各吸気バルブ７の傘部７ａの側方で、かつ各傘部７ａの間からシリンダ１４内に臨んでいる。インジェクタ６はその噴口の中心線Ｏ₆がピストン１の冠部３０を指向するように水平線（シリンダ１４の中心線Ｃに対して直交する線）Ｌに対して所定角度θ₆だけ下向きに傾斜して取付けられる。これにより、インジェクタ６の噴口から噴射される燃料噴霧はピストン１の冠部３０に向けて放射状に拡散する。
【００３５】
ピストン１の冠部３０には凹状に窪むキャビティ３５が形成される。キャビティ３５はピストン冠部３０の中央部から吸気ポート側傾斜面２５の下方に配置される。
【００３６】
キャビティ３５には点火プラグ４に向けて傾斜するスロープ３６が形成される。インジェクタ６から噴射された燃料噴霧は、後述するようにシリンダ１４内に生起される逆タンブルと共に旋回すると、スロープ３６に沿って上昇することにより、濃混合気が点火プラグ４の近傍に集められる。
【００３７】
ピストン冠部３０にはペントルーフ状の燃焼室天井壁２０に沿って傾斜するように隆起した凸部３７が形成される。
【００３８】
ピストン冠部３０の外周部３８は燃焼室天井壁２０の外周部に平行に対峙する平面状に形成される。これにより、ピストン１が上死点近傍に達するときにピストン冠部３０と燃焼室天井壁２０の間で圧縮する空気に燃焼室３の中央部に向かうスキッシュを生起する。
【００３９】
各吸気ポート２１は、その通路中心線Ｏ₂₁が各排気ポート側傾斜面２６に連接するシリンダ１４に対向するように、水平線Ｌに対して所定角度θ₂₁だけ下向きに傾斜して取付けられる。これにより、各吸気ポート２１からシリンダ１４内に流入する吸気を、排気ポート側傾斜面２６およびシリンダ１４に沿って下降させた後、ピストン冠部３０に沿って上昇させる順タンブルＴを生起する。
【００４０】
各吸気ポート２１の途中には各副通路３１がそれぞれ接続される。各副通路３１は各吸気ポート２１を画成する内壁面の上部に開口している。
【００４１】
副通路３１は、ドリル加工によって形成される通孔３２と通孔（出口）３３によって画成される。なお、副通路３１はシリンダヘッドの鋳造時に中子を用いて形成してもよい。
【００４２】
副通路３１の上流側を画成する通孔３２は、シリンダヘッドの側壁部からドリル加工によって形成される。図２に示すように、各通孔３２はその間隔が下流側から上流側にかけて次第に拡がるように配置され、図２においてＶ字形に延びる吸気ポート２１と干渉しないようになっている。
【００４３】
副通路３１の出口側通孔３３は、吸気ポート２１の内壁面からドリル加工によって形成される。出口側通孔３３によって直線状に延びる副通路３１は、その通路中心線Ｏ₃₁が吸気ポート側傾斜面２５に連接するシリンダ１４に対向するように、シリンダ１４の中心線Ｃに対して傾斜している。副通路３１の通路中心線Ｏ₃₁は、開弁した吸気バルブ７の傘裏部７ａとバルブシート２７の間隙を介してシリンダ１４に到達している。これにより、各副通路３１から吸気ポート２１を経てシリンダ１４内に流入する吸気を、吸気ポート側傾斜面２５に連接するシリンダ１４に沿って下降させた後、ピストン冠部３０に沿って上昇させる逆タンブルを生起する。
【００４４】
出口側通孔３３の開口径が吸気ポート２１のスロート部２１ａの開口径の略１／２に設定され、出口側通孔３３の断面積は吸気ポート２１のスロート部２１ａの断面積の略１／４になっている。
【００４５】
運転条件に応じて各副通路３１に分流する吸気量を調節する流量調節手段として、吸気ポート２１にはバタフライ式のコントロールバルブ４０が介装される。コントロールバルブ４０が吸気ポート２１を遮蔽することにより、吸気の略全量が図中矢印で示すように副通路３１を通ってシリンダ１４内に吸入され、シリンダ１４内に逆タンブルを生起する。
【００４６】
円盤状をしたコントロールバルブ４０は、吸気ポート２１にシャフト４１を介して回転可能に収装される。シャフト４１は図示しないアクチュエータを介して回動する。アクチュエータの作動を制御するコントロールユニットは、エンジンの負荷および回転数が所定値以下の成層燃焼域にて、コントロールバルブ４０を吸気ポート２１を閉塞するポジションに駆動して、吸気の大部分を副通路３１を通してシリンダ１４内に逆タンブルを生起する。一方、エンジンの負荷または回転数が所定値を超えて上昇する均質燃焼域に、コントロールバルブ４０を吸気ポート２１を開通するポジションに駆動して、シリンダ１４内に順タンブルを生起する。
【００４７】
図１において、１５は各吸気ポート２１に接続して吸気を導くインテークマニホールドであり、１７はインテークマニホールド１５の上流側の吸気通路５に介装されるスロットルバルブである。バタフライ式のスロットルバルブ１７は図示しないアクチュエータを介して回動する。アクチュエータの作動を制御するコントロールユニットは、エンジンの負荷および回転数に応じてスロットルバルブ１７の開度を調節する。
【００４８】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００４９】
成層燃焼域では、図１に示すように、コントロールバルブ４０が吸気ポート２１の途中を閉塞するポジションに保持される。これにより、各吸気バルブ７が開かれるのに伴って吸気ポート２１を通ってシリンダ１４内に流入する吸気の大部分を、図４に矢印で示すように、副通路３１を通し、シリンダ１４に沿って下降させた後、ピストン冠部３０に沿って上昇させる逆タンブルを生起する。
【００５０】
副通路３１の出口側通孔３３は、開弁した吸気バルブ７の傘裏部７ａとバルブシート２７の間隙を介してシリンダ１４に対向する構造のため、、副通路３１を通過した吸気流は、吸気ポート２１から吸気バルブ７とバルブシート２７の間隙を通ってシリンダ１４内に流入し、各吸気ポート１２の直下に位置するシリンダ壁に沿って下降した後にピストン冠部３０へと進み、逆タンブルの勢力を高められる。
【００５１】
副通路３１の出口側通孔３３の断面積を吸気ポート２１のスロート部２１ａの断面積の略１／４に形成することにより、副通路３１を通過する吸気流の速度を高めて、逆タンブルの勢力を高められる。
【００５２】
こうしてシリンダ１４内に逆タンブルが生起されることにより、図３に示すように、圧縮行程の後半にインジェクタ６からシリンダ１４内に噴射された燃料はキャビティ３５上において逆タンブルと共に旋回し、キャビティ３５に沿って旋回する過程でピストン１によって加熱され、その微粒化および気化が進み、スロープ３６に沿って燃焼室３の中央部へと上昇する。これにより、ピストン１が上死点に近づくのにしたがって、濃混合気を点火プラグ４の点火部の近傍に集める混合気の成層化がはかれるとともに、逆タンブルのガス流動により火炎の伝播が促される。この結果、燃焼性が確保される希薄空燃比の限界値を拡大し、燃費の低減がはかれる。また、冷間時において燃料噴射量を増やす必要がなく、エミッションを改善することができる。
【００５３】
また、インジェクタ６からシリンダ１４内に噴射された燃料は、この逆タンブルによって一旦下降するため、点火プラグ４の点火部に液状燃料が直接的に付着することを回避し、失火を起こすことを防止できる。
【００５４】
一方、エンジン負荷または回転数が上昇した均質燃焼域では、コントロールバルブ４０が吸気ポート２１を開通させるポジションに保持される。これにより、吸気通路５の断面積が副通路３１によって絞られることがなく、エンジンの吸気充填効率を高められるとともに、シリンダ１４内に生起されるガス流動により均質混合気をつくり、出力性能の向上がはかれる。
【００５５】
このとき、各吸気バルブ７が開かれるのに伴って吸気ポート２１を通ってシリンダ１４内に流入する吸気を、燃焼室天井壁２０の排気ポート側傾斜面２６に連接するシリンダ１４に沿って下降させた後、ピストン冠部３０に沿って上昇させる順タンブルを生起する。
【００５６】
こうしてシリンダ１４内に順タンブルが生起されることにより、吸気行程にインジェクタ６から燃焼室３に噴射される燃料噴霧は、シリンダ１４内で順タンブルＴとともに旋回して空気との混合が促され、ピストン１が上昇して点火時期を迎えるまでに燃焼室３に均質な混合気が形成される。均質燃焼域では、燃焼室３に供給される混合気の空燃比がストイキまたはリッチ側に調節されるため、均質な混合気に対して着火が確実に行われるとともに、火炎の伝播が促され、出力性能の向上がはかれる。
【００５７】
各吸気ポート２１はシリンダ１４の中心線に対して大きく傾斜して設けられる構造のため、インテークマニホールド１５の取付け位置が高くなることを抑えられ、エンジンのコンパクト化がはかれる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態を示すエンジンの断面図。
【図２】同じくエンジンの概略平面図。
【図３】同じく圧縮行程における燃料の分布状態を示すエンジンの断面図。
【図４】同じく逆タンブルの生成状態を３次元シミュレーションで求めた流動場を示す図。
【図５】従来例を示すエンジンの断面図。
【符号の説明】
１ピストン
３燃焼室
４点火プラグ
５吸気通路
６インジェクタ
７吸気バルブ
１４シリンダ
１５インテークマニホールド
１７スロットルバルブ
２０燃焼室天井壁
２１吸気ポート
２５傾斜面
２６傾斜面
３０ピストン冠部
３１副通路
３３出口側通孔
３５キャビティ
４０コントロールバルブ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement of an intake system in an in-cylinder direct injection spark ignition engine.
[0002]
[Prior art]
In-cylinder direct-injection spark-ignition engine with an injector (fuel injection valve) facing the cylinder to inject fuel directly into the cylinder in order to achieve stratification of the air-fuel mixture that collects fuel near the spark plug There is.
[0003]
An example of a conventional in-cylinder direct injection spark ignition engine is shown in FIG. 5 (see Japanese Patent Laid-Open No. 6-81651).
[0004]
This will be described. The injector 6 faces the cylinder 14 from the side of the combustion chamber ceiling wall 20 and injects fuel toward the cavity 35 recessed in the crown 30 of the piston 1.
[0005]
An intake port 21 is formed upright along the cylinder 14. The intake air flowing into the cylinder 14 from the upright intake port 21 descends along the cylinder 14 as shown by the arrow in the figure, and then a reverse tumble that swirls along the piston crown 30 occurs. In an operation state in which fuel is injected from the injector 6 during the compression stroke, the fuel spray that swirls together with the reverse tumble on the cavity 35 rises toward the spark plug 4 along the cavity 35. Thereby, the rich air-fuel mixture is collected in the vicinity of the spark plug 4.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a conventional in-cylinder direct injection spark ignition engine, since the upright intake port 21 is provided so as to penetrate the upper part of the cylinder head 9, the intake manifold is provided at the upper part of the cylinder head 9. There is a problem that the overall height of the engine becomes large because it is necessary to connect.
[0007]
Further, since reverse tumble is always generated in the cylinder 14 regardless of the operating conditions, the fuel and air are not sufficiently mixed in the operating state in which the fuel is injected from the injector 6 during the intake stroke, and the cylinder 14 is homogeneously mixed. The problem is that it is difficult to create a simple mixture.
[0008]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide an intake passage structure suitable for an in-cylinder direct injection spark ignition engine.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The in-cylinder direct-injection type spark ignition engine according to claim 1 extends in a V shape whose interval gradually increases from the upstream side toward the downstream side in a plan view viewed from above , and introduces intake air into one cylinder. In-cylinder direct injection spark including two intake ports, an intake valve that opens and closes the intake port in synchronization with engine rotation, an injector that injects fuel into the cylinder, and an ignition plug that ignites the air-fuel mixture in the cylinder In an ignition engine, the intake port has a shape that causes a forward tumble in the intake flow, is connected to each intake port, and is formed so that the distance between the intake ports gradually increases from the downstream side to the upstream side, and the outlet is a cylinder on the intake port side. Two sub-passages that incline to face the wall and cause reverse tumble in the intake air flow, and a flow control that adjusts the intake air amount that is diverted to the sub-passage according to operating conditions It was assumed and means.
[0010]
Cylinder direct injection spark ignition engine according to claim 2 is the invention according to claim 1, and shall tilting the intake port so as to face the opposite side of the cylinder wall and the intake port.
[0011]
A direct injection type spark ignition engine according to a third aspect of the present invention is the invention according to the first or second aspect, further comprising a control valve that opens and closes an upstream side of a connection portion with respect to the auxiliary passage of the intake port as the flow rate adjusting means. The control valve is opened in an operation state in which the fuel injection timing of the injector is an intake stroke, and the control valve is closed in an operation state in which the fuel injection timing of the injector is a compression stroke.
[0012]
Cylinder direct injection spark ignition engine according to claim 4 is the invention according to any one of claims 1 to 3, which comprises the two intake ports for introducing intake air into said one cylinder It was.
[0013]
The direct injection type spark ignition engine according to claim 5 is the invention according to any one of claims 1 to 4, wherein the outlet of the auxiliary passage is formed by drilling from the inner wall surface side of the intake port. It was supposed to be.
[0014]
The direct injection type spark ignition engine according to claim 6 is the invention according to any one of claims 1 to 5, wherein the cross-sectional area of the outlet of the auxiliary passage is equal to the cross-sectional area of the throat portion of the intake port. It should be formed in approximately 1/4.
[0015]
Operation and effect of the invention
In the direct in-cylinder spark ignition engine according to claim 1, when most of the intake air flows into the cylinder from the intake port through the auxiliary passage via the flow rate adjusting means, the intake flow is directly below the intake port. A reverse tumble that descends along the located cylinder wall and then proceeds to the piston crown occurs. As a result, the fuel injected from the injector into the combustion chamber during the compression stroke swirls together with the reverse tumble and temporarily descends along the cylinder wall on the intake port side, so that liquid fuel does not directly adhere to the spark plug. As the piston approaches top dead center, stratification of the air-fuel mixture that collects the rich air-fuel mixture in the vicinity of the spark plug is achieved, and flame propagation is caused by the gas flow of the reverse tumble. The fuel consumption is reduced. Further, it is not necessary to increase the fuel injection amount in the cold state, and the emission can be improved.
[0016]
When most of the intake air flows into the cylinder from the intake port without passing through the sub-passage via the flow rate adjusting means, the intake flow descends along the cylinder wall facing the intake port and then proceeds to the piston crown. Create a tumble. As a result, the fuel spray injected in the intake stroke creates a homogeneous air-fuel mixture by forward tumble gas flow generated in the cylinder. Further, the cross-sectional area of the intake passage is not restricted by the sub-passage, so that the intake charge efficiency of the engine can be increased and the output performance can be improved.
[0017]
Further, the height of the engine can be reduced without causing the intake port to stand upright as in the conventional apparatus.
[0018]
Further, by inclining the outlet of the auxiliary passage so as to oppose the cylinder wall on the intake port side, the intake flow flowing into the cylinder from the intake port through the auxiliary passage is directed to the cylinder wall located directly below the intake port. A reverse tumble that goes down to the piston crown and then descends.
Furthermore, in an operating state in which most of the intake air flows into the cylinder from the two intake ports through the two auxiliary passages, the intake air flow descends along the cylinder wall located directly under each intake port and then the piston crown. Causes reverse tumble to proceed to the club.
[0019]
The direct in-cylinder spark ignition engine according to claim 2, wherein the intake port is inclined so as to face the cylinder wall on the opposite side of the intake port, thereby flowing into the cylinder from the intake port without passing through the auxiliary passage. The intake air flow that has occurred descends along the cylinder wall facing the intake port, and then produces a forward tumble that proceeds to the piston crown.
[0020]
Further, since the intake port is provided with a large inclination with respect to the cylinder wall, the height of the engine can be reduced as compared with a conventional device having an upright intake port that penetrates the upper part of the cylinder head. .
[0021]
4. A direct in-cylinder spark ignition engine according to claim 3, wherein, for example, in a stratified combustion region operated at a lean air-fuel ratio, a control valve is operated under an operating condition in which fuel is injected from an injector in a compression stroke in which a piston is raised. Is held in a position to block the intake port. Thereby, most of the intake air flows into the cylinder from the intake port through the auxiliary passage. This intake flow causes a reverse tumble that descends along the cylinder wall located directly below the intake port and then proceeds to the piston crown. As a result, the fuel injected from the injector to the combustion chamber in the compression stroke swirls together with the reverse tumble, and as the piston approaches the top dead center, the mixture is stratified to collect the rich mixture near the spark plug. At the same time, the propagation of the flame is promoted by the gas flow of the reverse tumble. As a result, the lean limit value of the air-fuel ratio at which combustibility is ensured is expanded, and fuel consumption is reduced. Further, it is not necessary to increase the fuel injection amount in the cold state, and the emission can be improved.
[0022]
For example, in the homogeneous combustion region operated at the stoichiometric air-fuel ratio, under the operating condition in which fuel is injected from the injector into the cylinder during the intake stroke in which the piston descends, the control valve is held at a position that does not shield the intake port. As a result, most of the intake air flows into the cylinder from the intake port without passing through the sub-passage, and a forward tumble is generated that descends along the cylinder wall facing the intake port and then proceeds to the piston crown. As a result, the fuel spray injected in the intake stroke is promoted to be mixed with the air by the forward tumble generated in the cylinder, and the mixture is homogenized, and the propagation of the flame is promoted by the gas flow of the forward tumble. It is. As a result, the rich limit value of the air-fuel ratio at which combustibility is ensured is expanded, and the output performance is improved.
[0024]
5. The direct injection spark ignition engine according to claim 4, wherein the intake air flow is opposed to each intake port in an operating state in which most of the intake air flows into the cylinder from the two intake ports without passing through the auxiliary passage. A forward tumble is generated that descends along the cylinder wall and then advances to the piston crown. By ensuring the cross-sectional area of the intake passage by the two intake ports, the intake charge efficiency of the engine can be increased and the output performance can be improved.
[0025]
6. The direct injection type spark ignition engine according to claim 5, wherein the outlet of the auxiliary passage is formed by drilling from the inner wall surface side of the intake port so that the outlet of the auxiliary passage passes through the gap between the intake valve and the valve seat. It is possible to face the cylinder wall on the intake port side. As a result, the intake air flow that has passed through the sub-passage flows into the cylinder from the intake port through the gap between the intake valve and the valve seat, and descends along the cylinder wall located directly under each intake port before the piston crown. The power of reverse tumble can be increased. As a result, the lean limit value of the air-fuel ratio at which combustibility is ensured is expanded, and fuel consumption is reduced. Further, it is not necessary to increase the fuel injection amount in the cold state, and the emission can be improved.
[0026]
The in-cylinder direct injection spark ignition engine according to claim 6, wherein the cross-sectional area of the outlet of the sub-passage is formed to be approximately 1/4 of the cross-sectional area of the throat portion of the intake port. Can increase the speed of the reverse tumble. As a result, the lean limit value of the air-fuel ratio at which combustibility is ensured is expanded, and fuel consumption is reduced. Further, it is not necessary to increase the fuel injection amount in the cold state, and the emission can be improved.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0028]
As shown in FIGS. 1 and 2, two intake ports 21 and two exhaust ports (not shown) are opened to face each other in the combustion chamber ceiling wall 20 inclined in a pent roof shape. The combustion chamber ceiling wall 20 includes an intake port side inclined surface 25 where each intake port 21 opens and an exhaust port side inclined surface 26 where each exhaust port opens.
[0029]
A spark plug 4 is provided from the center of the combustion chamber ceiling wall 20 into the cylinder 14. The combustion chamber ceiling wall 20 is provided with two intake valves 7 and two exhaust valves facing each other so as to sandwich the ignition plug 4.
[0030]
An injector 6 facing the inside of the cylinder 14 from the side of the combustion chamber ceiling wall 20 is provided. The fuel discharged from a fuel pump (not shown) is guided to the injector 6 after being regulated through a pressure regulator. As the injector 6 opens, fuel is injected into the cylinder 14 from the injection port.
[0031]
The injector 6 has its valve opening timing and valve opening period (injection pulse width) controlled by the control unit according to the operating state. The control unit adjusts the air-fuel ratio of the air-fuel mixture supplied to the cylinder 14 to a leaner side than the stoichiometry in the stratified combustion region where the engine load and the rotational speed are not more than predetermined values. The air-fuel ratio of the air-fuel mixture supplied to the cylinder 14 is adjusted to the stoichiometric or rich side in a homogeneous combustion region where the engine load or the rotational speed increases beyond a predetermined value.
[0032]
The fuel injected into the cylinder 14 as the injector 6 is opened is mixed with the air sucked from the intake port 21 as each intake valve 7 is opened. The air-fuel mixture formed in the cylinder 14 ignites and burns through the spark plug 4 while being compressed by the piston 1. The burned gas lowers the piston 1 and extracts the rotational force through the crankshaft, and then is discharged from each exhaust port as the exhaust valve is opened during the exhaust stroke in which the piston 1 moves up. Each of these processes is repeated continuously.
[0033]
The fuel injection timing, which is the valve opening timing of the injector 6, is set in the latter half of the compression stroke in which the piston 1 rises in the stratified combustion region where the engine load and rotation speed are equal to or less than a predetermined value based on a preset map. Is set to an intake stroke in which the piston 1 descends in a homogeneous combustion region in which the load or the rotational speed of the engine rises above a predetermined value.
[0034]
The injector 6 faces the inside of the cylinder 14 from the side of the umbrella portion 7a of each intake valve 7 and from between each umbrella portion 7a. The injector 6 is inclined downward by a predetermined angle theta ₆ with respect to L (a line perpendicular to the center line C of the cylinder 14) to the horizontal line as the center line O ₆ of the nozzle hole is directed to the crown 30 of the piston 1 Installed. Thereby, the fuel spray injected from the injection hole of the injector 6 diffuses radially toward the crown portion 30 of the piston 1.
[0035]
A cavity 35 that is recessed in a concave shape is formed in the crown portion 30 of the piston 1. The cavity 35 is disposed below the intake port side inclined surface 25 from the central portion of the piston crown 30.
[0036]
The cavity 35 is formed with a slope 36 that is inclined toward the spark plug 4. As the fuel spray injected from the injector 6 turns together with the reverse tumble generated in the cylinder 14 as will be described later, the fuel spray rises along the slope 36, and the rich mixture is collected in the vicinity of the spark plug 4.
[0037]
The piston crown portion 30 is formed with a convex portion 37 that protrudes along the pent roof-like combustion chamber ceiling wall 20.
[0038]
The outer peripheral portion 38 of the piston crown portion 30 is formed in a planar shape facing the outer peripheral portion of the combustion chamber ceiling wall 20 in parallel. As a result, when the piston 1 reaches the vicinity of the top dead center, a squish toward the center of the combustion chamber 3 is generated in the air compressed between the piston crown 30 and the combustion chamber ceiling wall 20.
[0039]
Each intake port 21 is attached so as to be inclined downward by a predetermined angle θ _{21 with} respect to the horizontal line L so that the passage center line O ₂₁ faces the cylinder 14 connected to each exhaust port side inclined surface 26. Thus, a forward tumble T is generated in which the intake air flowing into the cylinder 14 from each intake port 21 is lowered along the exhaust port side inclined surface 26 and the cylinder 14 and then raised along the piston crown 30.
[0040]
Each sub-passage 31 is connected to each intake port 21 in the middle. Each sub-passage 31 opens to the upper part of the inner wall surface that defines each intake port 21.
[0041]
The sub passage 31 is defined by a through hole 32 and a through hole (exit) 33 formed by drilling. The sub passage 31 may be formed by using a core when casting the cylinder head.
[0042]
The through hole 32 that defines the upstream side of the sub-passage 31 is formed by drilling from the side wall of the cylinder head. As shown in FIG. 2, the through holes 32 are arranged so that the interval gradually increases from the downstream side to the upstream side, and do not interfere with the intake port 21 extending in a V shape in FIG. 2.
[0043]
The outlet side through hole 33 of the sub passage 31 is formed by drilling from the inner wall surface of the intake port 21. The sub passage 31 extending linearly by the outlet side through hole 33 is inclined with respect to the center line C of the cylinder 14 such that the passage center line O ₃₁ faces the cylinder 14 connected to the intake port side inclined surface 25. ing. Passage center line O ₃₁ of the sub-passage 31, reaches the cylinder 14 through the gap Kasaura portion 7a and the valve seat 27 of the intake valve 7 is opened. As a result, the intake air flowing into the cylinder 14 from each sub-passage 31 through the intake port 21 is lowered along the cylinder 14 connected to the intake port-side inclined surface 25 and then raised along the piston crown 30. Causes reverse tumble.
[0044]
The opening diameter of the outlet side through-hole 33 is set to approximately ½ of the opening diameter of the throat portion 21 a of the intake port 21, and the sectional area of the outlet-side through hole 33 is approximately 1 of the sectional area of the throat portion 21 a of the intake port 21. / 4.
[0045]
A butterfly control valve 40 is interposed in the intake port 21 as a flow rate adjusting means for adjusting the intake air amount diverted to each sub-passage 31 according to the operating conditions. When the control valve 40 shields the intake port 21, substantially the entire amount of intake air is sucked into the cylinder 14 through the sub-passage 31 as indicated by an arrow in the figure, and reverse tumble occurs in the cylinder 14.
[0046]
The disc-like control valve 40 is accommodated in the intake port 21 via a shaft 41 so as to be rotatable. The shaft 41 rotates via an actuator (not shown). The control unit for controlling the operation of the actuator drives the control valve 40 to a position where the intake port 21 is closed in a stratified combustion region where the engine load and the rotational speed are not more than a predetermined value, so that most of the intake air is sub-passaged. A reverse tumble is caused in the cylinder 14 through 31. On the other hand, the control valve 40 is driven to a position where the intake port 21 is opened in a homogeneous combustion region where the engine load or the rotational speed rises above a predetermined value, thereby causing forward tumble in the cylinder 14.
[0047]
In FIG. 1, reference numeral 15 denotes an intake manifold that is connected to each intake port 21 and guides intake air. Reference numeral 17 denotes a throttle valve that is interposed in the intake passage 5 on the upstream side of the intake manifold 15. The butterfly throttle valve 17 rotates via an actuator (not shown). A control unit that controls the operation of the actuator adjusts the opening of the throttle valve 17 in accordance with the engine load and the rotational speed.
[0048]
It is comprised as mentioned above, Next, an effect | action is demonstrated.
[0049]
In the stratified combustion zone, as shown in FIG. 1, the control valve 40 is held at a position where the intake port 21 is blocked. As a result, most of the intake air that flows into the cylinder 14 through the intake port 21 as each intake valve 7 is opened passes through the sub-passage 31 as shown by the arrow in FIG. Then, a reverse tumble that rises along the piston crown 30 occurs.
[0050]
The outlet-side through-hole 33 of the sub-passage 31 has a structure that faces the cylinder 14 through the gap between the umbrella back portion 7a of the intake valve 7 and the valve seat 27 that is opened. Then, the air flows into the cylinder 14 from the intake port 21 through the gap between the intake valve 7 and the valve seat 27, descends along the cylinder wall located directly under each intake port 12, and then proceeds to the piston crown 30, and vice versa. Increase the power of tumble.
[0051]
By forming the cross-sectional area of the outlet side through-hole 33 of the sub-passage 31 to be approximately ¼ of the cross-sectional area of the throat portion 21a of the intake port 21, the speed of the intake air flow passing through the sub-passage 31 is increased, and the reverse tumble is performed. The power of can be increased.
[0052]
As a result of the occurrence of reverse tumble in the cylinder 14, the fuel injected into the cylinder 14 from the injector 6 in the latter half of the compression stroke swirls with the reverse tumble on the cavity 35, as shown in FIG. Is heated by the piston 1 in the course of swirling along, and the atomization and vaporization thereof progress, and it rises along the slope 36 to the center of the combustion chamber 3. As a result, as the piston 1 approaches the top dead center, stratification of the air-fuel mixture that collects the rich air-fuel mixture in the vicinity of the ignition part of the spark plug 4 is achieved, and the propagation of flame is promoted by the gas flow of the reverse tumble. . As a result, the limit value of the lean air-fuel ratio at which combustibility is ensured is expanded, and fuel consumption is reduced. Further, it is not necessary to increase the fuel injection amount in the cold state, and the emission can be improved.
[0053]
Further, since the fuel injected from the injector 6 into the cylinder 14 is temporarily lowered by the reverse tumble, the liquid fuel is prevented from directly adhering to the ignition part of the spark plug 4, and misfire is prevented. it can.
[0054]
On the other hand, in the homogeneous combustion region where the engine load or the rotational speed has increased, the control valve 40 is held at a position where the intake port 21 is opened. As a result, the cross-sectional area of the intake passage 5 is not restricted by the sub-passage 31 and the intake charge efficiency of the engine can be increased, and a homogeneous air-fuel mixture is created by the gas flow generated in the cylinder 14 and the output performance is improved. Is peeled off.
[0055]
At this time, the intake air flowing into the cylinder 14 through the intake port 21 as each intake valve 7 is opened descends along the cylinder 14 connected to the exhaust port side inclined surface 26 of the combustion chamber ceiling wall 20. Then, a forward tumble that rises along the piston crown 30 is generated.
[0056]
As a result of the forward tumble occurring in the cylinder 14, the fuel spray injected from the injector 6 to the combustion chamber 3 during the intake stroke is swung together with the forward tumble T in the cylinder 14 to be mixed with air. A homogeneous air-fuel mixture is formed in the combustion chamber 3 until the piston 1 rises and the ignition timing is reached. In the homogeneous combustion region, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture supplied to the combustion chamber 3 is adjusted to the stoichiometric or rich side, so that the homogeneous air-fuel mixture is reliably ignited and the propagation of flame is promoted, The output performance can be improved.
[0057]
Since each intake port 21 is provided with a large inclination with respect to the center line of the cylinder 14, the mounting position of the intake manifold 15 can be prevented from being increased, and the engine can be made compact.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an engine showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic plan view of the same engine.
FIG. 3 is a cross-sectional view of the engine showing a fuel distribution state in the compression stroke.
FIG. 4 is a diagram showing a flow field in which a reverse tumble generation state is similarly determined by a three-dimensional simulation.
FIG. 5 is a cross-sectional view of an engine showing a conventional example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Piston 3 Combustion chamber 4 Spark plug 5 Intake passage 6 Injector 7 Intake valve 14 Cylinder 15 Intake manifold 17 Throttle valve 20 Combustion chamber ceiling wall 21 Intake port 25 Inclined surface 26 Inclined surface 30 Piston crown 31 Sub-passage 33 Outlet side through-hole 35 Cavity 40 Control valve

Claims

In the plan view seen from above, two intake ports that extend in a V-shape whose interval gradually increases from the upstream side toward the downstream side, and that introduces intake air into one cylinder,
An intake valve that opens and closes the intake port in synchronization with the engine rotation;
An injector for injecting fuel into the cylinder;
A spark plug that ignites the air-fuel mixture in the cylinder;
In-cylinder direct injection spark ignition engine with
The intake port has a shape that causes a forward tumble in the intake flow,
Two inlets are connected to each intake port so that the distance between the intake ports gradually increases from the downstream side to the upstream side, and the outlets are inclined so as to face the cylinder wall on the intake port side to cause reverse tumble in the intake flow. A subway,
Flow rate adjusting means for adjusting the amount of intake air diverted to the sub-passage according to the operating conditions;
An in-cylinder direct injection spark ignition engine characterized by comprising:

The direct in-cylinder injection spark ignition engine according to claim 1, wherein the intake port is inclined so as to face a cylinder wall opposite to the intake port.

A control valve that opens and closes the upstream side of the connection portion to the auxiliary passage of the intake port as the flow rate adjusting means,
Open the control valve in the operating state where the fuel injection timing of the injector is the intake stroke,
2. The direct in-cylinder injection spark ignition engine according to claim 1, wherein the control valve is closed in an operation state in which the fuel injection timing of the injector is set to a compression stroke.

Two intake ports for introducing intake air into the one cylinder;
The direct in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 3, further comprising:

The direct in-cylinder injection spark ignition engine according to any one of claims 1 to 4, wherein an outlet of the sub passage is formed by drilling from an inner wall surface side of the intake port.

6. The direct in-cylinder injection spark ignition according to claim 1, wherein a cross-sectional area of an outlet of the sub passage is formed to be approximately ¼ of a cross-sectional area of a throat portion of an intake port. engine.