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Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit zumindest zwei Einlass- kanälen pro Zylinder, welche über Einlassöffnungen in einen Brennraum münden, wobei ein erster Einlasskanal als Spiralkanal ausgebildet ist, der einen Bezugs- winkel grösser als etwa 230 aufweist, welcher Bezugswinkel in Richtung einer Drallströmung im Zylinder definiert ist zwischen einer Ventilmittelpunkt und Zy- lindermittelpunkt verbindenden Geraden einerseits und einem einen ersten Ein- trittsquerschnitt des ersten Einlasskanales in einen Ventilraum festlegenden, vom Ventilmittelpunkt ausgehenden Radius andererseits, und wobei eine Tangente einer im Bereich des ersten Eintrittsquerschnittes in den Ventilraum tangential eintretenden, einem zweiten Einlasskanal benachbarten Kanalwand zur Zylinder- achse einen Normalabstand von etwa 0 +/- 3% des Zylinderdurchmessers auf- weist.
Aus der AT 402 434 B ist ein Zylinderkopf für Brennkraftmaschinen mit zwei Ein- lasskanälen pro Zylinder bekannt, von denen einer als Spiralkanal ausgebildet ist. Derartige Spiralkanäle weisen üblicherweise einen für eine optimale Drallzahl günstigen Bezugswinkel von etwa 180 zwischen dem ersten Eintrittsquerschnitt und einer den Ventilmittelpunkt und Zylindermittelpunkt verbindenden Geraden auf. Dies hat allerdings den Nachteil, dass für drallerzeugende Kanäle bei gewis- sen Verhältnissen von Ventilposition und Flanschlage Zwänge entstehen, die ei- nerseits eine optimale Auslegung der Kanäle hinsichtlich Drall und Durchfluss verhindern und die andererseits die Zylinderkopfstruktur und damit das Guss- modell kompliziert werden lassen.
Um bei zwei von einer gemeinsamen Flansch- fläche ausgehenden Einlasskanälen pro Zylinder einen für eine optimale Drallzahl günstigen Bezugswinkel von 180 zu erreichen müssen manchmal stark ge- krümmte und komplexe Kanalverläufe in Kauf genommen werden. So ist aus der AT 0 002 334 Ul eine Einlasskanalanordnung mit einem Spiralkanal und einem Tangentialkanal pro Zylinder bekannt, bei der der Einlasskanal zuerst in Richtung des benachbarten Zylinders führt und von der Seite des benachbarten Zylinders in den Ventilraum des Spiralkanales eintritt. Ein derartiger mäanderartiger Ver- lauf des Einlasskanales ist allerdings sehr platzaufwendig und konstruktiv schwer zu realisieren.
Aus der US 5,765,525 A ist eine Brennkraftmaschine der eingangs genannten Art bekannt, bei der der Spiralkanal einen Bezugswinkel von wesentlich mehr als 180 aufweist. Der Nachteil dieser Kanalanordnung ist allerdings, dass deutliche Einbussen in der Drallzahl in Kauf genommen werden müssen.
Weiters ist aus der EP 0 619 424 Bl eine Brennkraftmaschine mit zwei Einlass- kanälen pro Zylinder bekannt, von denen der eine als Spiralkanal mit einem für
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eine optimale Drallzahl günstigen Bezugswinkel von etwa 180 und der andere Kanal als Tangentialkanal ausgebildet ist. Beide Einlasskanäle gehen von einer gemeinsamen Flanschfläche aus. Um durch den Tangentialkanal eine die Drall- strömung des Spiralkanales unterstützende Strömung im Brennraum zu erzeu- gen, weist die Wand des Tangentialkanales nahe der Mündung in den Brennraum eine Ausbuchtung auf, durch welche die Strömungsrichtung der Luft im Tangen- tialkanal so umgekehrt wird, dass die Luft aus dem Tangentialkanal in der selben Richtung wie die Drallströmung aus dem Spiralkanal in den Brennraum strömt.
Diese Ausbuchtung im Tangentialkanal stellt allerdings einen schwerwiegenden konstruktiven Eingriff in die Zylinderkopfstruktur dar und hat den Nachteil, dass die Strömung im Kühlmantel um den Tangentialkanal stark gestört wird. Zudem wird die Festigkeit des Zylinderkopfbodens beeinträchtigt, wodurch die Rissbil- dung begünstigt wird.
Es ist die Aufgabe der Erfindung, diese Nachteile zu vermeiden und eine Brenn- kraftmaschine der eingangs genannten Art so weiterzubilden, dass mit möglichst geringem Bauraum eine hohe Drallzahl realisiert werden kann.
Erfindungsgemäss erfolgt dies dadurch, dass der Beginn der Spiralzunge vom Ventilmittelpunkt einen Abstand von etwa 95% +/- 10%, vorzugsweise etwa 95% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers aufweist.
Besonders günstig zum Erreichen einer hohen Drallzahl ist es, wenn die Spiral- zunge an ihrem Beginn einen konkaven Wandabschnitt mit einem Radius auf- weist, der etwa 50% + 30% des inneren Ventilsitzdurchmessers entspricht, wo- bei vorzugsweise vorgesehen ist, dass die Spiralzunge im Bereich des die Ventil- führung aufweisenden Ventilbutzens einen konvexen Wandabschnitt mit einem Radius von etwa 50% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers aufweist, wel- cher stetig verlaufend in den Ventilbutzen übergeht. Zwischen konkavem und konvexem Wandabschnitt kann ein im Wesentlichen ebener Übergangsbereich ausgebildet sein.
Es hat sich überraschenderweise herausgestellt, dass durch diese Form der Spi- ralzunge eine hohe Drallzahl erreicht werden kann, auch wenn der Bezugswinkel deutlich mehr als 180 , vorzugsweise zwischen etwa 250 und etwa 290 , be- trägt. Es ist sogar so, dass bei erfindungsgemäss geformten Einlasskanälen das Maximum der Drallzahl erst bei einem Bezugswinkel von etwa 270 erreicht wird, was einer äusserst platzsparenden Kanalanordnung sehr entgegenkommt.
Als weiters günstig für eine gute Drallzahl hat es sich herausgestellt, wenn der grösste Durchmesser des Ventilraumes - die sogenannte Ausladung - etwa 102% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers beträgt.
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Darüber hinaus ist vorzugsweise vorgesehen, dass der Ventilraum ab einem Win- kel von etwa 210 +/- 5 , gemessen vom ersten Eintrittsquerschnitt, bis zur Spiralzunge ein elliptisches Wandprofil aufweist.
In einer sehr günstigen Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass die untere Kanalwand des ersten Einlasskanales in einem Bogen mit einem Krümmungsradius in den Ventilraum eintritt, welcher mindestens etwa 55% des inneren Ventilsitzdurchmessers beträgt.
Auch die Abmessungen des Ventilraumes wirken sich bedeutend auf die Höhe der Drallzahl aus. So konnte in zahlreichen Versuchen festgestellt werden, dass beste Werte für die Drallzahl erhalten werden können, wenn ein eine maximale Höhe des Ventilraumes definierender, in der Ebene des ersten Eintrittsquerschnittes gemessener Abstand einer Kanalwand von einer Zylinderkopfdichtebene etwa 175% +/- 10% des inneren Ventilsitzdurchmessers beträgt. Dabei sollte beachtet werden, dass der Ventilbutzen einen entlang einer Ventilachse des ersten Ein- lasskanales gemessenen Abstand von der Zylinderkopfdichtebene von etwa 115% +/- 10% des inneren Ventilsitzdurchmessers aufweist.
Um ungewünschte Strömungsbeeinflussung zu vermeiden, ist im Rahmen der Erfindung weiters vorgesehen, dass sich der Querschnitt des ersten Einlasskana- les im Ventilraum ab dem ersten Eintrittsquerschnitt zumindest über einen Win- kelbereich von etwa 210 +/- 5 stetig vermindert.
Ferner ist es für eine optimale Drallströmung vorteilhaft, wenn gegenüber- liegende Kanalwände des ersten Einlasskanales, im Grundriss betrachtet, einen Winkel von etwa 20 +/- 10 aufspannen.
In einer konstruktiv einfachen Ausführungsvariante der Erfindung sind die Ventil- achsen der Einlassventile für den ersten Einlasskanal und den zweiten Einlass- kanal parallel zueinander angeordnet und spannen eine Ebene in Längsrichtung der Brennkraftmaschine auf. Die Ventilachsen können dabei zu einer Parallelen zur Zylinderachse geneigt sein und zu dieser einen Winkel von etwa 5 +/- 5 einschliessen.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 eine Draufsicht auf eine erfindungsgemässe Einlasskanalkon- figuration in einer Draufsicht auf einen Zylinderkopf, Fig. 2 einen Einlasskanal dieser Einlasskanalkonfiguration im Detail, Fig. 3 diesen Einlasskanal in einem Schnitt gemäss der Linie III - III in Fig. 2, Fig. 4 diesen Einlasskanal in einem Schnitt gemäss der Linie IV - IV in Fig. 2, Fig. 5 diesen Einlasskanal in einem Schnitt gemäss der Linie V - V in Fig. 2 und Fig. 6 den Verlauf der Drallzahl in Abhängigkeit von einem Bezugswinkel a.
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Der dargestellte Zylinderkopf 1 einer Brennkraftmaschine weist pro Zylinder 2 einen ersten Einlasskanal 3 und einen zweiten Einlasskanal 4 auf. Der erste Ein- lasskanal 3 ist dabei als Spiralkanal ausgebildet, welcher einen Drall in Richtung des Pfeiles 5 im Brennraum generiert. Der zweite Einlasskanal 4 kann ebenfalls ein drallerzeugender Kanal, also ein Spiralkanal oder ein Tangentialkanal, oder aber ein Neutralkanal sein.
Wie aus Fig. 2 hervorgeht, weist der erste Einlasskanal 3 einen charakteristi- schen Bezugswinkel a auf, welcher definiert ist zwischen einer Ventilmittelpunkt 6 und Zylindermittelpunkt 7 verbindenden Geraden 8 einerseits und einem einen ersten Eintrittsquerschnitt 10 des ersten Einlasskanales 3 in den Ventilraum 9 festlegenden, vom Ventilmittelpunkt 6 ausgehenden Radius andererseits, gemes- sen in Drallrichtung.
Im Bereich des ersten Eintrittsquerschnittes 10 weist eine Tangente 11 an die dem zweiten Einlasskanal 4 benachbarte Kanalwand 12 des ersten Einlasskanales 3 zum Zylindermittelpunkt 7, wobei der Normalabstand zwischen der Tangente 11 und der Zylinderachse 13 etwa 0 +/- 3% des Zylinderdurchmessers D be- trägt. Der Beginn 14 der Spiralzunge 15 weist vom Ventilmittelpunkt 6 einen Ab- stand 16 von etwa 95% +/- 10%, vorzugsweise etwa 95% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv auf.
Im Grundriss betrachtet besitzt die Spiralzunge 15 am Beginn 14 einen konkaven Wandabschnitt 17 mit einem Radius 18, der etwa 50% + 30% des inneren Ven- tilsitzdurchmessers dv entspricht. An diesen konkaven Wandabschnitt 17 schliesst ein ebener Übergangsbereich 19 und an diesen ein konvexer Wandabschnitt 20 an, welcher verlaufend in den die Ventilführung 22 aufnehmenden Ventilbutzen 21 übergeht. Der konvexe Wandabschnitt 20 weist einen Radius 23 von etwa 50% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv auf.
Der Ventilraum 9 weist einen grössten Durchmesser 24, die sogenannte "Ausla- dung" auf, welcher etwa 102% +/- 5% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv entspricht, wie aus Fig. 4 hervorgeht.
Der Ventilraum 9 weist ab einem vom ersten Eintrittsquerschnitt 10 weg gemes- senen Winkel # von etwa 210 +/- 5 bis zur Spiralzunge 15 ein elliptisches Profil 25 der Kanalwand 26 auf (Fig. 5).
Wie aus Fig. 3 hervorgeht, ist die untere Kanalwand 27 des ersten Einlasskanales 3 unmittelbar vor der Einmündung in den Ventilsitzring 28 bogenförmig mit ei- nem Krümmungsradius 29 ausgebildet, der mindestens etwa 55% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv beträgt.
Der im ersten Eintrittsquerschnitt 10 gemessene maximale Abstand 30 der obe- ren Kanalwand 31 des Ventilraumes 9 von der Zylinderkopfdichtebene 32 beträgt etwa 175% +/- 10% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv.
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Der maximale Abstand 36 des Ventilbutzens 21 von der Zylinderkopfdichtebene 32 beträgt - gemessen entlang der Ventilachse 34 - etwa 115% +/- 10% des inneren Ventilsitzdurchmessers dv.
Der im Grundriss gemessene Zulaufwinkel y des Einlasskanales 3 zwischen zweier gegenüberliegender Kanalwände 12,12a beträgt etwa 20 +/- 10 .
Die Ventilachsen 34 des ersten Einlasskanales 3 und 37 des zweiten Einlass- kanales 4 sind im Ausführungsbeispiel parallel zueinander angeordnet und span- nen eine in Motorlängsrichtung liegende Ebene 38 auf. Mit Bezugszeichen 39 ist eine durch die Zylinderachse 13 verlaufende Motorlängsebene bezeichnet. Die Ventilachsen 34,37 können zu einer Parallelen 40 auf die Zylinderachse 13 unter einem Winkel 8 von etwa 5 +/- 5 geneigt sein.
Der mit den genannten konstruktiven Abmessungen ausgeführte erste Einlass- kanal 3 weist eine Drallzahl Dz auf, deren Maximum bei etwa 270 des Bezugs- winkels a liegt, wie in Fig. 6 durch die voll ausgezogene Linie 41 dargestellt ist.
Akzeptable Drallzahlen Dz können für Bezugswinkel a im Bereich zwischen 250 und 290 erhalten werden. Zum Vergleich dazu ist mit Bezugszeichen 42 punk- tiert die Drallzahl Dz eines konventionellen Spiralkanales dargestellt, deren Ma- ximum bei 180 des Bezugswinkels a liegt. Das Maximum der Drallzahl des hier beschriebenen Einlasskanaies 3 liegt zwar geringfügig unter dem Maximum einer Drallzahl eines konventionellen Einlasskanales. Der erfindungsgemässe Einlass- kanal 3 hat aber den Vorteil, dass durch die unkonventionelle Anordnung des ersten Eintrittsquerschnittes 10 grössere Freiheiten in der Gestaltung der Einlass- kanäle 3,4 möglich sind.
So können in konstruktiv einfacher Weise zwei von ei- ner gemeinsamen Flanschebene 43 ausgehende Einlasskanäle 3,4 pro Zylinder 2 realisiert werden, welche ohne mäanderartige Kanalschleifen auf kürzestem Wege in den Brennraum münden.
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The invention relates to an internal combustion engine with at least two inlet channels per cylinder, which open into a combustion chamber via inlet openings, a first inlet channel being designed as a spiral channel, which has a reference angle greater than approximately 230, which reference angle is in the direction of a swirl flow in the cylinder What is defined is between a straight line connecting the valve center point and the cylinder center point, on the one hand, and a radius, which defines a first entry cross section of the first inlet duct into a valve chamber, on the other hand, and a tangent of one entering the valve chamber tangentially in the region of the first entry cross section second inlet duct adjacent duct wall to the cylinder axis has a normal distance of about 0 +/- 3% of the cylinder diameter.
From AT 402 434 B a cylinder head for internal combustion engines with two intake ports per cylinder is known, one of which is designed as a spiral channel. Such spiral channels usually have a reference angle of approximately 180, which is favorable for an optimal number of swirls, between the first inlet cross-section and a straight line connecting the valve center and cylinder center. However, this has the disadvantage that constraints arise for swirl-generating ducts with certain ratios of valve position and flange stops, which on the one hand prevent the ducts from being optimally designed with regard to swirl and flow and on the other hand make the cylinder head structure and thus the cast model complicated .
In order to achieve a reference angle of 180 that is favorable for an optimal number of swirls per cylinder with two intake ports starting from a common flange surface, it is sometimes necessary to accept highly curved and complex channel profiles. For example, from AT 0 002 334 Ul an inlet duct arrangement with a spiral duct and one tangential duct per cylinder is known, in which the inlet duct first leads in the direction of the adjacent cylinder and enters the valve chamber of the spiral duct from the side of the adjacent cylinder. Such a meandering course of the inlet channel is very space-consuming and structurally difficult to implement.
From US 5,765,525 A an internal combustion engine of the type mentioned is known, in which the spiral channel has a reference angle of substantially more than 180. The disadvantage of this channel arrangement, however, is that significant losses in the number of swirls have to be accepted.
Furthermore, EP 0 619 424 B1 discloses an internal combustion engine with two inlet channels per cylinder, one of which is a spiral channel with one for
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an optimal swirl number favorable reference angle of about 180 and the other channel is designed as a tangential channel. Both inlet channels assume a common flange surface. In order to generate a flow in the combustion chamber that supports the swirl flow of the spiral channel through the tangential channel, the wall of the tangential channel near the mouth into the combustion chamber has a bulge through which the flow direction of the air in the tangential channel is reversed so that the air from the tangential channel flows in the same direction as the swirl flow from the spiral channel into the combustion chamber.
However, this bulge in the tangential channel represents a serious constructive interference in the cylinder head structure and has the disadvantage that the flow in the cooling jacket around the tangential channel is severely disrupted. In addition, the strength of the cylinder head base is impaired, which promotes crack formation.
It is the object of the invention to avoid these disadvantages and to further develop an internal combustion engine of the type mentioned at the outset in such a way that a high number of swirls can be achieved with the smallest possible installation space.
According to the invention, this takes place in that the beginning of the spiral tongue is at a distance of approximately 95% +/- 10%, preferably approximately 95% +/- 5%, of the inner valve seat diameter from the center of the valve.
It is particularly favorable to achieve a high swirl number if the spiral tongue has at the beginning a concave wall section with a radius which corresponds to approximately 50% + 30% of the inner valve seat diameter, whereby it is preferably provided that the spiral tongue has a convex wall section with a radius of approximately 50% +/- 5% of the inner valve seat diameter in the region of the valve guide having the valve guide, which section merges continuously into the valve guide. An essentially flat transition region can be formed between the concave and convex wall section.
Surprisingly, it has been found that a high number of swirls can be achieved with this shape of the spiral tongue, even if the reference angle is significantly more than 180, preferably between approximately 250 and approximately 290. It is even the case that with intake ducts shaped according to the invention, the maximum of the swirl number is only reached at a reference angle of approximately 270, which is very accommodating to an extremely space-saving duct arrangement.
It has also proven to be favorable for a good swirl number if the largest diameter of the valve chamber - the so-called projection - is approximately 102% +/- 5% of the inner valve seat diameter.
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In addition, it is preferably provided that the valve chamber has an elliptical wall profile from an angle of approximately 210 +/- 5, measured from the first inlet cross section, to the spiral tongue.
In a very favorable embodiment variant of the invention it is provided that the lower duct wall of the first inlet duct enters the valve space in an arc with a radius of curvature which is at least about 55% of the inner valve seat diameter.
The dimensions of the valve chamber also have a significant impact on the amount of swirl. In numerous tests, it was found that the best values for the swirl number can be obtained if a distance of a channel wall from a cylinder head sealing plane, which defines a maximum height of the valve chamber and is measured in the plane of the first inlet cross section, is approximately 175% +/- 10% of the inner one Valve seat diameter. It should be noted that the valve slug has a distance from the cylinder head sealing plane, measured along a valve axis of the first intake port, of approximately 115% +/- 10% of the inner valve seat diameter.
In order to avoid undesired influencing of the flow, it is further provided within the scope of the invention that the cross-section of the first inlet channel in the valve chamber decreases continuously from the first inlet cross-section at least over an angular range of approximately 210 +/- 5.
Furthermore, for an optimal swirl flow, it is advantageous if opposite channel walls of the first inlet channel, viewed in plan, span an angle of approximately 20 +/- 10.
In a structurally simple embodiment variant of the invention, the valve axes of the inlet valves for the first inlet channel and the second inlet channel are arranged parallel to one another and span a plane in the longitudinal direction of the internal combustion engine. The valve axes can be inclined to a parallel to the cylinder axis and enclose an angle of about 5 +/- 5 to this.
The invention is explained in more detail below with reference to the figures.
1 shows a top view of an intake port configuration according to the invention in a top view of a cylinder head, FIG. 2 shows an intake port of this intake port configuration in detail, FIG. 3 shows this intake port in a section along the line III-III in FIG. 2, FIG 4 this inlet duct in a section along the line IV-IV in FIG. 2, FIG. 5 this inlet duct in a section along the line V-V in FIGS. 2 and 6 the course of the swirl number as a function of a reference angle a .
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The illustrated cylinder head 1 of an internal combustion engine has a first intake port 3 and a second intake port 4 per cylinder 2. The first inlet duct 3 is designed as a spiral duct, which generates a swirl in the direction of arrow 5 in the combustion chamber. The second inlet channel 4 can also be a swirl-generating channel, that is to say a spiral channel or a tangential channel, or else a neutral channel.
As can be seen from FIG. 2, the first inlet duct 3 has a characteristic reference angle a, which is defined between a straight line 8 connecting valve center 6 and cylinder center 7 on the one hand and a first cross section 10 of the first inlet duct 3 defining valve chamber 9, On the other hand, the radius starting from the valve center 6, measured in the swirl direction.
In the area of the first inlet cross-section 10, a tangent 11 points to the duct wall 12 of the first inlet duct 3 adjacent to the second inlet duct 4 to the cylinder center 7, the normal distance between the tangent 11 and the cylinder axis 13 being approximately 0 +/- 3% of the cylinder diameter D wearing. The beginning 14 of the spiral tongue 15 is at a distance 16 from the valve center 6 of approximately 95% +/- 10%, preferably approximately 95% +/- 5% of the inner valve seat diameter dv.
Viewed in plan, the spiral tongue 15 has at the beginning 14 a concave wall section 17 with a radius 18 which corresponds to approximately 50% + 30% of the inner valve seat diameter dv. A flat transition region 19 adjoins this concave wall section 17 and a convex wall section 20 adjoins this, which merges continuously into the valve sleeve 21 receiving the valve guide 22. The convex wall section 20 has a radius 23 of approximately 50% +/- 5% of the inner valve seat diameter dv.
The valve chamber 9 has a largest diameter 24, the so-called “discharge”, which corresponds to approximately 102% +/- 5% of the inner valve seat diameter dv, as can be seen from FIG. 4.
The valve chamber 9 has an angle num measured from the first inlet cross section 10. an elliptical profile 25 of the channel wall 26 from about 210 +/- 5 to the spiral tongue 15 (FIG. 5).
As can be seen from FIG. 3, the lower duct wall 27 of the first inlet duct 3 is arc-shaped immediately before the junction with the valve seat ring 28 with a radius of curvature 29 which is at least about 55% of the inner valve seat diameter dv.
The maximum distance 30 of the upper channel wall 31 of the valve chamber 9 from the cylinder head sealing plane 32 measured in the first inlet cross section 10 is approximately 175% +/- 10% of the inner valve seat diameter dv.
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The maximum distance 36 of the valve body 21 from the cylinder head sealing plane 32 is - measured along the valve axis 34 - about 115% +/- 10% of the inner valve seat diameter dv.
The inlet angle y of the inlet duct 3, measured in the plan, between two opposite duct walls 12, 12a is approximately 20 +/- 10.
The valve axes 34 of the first inlet channel 3 and 37 of the second inlet channel 4 are arranged parallel to one another in the exemplary embodiment and span a plane 38 lying in the longitudinal direction of the engine. Reference numeral 39 denotes an engine longitudinal plane running through the cylinder axis 13. The valve axes 34, 37 can be inclined to a parallel 40 on the cylinder axis 13 at an angle 8 of approximately 5 +/- 5.
The first inlet duct 3, which is designed with the aforementioned structural dimensions, has a swirl number Dz, the maximum of which is approximately 270 of the reference angle a, as shown in FIG. 6 by the solid line 41.
Acceptable swirl numbers Dz can be obtained for reference angles a in the range between 250 and 290. For comparison, the reference number 42 shows the twist number Dz of a conventional spiral channel, the maximum of which is 180 of the reference angle a. The maximum of the swirl number of the inlet duct 3 described here is slightly below the maximum of a swirl number of a conventional inlet duct. However, the inlet duct 3 according to the invention has the advantage that the unconventional arrangement of the first inlet cross section 10 allows greater freedom in the design of the inlet ducts 3, 4.
In this way, two inlet ducts 3, 4 per cylinder 2, starting from a common flange plane 43, can be implemented in a structurally simple manner, which open out into the combustion chamber in the shortest possible way without meandering duct loops.