JP2000329001A - ディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 第１及び第２吸気ポート１１，１２が気筒円
周方向に指向して各気筒２内にに開口するダブルタンジ
ェンシャルポートとされ、吸気及び排気弁１３，１８が
エンジン前後方向（気筒列方向）に交互に、かつ全体と
して千鳥配置された直列４気筒ディーゼルエンジン１に
おいて、エンジンの高出力化に対応しつつシリンダヘッ
ド４の信頼性の向上を図る。 【解決手段】 第２吸気ポート１２の開口部１２ａ（第
１吸気開口部）と隣接する第１排気開口部１７ａとの間
隔をＡとし、２つの排気開口部１７ａ，１７ｂの間隔を
Ｂとし、２つの吸気開口部１１ａ，１２ａの間隔をＣと
し、第１吸気ポート１１の開口部１１ａ（第２吸気開口
部）と隣接する第２排気開口部１７ｂとの間隔をＤとし
て、Ａ＞Ｂ≧Ｃ＞Ｄとする。広い方の吸気及び排気開口
部間にグロープラグ孔３２を開口させる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、吸気及び排気弁が
気筒毎にそれぞれ２つずつ設けられた４弁式ディーゼル
エンジンのシリンダヘッド構造に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来より、この種のディーゼルエンジン
のシリンダヘッド構造として、例えば特開平８−２７１
４９８号公報や特開平８−２７０５０１号公報にそれぞ
れ開示されるように、各気筒毎の２つの吸気ポートを共
に気筒円周方向を指向させながら気筒内に開口させたダ
ブルタンジェンシャルポートとして、吸気充填効率の向
上とスワール強化との両立を図るようにしたものが知ら
れている。このものでは、例えば図１０に示すように、
２つの吸気ポートのうちの一方ａが、気筒外周に沿って
大きく回り込むように長く形成され、エンジンの排気側
（図の手前側）に近いところで、気筒円周方向を向いて
気筒ｂ内に直線的に開口する一方、もう一つの吸気ポー
トｃは相対的に短く形成され、エンジンの吸気側に近い
ところで同様に気筒ｂ内に直線的に開口しており、図示
しないが、各気筒毎の２つずつの吸気弁及び排気弁は気
筒列方向に交互に配置されるとともに、平面視で、気筒
列方向に全体としてジグザグに並んだいわゆる千鳥配置
とされている。尚、この明細書中で「平面視で」という
ときには、気筒軸心に沿って見た状態をいうものとす
る。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】ところで、一般に、エ
ンジンの高出力化を図るためには吸気充填効率を高める
必要があり、そのためには吸気ポートをできるだけ大き
くすることが望ましい。しかしながら、気筒内へ開口す
る吸気ポートの開口径が大きくなると、自ずと弁座間
（ブリッジ部）の幅が狭くなり、この部分の信頼性が低
下する傾向がある。しかも、例えば自動車用ディーゼル
エンジンの場合には、通常、冷間始動性の向上のために
気筒毎にグロープラグを配設していて、そのグロープラ
グを収容するグロープラグ孔が前記弁間ブリッジ部で気
筒内に臨むように開口しているので、この開口部の近傍
における剛性の低下が懸念される。

【０００４】特に、前記従来例のような構造のシリンダ
ヘッドでは、吸気及び排気ポートのうちの少なくとも１
つが気筒まわりを囲むように形成されるため、ウォータ
ジャケット内から見ると、そのポートの周壁部により冷
却水の流れが妨げられることになり、気筒上方のロアデ
ッキ部の冷却性が低下しやすいという不具合がある。

【０００５】本発明者は、前記の種々の不具合を解決し
てエンジンの高出力化を実現するために、４弁式ディー
ゼルエンジンの燃焼室上面における熱負荷の状態につい
て詳細な解析を行った結果、図１１に示すように、各気
筒の燃焼室上面において、吸気開口部Ｐi，Ｐi及び排気
開口部Ｐo，Ｐoの間のブリッジ部に作用する熱応力の作
用方向は、同図に矢印で示すように、ポート開口部Ｐ
i，Ｐo，…等の周縁を例外として、温度差が生じやすい
吸気側から排気側に向かう方向（図の左右方向）を略一
様に向いていることを見出した。すなわち、エンジンの
運転中に高温になるシリンダヘッドには熱膨張により圧
縮応力が生じ、これにより局所的に塑性変形が起きる。
一方、温度が低下すると今度は熱収縮により引張応力が
生じることになり、この引張りと圧縮の繰返しによって
疲労破壊等に至るものである。

【０００６】具体的には、同図に示す応力分布から推定
されるように、例えば吸排気開口部Ｐi，Ｐo間のブリッ
ジ部（ア）等のように力の作用方向に対し直交する断面
積の大きい部分では、応力が発生しにくくダメージも小
さくなるが、力の作用方向に直交する断面積の小さい両
吸気開口部Ｐi，Ｐi間のブリッジ部（イ）や両排気開口
部Ｐo，Ｐo間のブリッジ部（ウ）には、同図に斜線を入
れて示すように相対的に大きなダメージが生じるという
解析結果が得られた。また、前記のような熱負荷による
ダメージが、グロープラグ孔ＧＨと吸排気開口部Ｐi，
Ｐoとの間（エ、オ）の特に幅が狭い部分で最大にな
り、この部分で亀裂発生に至る虞れが大きいことも分か
った。

【０００７】そこで、本発明の目的とするところは、前
記の如き、４弁式ディーゼルエンジンの弁間ブリッジ部
に作用する熱応力の分布状態に着目し、ポート開口部の
大きさやレイアウトに工夫を凝らして、エンジンの高出
力化に対応しつつ、シリンダヘッドの信頼性向上を図る
ことにある。

【０００８】

【課題を解決するための手段】斯かる目的を達成すべ
く、本発明では、ディーゼルエンジンの各気筒内に開口
する吸排気ポートの４つの開口部を、一方の吸排気弁間
ブリッジ部の幅が他方よりも広くなるように配置し、そ
の広い方にグロープラグ孔を開口させるようにした。

【０００９】具体的に、請求項１の発明では、エンジン
の各気筒内に吸気及び排気ポートがそれぞれ気筒円周方
向に隣接して２つずつ開口するように設けられ、該吸気
ポートが気筒列方向から見て気筒軸心に対し左右いずれ
か一側に配置されている一方、排気ポートが前記吸気ポ
ートとは反対側に配置されているディーゼルエンジンの
シリンダヘッド構造を前提とする。そして、前記各気筒
毎の吸気ポートの下流端である第１及び第２吸気開口部
と排気ポートの上流端である第１及び第２排気開口部と
を、第１吸気開口部と該第１吸気開口部に隣接する第１
排気開口部との間隔が第２吸気開口部と該第２吸気開口
部に隣接する第２排気開口部との間隔よりも広くなるよ
うに配置し、前記第１吸気開口部と第１排気開口部との
間に、グロープラグを収容するグロープラグ孔を開口さ
せる構成とする。

【００１０】前記の構成では、上述の如く４弁式エンジ
ンの吸気開口部と排気開口部との間のブリッジ部には熱
応力が発生しにくいことに着目し、このブリッジ部の一
方を他方よりも広くした上で、そこにグロープラグ孔の
開口部を配置しているので、このグロープラグ孔の開口
部と吸気又は排気開口部との間での亀裂発生を防止する
ことができる。言い換えると、気筒への吸気充填効率を
高めるために吸気開口部をできるだけ大きく設定するに
あたり、グロープラグ孔の開口部を含めた各開口部の間
隔を大略同じくらいに揃えて、剛性及び冷却性の均一化
を図ることができるので、エンジンの高出力化に対応し
つつ、シリンダヘッドの信頼性を高めることができる。

【００１１】請求項２の発明では、吸気及び排気ポート
を囲むようにウォータジャケットが形成され、該ウォー
タジャケット内には、内部にグロープラグ孔を有する梁
部がロアデッキ部から気筒軸心と反対側の斜め上方に延
びるように形成されている構成とする。この構成によれ
ば、ロアデッキ部に連なる梁部によってグロープラグ孔
の開口部近傍が補強されているので、シリンダヘッドの
信頼性がさらに高まる。

【００１２】請求項３の発明では、各気筒毎の吸気及び
排気開口部を、第１吸気開口部と第１排気開口部との間
隔をＡとし、第１及び第２排気開口部の間隔をＢとし、
第１及び第２吸気開口部の間隔をＣとし、第２吸気開口
部と第２排気開口部との間隔をＤとして、 Ａ＞Ｂ≧
Ｃ、かつＡ＞Ｂ＞Ｄ という関係が成り立つように配置
するものとする。

【００１３】こうすれば、吸気及び排気ポート間のブリ
ッジ部の幅が、それぞれ熱応力の分布状態に対応するよ
うに適切に設定されるので、弁間ブリッジ部における亀
裂の発生を防止できる。

【００１４】請求項４の発明では、各気筒毎の吸気及び
排気開口部を、第１吸気開口部と第１排気開口部との間
隔をＡとし、第１及び第２排気開口部の間隔をＢとし、
第１及び第２吸気開口部の間隔をＣとし、第２吸気開口
部と第２排気開口部との間隔をＤとして、 Ａ＞Ｂ＞Ｃ
≧Ｄ という関係が成り立つように配置するものとす
る。こうすれば、請求項３の発明と同様、吸気及び排気
ポート間のブリッジ部の幅を適切に設定することができ
る。

【００１５】請求項５の発明では、吸気及び排気開口部
にはそれぞれ吸気及び排気弁が配設され、該吸気及び排
気弁をロッカーアームを介して開閉させるカムシャフト
が気筒軸心に対し排気ポートの側にオフセットして配設
されており、前記吸気及び排気開口部を、各気筒毎の２
つの吸気弁の軸心間の中央位置が２つの排気弁の軸心間
の中央位置よりも前記カムシャフトから遠くなるように
配置する構成とする。

【００１６】この構成によれば、各気筒毎の吸気弁とカ
ムシャフトとの間隔が、平均的に排気弁とカムシャフト
との間隔よりも長くなるので、ロッカーアームのてこ比
は自ずと吸気側が排気側よりも長くなり、このことで、
吸気弁のリフト量を大きくして、吸気充填効率を確保す
ることができる。

【００１７】請求項６の発明では、請求項１の発明にお
いて、吸気及び排気開口部にはそれぞれ吸気及び排気弁
が配設され、該吸気及び排気弁をロッカーアームを介し
て開閉させるカムシャフトが気筒軸心に対し排気ポート
の側にオフセットして配設されており、各気筒の軸心方
向から見て、２つの吸気弁の軸心間を結ぶ線分が気筒列
方向に対し略直交する一方、２つの排気弁の軸心間を結
ぶ線分は、カムシャフトに近い方の排気弁が隣り合う吸
気弁に近づくように、前記吸気弁軸心間の線分に対し傾
斜しているものとする。

【００１８】このことで、請求項５の発明と同様に吸気
弁のリフト量を相対的に大きくして、吸気充填効率を確
保することができる。また、カムシャフトから遠い方の
吸気及び排気開口部の間隔が、自ずとカムシャフトに近
い方の吸気及び排気開口部の間隔よりも広くなる。

【００１９】請求項７の発明では、請求項５における第
１及び第２吸気開口部の直径を、いずれも第１及び第２
排気開口部の直径以下とした。すなわち、一般に、４弁
式エンジンでは吸気充填効率を高めるために、吸気開口
部の直径を排気開口部の直径よりも大きくすることが行
われているが、この発明では、吸気開口部を相対的に小
さくして、その分、吸気及び排気開口部間のブリッジ部
の幅を確保するようにしている。尚、このようにして
も、吸気弁のリフト量が大きくされているので、吸気充
填効率が大きく低下することはない。

【００２０】請求項８の発明では、エンジンの排気によ
り吸気を過給するターボ過給機が設けられ、エンジンの
シリンダヘッドには吸気及び排気ポートを囲むようにウ
ォータジャケットが形成されていて、吸気開口部の直径
を排気開口部の直径以下とするとともに、各気筒毎の第
１及び第２吸気開口部の間隔を、第２吸気開口部及び第
２排気開口部の間隔以上とするものとする。

【００２１】この構成では、吸気開口部を相対的に小さ
くして、その分、吸気及び排気開口部間のブリッジ部の
幅を確保する一方で、ターボ過給機により吸気を過給す
ることで、吸気充填効率を高めることができる。しか
も、吸気開口部を小さくした分、排気開口部を相対的に
大きくすれば、排気エネルギの増大によって過給効率を
高めることができる。また、両吸気開口部の間隔を狭い
方の吸気及び排気開口部の間隔以上として、熱応力の分
布状態に対応するようにブリッジ部の幅を設定している
ので、該ブリッジ部の亀裂発生を防止することができ
る。さらに、両吸気開口部の間隔がある程度以上に大き
くなるので、吸気弁間を流れる冷却水の流量を十分に確
保して、冷却性を高めることができる。

【００２２】また、請求項９の発明では、エンジンの複
数の気筒毎の吸気及び排気ポートが気筒列方向に交互に
配設され、該吸気ポートの下流端が、気筒列方向から見
て気筒軸心の左右両側の２カ所でそれぞれ気筒内に開口
される一方、上流側はシリンダヘッドの左右いずれか一
方に延びるように形成され、前記排気ポートの上流端
が、気筒列方向から見て気筒軸心の左右両側の２カ所で
それぞれ気筒内に開口される一方、下流側は前記吸気ポ
ートとは反対側に延びるように形成され、前記吸気及び
排気ポートを囲むようにウォータジャケットが形成され
ているディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造を前提
とする。そして、エンジンの排気により吸気を過給する
ターボ過給機を装備し、前記各気筒毎の吸気ポートの下
流端である２つの吸気開口部と、排気ポートの上流端で
ある２つの排気開口部とを、両吸気開口部同士の間隔が
少なくとも一方の吸気開口部と該吸気開口部に隣接する
排気開口部との間隔以上になるように配置し、前記両吸
気開口部の直径をいずれも排気開口部の直径以下とする
構成とする。

【００２３】すなわち、一般に、前記のような前提構成
を有するシリンダヘッドでは、ウォータジャケット内の
冷却水の流れがポート周壁部によって妨げられ、気筒ま
わりの冷却性が低くなりやすいので、熱負荷によるダメ
ージの増大が特に懸念される。これに対し、前記構成に
よれば、熱応力の作用方向に対し直交する断面積が小さ
い両吸気開口部の間隔を、少なくとも一方の吸気及び排
気開口部の間隔以上としており、各開口部間のブリッジ
部の幅が熱応力の分布状態に対応づけて設定されること
になるので、亀裂の発生等を防止することができる。し
かも、両吸気開口部の間隔がある程度以上に大きくなる
ことで、吸気弁間を流れる冷却水の流量を確保して、冷
却性を高めることができる。

【００２４】また、吸気開口部の直径を排気開口部以下
になるように相対的に小さくしているので、その分、ポ
ート開口部間のブリッジ部の幅を大きくして、剛性を高
めることができる。一方、そのようにしていても、吸気
はターボ過給機により過給されるので、吸気充填効率は
高くなり、むしろ、排気開口部が相対的に大きくなるこ
とで、排気エネルギの増大により過給効率を高めること
ができる。

【００２５】請求項１０の発明では、請求項９の発明に
おける各気筒毎の吸気ポートが、排気ポートよりもウォ
ータジャケット内の冷却水流の上流側に位置するものと
する。この場合には、ウォータジャケット内を気筒列方
向に流れる冷却水の流れは、各気筒毎に主に吸気ポート
の周壁部によって妨げられることになる。そこで、この
ような場合に、請求項９の発明の如く両吸気開口部をそ
の間隔がある程度以上、大きくなるように配置して、そ
の間の冷却水流量を確保することは、気筒まわりの冷却
性向上という点で特に有効な作用効果を奏する。

【００２６】請求項１１の発明では、両吸気開口部の直
径を、いずれも気筒内径の２５％以上とした。こうする
ことで、吸気充填効率の低下を最小限度に抑えながら、
弁間ブリッジ部の幅を十分に大きくすることができる。

【００２７】請求項１２の発明では、吸気及び排気ポー
トを囲むようにウォータジャケットが形成されていて、
該ウォータジャケットに臨むロアデッキ部上面を、該ロ
アデッキ部の各気筒軸心に対応する部分の厚さが気筒外
周縁に対応する部分よりも薄い形状とした。このこと
で、気筒上方のロアデッキ部をできるだけ薄肉にして冷
却性を高めながら、下方の燃焼室側から作用する燃焼圧
力に対する剛性を高めることができる。

【００２８】請求項１３の発明では、吸気及び排気ポー
トを囲むようにウォータジャケットが形成されていて、
気筒間に、前記ウォータジャケット内にシリンダブロッ
ク側から冷却水を導入する導入孔を設け、この導入孔の
近傍の吸気ポート周壁部に、ウォータジャケット内を前
記導入孔の上方まで延びる冷却水ガイド部を設ける構成
とする。

【００２９】この構成では、気筒間のロアデッキに設け
られた導入孔からウォータジャケット内に流れ込んだ冷
却水が、冷却水ガイド部により下側に指向されて、吸気
ポート周壁部の下方を流通して気筒軸心寄りに流れるよ
うになり、これにより、気筒まわりの冷却性が改善され
る。また、吸気ポートの冷却性が高まることによって吸
気充填効率が向上するが、このことは、過給後の吸気温
度が約１２０°Ｃ以上にもなるターボ過給機付エンジン
において、特に有効な作用効果を奏する。

【００３０】請求項１４の発明では、吸気ポートは、気
筒円周方向を指向しながら気筒内に開口するタンジェン
シャルポート形状とされているものとする。このこと
で、吸気抵抗の増大を招くことなくスワールを強化し
て、エンジンの燃焼性を向上することができる。一方、
ウォータジャケット内で見ると、吸気ポートの周壁部は
気筒外周を取り囲んで、冷却水の流れ妨げるものとなる
ので、請求項１又は９のいずれかの発明の如く、弁間ブ
リッジ部の剛性及び冷却性を高めて、熱負荷に起因する
亀裂発生を防止できることは、特に有効な作用効果を奏
する。

【００３１】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を図面に
基いて説明する。

【００３２】（エンジン全体構成）図２は本発明の実施
形態に係る４気筒直噴式ディーゼルエンジン１を示し、
このエンジン１は４つの気筒２，２，…（図５参照）を
有する鋳鉄製シリンダブロック３と、その上に組み付け
られたアルミ合金製シリンダヘッド４と、該シリンダヘ
ッド４上面に組み付けられたシリンダヘッドカバー５
と、シリンダブロック３の下面に組み付けられたオイル
パン６とを有するものである。各気筒２内には、燃焼室
を区画しかつクランク軸７に連結されるピストン８が往
復動可能に嵌挿され、この気筒２内の燃焼室に燃料噴射
ノズル９から燃料がダイレクトに噴射供給されるように
なっている。

【００３３】前記シリンダヘッド４の吸気側（図の右
側）側壁部４ａには吸気マニホルド１０が取り付けられ
ていて、吸気はこの吸気マニホルド１０からシリンダヘ
ッド４の吸気ポート１２を流通し、吸気弁１３，１３
（図３参照）を経て各気筒２内の燃焼室へ供給される。
また、吸気マニホルド１０の隣りには燃料噴射ポンプ１
４が配設され、図示しないタイミングベルトを介してク
ランク軸７により駆動されて、各気筒２に対応する燃料
噴射ノズル９に対し燃料供給管１５を介して高圧燃料を
圧送供給するようになっている。

【００３４】一方、シリンダヘッド４の排気側（図の左
側）側壁部４ｂには排気マニホルド１６が取り付けら
れ、この排気マニホルド１６が排気ポート１７により排
気弁１８，１８を介して各気筒２内の燃焼室に連通され
ていて、該燃焼室から燃焼ガスを排出するようになって
いる。また、この排気マニホルド１６にはターボ過給機
１９が取り付けられていて、このターボ過給機１９によ
り圧縮した吸気を図示しないインタークーラを介して前
記吸気マニホルド１０へ圧送するようになっている。さ
らに、前記シリンダヘッドカバー５の上面から燃料噴射
ポンプ１４の上方に亘る範囲には、その範囲を覆って騒
音や振動を減衰させる樹脂製の遮音カバー２０が配設さ
れている。

【００３５】尚、この明細書中では、説明の便宜のため
に前記シリンダブロック３の長手方向、即ち４つの気筒
２，２，…が一列に並ぶ気筒列方向をエンジン前後方向
と定義し、クランク軸７の出力端が位置する側をエンジ
ン１の後側と呼び、反対側（図の手前側）をエンジン１
の前側と呼ぶことにする。

【００３６】エンジン１は、図３及び図４に示すよう
に、各気筒毎に吸気及び排気弁１３，１８がそれぞれ２
つずつ配設された４弁式のもので、この吸気及び排気弁
１３，１８を１本のカムシャフト２１により駆動するＳ
ＯＨＣレイアウトの動弁系を有している。このカムシャ
フト２１は、シリンダヘッド４の上部において排気側
（図３の左側、図４の上側）に偏位しかつエンジン前後
方向（図４の左右方向）に延びるように配置されてい
て、所定間隔を空けて配置された６つの軸受部２２，２
２，…により回転自在に支持されている。

【００３７】また、前記カムシャフト２１の斜め上方に
は、該カムシャフト２１に平行にロッカーシャフト２３
（図３にのみ示す）が配設されている。このロッカーシ
ャフト２３には、互いに長さの異なる吸気側及び排気側
ロッカーアーム２４，２５，…が揺動自在に支持されて
おり、クランク軸７の回転に同期してカムシャフト２１
が回転すると、各気筒２毎の所定のタイミングで該ロッ
カーアーム２４，２５，…が揺動されて、それぞれロッ
カーブリッジ２６を介して吸気及び排気弁１３，１８を
押し下げるようになっている。

【００３８】すなわち、前記図３に示すように、２つの
吸気弁１３，１３の弁軸端に掛け渡されたロッカーブリ
ッジ２６は、両吸気弁１３，１３の間に配設された心棒
に沿って上下に往復動するように配置される一方、両吸
気弁１３，１３の軸心間の中央位置で吸気側ロッカーア
ーム２４と摺動可能に当接しており、この吸気側ロッカ
ーアーム２４により押し下げられて、前記２つの吸気弁
１３，１３を同時に押し開くようになっている。同様
に、２つの排気弁１８，１８も、排気側ロッカーアーム
２５により同時に開作動される。

【００３９】また、前記吸気弁及び排気弁１３，１８，
…は、前記図４に示すように気筒列方向に交互に、かつ
平面視で全体としてジグザグに並んだいわゆる千鳥配置
とされている。言い換えると、各気筒２毎の２つの吸気
弁１３，１３は、その軸心間の中央位置、即ち吸気側ロ
ッカーアーム２４とロッカーブリッジ２６との当接位置
が、排気側ロッカーアーム２５とロッカーブリッジ２６
との当接位置（２つの排気弁１８，１８の軸心間の中央
位置）よりも前記カムシャフト２１から遠くなるように
配置されており、このことで、吸気側ロッカーアーム２
４のてこ比が排気側よりも長くなるので、吸気弁１３，
１３のリフト量は自ずと排気弁１８、１８よりも大きく
なる。

【００４０】また、図５にも示すように、シリンダヘッ
ド４には、平面視で４つの気筒２，２，…のそれぞれを
円周方向に等間隔に４カ所で取り囲むように、合計１０
個のヘッドボルト孔２９，２９，…が形成されており、
このヘッドボルト孔２９，２９，…にそれぞれ図示しな
いヘッドボルトが挿通されて、シリンダブロック３のボ
ルト穴に螺合締結されることにより、シリンダブロック
３とシリンダヘッド４とが強固に結合されるようになっ
ている。尚、排気側の３つのヘッドボルト孔２９，２
９，…の近傍には、それぞれ、クランクケース内のブロ
ーバイガスを排出するための貫通孔２８、２８，…が設
けられており、この貫通孔２８，２８，…はシリンダヘ
ッドカバー５内に溜まったエンジンオイルをオイルパン
６内に落とすオイル落とし穴の機能も有している。

【００４１】さらに、燃料噴射ノズル９を収容して保持
するノズルホール３１が気筒軸心ｘに沿って形成され、
平面視で前記吸気及び排気ポートの４つの開口部１１
ａ，１２ａ，１７ａ，１７ｂに囲まれてそれらの中央に
開口しているとともに、エンジン１の冷間時に燃料の着
火を助勢する図示しないグロープラグの収容孔３２（グ
ロープラグ孔）が、吸気側側壁部４ａに近い方の２つの
ポート開口部１２ａ,１７ａ間で気筒２内に開口するよ
うに設けられている。

【００４２】次に、前記シリンダヘッド４の詳しい構造
について、図１、図５〜図８を参照しながら詳細に説明
する。

【００４３】まず、図５及び図６に吸気及び排気弁１
３，１８を省略して示すように、各気筒２毎に２つの吸
気ポート１１，１２と１つの排気ポート１７とが設けら
れている。このうち、第１吸気ポート１１は、吸気側側
壁部４ａから排気側に向かって延びながら気筒外周に沿
って大きく回り込むように形成され、気筒軸心ｘよりも
排気側寄りの位置で気筒円周方向を向いて気筒２内に開
口している。

【００４４】一方、第２吸気ポート１２は前記第１吸気
ポート１１よりも短く形成され、気筒軸心ｘよりも吸気
側寄りの位置で気筒円周方向を向いて気筒２内に開口し
ている。尚、前記第１吸気ポート１１の気筒２内への開
口部が、特許請求の範囲に記載の第２吸気開口部に対応
し、第２吸気ポート１２の気筒２内への開口部が、特許
請求の範囲に記載の第１吸気開口部に対応している。

【００４５】つまり、前記２つの吸気ポート１１，１２
は、各気筒２の上方で円周方向にねじれて、それぞれ気
筒円周方向を指向するように開口するタンジェンシャル
ポートとされており、その各開口部１１ａ，１２ａは、
一般的な４弁式エンジンに比べて、平面視で円周方向に
約９０°近く回転変位したところに配置されている。こ
のように２つの吸気ポート１１，１２を両方共にタンジ
ェンシャルポートとすることで、ターボ過給機１９の過
給効率を高めつつ、吸気スワールを強化して吸気と燃料
噴霧との混合を促進することができ、吸気充填効率の向
上と燃焼状態の改善とによってエンジンの高出力化が図
られる。

【００４６】一方、排気ポート１７は、各気筒２の上方
から排気側側壁部４ｂに向かって延びるように形成され
ており、その２つの開口部１７ａ，１７ｂは平面視で前
記両吸気開口部１１ａ，１２ａと同じ向きに約７５°く
らい回転変位して、第１開口部１７ａ（第１排気開口
部）が気筒軸心ｘよりも吸気側寄りに、また、第２開口
部１７ｂ（第２排気開口部）が気筒軸心ｘよりも排気側
寄りに配置されている。言い換えると、このエンジン１
の吸気及び排気ポート１１，１２，１７は、それぞれ気
筒列方向から見て気筒軸心ｘの左右両側の２カ所で気筒
２内に開口している。

【００４７】また、シリンダヘッド４のエンジン前端か
ら後端に亘って、前記図５に示すように、ウォータジャ
ケットＷが吸気及び排気ポート１１，１２，１７を取り
囲むように形成されている。このウォータジャケットＷ
は、シリンダヘッド４のロアデッキ部４ｃを貫通する多
数の水穴（導入孔）３３，３３，…によりシリンダブロ
ック３のウォータジャケット（図示せず）に連通されて
いて、該シリンダブロック３側から導入される冷却水が
図に矢印で示すようにエンジン前端側に向かって流れ
て、この前端側の壁部に開口する冷却水出口３４から排
出されるようになっている。すなわち、図示しないが、
冷却水出口３４に連通するように高温側冷却水パイプが
取り付けられていて、シリンダヘッド４のウォータジャ
ケットＷから排出された高温の冷却水が車両のラジエー
タに送られる一方、該ラジエータとシリンダブロック３
とは低温側冷却水パイプにより接続されていて、ラジエ
ータで冷却されて低温となった冷却水はシリンダブロッ
ク３に戻されるようになっている。

【００４８】ここで、前記ウォータジャケットＷ内で気
筒列方向に沿って見ると、各気筒２の上方では、第１及
び第２吸気ポート１１，１２の周壁部がロアデッキ部４
ｃの上面から気筒外周に沿って立ち上がり、斜め上方の
吸気側側壁部４ａまで延びている一方、排気ポート１７
の周壁部も同様にロアデッキ部４ｃの上面から立ち上が
って排気側側壁部４ｂまで延びている（図１０参照）。
このため、ウォータジャケットＷ内をエンジン後端側か
ら前端側に向かう冷却水の流れは、第１吸気ポート１１
の周壁部に邪魔されて気筒中心には届きにくくなってお
り、この結果として気筒まわりの冷却性が低下する虞れ
がある。

【００４９】これに対し、この実施形態に係るシリンダ
ヘッド４では、図６及び図７に示すように、第１吸気ポ
ート１１の周壁部から気筒間の水穴３３，３３，…の上
方まで延びる舌状の冷却水ガイド部３５が設けられてお
り、この冷却水ガイド部３５によって、図７に矢印で示
すように、水穴３３から流れ出た冷却水が下側に指向さ
れ、ウォータジャケットＷ内の冷却水の流れに従って第
１吸気ポート１１の下方を流れて、ノズルホール３１の
ボス部３６の周囲にまで流通するようになっている。こ
れにより、上述の如き気筒まわりの冷却性低下を緩和す
ることができる上に、第１及び第２吸気ポート１１，１
２の冷却性を改善して、吸気充填効率を高めることがで
きる。

【００５０】また、前記図７に示すように、ロアデッキ
部４ｃの上面は、各気筒２の軸心ｘに対応する部分が気
筒外周縁に対応する部分よりも薄くなるように球面形状
とされていて、燃焼室から作用する燃焼圧力に対し十分
に高い剛性を持ちながら、ウォータジャケットＷ側への
放熱性が高められるようになっている。さらに、図８に
示すように、グロープラグ孔３２は、前記ボス部３６下
端のロアデッキ部４ｃから吸気側側壁部４ａに向かって
斜め上側に延びる梁部３７の内部に設けられており、グ
ロープラグ孔３２の開口部３２ａの周囲は梁部３７によ
って、効果的に補強されている。

【００５１】そして、本発明の主たる特徴部分として、
この実施形態のシリンダヘッド４では、各気筒２毎の４
つの吸気及び排気開口部のレイアウト上の工夫によっ
て、該開口部間のブリッジ部の信頼性を高めるようにし
ている。

【００５２】具体的に、各気筒２毎の吸気及び排気開口
部１１ａ、１２ａ、…の配置を、燃焼室側から気筒軸心
ｘに沿って見ると、図１に示すように、４つの吸気及び
排気開口部１１ａ，１２ａ，１７ａ，１７ｂが、気筒中
心に開口するノズルホール３１を囲んで配置され、２つ
の吸気開口部１１ａ，１２ａの中心位置を結ぶ線分Ｌin
（平面視で２つの吸気弁１３，１３の軸心間を結ぶ線
分）がエンジン前後方向（図の左右方向）に対し略直交
する一方、２つの排気開口部１７ａ，１７ｂの中心位置
を結ぶ線分Ｌout（平面視で２つの排気弁１８，１８の
軸心間を結ぶ線分）は、カムシャフト２１に近い方（図
の上の方）の排気開口部１７ｂが隣り合う吸気開口部１
１ａに近づくように傾斜している。

【００５３】つまり、カムシャフト２１に近い方、即ち
第１吸気ポート１１の開口部１１ａ（第２吸気開口部）
と排気ポート１７の第２開口部１７ｂとの間隔が狭くな
っている一方、カムシャフトから遠い方（図の下の
方）、即ち第２吸気ポート１２の開口部１２ａ（第１吸
気開口部）と排気ポート１７の第１開口部１７ａとの間
隔が広くなっていて、その幅の広い方にグロープラブ孔
３２の開口部３２ａが配置されているより詳しくは、同
図に示すように、前記カムシャフトから遠い方の、第２
吸気ポート１２の開口部１２ａと隣り合う排気ポート１
７の第１開口部１７ａとの間のブリッジ部の幅をＡと
し、２つの排気開口部１７ａ，１７ｂの間のブリッジ部
の幅をＢとし、２つの吸気開口部１１ａ，１２ａの間の
ブリッジ部の幅をＣとし、カムシャフト２１に近い方
の、第１吸気ポート１１の開口部１１ａと隣り合う排気
ポート１７の第２開口部１７ｂとの間のブリッジ部の幅
をＤとして、前記Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄの大小関係を説明す
る。

【００５４】まず、第１に、弁間ブリッジ部における熱
応力の作用方向は、温度勾配の大きい吸気側から排気側
に向かう方向を一様に向いており（図１１参照）、力の
作用方向に対し直交する断面積の小さい両吸気開口部間
や両排気開口部間のブリッジ部において負荷が大きくな
る。そこで、負荷の小さい吸気及び排気開口部間でブリ
ッジ部の一方の幅（Ａ）を拡げた上で、そこにグロープ
ラグ後３２の開口部３２ａを配置するとともに、他方の
吸気及び排気開口部間のブリッジ部の幅（Ｄ）は、４つ
の弁間ブリッジ部のうちで最小とする（Ａ＞Ｂ，Ｃ＞
Ｄ）。第２に、両吸気開口部間と両排気開口部間とを比
べると、より高温になる排気側の方が負荷が大きいの
で、排気側のブリッジ部の幅（Ｂ）を吸気側（Ｃ）以上
に設定する（Ｂ≧Ｃ）。

【００５５】つまり、気筒２への吸気充填効率を高める
ためには各吸気開口部１１ａ，１２ａをできるだけ大き
くすることが望ましいのだが、そのためには各開口部１
１ａ，１２ａ，…間のブリッジ部の幅を狭めざるを得な
いので、その際、ブリッジ部の幅をそれぞれ熱応力の分
布状態に対応づけて、特に応力の高くなる部分がなくな
るように、かつできるだけ狭くできるように適切な大き
さに設定している。このことで、応力集中による亀裂の
発生を未然に防止することができ、また、各ブリッジ部
の冷却性の均一化も図られる。

【００５６】そして、第３に、このシリンダヘッド４で
は、各気筒２毎に吸気ポート１１，１２が排気ポート１
７よりも冷却水流の上流側にあることから、２つの吸気
開口部１１ａ，１２ａの間のブリッジ部の幅（Ｃ）をあ
る程度以上、大きく設定しており（Ｂ＝Ｃ＞Ｄ）、この
ことで、両吸気弁１３，１３間を流通する冷却水流量が
増えて、気筒まわりの冷却性が改善される。

【００５７】さらに、前記各吸気開口部１１ａ，１２ａ
の直径は、各排気開口部１７ａ，１７ｂの直径と略同径
にされている。すなわち、吸気開口部１１ａ，１２ａは
いずれも一般的な４弁式エンジンよりも相対的に小さく
設定されているので、その分、各開口部間のブリッジ部
の幅を大きくして、剛性を高めることができる。このこ
とはまた、前記のように吸気開口部１１ａ，１２ａの間
隔を広くして、その間の冷却水の流量を確保するために
も有利になる。

【００５８】一方、そのように吸気ポート１１，１２の
開口径を相対的に小さくすると、自ずと吸気抵抗が増大
することから、吸気充填効率が低下して高出力化の妨げ
になることが懸念されるが、このエンジン１では、第１
及び第２吸気ポート１１，１２がいずれも吸気抵抗の少
ないタンジェンシャルポートである上に、上述の如く、
吸気弁１３，１３のリフト量が排気側よりも大きくなっ
ていて、吸気開口部１１ａ，１２ａにおける実際の吸気
通路断面積が十分に大きくなっており、しかも、ターボ
過給機１９によって吸気を過給するようにしている。従
って、吸気ポート１１，１２の開口径が相対的に小さく
されていても、そのことによる高出力化への悪影響は極
めて少なく、むしろ、排気ポート１７の両開口部１７
ａ，１７ｂの直径を相対的に大きく設定できることか
ら、排気エネルギの増大によって過給効率を高めること
ができる。

【００５９】例えば、図９に示す試験データによれば、
タンジェンシャルポート形状の吸気ポートでは、吸気開
口部の直径が気筒内径の略２５％以上のときに、ポート
開口径の減少に伴う充填効率の低下度合いが比較的、小
さいのに対し、それよりもポート開口径が小さくなる
と、充填効率が急速に低下するという傾向が見られる。
そこで、このエンジン１では、第１及び第２吸気ポート
１１，１２の開口部１１ａ，１２ａの直径をいずれも気
筒内径の２５％よりもやや大きめの値に設定し、これに
より、吸気充填効率の低下幅を最小限度に抑えるように
している。

【００６０】尚、図１において、４０，４０，…は、吸
気及び排気ポート１１，１２，１７の各開口部周縁に嵌
合されたバルブシートであり、このバルブシート４０，
４０，…はそれぞれ、燃焼室側の端部が燃焼室上面と略
同一面上に位置するように配設されている。詳しくは、
前記各バルブシート４０はその周囲よりも極く僅かだけ
陥没するように配設されていて、その周囲のシリンダヘ
ッド４側の面取り加工幅が従来（約０．５〜１ｍｍ）ま
でと比べて極めて小さく（例えば、約０．１ｍｍ）なっ
ている。このことによって、燃焼室の高温の燃焼ガスか
ら熱伝達を受ける面積が少なくなり、熱負荷の軽減が図
られる。

【００６１】したがって、この実施形態に係るディーゼ
ルエンジンのシリンダヘッド構造によれば、吸排気ポー
ト１１，１２，１７のレイアウトに起因して気筒まわり
の冷却性が低くなりやすく、ひいては信頼性の低下が懸
念されるようなシリンダヘッド構造であっても、上述の
如く、吸気及び排気開口部１１ａ，１２ａ，１７ａ，１
７ｂの間のブリッジ部の幅を、それぞれ熱応力の分布状
態に対応するように適切に設定するとともに、グロープ
ラグ孔３２の開口部３２ａと各開口部１２ａ，１７ｂと
の間隔を広げて局所的な応力の増大を阻止し、かつ冷却
性の均一化を図ることで、十分な信頼性を得ることがで
きるものである。

【００６２】しかも、各気筒２毎に冷却水流の上流側に
なる吸気開口部１１ａ，１２ａの直径を小さめに設定す
るとともに、それらの間隔をある程度以上に大きくし
て、気筒上方への冷却水流量を十分に確保するととも
に、気筒２間の水穴３３，３３，…から流入する冷却水
を冷却水ガイド３５によって気筒軸心ｘに向かうように
指向させ、さらに、各気筒２の上方のロアデッキ部４ｃ
上面を球面状とする等の種々の構成上の工夫によって、
気筒まわりの冷却性を大幅に高め、そのことによって信
頼性をさらに向上させることができる。

【００６３】さらに、そのように吸気ポート１１，１２
の開口径を小さめにしていても、該各吸気ポート１１，
１２をタンジェンシャルポートとするとともに、動弁系
の構成によって吸気弁１３，１３のリフト量を大きくさ
せ、その上さらにターボ過給機１９により吸気を過給す
るようにしているので、各気筒２への吸気充填効率は十
分に大きくすることができる。従って、このディーゼル
エンジン１によれば、高出力化への対応とシリンダヘッ
ド４の信頼性向上とを同時に実現することができる。

【００６４】尚、本発明は前記実施形態に限定されるも
のではなく、その他の種々の実施形態を包含するもので
ある。すなわち、前記実施形態に係るエンジン１では、
第２吸気ポート１２の開口部１２ａと隣り合う排気ポー
ト１７の第１開口部１７ａとの間隔をＡとし、２つの排
気開口部１７ａ，１７ｂの間隔をＢとし、２つの吸気開
口部１１ａ，１２ａの間隔をＣとし、第１吸気ポート１
１の開口部１１ａと隣り合う排気ポート１７の第２開口
部１７ｂとの間隔をＤとして、Ａ＞Ｂ＝Ｃ＞Ｄという関
係が成り立つようにしているが（図１参照）、これに限
らず、例えば、Ａ＞Ｂ≧ＣかつＡ＞Ｂ＞Ｄという関係が
成り立つようにすれば、同様の作用効果が得られる。ま
た、Ａ＞Ｂ＞Ｃ≧Ｄという関係が成り立つようにしても
よい。

【００６５】また、前記実施形態に係るエンジン１にお
いて、第１及び第２吸気ポート１１，１２の各開口径は
排気ポート１７の第１及び第２開口部１７ａ，１７ｂよ
りも小径であってもよい。

【００６６】さらに、前記実施形態に係るエンジン１
は、第１及び第２吸気ポート１１，１２を両方共にタン
ジェンシャルポートにしているが、これに限らず、例え
ばいずれか一方をヘリカルポート等としてもよい。

【００６７】

【発明の効果】以上説明したように、請求項１の発明に
おけるディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造による
と、４弁式ディーゼルエンジンの吸気充填効率を高める
ために、各気筒毎の吸気開口部をできるだけ大きく設定
するにあたり、吸気及び排気開口部間のブリッジ部の一
方を他方よりも広くした上で、その広い方にグロープラ
グ孔の開口部を配置することにより、該グロープラグ孔
の開口部を含めた各開口部の間隔を大略、同じくらいに
揃えて、剛性及び冷却性の均一化を図ることができ、よ
って、エンジンの高出力化に対応しつつ、シリンダヘッ
ドの信頼性を高めることができる。

【００６８】請求項２の発明によると、グロープラグ孔
を有する梁部をウォータジャケット内に形成し、この梁
部によりグロープラグ孔の開口部近傍のロアデッキ部を
補強することで、シリンダヘッドの信頼性をさらに高め
ることができる。

【００６９】請求項３又は請求項４のいずれかの発明に
よると、吸気及び排気開口間のブリッジ部の幅をそれぞ
れ熱応力の分布状態に対応するように適切に設定して、
該ブリッジ部における亀裂発生を防止できる。

【００７０】請求項５の発明によると、吸気側のロッカ
ーアームのてこ比を排気側よりも長くして、吸気弁のリ
フト量を大きくし、吸気充填効率を十分に確保すること
ができる。

【００７１】請求項７の発明によると、吸気開口部を相
対的に小さくして、その分、各開口部間のブリッジ部の
幅を大きくすることにより、信頼性を高めることができ
る。

【００７２】請求項８の発明によると、吸気開口部を相
対的に小さくして、その分、各開口部間のブリッジ部の
幅を大きくすることができ、或いはターボ過給機の過給
効率を高めて、吸気充填効率を高めることができる。

【００７３】また、請求項９の発明におけるディーゼル
エンジンのシリンダヘッド構造によると、吸排気ポート
のレイアウトに起因して気筒まわりの熱負荷が高くなり
やすい前提構成であっても、熱応力の作用方向に対し直
交する断面積が小さい両吸気開口部の間隔をある程度以
上、大きくするとともに、該吸気開口部の直径を相対的
に小さく設定することで、ブリッジ部の剛性及び冷却性
を高めて信頼性を向上させることができる。しかも、タ
ーボ過給機により吸気を過給することにより、吸気充填
効率は十分に高くすることができる。

【００７４】請求項１０の発明によると、請求項９の発
明の効果が特に有効になる。

【００７５】請求項１１の発明によると、吸気充填効率
の低下を最小限度に抑えながら、ブリッジ部の幅を十分
に大きくできる。

【００７６】請求項１２の発明によると、気筒まわりの
冷却性を高めながら、燃焼圧力に対する剛性を高めるこ
とができる。

【００７７】請求項１３の発明によると、導入孔を通っ
てウォータジャケット内に導入された冷却水を、冷却水
ガイド部により指向させることで、気筒まわりの冷却性
を改善でき、また、吸気ポートの冷却性を高めて吸気充
填効率を向上できる。

【００７８】請求項１４の発明によると、吸気ポートを
タンジェンシャルポート形状とすることにより、エンジ
ンの燃焼性を向上できる一方、このような構成において
ブリッジ部の剛性及び冷却性を高めることが特に有効に
なる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の実施形態に係るシリンダヘッドを燃焼
室側から見て、吸排気開口部のレイアウトを示す説明図
である

【図２】実施形態に係るディーゼルエンジンの全体構成
を示す図である。

【図３】吸排気ポートの配置や動弁系の構成を示すシリ
ンダヘッドの縦断面図である。

【図４】ロッカーシャフト等を省略した状態でシリンダ
ヘッドの構成を示す平面図である。

【図５】吸排気ポートの配置やウォータジャケットの構
成を示すシリンダヘッドの平面断面図である。

【図６】各気筒毎の吸排気ポートの配置等を示す図５の
拡大図である。

【図７】舌状冷却水ガイド部や球面状ロアデッキ部の構
成を示す、図６のVII−VII線による部分断面図である。

【図８】グロープラグ孔を有する梁部の構成を示す、図
６のVIII−VIII線による部分断面図である。

【図９】吸気開口部の直径の気筒内径に対する割合と吸
気充填効率との関係を示すグラフ図である。

【図１０】ダブルタンジェンシャルポートのエンジンの
吸排気ポートの配置構成を示す説明図である。

【図１１】弁間ブリッジ部の応力分布状態や熱負荷によ
るダメージの様子を示す説明図である。

【符号の説明】

１ ディーゼルエンジン ２ 気筒 ３ シリンダブロック ４ シリンダヘッド ４ｃ ロアデッキ部 ９ 噴射ノズル １１，１２ 吸気ポート １１ａ，１１ｂ 吸気開口部 １３ 吸気弁 １７ 排気ポート １８ 排気弁 １７ａ，１７ｂ 排気開口部 １９ ターボ過給機 ２１ カムシャフト ２４、２５ ロッカーアーム ３２ グロープラグ孔 ３２ａ グロープラグ孔の開口部 ３３ 水穴（導入孔） ３５ 冷却水ガイド部 ３７ 梁部 Ｘ 気筒軸心 Ｗ シリンダヘッドのウォータジャケット

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁷ 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｆ０２Ｂ 31/02 Ｆ０２Ｂ 31/02 Ａ Ｃ Ｆ０２Ｆ 1/36 Ｆ０２Ｆ 1/36 Ａ 1/38 1/38 Ｂ 1/40 1/40 Ａ 1/42 1/42 Ａ Ｂ Ｆ０２Ｐ 19/00 Ｆ０２Ｐ 19/00 Ｚ (72)発明者 山形 直之 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツダ 株式会社内 (72)発明者 荒木 啓二 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツダ 株式会社内 Ｆターム(参考） 3G016 AA07 AA12 BA03 BA06 BA27 BA30 BB12 BB18 CA14 CA16 CA22 CA25 CA36 CA39 CA44 CA47 CA52 EA05 EA08 EA12 GA05 3G023 AA02 AA13 AB05 AC05 AD07 AD10 AD14 AF03 3G024 AA04 AA09 AA11 BA02 CA05 DA02 DA06 DA09 DA18 EA01 FA00 FA01 FA03 FA04 FA05 HA02 HA07 HA13

Claims (14)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 エンジンの各気筒内に吸気及び排気ポー
   トがそれぞれ気筒円周方向に隣接して２つずつ開口する
   ように設けられ、該吸気ポートが気筒列方向から見て気
   筒軸心に対し左右いずれか一側に配置されている一方、
   排気ポートが前記吸気ポートとは反対側に配置されてい
   るディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造において、 前記各気筒毎の吸気ポートの下流端である第１及び第２
   吸気開口部と、排気ポートの上流端である第１及び第２
   排気開口部とは、第１吸気開口部と該第１吸気開口部に
   隣接する第１排気開口部との間隔が、第２吸気開口部と
   該第２吸気開口部に隣接する第２排気開口部との間隔よ
   りも広くなるように配置され、 前記第１吸気開口部と第１排気開口部との間に、グロー
   プラグを収容するグロープラグ孔が開口していることを
   特徴とするディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造。
2. 【請求項２】 請求項１において、 吸気及び排気ポートを囲むようにウォータジャケットが
   形成され、 前記ウォータジャケット内には、内部にグロープラグ孔
   を有する梁部が、ロアデッキ部から気筒軸心と反対側の
   斜め上方に延びるように形成されていることを特徴とす
   るディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造。
3. 【請求項３】 請求項１において、 各気筒毎の吸気及び排気開口部は、第１吸気開口部と第
   １排気開口部との間隔をＡとし、第１及び第２排気開口
   部の間隔をＢとし、第１及び第２吸気開口部の間隔をＣ
   とし、第２吸気開口部と第２排気開口部との間隔をＤと
   して、Ａ＞Ｂ≧ＣかつＡ＞Ｂ＞Ｄという関係が成り立つ
   ように配置されていることを特徴とするディーゼルエン
   ジンのシリンダヘッド構造。
4. 【請求項４】 請求項１において、 各気筒毎の吸気及び排気開口部は、第１吸気開口部と第
   １排気開口部との間隔をＡとし、第１及び第２排気開口
   部の間隔をＢとし、第１及び第２吸気開口部の間隔をＣ
   とし、第２吸気開口部と第２排気開口部との間隔をＤと
   して、Ａ＞Ｂ＞Ｃ≧Ｄという関係が成り立つように配置
   されていることを特徴とするディーゼルエンジンのシリ
   ンダヘッド構造。
5. 【請求項５】 請求項１において、 吸気及び排気開口部にはそれぞれ吸気及び排気弁が配設
   され、 前記吸気及び排気弁をロッカーアームを介して開閉させ
   るカムシャフトが、気筒軸心に対し排気ポートの側にオ
   フセットして配設されており、 前記吸気及び排気開口部は、各気筒毎の２つの吸気弁の
   軸心間の中央位置が、２つの排気弁の軸心間の中央位置
   よりも前記カムシャフトから遠くなるように配置されて
   いることを特徴とするディーゼルエンジンのシリンダヘ
   ッド構造。
6. 【請求項６】 請求項１において、 吸気及び排気開口部にはそれぞれ吸気及び排気弁が配設
   され、 前記吸気及び排気弁をロッカーアームを介して開閉させ
   るカムシャフトが、気筒軸心に対し排気ポートの側にオ
   フセットして配設されており、 各気筒の軸心方向から見て、２つの吸気弁の軸心間を結
   ぶ線分が気筒列方向に対し略直交する一方、２つの排気
   弁の軸心間を結ぶ線分は、カムシャフトに近い方の排気
   弁が隣り合う吸気弁に近づくように、前記吸気弁軸心間
   の線分に対し傾斜していることを特徴とするディーゼル
   エンジンのシリンダヘッド構造。
7. 【請求項７】 請求項５において、 第１及び第２吸気開口部の直径は、いずれも第１及び第
   ２排気開口部の直径以下とされていることを特徴とする
   ディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造。
8. 【請求項８】 請求項１において、 エンジンの排気により吸気を過給するターボ過給機が設
   けられ、 エンジンのシリンダヘッドには、吸気及び排気ポートを
   囲むようにウォータジャケットが形成され、 吸気開口部の直径が排気開口部の直径以下とされ、 各気筒毎の第１及び第２吸気開口部の間隔が、第２吸気
   開口部及び第２排気開口部の間隔以上とされていること
   を特徴とするディーゼルエンジンのシリンダヘッド構
   造。
9. 【請求項９】 エンジンの複数の気筒毎の吸気及び排気
   ポートが気筒列方向に交互に配設され、 前記吸気ポートの下流端は、気筒列方向から見て気筒軸
   心の左右両側の２カ所でそれぞれ気筒内に開口される一
   方、上流側はシリンダヘッドの左右いずれか一側に延び
   るように形成され、 前記排気ポートの上流端は、気筒列方向から見て気筒軸
   心の左右両側の２カ所でそれぞれ気筒内に開口される一
   方、下流側は前記吸気ポートとは反対側に延びるように
   形成され、 前記吸気及び排気ポートを囲むようにウォータジャケッ
   トが形成されているディーゼルエンジンのシリンダヘッ
   ド構造において、 エンジンの排気により吸気を過給するターボ過給機が装
   備され、 前記各気筒毎の吸気ポートの下流端である２つの吸気開
   口部と、排気ポートの上流端である２つの排気開口部と
   は、両吸気開口部同士の間隔が、少なくとも一方の吸気
   開口部と該吸気開口部に隣接する排気開口部との間隔以
   上になるように配置され、 前記両吸気開口部の直径は、いずれも排気開口部の直径
   以下とされていることを特徴とするディーゼルエンジン
   のシリンダヘッド構造。
10. 【請求項１０】 請求項９において、 各気筒毎の吸気ポートは、排気ポートよりもウォータジ
    ャケット内の冷却水流の上流側に位置することを特徴と
    するディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造。
11. 【請求項１１】 請求項７又は９のいずれかにおいて、 両吸気開口部の直径は、いずれも気筒内径の２５％以上
    であることを特徴とするディーゼルエンジンのシリンダ
    ヘッド構造。
12. 【請求項１２】 請求項１又は９のいずれかにおいて、 吸気及び排気ポートを囲むようにウォータジャケットが
    形成され、 前記ウォータジャケットに臨むロアデッキ部上面は、該
    ロアデッキ部の各気筒軸心に対応する部分の厚さが気筒
    外周縁に対応する部分よりも薄い形状とされていること
    を特徴とするディーゼルエンジンのシリンダヘッド構
    造。
13. 【請求項１３】 請求項１又は９のいずれかにおいて、 吸気及び排気ポートを囲むようにウォータジャケットが
    形成され、 気筒間に、前記ウォータジャケット内にシリンダブロッ
    ク側から冷却水を導入する導入孔が設けられ、 前記導入孔の近傍の吸気ポート周壁部には、ウォータジ
    ャケット内を前記導入孔の上方まで延びる冷却水ガイド
    部が設けられていることを特徴とするディーゼルエンジ
    ンのシリンダヘッド構造。
14. 【請求項１４】 請求項１又は９のいずれかにおいて、 吸気ポートは、気筒円周方向を指向しながら気筒内に開
    口するタンジェンシャルポート形状とされていることを
    特徴とするディーゼルエンジンのシリンダヘッド構造。