JP2004308441A

JP2004308441A - Air intake device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004308441A
Application number: JP2003099251A
Authority: JP
Inventors: Kazuyoshi Abe; 和佳阿部
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-04-02
Filing date: 2003-04-02
Publication date: 2004-11-04
Anticipated expiration: 2023-04-02
Also published as: JP4158578B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an air intake device for an internal combustion engine capable of reducing flow resistance by a valve shaft for suction gas. <P>SOLUTION: This intake device for the internal combustion engine is provided with intake ports 5, 6 communicating with a combustion chamber 2. The intake ports are constituted in such a way that flow passage cross sectional area of the intake port is gradually increased toward the intake downstream side by increasing lateral width of the intake port gradually toward a shaft intrusion flow passage position from a reference flow passage position on the intake upstream side more than the shaft intrusion flow passage position where the valve shaft 17 intrudes into the intake port and a rate of flow passage cross sectional area of the intake port at the reference flow passage position to flow passage cross sectional area except cross sectional area of the valve shaft which is flow passage cross sectional area of the intake port at the shaft intrusion flow passage position becomes within a predetermined scope. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の吸気装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、内燃機関のシリンダブロックには、燃焼室の吸気口へと続く吸気ポートが形成され、この吸気ポートを介して燃焼室に空気、または空気と燃料との混合気等（以下、「吸気ガス」として総称する）が充填される。通常、このような吸気ポートは、吸気ポートの中心線（吸気ポートの各断面の重心を通る線）に垂直な断面の面積（以下、「流路断面積」と称す）が、吸気口から上流に向かってほぼ一定であるか、または大きくなるように形成される（特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開平８−４２３９０
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、一般に、吸気口近傍においては吸気ポート内に吸気バルブのバルブシャフトが延びる。このバルブシャフトは、吸気ポート内の吸気ガスの流れ方向に対して平行には配置されておらず、よってバルブシャフトは吸気ガスの流れの流抵抗となる。このとき、バルブシャフト近傍における吸気ガスの流れが速いと、バルブシャフトの上流側の円周面に沿って流れた吸気ガスがバルブシャフトの下流側において円周面から剥離してしまい、実質的に吸気ポートの流路断面積が小さくなってしまうため、吸気ガスがバルブシャフトによって受ける流抵抗が非常に大きなものとなってしまい、吸気ガスの流速が遅くなってしまう。
【０００５】
そこで、本発明の目的は、吸気ガスに対するバルブシャフトによる流抵抗が小さい内燃機関の吸気装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、第１の発明では、内燃機関の燃焼室に通じる吸気ポートを具備し、該吸気ポート内にバルブシャフトが侵入するシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側の基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって吸気ポートの横幅が徐々に広がることによって吸気ポートの流路断面積が吸気下流に向かって徐々に大きくなると共に、上記基準流路位置における吸気ポートの流路断面積と、上記シャフト侵入流路位置における吸気ポートの流路断面積であってバルブシャフトの断面積を除いた流路断面積との比率が所定範囲内となっている内燃機関の吸気装置が提供される。
第１の発明によれば、基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって徐々に流路断面積が大きくなることにより、吸気ポート内を基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって流れる吸気ガスの流速は徐々に遅くなる。このため、吸気ガスが吸気バルブのバルブシャフトの外周面周りに沿って流れるときには、吸気ガスの流速は比較的遅くなっており、よってバルブシャフトの吸気下流側においては吸気ガスの剥離がほとんど起こらない。
ただし、例えば、吸気ポートの流路断面積を大きくする程度が低い場合、すなわち基準流路位置における吸気ポートの流路断面積（以下、「基準流路断面積」と称す）とシャフト侵入流路位置における吸気ポートの流路断面積（以下、「侵入位置流路断面積」と称す）とがほとんど変わらず、よって侵入位置流路断面積からシャフト侵入流路位置におけるシャフトの断面積を除いた流路断面積が基準流路断面積よりも非常に小さい場合には、バルブシャフトの吸気下流側において吸気ガスの剥離が起こってしまう。また、例えば、吸気ポートの流路断面積を大きくする程度が高い場合、すなわち基準流路断面積に対して侵入位置流路断面積が非常に大きく、シャフト侵入流路位置近傍における吸気ガスの流速が極端に遅くなってしまう場合には、吸気ガスの流速が遅くなり過ぎて吸気ガスの燃焼室への充填効率が低下してしまう。これに対して、第１の発明によれば、基準流路断面積に対する侵入位置流路断面積からシャフトの断面積を除いた流路断面積の比率が所定範囲内となっているため、上述したような内燃機関の吸気性能の悪化が防止される。
ところで、例えば吸気ポートを基準流路位置から縦方向に徐々に広がるように形成した場合、バルブシャフトはこの広がった部分の一部を横断する。すなわち、吸気ポートを広げることによって吸気ガスに曝されるバルブシャフトの面積が増大する。したがって、この場合、上述したように吸気ポートが広がったことによりバルブシャフト周りの剥離が抑えられて吸気ガスの流抵抗が小さくなる反面、吸気ポートの広がった部分の一部を横断するバルブシャフトに吸気ガスが当たることによって吸気ガスの流抵抗が大きくなってしまう。これに対して、第１の発明によれば、吸気ポートは横方向に広がっているため、バルブシャフトはこの広がった部分を横断しない。すなわち、吸気ポートを広げても吸気ガスに晒されるバルブシャフトの面積は増大しない。したがって、吸気ポートを縦方向に広げた場合のように吸気ガスへの流抵抗が大きくなってしまうことはない。さらに、吸気上流側のバルブシャフトの外周面に向かって流れてきた吸気ガスは、バルブシャフトの左右（横方向）を抜けてバルブシャフトの下流へ流れるため、吸気ポートが横方向に広がっていることによりバルブシャフトの左右を抜ける吸気ガスが流れ易くなり、よってバルブシャフトによる流抵抗が小さくなる。
なお、本明細書において、「流路断面」とは吸気ポートの中心線（吸気ポートの各断面の重心を通過する線）に垂直な断面を意味し、「流路断面積」とは流路断面における吸気ポートの断面積を意味する。また、「縦方向」とは、吸気ポートの流路断面において後述する上方ラインと下方ラインとを結ぶ方向を意味する。さらに、吸気ポートの「横方向」とは吸気ポートの流路断面において上記縦方向と垂直な方向を意味し、「流路位置」とは吸気ガスの流れ方向における位置を意味する。
【０００７】
第２の発明では、第１の発明において、上記基準流路位置における吸気ポートの流路断面積と、吸気ポートの断面上をバルブシャフトが横断する流路位置における吸気ポートの流路断面積であってバルブシャフトの断面積を除いた流路断面積との比率が所定範囲内となっている。
第２の発明によれば、吸気ポートのシャフト侵入流路位置から吸気口までの部分においても吸気ポートの基準流路断面積と、バルブシャフトの断面積を除いた吸気ポートの流路断面積との比率が所定範囲内にあるので、上述したような基準流路断面積との比率が小さすぎたり大きすぎたりすることによる内燃機関の吸気性能の悪化がより確実に防止される。
【０００８】
第３の発明では、第１または第２の発明において、上記所定範囲は８０〜１２０％である。
【０００９】
第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記吸気ポートの上方ラインは少なくともシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側においてほぼ直線状に延び、該吸気ポートの上方ラインが延びる直線上にバルブシートの吸気バルブとの当接面が位置する。
第４の発明によれば、吸気ポートの上方ラインに沿って流れる吸気ガスは、シャフト侵入流路位置よりも吸気上流側の流路位置からバルブシートの当接面までその流れの方向がほぼ直線的であるので、吸気ポートの上方ラインに沿って流れる吸気ガスが燃焼室に流入するときの流速は、上方ラインに沿って流れる吸気ガス以外の吸気ガスが燃焼室に流入するときの流速よりも速い。このため、燃焼室内では、効果的にタンブル流が生成される。
なお、「上方ライン」とは、吸気ポートのほとんどの流路断面において、ピストンが下死点から上死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインを意味する。
【００１０】
第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記吸気ポートの上方ラインの反対側に位置する下方ラインは、少なくともシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側においてほぼ直線状に延びると共に、上記シャフト侵入流路位置の吸気下流側においてバルブシートの吸気バルブとの当接面に向かって所定の曲率で湾曲している湾曲部を有する。
第５の発明によれば、吸気ポートの下方ラインには角部がないため、吸気ガスの下方ラインからの剥離は生じず、このため吸気ガスに対する流抵抗が増大してしまうことが防止され、よって吸気ガスの流速が極端に低下して燃焼室に流入する吸気ガスの流量が減少してしまうことが防止される。
また一般に、燃焼室内に形成されるタンブル流の強さと燃焼室に流入する吸気ガスの流量とは相反する関係にあるが、第５の発明と第４の発明とを組み合わせた場合には、燃焼室に流入する吸気ガスの流量を減少させてしまうことなく、燃焼室内にタンブル流を生成することができる。
なお、「下方ライン」とは、吸気ポートのほとんど流路断面において、ピストンが上死点から下死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインを意味する。
【００１１】
第６の発明では、第５の発明において、上記吸気ポートの下方ラインが湾曲し始める湾曲開始流路位置から吸気下流に向かって吸気ポートの横幅が狭まる。
第６の発明によれば、シャフト侵入流路位置における吸気ポートの横幅は吸気口の直径よりも大きく、よってシャフト侵入流路位置から吸気下流に向かって徐々に狭まるが、このように吸気ポートの横幅が狭まるのに伴って吸気ポートの下方ラインが上方ラインから離れる方向へ湾曲するため、シャフト侵入流路位置から吸気口までの間における吸気ポートの流路断面積の変化は小さい。このため、この間における吸気ポートを通過する吸気ガスの流速が極端に速くなったり遅くなったりすることで、内燃機関の吸気性能が悪化してしまうことが防止される。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明を詳細に説明する。図１は内燃機関のシリンダヘッドを概略的に示した図である。なお、図１では直列四気筒の内燃機関を示しているが、４気筒でなく６気筒や８気筒等、他の気筒数の内燃機関でもよく、また直列型内燃機関でなくＶ型内燃機関等、別のタイプの内燃機関であってもよい。さらに、各気筒毎に二つの吸気口および二つの排気口が設けられているが、これら吸気口および排気口の他の数であってもよい。
【００１３】
図１において、１は内燃機関のシリンダブロックであり、このシリンダブロック１には各気筒毎に燃焼室の一部となる空間（以下、「燃焼室」と称す）２が設けられている。各燃焼室２には、互いに独立した二つの吸気口３、４を介して吸気ポート５、６が連通しており、また、互いに独立した二つの排気口７、８を介して排気ポート９、１０が連通している。各燃焼室２の頂部には点火プラグ（図示せず）を配置するためのプラグ孔１１が設けられている。各吸気ポート５、６には吸気マニホルド１２を介してサージタンク１３が連結されており、サージタンク１３の吸気上流にはスロットル弁１４が設けられている。一方、排気ポート９、１０には排気マニホルド１５が連結されている。
【００１４】
次に、図２〜図４を参照して、本発明の吸気装置における吸気ポート５の構造について詳細に説明する。なお、図２は吸気口３近傍における吸気ポート５の縦断面図を示しており、図３は図２のラインＩＩＩ−ＩＩＩに沿った吸気ポート５の断面図を示しており、図４は図２および図３のラインＩＶ−ＩＶおよびラインＶ−Ｖに沿った吸気ポート５の断面図を示している。また、以下では一方の吸気ポート５の構成について説明するが、他方の吸気ポート６も同様に構成される。
【００１５】
図２に示した吸気ポート５はシリンダヘッド２１の側面（図示せず）と吸気口３との間で延びており、吸気バルブ（図２に破線で示した）１６が開いているときに、吸気マニホルド１２から燃焼室２に流入する空気、または空気と燃料との混合気等（以下、「吸気ガス」として総称する）が流れる流路を形成する。吸気ポート５は、吸気ポート５の中心線（吸気ポートの各断面の重心を通過する線）Ｃが吸気口３から離れた領域において吸気口３が位置する平面に対して所定の角度で延びるように形成される。吸気バルブ１６はバルブシャフト１７を有し、このバルブシャフト１７は吸気ポート５の上方壁面から吸気ポート５内に侵入する。吸気口３近傍には、吸気バルブ１６が閉弁されたときに吸気バルブ１６と当接するバルブシート１８が設けられている。
【００１６】
吸気バルブ１６のバルブシャフト１７が吸気ポート５内に侵入する流路位置（吸気ガスの流れ方向における位置）、より詳細にはバルブシャフト１７の軸線と吸気ポートの周壁面とが交差する流路位置をシャフト侵入流路位置Ｐ_２とし、このシャフト侵入流路位置Ｐ_２よりも吸気上流側の所定の位置を基準流路位置Ｐ_１とすると、吸気ポート５は、その横幅ｄが基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２に向かって徐々に大きくなるように形成される（図３参照）。一方、吸気ポート５の縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２に向かって徐々に小さくなる。したがって、図４（Ｂ）に示したシャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の横幅ｄ_２は図４（Ａ）に示した基準流路位置における吸気ポート５横幅ｄ_１よりも大きく、一方、図４（Ｂ）に示したシャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の縦幅ｌ_２は図４（Ａ）に示した基準流路位置Ｐ_１における吸気ポート５の縦幅ｌ_１よりも小さい。本実施形態では、基準流路位置Ｐ_１における吸気ポート５の断面形状は直径がｄ_１（すなわちｌ_１）のほぼ円形であり、一方、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の断面形状は長軸がｄ_２で短軸がｌ_２である楕円形である。なお、図２〜図４から分かるように、「縦幅ｌ」とは、吸気ポートの流路断面において後述する上方ライン１９と下方ライン２０とを結ぶ方向（以下、「縦方向」と称す）における吸気ポートの幅を意味し、「縦幅ｄ」とは、吸気ポートの流路断面において上記縦方向と垂直な方向（以下、「横方向」と称す）における吸気ポートの幅を意味する。
【００１７】
ただし、吸気ポート５の横幅ｄが広がる程度は吸気ポート５の縦幅ｌが狭まる程度よりも大きく、よって吸気ポート５の中心線Ｃに対して垂直な断面（以下、「流路断面」と称す）の断面積（以下、「流路断面積」と称す）は基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２に向かって徐々に大きくなる。より詳細には、吸気ポート５の横幅ｄおよび縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ_１における吸気ポート５の流路断面積Ａ_１に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の流路断面積Ａ_２からこの位置におけるシャフトの断面積を除いた断面積（以下、「実質流路断面積」と称す）の比率が、８０％〜１２０％となるように形成される。
【００１８】
吸気ポート５の横幅ｄは、シャフト侵入流路位置Ｐ_２において最も大きくなり、その吸気下流側において吸気口３に向かって一旦小さくなる。一方、吸気ポート５の縦幅ｌは、シャフト侵入流路位置Ｐ_２から吸気口３に向かって徐々に大きくなる。
【００１９】
次に、図５を参照して、本発明の第一実施形態の吸気ポート５における吸気ガスの流れについて説明する。図５は図２のラインＶＩ−ＶＩに沿った吸気ポート５の断面図を示しており、図中の矢印は吸気ガスの流れを示している。図５（Ａ）は本発明の吸気ポート５における吸気ガスの流れを示しており、図５（Ｂ）は従来の横幅が広がらない吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示している。
【００２０】
図５（Ｂ）に示したように吸気ポートをその基準流路位置からシャフト侵入流路位置までに亘って流路断面積がほぼ一定になるように形成すると、シャフト侵入流路位置またはその吸気下流における実質流路断面積は、基準流路位置における流路断面積（以下、「基準流路断面積」と称す）よりもバルブシャフトの断面積分だけ小さくなる。このようにバルブシャフトの吸気ポートへの侵入によって流路断面積が小さくなると、吸気ガスはバルブシャフト近傍を流れるときにその流速が速くなる。そして流速が速くなることにより吸気下流側のバルブシャフトの外周面において吸気ガスの剥離が起こり（図５（Ｂ）の地点Ｘ）、これによりバルブシャフトの吸気下流においては実質上流路断面積が小さくなるため、吸気ガスに対する流抵抗が大きくなり、よって燃焼室に流入する吸気ガスの流量が少なくなってしまっていた。
【００２１】
これに対して、図５（Ａ）に示したように本発明の吸気ポート５では、吸気ポート５の流路断面積Ａが基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２まで徐々に大きくなるため、シャフト侵入流路位置Ｐ_２またはその吸気下流における実質流路断面積は、基準流路断面積Ａ_１からバルブシャフトの断面積を減じた断面積よりも大きい。したがって、本発明の吸気ポート５では、吸気ガスはバルブシャフト１７近傍を流れるときにもその流速は比較的遅いままである。このため、吸気下流側のバルブシャフト１７の外周面においても吸気ガスの剥離は起こりにくくなるので、上述したような吸気ガスの剥離による流れの悪化はほとんど生じない。このように、本発明の吸気ポート５では、吸気ポート５の流路断面積Ａを基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２まで徐々に大きくすることによって、バルブシャフトによって生じる吸気ガスに対する流抵抗を低減し、燃焼室２に流入する吸気ガスの流量の減少を防止することができる。
【００２２】
また、図５（Ａ）に示したように、バルブシャフト１７に当たるように流れる吸気ガスは、バルブシャフト１７の吸気上流側の外周面から吸気下流側の外周面へ、バルブシャフト１７の外周面に沿って流れる。このため、吸気ガスは、バルブシャフト１７近傍において、全体的に横方向にふくらむようにして流れる。ここで、本発明の吸気ポート５では、バルブシャフト１７近傍において吸気ポート５の横幅ｄが最も広いので、吸気ガスが横方向に広がっても吸気ガスに対する流抵抗はほとんど増大せず、よって燃焼室２に流入する吸気ガスの流量が減少してしまうことが防止される。
【００２３】
なお、上記実施形態においては、縦幅ｌが基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２まで徐々に小さくなっているが、基準流路断面積Ａ_１に対するシャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の実質流路断面積の比率が８０％〜１２０％となっていれば、縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ_１からシャフト侵入流路位置Ｐ_２までほぼ同一であってもよいし、徐々に大きくなっていてもよい。
【００２４】
また、上記実施形態においては、吸気ポート５の基準流路断面積Ａ_１に対するシャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の実質流路断面積の比率が８０％〜１２０％となっているが、この比率の上限値および下限値は別の値であってもよい。例えば、上限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ガスの流速が必要以上に遅くなり、その結果、燃焼室２に流入する吸気ガスの流量が少なくなってしまうことがなければ、あるいはシャフト侵入流路位置Ｐ_２近傍において吸気ポート５の横幅ｄを広げることによって燃焼室２に流入する流量が増大すれば、１２０％でなくてもよい。したがって、例えば、上限値は１１０％であってもよいし、１３０％であってもよい。
【００２５】
一方、例えば、下限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポート５の（バルブシャフトの断面積を除かない）流路断面積Ａ_２が、基準流路断面積Ａ_１よりも大きくなるような値であれば、８０％でなくてもよい。したがって、下限値はバルブシャフト１７の太さに応じて変わり、例えばシャフト侵入流路位置Ｐ_２におけるバルブシャフト１７の断面積が基準流路断面積Ａ_１の１０％であれば、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における実質流路断面積の下限値は９０％よりも大きければよい。特に、本発明においては、下限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における流路断面積Ａ_２が基準流路断面積Ａ_１よりも大きくなるような値であって、且つ吸気ガスの流速がバルブシャフト１７の近傍で速くなることによる吸気下流側のバルブシャフト１７の外周面からの吸気ガスの剥離を抑制することができるような値であるのが好ましい。
【００２６】
さらに、上記実施形態において、基準流路断面積Ａ_１に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における吸気ポートの実質流路断面積の比率を所定範囲（上記実施形態では、８０％〜１２０％）としたが、基準流路断面積Ａ_１に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ_２から吸気口３まで（すなわち吸気ポート５の流路断面上をバルブシャフト１７が横断する流路位置）における吸気ポート５の実質流路断面積の比率を所定範囲としてもよい。この場合、シャフト侵入流路位置Ｐ_２から吸気口３までにおけるほとんどの流路位置において（バルブシャフト１７の断面積を除かない）吸気ポート５の流路断面積が基準流路断面積Ａ_１よりも大きければ、吸気口３における（バルブシャフト１７の断面積を除かない）吸気ポート５の流路断面積が、基準流路断面積Ａ_１よりも小さくなっていてもよい。
【００２７】
ところで、本発明の吸気ポート５は、吸気ポート５のほとんどの流路断面においてピストンが下死点から上死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインである上方ライン１９と、吸気ポート５の流路断面において上方ラインと対面する下方ライン２０とを具備する。図２に示したように、吸気ポート５の上方ライン１９は吸気ポート５の吸気上流から吸気下流に向かってほぼ直線状に延び、その直線上に吸気口３の外周縁、すなわちバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面が配置される（図２参照）。また、吸気ポート５の上方ライン１９に近接して吸気ポート５の吸気上流から吸気下流に向かって延びるラインもほぼ直線状に延びるのが好ましく、その直線上またはその直線上から僅かに離れた位置にバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面が配置されるのが好ましい。
【００２８】
一方、吸気ポートの下方ライン２０は、シャフト侵入流路位置Ｐ_２の吸気上流側においてほぼ直線状に延び、シャフト侵入流路位置Ｐ_２の吸気下流側において所定の曲率Ｒで上方ライン１９から離れる方向に湾曲し、なめらかに吸気口３の外周縁、すなわちバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面へと続く。同様に、下方ライン１９に近接して吸気ポート５の吸気上流から吸気下流へと延びるラインも、シャフト侵入流路位置Ｐ_２の吸気上流側においてほぼ直線的に延び、シャフト侵入流路位置Ｐ_２の吸気下流側において急激な角度変化（すなわち角部）のないように下方ライン２０の曲率Ｒに合わせて湾曲し、バルブシート１８の当接面へと続く。
【００２９】
このような形状で形成された吸気ポート５から燃焼室２への吸気ガスの流れについて図６を参照して説明する。なお、図６（Ａ）は本発明の吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示しており、図６（Ｂ）は従来の吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示している。
【００３０】
図６（Ｂ）に示したように、従来の吸気ポートでは、上方ラインに沿って流れる吸気ガスは、吸気口近傍の上方ラインの湾曲Ｙにより燃焼室内でタンブル流を形成するが、この湾曲Ｙに沿って吸気ガスの流れの方向が変更されるため、吸気ガスの流速が低下してしまっていた。一方、下方ラインに沿って流れる吸気ガスは、吸気口近傍に設けられた下方ラインの角部Ｚにおいて剥離し、下方ラインに沿わずに燃焼室に流れ込み、これにより燃焼室内においてより強いタンブル流が生成されていた。しかしながら、吸気ガスの剥離が生じることにより、吸気ガスに対する流抵抗が増大し、このことによっても吸気ガスの流速が低下してしまっていた。
【００３１】
これに対して、図６（Ａ）に示したように、本発明の吸気ポート５では、上方ライン１９が湾曲せずにほぼ直線状に延びているので、図６（Ｂ）の吸気ポートのように湾曲Ｘによって吸気ガスの流速が低下してしまうことが防止される。さらに、下方ライン２０も滑らかで角部Ｚが存在しないので、図６（Ｂ）の吸気ポートのように剥離によって吸気ガスの流速が低下してしまうことが防止される。さらに、上方ライン１９に沿って流れる吸気ガスの流速は、それ以外の部分を通って流れる吸気ガスの流速に比べて速いため、燃焼室２内では強いタンブル流が生成される。
【００３２】
ところで、一般に燃焼室に流入する吸気ガスの流量係数（単位面積当たりを流れる吸気ガスの流量）と、燃焼室内に形成されるタンブル流のタンブル比（クランク一回転当たりにおける気流の回転数）とは、図７の実線に示したような関係にある。すなわち、一般的に、吸気ポートの形状をタンブル比が大きくなるような形状にすると、流量係数が低下してしまい、吸気ポートの形状を流量係数が大きくなるような形状にすると、タンブル比が小さくなってしまう。これに対して、図７に点ａで示したように、上方ライン１９を直線状にし且つ吸気口３近傍の下方ライン２０を所定の曲率Ｒの湾曲状にすると、タンブル比を一定としたまま、流量係数を増大させることができ、さらに図７に点ｂで示したように、シャフト侵入流路位置Ｐ_２近傍において吸気ポート５の横幅ｄを広げたことによって、タンブル比を一定としたままさらに流量係数を増大させることができる。
【００３３】
このように、流量係数とタンブル比とが共に高い値になることによって、燃焼効率が向上するので内燃機関の燃費が向上すると共に、内燃機関のトルクおよび出力も向上する。
【００３４】
なお、上記実施形態では、下方ライン２０はシャフト侵入流路位置Ｐ_２から湾曲を開始しているが、この下方ライン２０の湾曲開始位置はシャフト侵入流路位置Ｐ_２よりも上流側であっても下流側であってもよい。特に、下方ライン２０の湾曲開始位置は、吸気ポート５の横幅ｄが狭まり始める流路位置とほぼ同一の流路位置であるのが好ましく、こうすることにより吸気ポート５の横幅ｄが狭まることによる吸気ポート５の流路断面積の変化を小さく抑えることができる。
【００３５】
次に、図８を参照して本発明の吸気装置の第二実施形態について説明する。図８は図４と同様な図である。第二実施形態の吸気ポート２５は基本的に第一実施形態の吸気ポート５と同様であるが、その断面形状が異なる。図８から分かるように、第二実施形態の吸気ポート２５の断面形状は、図４に示した第一実施形態の吸気ポート５の断面形状とは異なり、角部が湾曲した矩形である。図８から分かるように、第二実施形態の吸気ポート２５においても、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における横幅ｄ_２は基準流路位置Ｐ_１における吸気ポート２５の横幅ｄ_１よりも大きく、一方、シャフト侵入流路位置Ｐ_２における縦幅ｌ_２は基準流路位置Ｐ_１における吸気ポート２５の縦幅ｌ_１よりも小さい。なお、本実施形態における上方ライン１９は、流路断面において中央線の真上に延びるラインであり、下方ライン２０は、流路断面において中央線の真下に延びるラインである。
【００３６】
なお、吸気ポートの断面形状は第一実施形態および第二実施形態の吸気ポートの断面形状のみならず、従来から用いられている他の断面形状であってもよい。
【００３７】
【発明の効果】
本発明によれば、吸気バルブのバルブシャフトの吸気下流において、バルブシャフトの外周面からの吸気ガスの剥離がほとんど起こらないので、吸気ガスは吸気ガスの剥離によって生じる流抵抗を受けず、よって吸気ガスに対するバルブシャフトによる流抵抗が小さい。
【００３８】
第４〜第６の発明によれば、燃焼室内にタンブル流を生成しつつ燃焼室内に流入する吸気ガスの流速を上げることができるので、燃焼室内に生じるタンブル流のタンブル比を低下させることなく、吸気ポートから燃焼室内に流入する吸気ガスの流量係数を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】内燃機関のシリンダヘッドを示す概略図である。
【図２】吸気ポートの縦断面図である。
【図３】図２のラインＩＩＩ−ＩＩＩに沿った断面図である。
【図４】図２のラインＩＶ−ＩＶおよびラインＶ−Ｖに沿った断面図である。
【図５】バルブシャフト周りにおける吸気ガスの流れを示す図である。
【図６】吸気ポートから燃焼室内への吸気ガスの流れを示す図である。
【図７】タンブル比と流量係数との関係を示す図である。
【図８】第二実施形態の吸気ポートを示す図４と同様の図である。
【符号の説明】
１…シリンダブロック
２…燃焼室
３、４…吸気口
５、６…吸気ポート
７、８…排気口
９、１０…排気ポート
１６…吸気バルブ
１７…バルブシャフト
１８…バルブシート
１９…上方ライン
２０…下方ライン[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In general, a cylinder block of an internal combustion engine is formed with an intake port leading to an intake port of a combustion chamber. Air or a mixture of air and fuel (hereinafter referred to as “intake gas”) is formed in the combustion chamber through the intake port. ) Are filled. Usually, such an intake port has an area of a cross section perpendicular to a center line of the intake port (a line passing through the center of gravity of each cross section of the intake port) (hereinafter, referred to as “flow path cross-sectional area”), which is upstream from the intake port. Is formed so as to be substantially constant or to increase (see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-8-42390
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, generally, the valve shaft of the intake valve extends into the intake port near the intake port. The valve shaft is not arranged parallel to the flow direction of the intake gas in the intake port, and thus the valve shaft has a flow resistance of the flow of the intake gas. At this time, if the flow of the intake gas near the valve shaft is fast, the intake gas flowing along the circumferential surface on the upstream side of the valve shaft is separated from the circumferential surface on the downstream side of the valve shaft, and substantially. Since the flow path cross-sectional area of the intake port becomes small, the flow resistance of the intake gas received by the valve shaft becomes very large, and the flow velocity of the intake gas becomes slow.
[0005]
Therefore, an object of the present invention is to provide an intake device for an internal combustion engine in which the flow resistance of the valve shaft to intake gas is small.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a fuel cell system having an intake port that communicates with a combustion chamber of an internal combustion engine, and a reference flow upstream of a shaft entry passage position where a valve shaft enters the intake port. As the lateral width of the intake port gradually increases from the road position to the shaft inflow passage position, the passage cross-sectional area of the intake port gradually increases toward the intake downstream, and the flow of the intake port at the reference passage position is increased. An intake device for an internal combustion engine in which a ratio of a road cross-sectional area to a flow path cross-sectional area of the intake port at the shaft entry flow path position excluding a cross-sectional area of the valve shaft is within a predetermined range. Is provided.
According to the first aspect, the flow passage cross-sectional area gradually increases from the reference flow path position to the shaft intrusion flow path position, so that the inside of the intake port moves from the reference flow path position to the shaft intrusion flow path position. The flow rate of the flowing intake gas gradually decreases. For this reason, when the intake gas flows around the outer peripheral surface of the valve shaft of the intake valve, the flow velocity of the intake gas is relatively slow, so that the separation of the intake gas hardly occurs on the downstream side of the intake of the valve shaft. .
However, for example, when the degree of increasing the flow path cross-sectional area of the intake port is low, that is, the flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position (hereinafter, referred to as “reference flow path cross-sectional area”) and the shaft intrusion flow path The cross-sectional area of the intake port at the position is substantially the same as the cross-sectional area of the intake port (hereinafter, referred to as the “cross-sectional area of the inflow position”). If the cross-sectional area of the flow passage is much smaller than the cross-sectional area of the reference flow passage, the separation of the intake gas occurs downstream of the intake of the valve shaft. Also, for example, when the degree of increasing the flow path cross-sectional area of the intake port is high, that is, the flow path cross-sectional area at the entry position is very large with respect to the reference flow path cross-sectional area, Becomes extremely slow, the flow rate of the intake gas becomes too slow, and the efficiency of filling the combustion chamber with the intake gas decreases. On the other hand, according to the first aspect, the ratio of the cross-sectional area of the flow path obtained by removing the cross-sectional area of the shaft from the cross-sectional area of the entry position flow path to the reference flow path cross-sectional area is within the predetermined range. Such deterioration of the intake performance of the internal combustion engine is prevented.
By the way, for example, when the intake port is formed so as to gradually widen in the vertical direction from the reference flow path position, the valve shaft crosses a part of the widened portion. That is, by expanding the intake port, the area of the valve shaft exposed to the intake gas increases. Therefore, in this case, as described above, since the intake port is widened, the separation around the valve shaft is suppressed and the flow resistance of the intake gas is reduced, but the valve shaft crossing a part of the widened portion of the intake port. The flow of the intake gas is increased by the application of the intake gas. On the other hand, according to the first aspect, since the intake port expands in the lateral direction, the valve shaft does not cross the expanded portion. That is, even if the intake port is widened, the area of the valve shaft exposed to the intake gas does not increase. Therefore, the flow resistance to the intake gas does not increase unlike the case where the intake port is expanded in the vertical direction. Furthermore, since the intake gas flowing toward the outer peripheral surface of the valve shaft on the upstream side of the intake flows through the left and right sides (lateral direction) of the valve shaft and flows downstream of the valve shaft, the intake port is expanded in the lateral direction. This facilitates the flow of the intake gas passing through the left and right sides of the valve shaft, thereby reducing the flow resistance of the valve shaft.
In this specification, the “flow path cross section” means a cross section perpendicular to the center line of the intake port (a line passing through the center of gravity of each cross section of the intake port), and the “flow path cross-sectional area” means It means the sectional area of the intake port in the section. Further, the “vertical direction” means a direction connecting an upper line and a lower line, which will be described later, in a flow path cross section of the intake port. Further, the “lateral direction” of the intake port means a direction perpendicular to the vertical direction in the flow path cross section of the intake port, and the “flow path position” means a position in the flow direction of the intake gas.
[0007]
According to a second aspect, in the first aspect, the flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position and the flow path cross-sectional area of the intake port at the flow path position where the valve shaft crosses the cross section of the intake port. In addition, the ratio of the sectional area of the flow path excluding the sectional area of the valve shaft is within a predetermined range.
According to the second aspect, the reference flow path cross-sectional area of the intake port and the flow path cross-sectional area of the intake port excluding the cross-sectional area of the valve shaft also in the portion from the shaft entry flow path position of the intake port to the intake port. Is within the predetermined range, it is possible to more reliably prevent the intake performance of the internal combustion engine from deteriorating due to the ratio with respect to the reference flow path cross-sectional area being too small or too large.
[0008]
In a third aspect based on the first or second aspect, the predetermined range is 80 to 120%.
[0009]
According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the line above the intake port extends substantially linearly at least on the intake upstream side of the shaft inflow passage position, and the line above the intake port The contact surface of the valve seat with the intake valve is positioned on a straight line extending from.
According to the fourth aspect, the flow direction of the intake gas flowing along the upper line of the intake port is substantially linear from the flow path position upstream of the shaft entry flow path position to the contact surface of the valve seat. Therefore, the flow rate when the intake gas flowing along the upper line of the intake port flows into the combustion chamber is lower than the flow rate when the intake gas other than the intake gas flowing along the upper line flows into the combustion chamber. fast. Therefore, a tumble flow is effectively generated in the combustion chamber.
The “upper line” refers to a line connecting the points where the piston is located in the direction from the bottom dead center to the top dead center in most of the flow path cross sections of the intake port.
[0010]
In a fifth aspect based on any one of the first to fourth aspects, the lower line located on the opposite side to the upper line of the intake port is substantially linear at least on the intake upstream side of the shaft inflow passage position. And a curved portion which is curved at a predetermined curvature toward the contact surface of the valve seat with the intake valve on the downstream side of the intake at the position of the shaft entry flow path.
According to the fifth aspect, since the lower line of the intake port does not have a corner portion, separation of the intake gas from the lower line does not occur, thereby preventing an increase in flow resistance to the intake gas, Therefore, the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber due to the extremely low flow rate of the intake gas is prevented from being reduced.
In general, the strength of the tumble flow formed in the combustion chamber and the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber are in an opposite relationship, but when the fifth invention and the fourth invention are combined, the combustion is A tumble flow can be generated in the combustion chamber without reducing the flow rate of the intake gas flowing into the chamber.
The “lower line” refers to a line connecting points where the piston is located in a direction from the top dead center to the bottom dead center in almost the flow path cross section of the intake port.
[0011]
In a sixth aspect based on the fifth aspect, the lateral width of the intake port is reduced from the bending start flow path position at which the lower line of the intake port begins to curve toward the intake downstream.
According to the sixth aspect, the lateral width of the intake port at the position of the shaft entry channel is larger than the diameter of the intake port, and thus gradually narrows from the position of the shaft entry channel toward the downstream of the intake port. Since the lower line of the intake port curves in a direction away from the upper line as the lateral width decreases, the change in the flow path cross-sectional area of the intake port from the shaft entry flow path position to the intake port is small. Therefore, the intake performance of the internal combustion engine is prevented from deteriorating due to the extremely high or low flow velocity of the intake gas passing through the intake port during this time.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a view schematically showing a cylinder head of an internal combustion engine. Although FIG. 1 shows an in-line four-cylinder internal combustion engine, an internal-combustion engine having another number of cylinders, such as a six-cylinder or eight-cylinder, instead of a four-cylinder, may be used. Alternatively, it may be another type of internal combustion engine. Further, although two intake ports and two exhaust ports are provided for each cylinder, other numbers of these intake ports and exhaust ports may be used.
[0013]
In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a cylinder block of an internal combustion engine. The cylinder block 1 is provided with a space (hereinafter, referred to as a "combustion chamber") 2 which is a part of a combustion chamber for each cylinder. Each combustion chamber 2 communicates with intake ports 5 and 6 via two independent intake ports 3 and 4, and exhaust ports 9 and 2 via two independent exhaust ports 7 and 8. 10 are in communication. At the top of each combustion chamber 2, a plug hole 11 for disposing a spark plug (not shown) is provided. A surge tank 13 is connected to each of the intake ports 5 and 6 via an intake manifold 12, and a throttle valve 14 is provided upstream of the surge tank 13 for intake. On the other hand, an exhaust manifold 15 is connected to the exhaust ports 9 and 10.
[0014]
Next, the structure of the intake port 5 in the intake device of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. 2 is a longitudinal sectional view of the intake port 5 in the vicinity of the intake port 3, FIG. 3 is a sectional view of the intake port 5 along line III-III in FIG. 2, and FIG. 4 shows a sectional view of the intake port 5 along the lines IV-IV and VV of FIG. 3 and FIG. Although the configuration of one intake port 5 will be described below, the other intake port 6 is similarly configured.
[0015]
The intake port 5 shown in FIG. 2 extends between a side surface (not shown) of the cylinder head 21 and the intake port 3, and when the intake valve (shown by a broken line in FIG. 2) 16 is open, A flow path is formed in which air flowing into the combustion chamber 2 from the intake manifold 12 or a mixture of air and fuel (hereinafter, collectively referred to as “intake gas”) flows. The intake port 5 is arranged such that a center line C of the intake port 5 (a line passing through the center of gravity of each section of the intake port) C extends at a predetermined angle with respect to a plane where the intake port 3 is located in a region apart from the intake port 3. Formed. The intake valve 16 has a valve shaft 17, which enters the intake port 5 from the upper wall surface of the intake port 5. In the vicinity of the intake port 3, a valve seat 18 is provided which comes into contact with the intake valve 16 when the intake valve 16 is closed.
[0016]
A flow path position where the valve shaft 17 of the intake valve 16 enters the intake port 5 (a position in the flow direction of the intake gas), more specifically, a flow path position where the axis of the valve shaft 17 intersects with the peripheral wall surface of the intake port. To the shaft entry channel position P ₂ And the shaft entry channel position P ₂ A predetermined position on the upstream side of the intake air is referred to as a reference flow path position P ₁ Then, the width d of the intake port 5 is equal to the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ (See FIG. 3). On the other hand, the vertical width l of the intake port 5 is equal to the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ It becomes smaller gradually toward. Therefore, the shaft entry flow path position P shown in FIG. ₂ Width d of intake port 5 at ₂ Is the width d of the intake port 5 at the reference flow path position shown in FIG. ₁ 4B, while the shaft entry flow path position P shown in FIG. ₂ Length l of intake port 5 at ₂ Is the reference flow path position P shown in FIG. ₁ Length l of intake port 5 at ₁ Less than. In the present embodiment, the reference flow path position P ₁ The cross-sectional shape of the intake port 5 at ₁ (Ie l ₁ ), While the shaft entry flow path position P ₂ In the cross-sectional shape of the intake port 5 in FIG. ₂ And the short axis is l ₂ Is an ellipse. As can be seen from FIGS. 2 to 4, the “longitudinal width l” is a direction (hereinafter, referred to as a “longitudinal direction”) connecting an upper line 19 and a lower line 20 described later in the flow path cross section of the intake port. And the “vertical width d” means the width of the intake port in a direction perpendicular to the longitudinal direction (hereinafter, referred to as “lateral direction”) in the flow path cross section of the intake port.
[0017]
However, the extent to which the lateral width d of the intake port 5 increases is greater than the extent to which the longitudinal width 1 of the intake port 5 decreases, and therefore a cross section perpendicular to the center line C of the intake port 5 (hereinafter referred to as a “flow channel cross section”). ) (Hereinafter referred to as “flow path cross-sectional area”) is the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ It gradually increases toward. More specifically, the horizontal width d and the vertical width 1 of the intake port 5 are different from the reference flow path position P ₁ Cross-sectional area A of intake port 5 at ₁ Shaft entry channel position P ₂ Cross-sectional area A of intake port 5 at ₂ Therefore, the ratio of the cross-sectional area excluding the cross-sectional area of the shaft at this position (hereinafter, referred to as “substantial flow path cross-sectional area”) is 80% to 120%.
[0018]
The width d of the intake port 5 is determined by the shaft entry flow path position P ₂ , And temporarily decreases toward the intake port 3 on the downstream side of the intake. On the other hand, the vertical width l of the intake port 5 is determined by the shaft inflow path position P ₂ And gradually increases toward the intake port 3.
[0019]
Next, the flow of the intake gas in the intake port 5 according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 5 shows a cross-sectional view of the intake port 5 along the line VI-VI in FIG. 2, and the arrows in the figure show the flow of the intake gas. FIG. 5 (A) shows the flow of intake gas at the intake port 5 of the present invention, and FIG. 5 (B) shows the flow of intake gas at the conventional intake port whose lateral width does not widen.
[0020]
As shown in FIG. 5 (B), when the intake port is formed so that the flow path cross-sectional area is substantially constant from the reference flow path position to the shaft intrusion flow path position, the shaft intrusion flow path position or the intake air flow therethrough. The substantial flow path cross-sectional area at the downstream is smaller than the flow path cross-sectional area at the reference flow path position (hereinafter, referred to as “reference flow path cross-sectional area”) by the cross-sectional integral of the valve shaft. As described above, when the flow path cross-sectional area is reduced due to the entry of the valve shaft into the intake port, the flow rate of the intake gas when flowing near the valve shaft increases. As the flow velocity increases, separation of the intake gas occurs on the outer peripheral surface of the valve shaft on the downstream side of the intake (point X in FIG. 5B), whereby the cross-sectional area of the flow passage is substantially reduced downstream of the intake of the valve shaft. Therefore, the flow resistance to the intake gas increases, and the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber decreases.
[0021]
On the other hand, as shown in FIG. 5A, in the intake port 5 of the present invention, the cross-sectional area A of the intake port 5 is different from the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ Until the shaft penetration flow path position P ₂ Alternatively, the substantial flow path cross-sectional area downstream of the intake is the reference flow path cross-sectional area A ₁ Is larger than the sectional area obtained by subtracting the sectional area of the valve shaft. Therefore, in the intake port 5 of the present invention, even when the intake gas flows near the valve shaft 17, the flow velocity thereof remains relatively low. For this reason, the separation of the intake gas is less likely to occur on the outer peripheral surface of the valve shaft 17 on the downstream side of the intake, so that the flow deterioration due to the separation of the intake gas as described above hardly occurs. As described above, in the intake port 5 of the present invention, the flow path cross-sectional area A of the intake port 5 is set to the reference flow path position P. ₁ From the shaft entry channel position P ₂ By gradually increasing the flow rate, the flow resistance to the intake gas generated by the valve shaft can be reduced, and the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 2 can be prevented from decreasing.
[0022]
Also, as shown in FIG. 5A, the intake gas flowing so as to impinge on the valve shaft 17 flows from the outer peripheral surface on the upstream side of the intake of the valve shaft 17 to the outer peripheral surface on the downstream side of the intake, and on the outer peripheral surface of the valve shaft 17. Flows along. Therefore, the intake gas flows in the vicinity of the valve shaft 17 so as to swell as a whole in the lateral direction. Here, in the intake port 5 of the present invention, since the width d of the intake port 5 is the widest in the vicinity of the valve shaft 17, even if the intake gas spreads in the lateral direction, the flow resistance to the intake gas hardly increases, so that the combustion chamber 2 is prevented from decreasing.
[0023]
Note that, in the above embodiment, the vertical width l is the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ The reference flow path cross-sectional area A ₁ Shaft entry channel position P with respect to ₂ If the ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port 5 at 80% is in the range of 80% to 120%, the vertical width 1 becomes the reference flow path position P ₁ From the shaft entry channel position P ₂ May be almost the same, or may gradually increase.
[0024]
Further, in the above embodiment, the reference flow path cross-sectional area A of the intake port 5 ₁ Shaft entry channel position P with respect to ₂ Is between 80% and 120%, the upper and lower limits of this ratio may be different values. For example, the upper limit is the shaft entry channel position P ₂ If the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 2 does not decrease unnecessarily as a result, the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 2 does not decrease, or the shaft inflow passage position P ₂ If the flow rate flowing into the combustion chamber 2 is increased by increasing the width d of the intake port 5 in the vicinity, the width may not be 120%. Therefore, for example, the upper limit value may be 110% or 130%.
[0025]
On the other hand, for example, the lower limit is the shaft entry flow path position P ₂ Cross-sectional area A (not excluding the cross-sectional area of the valve shaft) of intake port 5 at ₂ Is the reference channel cross-sectional area A ₁ The value need not be 80% as long as the value becomes larger than. Therefore, the lower limit value changes according to the thickness of the valve shaft 17 and, for example, the shaft entry flow path position P ₂ The cross-sectional area of the valve shaft 17 at the reference flow path cross-sectional area A ₁ Is 10% of the shaft entry flow path position P ₂ It is sufficient that the lower limit of the substantial flow path cross-sectional area is larger than 90%. In particular, in the present invention, the lower limit is determined by the shaft entry flow path position P. ₂ Flow area A at ₂ Is the reference channel cross-sectional area A ₁ It is possible to suppress the separation of the intake gas from the outer peripheral surface of the valve shaft 17 on the downstream side of the intake due to the value that is larger than the above value and the flow rate of the intake gas increases near the valve shaft 17. It is preferable that it is a suitable value.
[0026]
Further, in the above embodiment, the reference flow path cross-sectional area A ₁ Shaft entry channel position P ₂ The ratio of the substantial passage cross-sectional area of the intake port in the above is within a predetermined range (80% to 120% in the above embodiment). ₁ Shaft entry channel position P ₂ The ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port 5 from to the intake port 3 (that is, the flow path position where the valve shaft 17 crosses the flow path cross section of the intake port 5) may be set as the predetermined range. In this case, the shaft entry flow path position P ₂ At most of the flow path positions from the inlet port 3 to the intake port 3 (excluding the cross-sectional area of the valve shaft 17), the flow path cross-sectional area of the intake port 5 is equal to the reference flow path cross-sectional area A. ₁ If it is larger, the cross-sectional area of the intake port 5 at the intake port 3 (excluding the cross-sectional area of the valve shaft 17) is equal to the reference cross-sectional area A ₁ It may be smaller than that.
[0027]
By the way, the intake port 5 of the present invention includes an upper line 19 which is a line connecting the points where the piston is located in the direction from the bottom dead center to the top dead center in most of the flow path cross sections of the intake port 5, And a lower line 20 facing the upper line in the flow path cross section of FIG. As shown in FIG. 2, the upper line 19 of the intake port 5 extends substantially linearly from the upstream of the intake port 5 to the downstream of the intake port. A contact surface with the intake valve 16 is arranged (see FIG. 2). Also, a line extending from the upstream of the intake port 5 to the downstream of the intake port of the intake port 5 in the vicinity of the upper line 19 of the intake port 5 preferably extends substantially linearly, and is located on the straight line or at a position slightly apart from the straight line. It is preferable that a contact surface of the valve seat 18 with the intake valve 16 is disposed at the bottom.
[0028]
On the other hand, the lower line 20 of the intake port is located at the shaft entry flow path position P. ₂ Extends almost linearly on the upstream side of the air intake, ₂ At a predetermined curvature R in a direction away from the upper line 19 on the downstream side of the intake air, and smoothly continues to the outer peripheral edge of the intake port 3, that is, the contact surface of the valve seat 18 with the intake valve 16. Similarly, a line extending from the intake port upstream of the intake port 5 to the intake downstream of the intake port 5 in the vicinity of the lower line 19 is also located at the shaft entry flow path position P. ₂ Extends almost linearly on the upstream side of the intake air, and enters the shaft entry flow path position P. ₂ On the downstream side of the intake air, it curves along the curvature R of the lower line 20 so as not to have a sharp angle change (that is, a corner), and continues to the contact surface of the valve seat 18.
[0029]
The flow of intake gas from the intake port 5 having such a shape to the combustion chamber 2 will be described with reference to FIG. FIG. 6A shows the flow of intake gas at the intake port of the present invention, and FIG. 6B shows the flow of intake gas at the conventional intake port.
[0030]
As shown in FIG. 6B, in the conventional intake port, the intake gas flowing along the upper line forms a tumble flow in the combustion chamber due to the curvature Y of the upper line near the intake port. , The flow direction of the intake gas is changed, so that the flow velocity of the intake gas is reduced. On the other hand, the intake gas flowing along the lower line separates at the corner Z of the lower line provided near the intake port and flows into the combustion chamber without following the lower line, whereby a stronger tumble flow in the combustion chamber occurs. Had been generated. However, since the separation of the intake gas occurs, the flow resistance to the intake gas increases, which also decreases the flow velocity of the intake gas.
[0031]
On the other hand, as shown in FIG. 6 (A), in the intake port 5 of the present invention, since the upper line 19 extends substantially straight without being curved, the intake port 5 shown in FIG. Thus, the flow rate of the intake gas is prevented from being reduced by the curvature X. Further, since the lower line 20 is also smooth and has no corner portion Z, it is possible to prevent the flow rate of the intake gas from being reduced due to separation as in the intake port of FIG. Furthermore, since the flow velocity of the intake gas flowing along the upper line 19 is higher than the flow velocity of the intake gas flowing through the other portions, a strong tumble flow is generated in the combustion chamber 2.
[0032]
By the way, in general, the flow coefficient of the intake gas flowing into the combustion chamber (the flow rate of the intake gas flowing per unit area) and the tumble ratio of the tumble flow formed in the combustion chamber (the number of rotations of the air flow per crank rotation) are as follows. , The relationship shown by the solid line in FIG. That is, in general, when the shape of the intake port is shaped such that the tumble ratio is large, the flow coefficient is reduced. When the shape of the intake port is shaped such that the flow coefficient is large, the tumble ratio is small. turn into. On the other hand, when the upper line 19 is linear and the lower line 20 near the intake port 3 is curved with a predetermined curvature R as shown by a point a in FIG. 7, the tumble ratio remains constant. , The flow coefficient can be increased, and as shown by the point b in FIG. ₂ By increasing the width d of the intake port 5 in the vicinity, it is possible to further increase the flow coefficient while keeping the tumble ratio constant.
[0033]
As described above, when the flow coefficient and the tumble ratio are both high values, the combustion efficiency is improved, so that the fuel efficiency of the internal combustion engine is improved, and the torque and output of the internal combustion engine are also improved.
[0034]
In the above embodiment, the lower line 20 is located at the shaft entry flow path position P. ₂ From the beginning, the bending start position of the lower line 20 is the shaft inflow path position P ₂ It may be upstream or downstream. In particular, it is preferable that the bending start position of the lower line 20 is substantially the same as the flow path position at which the lateral width d of the intake port 5 starts to decrease, and thus, the lateral width d of the intake port 5 decreases. A change in the flow path cross-sectional area of the intake port 5 can be suppressed to a small value.
[0035]
Next, a second embodiment of the intake device of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 8 is a view similar to FIG. The intake port 25 of the second embodiment is basically the same as the intake port 5 of the first embodiment, but has a different cross-sectional shape. As can be seen from FIG. 8, the cross-sectional shape of the intake port 25 of the second embodiment is different from the cross-sectional shape of the intake port 5 of the first embodiment shown in FIG. As can be seen from FIG. 8, also in the intake port 25 of the second embodiment, the shaft entry flow path position P ₂ Width d at ₂ Is the reference channel position P ₁ Width d of intake port 25 at ₁ , While the shaft entry channel position P ₂ Vertical width l at ₂ Is the reference channel position P ₁ Longitudinal width l of intake port 25 at ₁ Less than. The upper line 19 in the present embodiment is a line extending just above the center line in the flow path cross section, and the lower line 20 is a line extending just below the center line in the flow path cross section.
[0036]
In addition, the cross-sectional shape of the intake port is not limited to the cross-sectional shape of the intake port of the first embodiment and the second embodiment, and may be another cross-sectional shape conventionally used.
[0037]
【The invention's effect】
According to the present invention, since the separation of the intake gas from the outer peripheral surface of the valve shaft hardly occurs at the downstream of the intake of the valve shaft of the intake valve, the intake gas does not receive the flow resistance caused by the separation of the intake gas. Low flow resistance due to valve shaft for gas.
[0038]
According to the fourth to sixth aspects, the flow velocity of the intake gas flowing into the combustion chamber can be increased while generating the tumble flow in the combustion chamber, so that the tumble ratio of the tumble flow generated in the combustion chamber is not reduced. Thus, the flow coefficient of the intake gas flowing into the combustion chamber from the intake port can be increased.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a cylinder head of an internal combustion engine.
FIG. 2 is a vertical sectional view of an intake port.
FIG. 3 is a sectional view taken along the line III-III in FIG. 2;
FIG. 4 is a sectional view taken along lines IV-IV and VV of FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram showing a flow of intake gas around a valve shaft.
FIG. 6 is a diagram showing a flow of intake gas from an intake port to a combustion chamber.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a tumble ratio and a flow coefficient.
FIG. 8 is a view similar to FIG. 4, showing an intake port of a second embodiment.
[Explanation of symbols]
1: Cylinder block
2. Combustion chamber
3, 4 ... Inlet
5, 6 ... intake port
7, 8… Exhaust port
9, 10… Exhaust port
16 ... intake valve
17… Valve shaft
18. Valve seat
19 ... Upper line
20 ... Lower line

Claims

An intake port that communicates with a combustion chamber of the internal combustion engine, wherein the intake port moves from a reference flow path position upstream of a shaft entry flow path position where a valve shaft enters into the intake port toward the shaft entry flow path position. As the lateral width gradually increases, the flow path cross-sectional area of the intake port gradually increases toward the intake downstream, and the flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position and the intake port at the shaft entry flow path position An intake device for an internal combustion engine, wherein a ratio of the cross-sectional area of the flow path to the cross-sectional area of the flow path excluding the cross-sectional area of the valve shaft is within a predetermined range.

The flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position, and the flow path cross-sectional area of the intake port at the flow path position where the valve shaft crosses the cross section of the intake port, excluding the cross-sectional area of the valve shaft 2. The intake device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein a ratio with respect to a cross-sectional area is within the predetermined range.

3. The intake device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein the predetermined range is 80% to 120%.

The upper line of the intake port extends substantially linearly at least on the upstream side of the intake passage position of the shaft, and the contact surface of the valve seat with the intake valve is located on the straight line where the upper line of the intake port extends. Item 4. An intake device for an internal combustion engine according to any one of Items 1 to 3.

A lower line located on the opposite side of the upper line of the intake port extends substantially linearly at least on the upstream side of the intake passage from the shaft inflow passage position, and the intake of the valve seat on the intake downstream side of the shaft inflow passage position. The intake device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, further comprising a curved portion curved at a predetermined curvature toward a contact surface with the valve.

6. The intake device for an internal combustion engine according to claim 5, wherein a lateral width of the intake port decreases from a bending start flow path position at which a lower line of the intake port starts to be curved toward the intake downstream.