JP2015117630A

JP2015117630A - エンジンのシリンダヘッド

Info

Publication number: JP2015117630A
Application number: JP2013261719A
Authority: JP
Inventors: 一記八木; Kazuki Yagi; 速人杉村; Hayato Sugimura; 岡　俊彦; Toshihiko Oka; 俊彦岡; 展弘川上; Nobuhiro Kawakami
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 2013-12-18
Filing date: 2013-12-18
Publication date: 2015-06-25

Abstract

【課題】エンジンのシリンダヘッドに関し、エンジンの冷却性及び冷却に係る制御性を向上させる。【解決手段】エンジン１０の排気系のマニホールド６を内蔵するシリンダヘッド１において、エンジン冷却水が内部を流通する上側冷却水路４Ａを設け、これをマニホールド６の上面に沿って面状に配置する。同様に、エンジン冷却水が内部を流通する下側冷却水路４Ｂを設け、これをマニホールド６の下面に沿って面状に配置する。さらに、上側冷却水路４Ａ及び下側冷却水路４Ｂの何れか一方を、他方よりもエンジン１０の外側に向かって突出した形状とする。【選択図】図５

Description

本発明は、エンジンの排気系のマニホールドを内蔵するシリンダヘッドに関する。

従来、排気系のマニホールドをシリンダヘッドに内蔵させたエンジンが開発されている。すなわち、エンジンの燃焼室と繋がる複数の排気ポートがシリンダヘッド内で合流するように、シリンダヘッドと排気マニホールドとを一体に形成したものである。このような構造により、排気系に介装される排気浄化触媒とエンジンとの距離を短縮することができ、排気浄化性能を向上させることができるほか、エンジンの省スペース化が容易となる。

一方、このようなシリンダヘッドは、マニホールドが別設されたものと比較して、排気熱を受けて高温になりやすいという難点がある。そこで、排気ポートの周囲にエンジン冷却水を流通させることによって、冷却性を向上させることが提唱されている。具体的には、排気ポートの周面をウォータージャケットで囲んだ形状にすることや、エンジン冷却水の流れが蛇行するようにウォータージャケットの形状を形成することが提案されている（特許文献１，２参照）。

特許第4262343号公報特許第4098712号公報

しかしながら、従来のマニホールド内蔵型のシリンダヘッドは、エンジン冷却水による水冷効果が重視された構造となっており、シリンダヘッドの外表面からの放熱性が十分に考慮されていない。そのため、例えばシリンダヘッドの外表面側での冷却効率が過大となり、排気ポート内の排気ガスが過度に冷却されて、排気浄化触媒が暖まるまでの時間が長くかかるおそれがある。また、シリンダヘッドの外表面での冷却性が十分であっても、シリンダヘッドの内部での冷却性が不十分となり、意図せずエンジン冷却水の温度が上昇する場合もある。このように、従来のマニホールド内蔵型のシリンダヘッドでは、エンジンの冷却性及びその制御性を向上させにくいという課題がある。

本件の目的の一つは、上記のような課題に鑑み創案されたもので、エンジンの冷却性及び冷却に係る制御性を向上させることができるようにしたシリンダヘッドを提供することである。なお、この目的に限らず、後述する発明を実施するための形態に示す各構成により導かれる作用効果であって、従来の技術によっては得られない作用効果を奏することも本件の他の目的として位置づけることができる。

（１）ここで開示するエンジンのシリンダヘッドは、エンジンの排気系のマニホールドを内蔵するシリンダヘッドにおいて、上側冷却水路（例えば、上側ウォータージャケット）と下側冷却水路（例えば、下側ウォータージャケット）とを備えたものである。
前記上側冷却水路は、エンジン冷却水が内部を流通し、前記マニホールドの上面に沿って面状に配置される。一方、前記下側冷却水路は、前記エンジン冷却水が内部を流通し、前記マニホールドの下面に沿って面状に配置される。また、前記上側冷却水路及び前記下側冷却水路の何れか一方が、他方よりも前記エンジンの外側に向かって突出した形状である。
これにより、前記シリンダヘッドの内部には、前記マニホールドの周囲を冷却するための冷却水路として、上下二系統の水路が設けられることになる。それぞれの水路における前記冷却水の流速は、それぞれの水路の断面積や形状に応じて定まる。

（２）また、前記下側冷却水路が、前記上側冷却水路よりも前記エンジンの外側に向かって突出した形状であることが好ましい。
（３）また、前記下側冷却水路が、前記マニホールドの下流側に接続される排気管との締結面をなすフランジ部の近傍で、前記エンジンの外側に向かって突出した形状であることが好ましい。

（４）前記上側冷却水路が、前記エンジンの外表面側に位置する外側気筒に接続された前記マニホールドと前記エンジンのシリンダ列とで囲まれた半円盤状の形状を有し、前記下側冷却水路が、前記上側冷却水路よりも前記エンジンの外側に向かって突出した半円盤状の形状を有することが好ましい。

（５）前記下側冷却水路が、前記シリンダヘッドと排気管との締結面に穿孔されるねじ穴に対応する位置で前記シリンダヘッドの内側に向かって凹んだ形状の窪み部を有することが好ましい。
例えば、前記下側冷却水路が、前記シリンダヘッドと排気管との締結面に穿孔されるねじ穴を挟んで、前記締結面に迫り出した形状に形成されることが好ましい。言い換えれば、前記下側冷却水路が、前記ねじ穴の一側及び他側に所定の間隔を空けて設けられることが好ましい。つまり、前記ねじ穴が、前記下側冷却水路によって少なくとも二方向から（例えば左右から）挟まれた状態とされることが好ましい。

（６）前記下側冷却水路が、前記ねじ穴の外周部に沿って前記冷却水の流通方向を案内する案内部を有することが好ましい。
この場合、前記案内部が、前記下側冷却水路のうち前記締結面に迫り出した形状の部位に向かって前記冷却水を案内する曲面形状を有することが好ましい。

（７）前記シリンダヘッドの外表面から外側に膨出した膨出部分を紐状に連設してなり、前記下側冷却水路の外側に配置される冷却水リブを備えることが好ましい。
これにより、前記下側冷却水路のまわりと外気との接触面積が増大し、前記シリンダヘッドの外表面からの放熱性がさらに向上する。

開示のエンジンのシリンダヘッドによれば、シリンダヘッド内に上下二系統の冷却水路（例えば、上側ウォータージャケット，下側ウォータージャケット）を設けることで、トータルの流路断面積を確保しつつ各々の流路断面積を小さくすることができ、冷却水の流速を高めることができる。これにより、シリンダヘッドに内蔵されたマニホールド周辺の冷却効率を向上させることができる。

また、一方のウォータージャケットを他方よりも外側に突出させることで、上下のウォータージャケットの流量及び流速を相違させることができ、各々の部位に見合った冷却能力を設定することができ、エンジンの冷却性及びその制御性を向上させることができる。

一実施形態に係るエンジンのシリンダヘッドを例示する斜視図である。図１のエンジンの縦断面図である。（Ａ）はシリンダヘッド内の吸排気ポート形状を示す水平断面図、（Ｂ）は排気ポートの構造を説明するための模式図である。シリンダヘッドの要部を拡大して示す斜視図である。（Ａ）は上側のウォータージャケットの水平断面図、（Ｂ）は下側のウォータージャケットの水平断面図である。（Ａ）はシリンダヘッドの要部を拡大して示す側面図、（Ｂ）は（Ａ）のＡ−Ａ断面図、（Ｃ）は（Ａ）のＢ−Ｂ断面図である。

図面を参照して、車両に適用されたエンジンのシリンダヘッドについて説明する。なお、以下に示す実施形態はあくまでも例示に過ぎず、以下の実施形態で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。本実施形態の各構成は、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができるとともに、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせることが可能である。

［１．エンジン構成］
本実施形態のシリンダヘッド１は、図１に示すエンジン１０のシリンダブロック２に締結固定される。以下の説明では、シリンダヘッド１に対してシリンダブロック２が固定される側を下方とし、その逆側を上方とする。シリンダヘッド１の下面及びシリンダブロック２の上面はともに平面状に形成され、これらの接合面に気密性を確保するためのガスケットが介装された状態で、シリンダヘッド１とシリンダブロック２とが結合される。

シリンダヘッド１の上面にはヘッドカバーが取り付けられ、シリンダブロック２の下面にはクランクケース及びオイルパンが取り付けられる。また、エンジン１０のフロント側（図１中の左下方向）には、エンジン１０の補機類や動力伝達用のプーリ（クランクプーリ，タイミングプーリ，スプロケット等）が設けられる。一方、エンジン１０のリア側（図１中の右上方向）にはドライブプレート，フライホイールが設けられ、パワートレーンの下流側の各種装置（例えば、変速機，回転電機等）に接続される。

このエンジン１０は、水冷式の多気筒ガソリンエンジンである。エンジン１０の内部には、中空円筒状に穿孔された複数のシリンダボア３（気筒，以下単にシリンダ３と呼ぶ）が列をなして配置される。図１に示すエンジン１０は、四つのシリンダ３が直列に配置された四気筒のエンジン１０である。シリンダ３の番号は、エンジン１０のフロント側から順に、＃１，＃２，＃３，＃４と表記する。

各シリンダ３内を摺動するピストンの下端は、コネクティングロッドを介してクランクシャフトに接続される。以下、シリンダ３が列状に並べられた方向（列設方向）をシリンダ列方向Ｌという。＃１気筒，＃４気筒は、シリンダ３の外表面側（シリンダ列方向Ｌの端部）に位置することから「外側気筒」と呼ばれる。これに対し、＃２気筒，＃３気筒は、シリンダ３の内部側（外側気筒よりも内側）に位置することから「内側気筒」と呼ばれる。

シリンダ３の周囲には、シリンダ３の筒面３Ｂに沿って曲面状に掘り込まれたウォータージャケット４が配置される。ウォータージャケット４は、シリンダ３の外周側を囲うように設けられる。これにより、シリンダ３のほぼ全体が、ウォータージャケット４の内部を流通するエンジン冷却水によって冷却される。図１，図２に示すシリンダブロック２はオープンデッキ型のものであり、シリンダブロック２の上面でウォータージャケット４の上方が開放されるとともに、シリンダヘッド１側に形成されるウォータージャケット４，４Ａ，４Ｂに連通している。つまり、ウォータージャケット４は、シリンダブロック２の内部だけでなく、シリンダヘッド１の内部にも連続して形成され、エンジン１０の全体を冷却する。これにより、例えばシリンダ３に接続される吸気ポート５（吸気流路），排気ポート６等の外周部分も、エンジン冷却水によって冷却される。

図２に示すように、シリンダヘッド１の下面には、シリンダ３の天井面３Ａ（燃焼室の天井面）となる凹みが形成される。天井面３Ａの輪郭形状はシリンダ３と同一の円形であり、凹みの形状は例えばペントルーフ形状（三角屋根型）や半球状とされる。また、この天井面３Ａには、吸気ポート５及び排気ポート６が接続される。吸気ポート５は、シリンダ３内に導入される吸入空気が流通する中空管状の通路であり、天井面３Ａ及びシリンダヘッド１の吸気側側壁７の双方に対して開口部を持つ。同様に、排気ポート６は、排気が流通する中空管状の通路であり、天井面３Ａ及びシリンダヘッド１の排気側側壁８の双方に対して開口部を持つ。吸気ポート５及び排気ポート６の流路形状は、滑らかに湾曲した形状とされる。本実施形態の排気ポート６は、排気系のマニホールド（多分岐管）として機能する多分岐型の排気流路である。

吸気ポート５，排気ポート６における燃焼室側の端部には、図示しない吸気弁，排気弁が設けられる。以下、吸気弁によって開閉される吸気ポート５の端部開口を吸気バルブ孔１１と呼び、排気弁によって開閉される排気ポート６の端部開口を排気バルブ孔１２と呼ぶ。また、シリンダ３の天井面３Ａには、シリンダヘッド１の上面まで貫通する点火プラグ挿入孔９が形成される。この点火プラグ挿入孔９は、点火プラグが固定される部位であり、それぞれのシリンダ３に対して一つずつ設けられる。

図１に示すように、シリンダヘッド１の上部における点火プラグ挿入孔９の周囲には、動弁室１３が形成される。動弁室１３の内部には、吸気弁及び排気弁を駆動する動弁機構が収納される。本実施形態の動弁機構は、マルチバルブに対応するDOHC型の可変動弁機構である。吸気バルブ孔１１は、一つのシリンダ３に対して二個設けられる。同様に、排気バルブ孔１２も、一つのシリンダ３に対して二個設けられる。可変動弁機構は、これらのバルブ孔１１，１２のそれぞれを開閉するための吸気弁，排気弁の動作を自在に制御する。

この可変動弁機構は、個々の吸気弁，排気弁のバルブリフト量及びバルブタイミングを個別に、又は、連動させつつ変更する機能を持つ。可変動弁機構には、ロッカアームの揺動量と揺動のタイミングとを変更するための機構として、可変バルブリフト機構及び可変バルブタイミング機構が内蔵される。これらの具体的な構造は任意であり、公知の可変動弁機構を本実施形態の動弁機構として適用することができる。

［２．吸排気ポート］
シリンダヘッド１の内部における吸気ポート５及び排気ポート６の模式的な形状を、図３（Ａ）に例示する。
吸気ポート５は、それぞれのシリンダ３に対して一つずつ設けられるとともに、それぞれのシリンダ３に形成された一対の吸気バルブ孔１１の双方に対して下流端が接続されるように、二股に分岐した形状とされる。エンジン１０の上面視における吸気ポート５の透視形状は、図３（Ａ）に示すように、Ｙ字状となる。また、それぞれのシリンダ３に接続された吸気ポート５は、シリンダヘッド１内で互いに集合することなく、独立して吸気側側壁７に開口する。したがって、シリンダヘッド１に形成される吸気ポート５の上流端の開口部は、図１に示すように、シリンダ３の数と同一数の四個となる。

一方、排気ポート６（排気系のマニホールド）は、その全体がシリンダヘッド１に内蔵される。すなわち、図３（Ａ）に示すように、排気ポート６の上流端は個々の排気バルブ孔１２に対して接続されるように、八本に分岐した形状とされる。また、排気ポート６の下流端は、分岐している個々の通路が一本に集約された形状とされる。図３（Ｂ）に模式的に示すように、排気ポート６の分岐形状は、上流側ほど分岐数が増加する樹枝形状（樹形図形状）である。

ここで、排気バルブ孔１２に対して接続された最も細い通路（排気ポート６の最も上流に位置する枝管）のことを小通路６Ａと呼ぶ。一本の小通路６Ａの断面積S₁は、一個の排気バルブ孔１２の開口面積に応じた大きさ（例えば、排気バルブ孔１２の開口面積と同程度）に設定される。また、同一のシリンダ３に接続された一対の小通路６Ａは、排気バルブ孔１２に比較的近い位置で合流して中通路６Ｂ（排気ポート６の中間部に位置する枝管）を形成する。中通路６Ｂの断面積S₂は、その中通路６Ｂに合流している一対の小通路６Ａの総断面積2S₁に応じた大きさ（例えば、総断面積2S₁と同程度の大きさ）に設定される。

また、互いに隣接する二つのシリンダ３に接続された中通路６Ｂは、排気バルブ孔１２から比較的遠い位置で合流して大通路６Ｃを形成する。図３（Ａ）に示す例では、＃１気筒及び＃２気筒に接続される中通路６Ｂが合流して大通路６Ｃを形成するとともに、＃３気筒及び＃４気筒に接続される中通路６Ｂが合流して大通路６Ｃを形成している。
大通路６Ｃの断面積S₃は、排気の流通方向の下流側ほど小さく（狭く）なるように設定される。大通路６Ｃの上流端では、その大通路６Ｃに合流している一対の中通路６Ｂの総断面積2S₂に応じた大きさ（例えば、総断面積2S₂と同程度の大きさ）に設定される。一方、大通路６Ｃの下流端では、一つの中通路６Ｂの断面積S₂に応じた大きさ（例えば、断面積S₂と同程度の大きさ）に設定される。

一対の中通路６Ｂが合流する合流箇所の上流側において、一対の中通路６Ｂによって挟まれた部分のことを股部１６と呼ぶ。股部１６は、例えば、一方の中通路６Ｂまでの距離が所定距離以下となる部分（一方の中通路６Ｂの周面を拡径方向に広げた円筒の内側部分）と、他方の中通路６Ｂまでの距離が所定距離以下となる部分（他方の中通路６Ｂの周面を拡径方向に広げた円筒の内側部分）との重合領域として定義できる。

図３（Ａ）に示す例では、＃１気筒からの排気流と＃２気筒からの排気流とによって挟まれる三角形状の部位が、股部１６に相当する。また、＃３気筒からの排気流と＃４気筒からの排気流とによって挟まれる三角形状の部位も、股部１６に相当する。なお、股部１６の具体的な立体形状は、シリンダヘッド１の内部における熱分布に応じて任意に設定することができる。

二本の大通路６Ｃは、シリンダヘッド１の排気側側壁８に近い位置で合流して、全てのシリンダ３からの排気が流通する集合通路６Ｄを形成する。集合通路６Ｄの断面積S₄は、その下流側に接続される排気管や触媒装置，ターボチャージャー等の大きさに応じて設定される。ただし、二本の大通路６Ｃの合流位置において、大通路６Ｃの下流端（すなわち、集合通路６Ｄの入り口部分）は、大通路６Ｃの上流端よりも細く絞られた形状とされている。これにより、一対の小通路６Ａの合流位置での排気流速と、集合通路６Ｄの入り口部分での排気流速とがほぼ同一となる。したがって、集合通路６Ｄ内で排気の流れが失速しにくくなり、排気効率が向上する。

上記の股部１６と同様に、二本の大通路６Ｃによって挟まれる部分のことを第二股部１７と呼ぶ。第二股部１７は、例えば、一方の大通路６Ｃまでの距離が所定距離以下となる部分と、他方の大通路６Ｃまでの距離が所定距離以下となる部分との重合領域として定義できる。図３（Ａ）に示す例では、＃１，＃２気筒からの排気流と＃３，＃４気筒からの排気流とによって挟まれる三角形状の部位が、第二股部１７に相当する。第二股部１７の具体的な立体形状は、シリンダヘッド１の内部における熱分布に応じて任意に設定することができる。

なお、集合通路６Ｄは、可能な限り短く形成されることが好ましい。すなわち、二本の大通路６Ｃの合流位置は、可能な限り、排気流の出口（集合通路６Ｄの下流端）から近い位置（集合通路６Ｄの下流端面からの距離が所定距離以下となる範囲内）に設定されることが好ましい。

図４は、シリンダヘッド１をその排気側側壁８側から見た斜視図である。排気側側壁８には、上記の排気ポート６の全体を囲むように、シリンダヘッド１の外側に向かって半月状に膨出した張出部１４が設けられる。この張出部１４は、エンジン１０の上面視で半円弧形状の輪郭形状を有し、排気ポート６の集合通路６Ｄに臨む中央部分が水平方向外側に膨出した形状とされる。張出部１４の全体形状は、図４に示すように、平坦な円筒の一部をその頂面に垂直な平面で切断した形状（切断されたホールケーキ形状）に準えることができる。

張出部１４の上面１４Ａ及び下面１４Ｂは、それぞれが平面状であって互いにほぼ平行に設けられる。また、張出部１４の上面１４Ａの位置は、シリンダヘッド１の上面よりも下方に設定され、張出部１４の下面１４Ｂの位置は、シリンダヘッド１の下面よりも上方（又は、シリンダヘッド１の下面と同一平面上）に設定される。水平方向外側に飛び出した張出部１４の側面１４Ｃ（外表面）は、切断された円弧をエンジン１０の上下方向に伸ばしたときにできる弓形の曲面状となる。

なお、張出部１４の形状は、少なくとも排気ポート６の全体が収容される範囲で、できるだけ小さく形成されることが好ましい。逆に言えば、排気ポート６は、張出部１４の内側において張出部１４の側面１４Ｃに沿って配設されることが好ましい。エンジン１０の上面視における排気ポート６のレイアウトは、図３（Ａ）に示すように、＃１気筒からの排気を流通させる小通路６Ａ，中通路６Ｂ，大通路６Ｃが、張出部１４の側面１４Ｃに沿って配置されたレイアウトとされる。同様に、＃４気筒からの排気を流通させる小通路６Ａ，中通路６Ｂ，大通路６Ｃも、張出部１４の側面１４Ｃに沿って配置される。

集合通路６Ｄの下流端となる単一の開口部（以下、排気口１８という）は、排気側側壁８におけるシリンダ列方向Ｌの中央に配置される。つまり、シリンダヘッド１を排気側側壁８側から見たときに、排気口１８は＃２気筒と＃３気筒との間に位置するように設けられる。また、排気口１８の周囲には、図４に示すように、排気の流通方向に対して垂直な平面状の締結面１５Ａを有するフランジ部１５が形成される。フランジ部１５は、図示しない下流側の排気管（触媒装置，ターボチャージャー等との接続用の管材を含む）が締結固定される部位である。フランジ部１５の締結面１５Ａは、排気口１８の周囲において、排気口１８の上下左右を環状に囲むように設けられる。

フランジ部１５には、締結具を取り付けるための複数のボス部１９が設けられる。各々のボス部１９には、締結具と螺合する溝を内筒面に有する締結孔２０（ねじ穴）が穿設される。締結孔２０の穿設方向は、締結面１５Ａに垂直な方向とされる。ボス部１９の位置は、排気口１８の周方向に所定の間隔を空けて設定される。図４に示す例は、環状に配置された締結面１５Ａの四隅にボス部１９が形成されたものである。

これらのボス部１９のうち、上側に位置する二つのボス部１９は、張出部１４の上面１４Ａよりもやや上方に膨出するように形成される。一方、下側に位置する二つのボス部１９は、このボス部１９の下端が張出部１４の下面１４Ｂとほぼ一致するように（例えば、張出部１４の下面１４Ｂよりも下方へは突出しないように）形成される。これにより、張出部１４の下面１４Ｂよりも下方の空間が確保され、例えばシリンダブロック２との干渉が防止される。

ここで、フランジ部１５の締結面１５Ａについて詳述する。図６（Ａ）に示すように、締結面１５Ａのうち、上側に位置する二つのボス部１９に穿孔された一対の締結孔２０間に挟まれた部位のことを、上部締結領域１５Ｂ（第一締結面）と呼ぶ。上部締結領域１５Ｂは、上側の一対の締結孔２０間を接続するように配置される。同様に、下側に位置する二つのボス部１９に穿孔された一対の締結孔２０間に挟まれた部位のことを、下部締結領域１５Ｃ（第二締結面）と呼ぶ。下部締結領域１５Ｃは、下側の一対の締結孔２０間を接続するように配置される。

フランジ部１５のうち、排気口１８の中心を基準として、シリンダ列方向Ｌに位置する部位（フランジ部１５を正面から見て排気口１８の左右の部位）には、フランジ部１５の厚み（締結面１５Ａの幅）を他部よりも薄く形成した除肉部２１が設けられる。ここでいうフランジ部１５の厚みとは、フランジ部１５の表面で排気口１８の縁からフランジ部１５の外側の縁までの長さである。この除肉部２１は、排気口１８を挟んでその左右両側に配置される。これにより、集合通路６Ｄの周囲の肉厚が薄くなり、放熱性が向上する。

除肉部２１の形状は、排気側側壁８（排気口１８）をその正面から見たときに、上下のボス部１９からの距離が離れるほど（上下方向の中央寄りとなる位置ほど）フランジ部１５の厚みが薄くなるようにボス部１９の間を接続する湾曲形状とされる。フランジ部１５の正面視での形状は、四角形の縦辺を内側に湾曲させたような鼓型となる。以下、除肉部２１における締結面１５Ａのことを、中央締結領域１５Ｄ（除肉締結面）と呼ぶ。中央締結領域１５Ｄは、上部締結領域１５Ｂと下部締結領域１５Ｃとの間に挟まれた領域で締結面１５Ａの一部をなし、他部（上部締結領域１５Ｂ，下部締結領域１５Ｃ）よりも幅が狭く形成される。

図４に示すように、張出部１４の側面１４Ｃには、フランジ部１５の除肉部２１からシリンダ列方向Ｌに延びる放熱リブ２２が膨出形成される。放熱リブ２２は、側面１４Ｃの表面から板厚方向外側に突出した突起部分を紐状に連設してなる突条（すなわち、紐状の突起）である。放熱リブ２２は、フランジ部１５の左右それぞれに一本ずつ設けられる。また、それぞれの放熱リブ２２と除肉部２１とが接する位置は、フランジ部１５の厚みが最も薄肉となる位置とされる。これにより、放熱リブ２２は、張出部１４の側面１４Ｃの剛性，強度を向上させるように機能するとともに、フランジ部１５の剛性，強度を向上させるようにも機能する。

また、放熱リブ２２は張出部１４の側面１４Ｃに膨出形成されるため、空気に接触する面積が増大することになり、放熱性が向上する。これに加えて、放熱リブ２２は放熱が促進される除肉部２１に繋がって形成されるため、排気口１８を通過する排気熱が除肉部２１を介して放熱リブ２２に伝達されやすくなる。これにより、排気熱は効率的に放熱される。なお、放熱リブ２２のシリンダ列方向Ｌの長さや上下方向長さは、シリンダヘッド１を製造するときの湯流れ（溶湯の流動性）を考慮して適宜設定される。

［３．ウォータージャケット］
シリンダヘッド１の内部におけるウォータージャケット４の形状を図５（Ａ），（Ｂ）に例示する。シリンダヘッド１には、上記の排気ポート６（シリンダヘッド１に内蔵された排気系のマニホールド）の周囲を冷却するためのウォータージャケット４として、内側及び外側の二系統の冷却水路が設けられる。また、これらの二系統の冷却水路は、排気ポート６の上側及び下側の双方に設けられる。以下の説明で符号４Ａは排気ポート６よりも上側に配置されるウォータージャケット４を表し、符号４Ｂは排気ポート６よりも下側に配置されるウォータージャケット４を表す。なお、図中の符号３４は、シリンダヘッド１とシリンダブロック２とを締結固定するための締結具が挿入されるボルト孔（ボルト孔ボス）である。

［３−１．上側ウォータージャケット］
上側ウォータージャケット４Ａ（上側冷却水路）には、外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａが設けられる。これらの冷却水路２３Ａ，２４Ａは、ともにシリンダブロック２内に形成されるウォータージャケット４と連通している。図５（Ａ），（Ｂ）中の符号２５は、例えばウォーターポンプ側から送給される冷却水入口に相当し、符号２６は冷却水出口に相当する。また、図中の細破線はシリンダヘッド１（張出部１４）及び排気ポート６の輪郭に対応する線であり、二点鎖線はシリンダ３の天井面３Ａの輪郭に対応する線である。

外側冷却水路２３Ａは、張出部１４の内部における側面１４Ｃ寄り（シリンダヘッド１の外表面側）に位置する冷却水路であり、＃１気筒及び＃４気筒からの排気を流通させる排気ポート６に沿って、その上面側に配置される。外側冷却水路２３Ａの配置形状は、エンジン１０の上面視で半円弧状とされる。つまり、外側冷却水路２３Ａは、外側気筒に接続された排気ポート６（マニホールド，排気通路）に沿って配置される。エンジン冷却水の流通方向は、図５（Ａ）中に黒矢印で示すように、＃１気筒側が上流であり、＃４気筒側が下流である。

内側冷却水路２４Ａは、外側冷却水路２３Ａよりも張出部１４の内側に配置された冷却水路であり、＃２気筒及び＃３気筒からの排気を流通させる排気ポート６に沿って、その上面側に配置される。内側冷却水路２４Ａの配置形状は、エンジン１０の上面視で外側冷却水路２３Ａよりも小さい半円弧状とされる。つまり、内側冷却水路２４Ａは、内側気筒に接続されたマニホールド（排気通路）に沿って配置される。エンジン冷却水の流通方向は、＃２気筒側が上流であり、＃３気筒側が下流である。

図５（Ａ）に示すように、内側冷却水路２４Ａは、外側冷却水路２３Ａから分岐したのちに合流する形状を有する。すなわち、上側ウォータージャケット４Ａは、＃１気筒付近で外側冷却水路２３Ａと内側冷却水路２４Ａとに分岐したのちに＃４気筒付近で合流しており、二系統に分離した流路を有する。また、外側冷却水路２３Ａと内側冷却水路２４Ａとの間には、エンジン冷却水が流通しない島部２９Ａが形成される。シリンダヘッド１の上面側におけるエンジン冷却水の流れを二系統に分割することで、分割しない場合と比較してトータルの流路断面積が減少する。したがって、エンジン冷却水の流速が上昇し、冷却効率が向上する。エンジン冷却水の流速の増加量は、島部２９Ａの形状や流路方向の断面積に応じたものとなる。

ここで、＃２気筒の筒軸と＃３気筒の筒軸との中間に位置し、これらの筒軸に平行な直線を「エンジン中心Ｃ」と定義する。内側冷却水路２４Ａは、外側冷却水路２３Ａをエンジン中心Ｃについて縮小させた形状（外側冷却水路２３Ａに相似な形状）に準えられる。外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａが相似形状であるとき、内側冷却水路２４Ａの流路長さは、外側冷却水路２３Ａの流路長さよりも短くなる。したがって、外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａの冷却効率を同等とするためには、外側冷却水路２３Ａの流速を高めるべく、外側冷却水路２３Ａの流路断面積を内側冷却水路２４Ａの流路断面積よりも小さくすることが好ましい。あるいは、外側冷却水路２３Ａ上に、流路断面積の小さい部位（狭く絞られた部位）を設けることが好ましい。

本実施形態では、外側冷却水路２３Ａのうち、排気ポート６の集合通路６Ｄに臨む中央部分を含む範囲には、エンジン冷却水の流速を高めるための絞り部２７が設けられる。絞り部２７は、他部よりも流路断面積が小さく形成された部位である。これにより、外側冷却水路２３Ａ内のエンジン冷却水の流れは、張出部１４の中央部分で加速される。一方、この張出部１４の中央部分には、全てのシリンダ３から排出された排気が合流する集合通路６Ｄが設けられる。つまり、排気熱によって昇温しやすい張出部１４の中央部分における冷却水の流速が上昇することになり、エンジン１０の冷却効率が向上する。
また、本実施形態の絞り部２７は、次に説明する接続冷却水路２８Ａの近傍に設けられる。これにより、接続冷却水路２８Ａを流通するエンジン冷却水の流速が上昇し、接続冷却水路２８Ａの周囲の冷却効率も上昇する。

外側冷却水路２３Ａと内側冷却水路２４Ａとの間には、両者を接続する接続冷却水路２８Ａが設けられる。接続冷却水路２８Ａは、排気ポート６の枝管が合流する股部１６及び第二股部１７に対し、上下方向に隣接する位置に配置される。すなわち、図５（Ａ）に示すように、エンジン１０の上面視で股部１６，第二股部１７のそれぞれに重なる位置（ハッチングで示す部分）に、接続冷却水路２８Ａの位置が設定される。接続冷却水路２８Ａの延在方向は、エンジン中心Ｃからの放射方向に準えられる。また、接続冷却水路２８Ａの一端は、外側冷却水路２３Ａの絞り部２７によって流路断面積が狭められた部位に接続される。したがって、ベンチュリ効果により流速の速い外側冷却水路２３Ａに向かってエンジン冷却水が吸い上げられることになり、エンジン冷却水は接続冷却水路２８Ａ内を淀みなく流通する。

接続冷却水路２８Ａは、前述の島部２９Ａを貫通するエンジン冷却水の流路となり、島部２９Ａ及びその周辺を冷却するように機能する。接続冷却水路２８Ａの流路断面積は、外側冷却水路２３Ａ，内側冷却水路２４Ａの流路断面積よりも小さい値に設定される。つまり、図５（Ａ）に示すように、接続冷却水路２８Ａは他部よりも細い冷却水路とされる。これにより、接続冷却水路２８Ａを流通するエンジン冷却水の流速が上昇し、島部２９Ａ及びその周辺の冷却効率が向上する。

外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａの全体形状は、大づかみにいえば、排気ポート６の上面に沿って、張出部１４の上面１４Ａに対してほぼ平行に配置された面状の形状である。具体的には、エンジン１０の外部気筒（＃１気筒，＃４気筒）に接続された排気ポート６とシリンダ列とで囲まれた半円盤状の形状とされる。ここで、排気側側壁８の正面から見たときのフランジ部１５と、張出部１４の内部に設けられるウォータージャケット４Ａを透視した輪郭線（破線）とを図６（Ａ）に示す。

外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａは、締結面１５Ａに設けられた四個の締結孔２０のうち、上側の二つの締結孔２０と干渉しないように、これらの締結孔２０よりも下方に配置される。つまり、締結面１５Ａのうち、二つの上側のボス部１９の間に挟まれる上部締結領域１５Ｂの裏側には、上側ウォータージャケット４Ａが配置されない。言い換えれば、上側の二つの締結孔２０の間を接続するように配置される上部締結領域１５Ｂは、フランジ部１５の正面視で上側ウォータージャケット４Ａと重合しない領域内に配置される。また、上部締結領域１５Ｂ及びその左右両端に位置する二つの締結孔２０の両方が、上側ウォータージャケット４Ａと重合しないように配置される。したがって、上部締結領域１５Ｂの一部分が上側ウォータージャケット４Ａによって局所的に過冷却されるようなことがなく、熱の分布が均等化され、上部締結領域１５Ｂの締結応力分布も均等となる。

［３−２．下側ウォータージャケット］
下側ウォータージャケット４Ｂ（下側冷却水路）にも、外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂが設けられる。なお、下側ウォータージャケット４Ｂは、シリンダ３の天井面３Ａの近傍で上側ウォータージャケット４Ａと連通している。一方、張出部１４内では、上下のウォータージャケット４Ａ，４Ｂは互いに独立している。
また、下側ウォータージャケット４Ｂは、シリンダヘッド１の下面に形成された開口部３３を介して、シリンダブロック２側のウォータージャケット４とも連通している。開口部３３は、図５（Ｂ）に示すように、シリンダ３の天井面３Ａの外周を囲むように、複数箇所に設けられる。

外側冷却水路２３Ｂは、張出部１４の内部における側面１４Ｃ寄り（シリンダヘッド１の外表面側）に位置する冷却水路であり、＃１気筒及び＃４気筒からの排気を流通させる排気ポート６に沿って、その下面側に配置される。外側冷却水路２３Ｂの配置形状は、外側冷却水路２３Ａと同様に、エンジン１０の上面視で半円弧状とされる。つまり、外側冷却水路２３Ｂは、外側気筒に接続された排気ポート６（マニホールド，排気通路）に沿って配置される。これにより、排気ポート６は、対をなす外側冷却水路２３Ａ，２３Ｂによって上下から挟まれた状態となる。エンジン冷却水の流通方向は、図５（Ｂ）中に黒矢印で示すように、＃１気筒側が上流であり、＃４気筒側が下流である。

この外側冷却水路２３Ｂは、エンジン１０の上面視で上側の外側冷却水路２３Ａよりもやや大きめに形成される。すなわち、下側の外側冷却水路２３Ｂにおけるエンジン中心Ｃから最も距離が大きい点までの距離（最大張出寸法）L₂は、上側の外側冷却水路２３Ａにおける最大張出寸法L₁よりも大きく設定される（L₁＜L₂）。したがって、エンジン１０の上面視では、図５（Ｂ）中に太破線で示すように、上側の外側冷却水路２３Ａの輪郭線から下側の外側冷却水路２３Ｂの輪郭線がはみ出る。外側冷却水路２３Ｂが突出している位置は、排気ポート６の集合通路６Ｄに臨む中央部分である。

このように、上側の外側冷却水路２３Ａよりも最大張出寸法の大きい外側冷却水路２３Ｂを張出部１４の下面側に配置することで、シリンダブロック２側からの熱伝達が外側冷却水路２３Ｂによって遮蔽されやすくなり、外側冷却水路２３Ｂを流通するエンジン冷却水にその熱が吸収されやすくなる。つまり、シリンダブロック２側からの熱伝達に対する遮熱効果が向上し、シリンダヘッド１の冷却効率が大きく向上する。

また、図４，図６（Ｃ）に示すように、外側冷却水路２３Ｂよりも外表面側の側面１４Ｃには、外側に向かってリブ状に膨出した冷却水リブ３２が設けられる。冷却水リブ３２は、放熱リブ２２と同様に、側面１４Ｃの表面から板厚方向に膨出した膨出部分を紐状に連設してなる突条であり、その内側に外側冷却水路２３Ｂが配置されたものである。つまり、外側冷却水路２３Ｂがシリンダヘッド１の外表面側に向かって突き出て設けられたことによって、外側に浮き出た側面１４Ｃの膨出部分が冷却水リブ３２となる。

冷却水リブ３２は、張出部１４の側面１４Ｃと下面１４Ｂとの間に形成される弓形の稜線に沿って、水平方向に延伸される。図４に示す例では、冷却水リブ３２が張出部１４の側面１４Ｃの全幅にわたって形成されている。このように、張出部１４の外表面に冷却水リブ３２を設けることで、側面１４Ｃの表面積が増加して放熱性が高まり、外側冷却水路２３Ｂの冷却性が向上する。

図５（Ｂ）に示すように、内側冷却水路２４Ｂは、外側冷却水路２３Ｂよりも張出部１４の内側に配置された冷却水路であり、＃２気筒及び＃３気筒からの排気を流通させる排気ポート６に沿って、その下面側に配置される。内側冷却水路２４Ｂの配置形状は、内側冷却水路２４Ａと同様に、エンジン１０の上面視で外側冷却水路２３Ｂよりも小さい半円弧状とされる。つまり、内側冷却水路２４Ｂは、内側気筒に接続された排気ポート６（マニホールド，排気通路）に沿って配置される。これにより、排気ポート６は、対をなす内側冷却水路２４Ａ，２４Ｂによって上下から挟まれた状態となる。エンジン冷却水の流通方向は、＃２気筒側が上流であり、＃３気筒側が下流である。

内側冷却水路２４Ｂは、外側冷却水路２３Ｂから分岐したのちに合流する形状を有する。すなわち、下側ウォータージャケット４Ｂも、＃１気筒付近で外側冷却水路２３Ｂと内側冷却水路２４Ｂとに分岐したのちに＃４気筒付近で合流しており、二系統に分離した流路を有する。また、外側冷却水路２３Ｂと内側冷却水路２４Ｂとの間には、エンジン冷却水が流通しない島部２９Ｂが形成される。シリンダヘッド１の下面側におけるエンジン冷却水の流れを二系統に分割することで、このような分割をしない場合と比較してトータルの流路断面積が減少する。したがって、エンジン冷却水の流速が上昇し、冷却効率が向上する。エンジン冷却水の流速の増加量は、島部２９Ｂの形状や流路方向の断面積に応じたものとなる。

内側冷却水路２４Ｂは、外側冷却水路２３Ｂをエンジン中心Ｃについて縮小させた形状（外側冷却水路２３Ｂに相似な形状）に準えられる。外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂが相似形状であるとき、内側冷却水路２４Ｂの流路長さは、外側冷却水路２３Ｂの流路長さよりも短くなる。したがって、外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂの冷却効率を同等とするためには、外側冷却水路２３Ｂの流路断面積を内側冷却水路２４Ｂの流路断面積よりも小さくすることが好ましい。あるいは、外側冷却水路２３Ｂ上に、流路断面積の小さい部位（狭く絞られた部位）を設けることが好ましい。

外側冷却水路２３Ｂのうち、排気ポート６の集合通路６Ｄに臨む中央部分を含む範囲には、図５（Ｂ）に示すように、張出部１４の側面１４Ｃ（外表面）からシリンダヘッド１の内側に向かって凹んだ形状の窪み部３０が設けられる。窪み部３０は、フランジ部１５のボス部１９のうち、下側の二つのボス部１９（又は締結孔２０）に対応する位置に設けられる。つまり、外側冷却水路２３Ｂは、図５（Ｂ）に示すように、ボス部１９（締結孔２０）に対応する窪み部３０を挟んで、フランジ部１５の表面に迫り出した形状に形成される。これにより、これらのボス部１９は、外側冷却水路２３Ｂの冷却水によってエンジン１０のフロント側及びリア側の双方から冷却される。ここで、外側冷却水路２３Ｂのうち、二つのボス部１９によって挟まれてフランジ部１５の表面に迫り出した部分のことを、迫り出し部３５と呼ぶ。

また、外側冷却水路２３Ｂの流路断面積は、窪み部３０によって小さくなり、外側冷却水路２３Ｂ内のエンジン冷却水の流れは、張出部１４の中央部分で加速される。したがって、排気熱によって昇温しやすい張出部１４の中央部分における冷却水の流速が上昇することになり、エンジン１０の冷却効率が向上する。

また、外側冷却水路２３Ｂには、上記の二つのボス部１９（又は締結孔２０の外周部）に沿ってエンジン冷却水の流通方向を案内する案内部３１が形成される。案内部３１は、図５（Ｂ）に示すように、迫り出し部３５の内側に向かって滑らかに突出した曲面形状の壁体である。案内部３１は、＃１気筒側から流入するエンジン冷却水を表面に当接させて、二つのボス部１９の間（迫り出し部３５）に向かう方向へとガイドする機能を持つ。また、二つのボス部１９の間（迫り出し部３５）に導入されたエンジン冷却水を表面に当接させて、速やかに＃４気筒側へと流出させる機能を持つ。外側冷却水路２３Ｂに案内部３１を設けることで、迫り出し部３５，ボス部１９及び締結孔２０の外周部における冷却作用が促進され、排気管に対するフランジ部１５での締結力及び結合性が確保される。

外側冷却水路２３Ｂと内側冷却水路２４Ｂとの間には、両者を接続する接続冷却水路２８Ｂが設けられる。接続冷却水路２８Ｂは、排気ポート６の枝管が合流する股部１６及び第二股部１７に隣接して配置される。すなわち、図５（Ｂ）に示すように、エンジン１０の上面視で股部１６，第二股部１７のそれぞれ重なる位置（ハッチングで示す部分）に、接続冷却水路２８Ｂの位置が設定される。接続冷却水路２８Ｂは、前述の島部２９Ｂを貫通するエンジン冷却水の流路となり、島部２９Ｂ及びその周辺を冷却するように機能する。なお、接続冷却水路２８Ｂの延在方向は、エンジン中心Ｃからの放射方向に準えられる。

また、接続冷却水路２８Ｂの流路断面積は、外側冷却水路２３Ｂ，内側冷却水路２４Ｂの流路断面積よりも小さい値に設定される。つまり、図５（Ｂ）に示すように、接続冷却水路２８Ｂは他部よりも細い冷却水路とされる。これにより、接続冷却水路２８Ｂを流通するエンジン冷却水の流速が上昇し、島部２９Ｂ及びその周辺の冷却効率が向上する。

外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂの全体形状は、大づかみにいえば、外側冷却水路２３Ａ及び内側冷却水路２４Ａの全体形状と同様に、排気ポート６の下面に沿って、張出部１４の下面１４Ｂに対してほぼ平行に配置された面状の形状である。具体的には、エンジン１０の外部気筒（＃１気筒，＃４気筒）に接続された排気ポート６とシリンダ列とで囲まれた半円盤状の形状とされる。このような形状により、下側ウォータージャケット４Ｂは、シリンダヘッド１側（上方）とシリンダブロック２（下方）との間での熱伝達を遮蔽する熱遮蔽板として機能する。

一方、外側冷却水路２３Ａとは異なり、外側冷却水路２３Ｂにはその中央部分には、窪み部３０及び迫り出し部３５が設けられる。外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂは、図６（Ａ），（Ｂ）に示すように、締結面１５Ａに設けられた四個のボス部１９のうち、二つの下側のボス部１９とほぼ同一の高さに配置される。

つまり、外側冷却水路２３Ｂ及び内側冷却水路２４Ｂは、排気側側壁８の正面から見て、下側の二つのボス部１９に干渉する位置に設けられる。そして、締結面１５Ａのうち二つの下側のボス部１９の間に挟まれる下部締結領域１５Ｃの裏側には、下側ウォータージャケット４Ｂが配置される。言い換えれば、下側の二つの締結孔２０の間を接続するように配置される下部締結領域１５Ｃは、フランジ部１５の正面視で下側ウォータージャケット４Ｂと重合する領域内に配置される。つまり、下部締結領域１５Ｃ及びその左右両端に位置する二つの締結孔２０の両方が、下側ウォータージャケット４Ｂと重合するように配置される。したがって、下部締結領域１５Ｃの全体が下側ウォータージャケット４Ｂによって満遍なく冷却されることになり、熱の分布が均等化され、下部締結領域１５Ｃの締結応力分布も均等となる。

なお、上部締結領域１５Ｂと下部締結領域１５Ｃとの間の中央締結領域１５Ｄは、その裏側にウォータージャケット４Ａ，４Ｂが配置されない。しかしこの領域には、空気冷却によってマイルドに熱を発散させる構造（除肉部２１，放熱リブ２２など）が適用されているため、ヒートスポットになりにくく、安定した冷却性が確保されるとともに、上部締結領域１５Ｂ及び下部締結領域１５Ｃ間の温度差に応じた滑らかな温度勾配が維持される。

［４．作用，効果］
以下の説明では、上下の外側冷却水路２３Ａ，２３Ｂを区別しない場合、単に外側冷却水路２３と表記する。同様に、内側冷却水路２４Ａ，２４Ｂや接続冷却水路２８Ａ，２８Ｂについても、上下の区別が不要である場合には、内側冷却水路２４，接続冷却水路２８と表記する。

（１）上記のシリンダヘッド１では、マニホールド型（多分岐型）の排気ポート６を冷却するためのウォータージャケット４として、外側冷却水路２３と内側冷却水路２４とが設けられる。このように、内外二系統の冷却水路を設けることで、トータルの流路断面積を確保しつつ、各々の流路断面積を小さくすることができ、冷却水の流速を高めることができる。これにより、シリンダヘッド１に内蔵された排気ポート６周辺の冷却効率を向上させることができる。

また、それぞれの冷却水路２３，２４におけるエンジン冷却水の流速は、それぞれの流路断面積や形状に応じて定まる。このことから、張出部１４からの放熱性を考慮して、二系統のそれぞれの冷却水路２３，２４における流速，流量を個別に設定することが可能となり、シリンダヘッド１の冷却効率を向上させることができる。

また、シリンダヘッド１の外表面側と内部側とでは、シリンダヘッド１の外部への放熱性が相違するため、ウォータージャケット４に求められる冷却能力も若干相違する。一方、上記のシリンダヘッド１では、シリンダヘッド１の外表面側と内部側とのそれぞれに対して、ウォータージャケット４が分離して設けられる。これにより、各々の冷却水路に適した冷却能力を与えることができ、エンジン１０の冷却性及びその制御性を向上させることができる。

例えば、張出部１４の側面１４Ｃはその内部側よりも空冷されやすく、内側冷却水路２４に求められる冷却能力は、外側冷却水路２３に求められる冷却能力よりも大きい。そこで、内側冷却水路２４Ａ，２４Ｂの冷却能力が外側冷却水路２３の冷却能力よりも大きくなるように、二つの冷却水路２３，２４の流路断面積，形状を設定すれば、張出部１４の内外方向での熱分布を均すことができ、全体としてのシリンダヘッド１の冷却効率を向上させることができる。

（２）外側冷却水路２３Ａ，２３Ｂは、外側気筒である＃１気筒，＃４気筒に接続された排気通路に沿って、エンジン１０の上面視で半円弧状に配置される。一方、内側冷却水路２４Ａ，２４Ｂは、内側気筒である＃２気筒，＃３気筒に接続された排気通路に沿って、外側冷却水路２３Ａ，２３Ｂの内側で半円弧状に配置される。このような冷却水路のレイアウトにより、排気ポート６全体の冷却効率を高めつつ、ウォータージャケット４の省スペース化を図ることができる。

（３）外側冷却水路２３と内側冷却水路２４との間には、両者を接続する接続冷却水路２８が設けられる。この接続冷却水路２８は、排気ポート６の枝管が合流する股部１６及び第二股部１７に隣接して配置される。このように、排気熱によって高温になりやすい股部１６及び第二股部１７に接続冷却水路２８を設けることで、冷却性を向上させることができる。

（４）上記のウォータージャケット４Ａ，４Ｂは、マニホールド型の排気ポート６を上下から挟むように対をなして配置される。すなわち、シリンダヘッド１の外表面側に位置する排気通路は、二つの外側冷却水路２３Ａ，２３Ｂによって上下から冷却され、シリンダヘッド１の内部側に位置する排気通路は、二つの内側冷却水路２４Ａ，２４Ｂによって上下から冷却される。さらに、枝管が合流する股部１６，第二股部１７は、二つの接続冷却水路２８Ａ，２８Ｂによって上下から冷却される。このように、排気通路の上下にウォータージャケット４Ａ，４Ｂを配置することで、排気通路を均等に冷却して熱の偏りを均すことができ、冷却効率をさらに向上させることができる。
特に、上記のシリンダヘッド１では、股部１６及び第二股部１７が一対の接続冷却水路２８によって上下から挟まれた状態となる。これにより、シリンダヘッド１の冷却性をさらに向上させることができる。

（５）外側冷却水路２３Ｂの中央部分には、張出部１４の側面１４Ｃ（外表面）からシリンダヘッド１の内側に向かって凹んだ形状の窪み部３０が設けられ、窪み部３０の内側にボス部１９が配置される。つまり、ボス部１９は外側冷却水路２３Ｂによって左右から挟まれた状態となり、エンジン１０のフロント側及びリア側の双方から冷却される。このように、外側冷却水路２３Ｂに窪み部３０を設けることで、締結孔２０に固定される締結具の冷却性を向上させることができる。また、シリンダヘッド１と排気管（触媒装置，ターボチャージャー等との接続用の管材を含む）との接続箇所における締結力が熱によって低下するような事態を回避することができる。

（６）外側冷却水路２３Ｂには、図５（Ｂ）に示すように、二つのボス部１９（又は締結孔２０の外周部）に沿ってエンジン冷却水の流通方向を案内する案内部３１が形成される。案内部３１は、上記の窪み部３０によって阻害されうるエンジン冷却水の流れをスムーズにするように機能する。例えば、＃１気筒側から流入するエンジン冷却水は、一方の案内部３１の表面に当接し、二つのボス部１９の間（迫り出し部３５）に向かって案内された後に、他方の案内部３１の表面に当接して＃４気筒側へと流出する。このように、案内部３１を外側冷却水路２３Ｂの窪み部３０及び迫り出し部３５に対応させて設けることにより、ボス部１９や締結孔２０の外周部の冷却効率を高めることができる。

（７）外側冷却水路２３Ｂの外側には、シリンダヘッド１の外表面から膨出した冷却水リブ３２が設けられる。これにより、張出部１４の側面１４Ｃの表面積を増大させることができ、放熱性を向上させることができる。また、外側冷却水路２３Ｂの内部を流通するエンジン冷却水の熱は、冷却水リブ３２を介してエンジン１０の外部へと放熱される。したがって、冷却系の温度上昇を抑制することができ、外側冷却水路２３Ｂの冷却性を向上させることができる。

（８）シリンダヘッド１の上側と下側とでは熱環境（例えば、シリンダブロック２，ターボチャージャー，排気触媒装置からの熱伝達量）が相違するため、ウォータージャケット４に求められる冷却能力も若干相違する。一方、上記のシリンダヘッド１では、マニホールド型（多分岐型）の排気ポート６を冷却するためのウォータージャケット４として、上側ウォータージャケット４Ａと下側ウォータージャケット４Ｂとが設けられる。このように、上下二系統の冷却水路を設けることで、トータルの流路断面積を確保しつつ、各々の流路断面積を小さくすることができ、冷却水の流速を高めることができる。これにより、シリンダヘッド１に内蔵された排気ポート６周辺の冷却効率を向上させることができる。また、シリンダヘッド１の上側と下側とのそれぞれに対して、ウォータージャケット４を分離して設けることで、各々の冷却水路に適した冷却能力を与えることができ、エンジン１０の冷却性及びその制御性を向上させることができる。

また、一方のウォータージャケット４を他方よりも外側に突出させることで、上下のウォータージャケット４Ａ，４Ｂの流量及び流速を相違させることができ、各々の部位に見合った冷却能力を設定することができ、エンジン１０の冷却性及びその制御性を向上させることができる。例えば、下面側の方が上面側よりも熱くなりやすいエンジン１０の場合には、下面側の冷却能力を高めるべく、下側ウォータージャケット４Ｂを上側ウォータージャケット４Ａよりも大きくすることができ、シリンダヘッド１の冷却性，冷却効率を向上させることができる。反対に、上面側の方が下面側よりも熱くなりやすいエンジン１０の場合には、上側ウォータージャケット４Ａを下側ウォータージャケット４Ｂよりも大きくすることができ、シリンダヘッド１の冷却性，冷却効率を向上させることができる。

（９）上記のシリンダヘッド１では、下側ウォータージャケット４Ｂが上側ウォータージャケット４Ａよりもエンジン１０の外側に向かって突出した形状に形成されているため、シリンダヘッド１側（上方）とシリンダブロック２（下方）との間での熱伝達を遮蔽することができ、シリンダヘッド１の冷却性及び冷却効率を向上させることができる。
また、シリンダヘッド１の下面には、燃焼室（シリンダ３）の天井面となる触火面が配置される。この触火面の近くに配置される下側ウォータージャケット４Ｂを、上側ウォータージャケット４Ａよりもエンジン１０の外側に向かって突出させることで、シリンダブロック２側からの熱伝達を効率的に遮断することができ、シリンダヘッド１に対する遮熱効果を向上させることができる。

特に、下側ウォータージャケット４Ｂが突出している位置は、排気ポート６の集合通路６Ｄに臨む中央部分となっているため、フランジ部１５の冷却効率を高めることができ、締結力が熱によって低下するような事態を回避することができる。

（１０）また、これらのウォータージャケット４Ａ，４Ｂの全体形状は、外側気筒（＃１気筒，＃４気筒）に接続された排気ポート６とシリンダ列とで囲まれた半円盤状の形状とされているため、上下方向の寸法をコンパクトにまとめやすく、排気ポート６全体の冷却効率を高めつつ、ウォータージャケット４Ａ，４Ｂの省スペース化を図ることができる。

（１１）図６（Ａ）に示すように、上記のシリンダヘッド１では、裏側に上側ウォータージャケット４Ａが配置されない二つの締結孔２０の間が、これと同じく裏側に上側ウォータージャケット４Ａが配置されない上部締結領域１５Ｂによって接続される。一方、裏側に下側ウォータージャケット４Ｂが配置される二つの締結孔２０の間は、これと同じく裏側に下側ウォータージャケット４Ｂが配置される下部締結領域１５Ｃによって接続される。このようなレイアウトにより、上部締結領域１５Ｂ及び下部締結領域１５Ｃのそれぞれについて、熱分布を均等化することができ、締結面１５Ａの締結力を維持することができる。

（１２）また、これらの上部締結領域１５Ｂ及び下部締結領域１５Ｃに挟まれた中央締結領域１５Ｄには、除肉部２１，放熱リブ２２といった空冷構造が適用されるため、安定した冷却性を確保することができ、上部締結領域１５Ｂ及び下部締結領域１５Ｃ間の温度差に応じた滑らかな温度勾配を維持することができ、締結面１５Ａの締結力を維持することができる。

［５．変形例］
上述した実施形態に関わらず、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。本実施形態の各構成は、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせてもよい。

例えば、上述の実施形態では、張出部１４の内部に内外二系統のウォータージャケット２３，２４を形成したものを例示したが、ウォータージャケット４の系統数は一系統であってもよいし、三系統以上であってもよい。少なくとも、上下二層のウォータージャケット４Ａ，４Ｂを形成することで、各々の流路断面積を自在に変更することができ、放熱性を考慮した冷却能力を付与することができ、シリンダヘッド１の冷却効率を向上させることができる。

また、上述の実施形態では、外側冷却水路２３と内側冷却水路２４とがともに、エンジン１０の上面視で半円弧状に配置されたものを例示したが、具体的な配置形状はこれに限定されない。例えば、エンジン冷却水の流れやすさや、シリンダヘッド１の熱の分布、張出部１４の外表面からの放熱量（空冷の効率）、シリンダブロック２側からの受熱量などを考慮して、最適な配置形状を設定してもよい。

また、上述の実施形態では、フランジ部１５がシリンダ列方向Ｌの中央に配置されたものを例示したが、フランジ部１５の位置はこれに限られない。例えば、フランジ部１５の位置を図４中の左右何れかの方向にシフトさせてもよい。また、フランジ部１５の具体的な形状も任意に設定することができる。ボス部１９は、締結面１５Ａの四隅に設けられていなくてもよいし、ボス部１９の箇所数が三箇所であってもよい。また、ボス部１９とシリンダヘッド１の内部のウォータージャケット４Ａ，４Ｂとの位置関係も、上記したものに限られない。

上記のシリンダヘッド１は、直列四気筒のエンジン１０以外の多気筒エンジン（例えば直列三気筒エンジンやＶ型六気筒エンジンなど）にも適用可能である。また、一つのシリンダ３に吸気バルブ孔１１及び排気バルブ孔１２が一つずつ設けられたエンジン（マルチバルブでないエンジン）であってもよい。

２シリンダブロック
４ウォータージャケット
４Ａ上側ウォータージャケット（上側冷却水路）
４Ｂ下側ウォータージャケット（下側冷却水路）
５吸気ポート
６排気ポート
１４張出部
１４Ａ上面
１４Ｂ下面
１４Ｃ側面
１５フランジ部
１５Ａ締結面
１６股部
１７第二股部
２０締結孔（ねじ穴）
２７絞り部
２８接続冷却水路
２９島部
３０窪み部
３１案内部
３２冷却水リブ

Claims

エンジンの排気系のマニホールドを内蔵するシリンダヘッドにおいて、
エンジン冷却水が内部を流通し、前記マニホールドの上面に沿って面状に配置される上側冷却水路と、
前記エンジン冷却水が内部を流通し、前記マニホールドの下面に沿って面状に配置される下側冷却水路と、を備え、
前記上側冷却水路及び前記下側冷却水路の何れか一方が、他方よりも前記エンジンの外側に向かって突出した形状である
ことを特徴とする、エンジンのシリンダヘッド。
前記下側冷却水路が、前記上側冷却水路よりも前記エンジンの外側に向かって突出した形状である
ことを特徴とする、請求項１記載のエンジンのシリンダヘッド。
前記下側冷却水路が、前記マニホールドの下流側に接続される排気管との締結面をなすフランジ部の近傍で、前記エンジンの外側に向かって突出した形状である
ことを特徴とする、請求項２記載のエンジンのシリンダヘッド。
前記上側冷却水路が、前記エンジンの外表面側に位置する外側気筒に接続された前記マニホールドと前記エンジンのシリンダ列とで囲まれた半円盤状の形状を有し、
前記下側冷却水路が、前記上側冷却水路よりも前記エンジンの外側に向かって突出した半円盤状の形状を有する
ことを特徴とする、請求項１〜３の何れか１項に記載のエンジンのシリンダヘッド。
前記下側冷却水路が、前記シリンダヘッドと排気管との締結面に穿孔されるねじ穴に対応する位置で前記シリンダヘッドの内側に向かって凹んだ形状の窪み部を有する
ことを特徴とする、請求項１〜４の何れか１項に記載のエンジンのシリンダヘッド。
前記下側冷却水路が、前記ねじ穴の外周部に沿って前記冷却水の流通方向を案内する案内部を有する
ことを特徴とする、請求項５記載のエンジンのシリンダヘッド。
前記シリンダヘッドの外表面から外側に膨出した膨出部分を紐状に連設してなり、前記下側冷却水路の外側に配置される冷却水リブを備えた
ことを特徴とする、請求項１〜６の何れか１項に記載のエンジンのシリンダヘッド。