JP3562165B2 - ディーゼルエンジンの吸気ポート - Google Patents
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- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ディーゼルエンジンに備えられるヘリカル型吸気ポートの形状に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
燃料をシリンダに直接噴射する直噴式ディーゼルエンジンにおいて、ヘリカル型吸気ポートからシリンダに流入する吸気流が旋回するスワールを生起して、燃焼性を高めるものがある。
【０００３】
ヘリカル型吸気ポートは、直線状に延びる直線通路部と、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロート部と、スロート部と直線通路部を結んで渦巻き状に湾曲した旋回通路部とによって構成される。
【０００４】
従来、この種の吸気ポートとして、例えば特開昭５９−１２１２３号公報に開示されたものは、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定して、スワールの強化と体積効率の向上を両立するようになっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来のディーゼルエンジンの吸気ポートにあっては、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定しても、通路形状の高さを変更すると、シリンダに生起されるスワールの強さが変化し、スワールの強化と体積効率の向上を両立できないという間題点が考えられる。
【０００６】
本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、ディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の向上を両立することを目的とする。
【０００７】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロート部と、スロート部の上方に接続して渦巻き状に湾曲した旋回通路部と、旋回通路部の上流側に接続する直線通路部と、を備えるディーゼルエンジンのヘリカル型吸気ポートにおいて、前記旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部を燃焼室天井壁に対する高さＨをもって形成し、スロート部の開口半径をＲｔとし、旋回通路部からスロート開口部を通過してスロート部に流入する単位時間当たりの吸気流量の分布図の重心位置（以下、「流量重心位置」という）と、スロート部からシリンダに流出する吸気流れが、スワール生起効率を最も高めることができる流出位置（以下「最適流出位置」という）と、がスロート部の中心に対してなす角度をαとし、旋回通路部における吸気の降下角度をθとすると、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決める。
【０００８】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、請求項１に記載の発明において、前記スロート部の中心についてスロート開口部が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定め、係数Ｃを０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、スロート開口部の開始点とスロート部の中心を結ぶ直線に対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線と、スロート部の中心とシリンダの中心を結ぶ直線とがなす角度をαとする。
【０００９】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、請求項１または２に記載の発明において、目標にするスワール比をＳｒとし、前記直線通路部と旋回通路部の接続部の断面積をＡとし、ピストンのストロークをＳｔとし、シリンダの開口直径をＢとすると、吸気の降下角度θをθ＝ｃｏｓθ−１ （（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ／Ｂ））として算出し、旋回通路部の天井面の降下角度を算出された吸気の降下角度θと略統一させる。
【００１０】
【作用】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、直線通路部を通過した空気は旋回通路部を経てスロート部の壁面に沿って螺旋状に旋回しながらシリンダに流入する。強いスワールを生起するためには、スロート部からシリンダ壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
【００１１】
シリンダに流入する吸気主流の向きは螺旋流の旋回角度に依存し、スロート部の開口半径Ｒｔと、旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角度をαと、旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の位置および大きさによって決まる値αと、旋回通路部における吸気の降下角度θと、スロート開口部の燃焼室天井壁に対する高さＨとの関数となる。
【００１２】
スロート部を通過した吸気がシリンダの壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダの中心とスロート部の中心を結んだ直線上である。
【００１３】
したがって、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロートの中心に対してなす角度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１４】
したがって、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロート部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積効率の向上を両立することができる。
【００１５】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、スロート部における螺旋流の起点はスロート開口部の全体にわたる。そこでスロート開口部から流出する吸気流量の重心が最もシリンダの壁面に沿う流れを強化する位置となるようにするためには、実験並びに数値解析結果から、スロート開口部が拡がる角度γの０．２５〜０．４５倍の位置で与えられる。
【００１６】
一方、吸気流がシリンダの壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心とスロート中心を結んだ直線上である。
【００１７】
したがって、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１８】
したがって、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロート部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積効率の向上を両立することができる。
【００１９】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、旋回通路部の天井の降下角度を吸気の螺旋流の降下角度θに略一致させることにより、旋回通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流れ、このため吸気ポートの流量係数が向上する。
【００２０】
【発明の効果】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する吸気流をシリンダ壁面に沿わせて、シリンダに強いスワールを生起することことが可能となり、エンジンの燃焼性を改善し、出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２１】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する吸気流をシリンダ壁面に的確に沿わせて、シリンダに強いスワールを生起することことが可能となる。
【００２２】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、旋回通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流れ、吸入空気量が増加し、エンジンの出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
【００２４】
図１に示すように、シリンダ１にはヘリカル型の吸気ポート１０が接続される。シリンダ１にはヘリカル型の吸気ポート１０と図示しないディレクショナル型吸気ポートがそれぞれ並んで接続しているとともに、２本の排気ポートがそれぞれ並んで接続されている。シリンダ１の中央部には図示しない燃料噴射弁が臨み、燃料噴射弁からシリンダ１に噴射される燃料がシリンダ１に吸入された吸気と混合し、ピストンで圧縮された状態で着火燃焼する。
【００２５】
ヘリカル型吸気ポート１０とディレクショナル型吸気ポートは共にシリンダヘッドの右側壁に開口し、ヘリカル型吸気ポート１０はディレクショナル型吸気ポートを越えてシリンダ１の左側の領域まで延びている。したがって、ヘリカル型吸気ポート１０の通路長はディレクショナル型吸気ポートより長い。
【００２６】
ヘリカル型の吸気ポート１０はその先端が平面図上において渦巻き状に湾曲して、シリンダ１内に横方向に旋回する吸気流、いわゆるスワールを生起する。
【００２７】
吸気ポート１０は、直線通路部２と旋回通路部４およびスロート部３から構成される。
【００２８】
直線通路部２はその上流端がシリンダヘッドの右側壁に開口し、その断面積を上流側から下流側にかけて次第に減少させつつ、直線状に延びている。
【００２９】
図２に示すように、燃焼室天井壁１１に開口したスロート部３は、シリンダ１と平行な円柱状をしており、円筒面状の側面３２と天井壁３１によって画成される。図２において、線分Ｏｓはスロート部３の中心線である。図示しない吸気弁はスロート中心Ｏｓ上に配置され、スロート部３を貫通して設けられる。
【００３０】
旋回通路部４は直線通路部２とスロート部３を連通して、渦巻き状に湾曲している。
【００３１】
スロート中心Ｏｓについて旋回通路部４とスロート部３が連通したスロート開口部５が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定める。ただし、係数Ｃは、０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定される。
【００３２】
スロート開口部５の開始点６とスロート中心Ｏｓを結ぶ直線Ｍに対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線Ｎと、スロート中心Ｏｓとシリンダ中心Ｏｃを結ぶ直線Ｐとがなす角度をαとする。
【００３３】
直線通路部２と旋回通路部４の接続部の断面積をＡとする。この部分が直線通路部２の最少断面積部分となる。
【００３４】
スロート部３の天井面３１と燃焼室天井壁１１間の距離ｔが、旋回通路部４の高さとなる。
【００３５】
ここでスロート開口部５の高さＨは、旋回通路部４における吸気の降下角度をθ、スロート部３の開口半径をＲｔとすると次式で決定する。
【００３６】
Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１）
旋回通路部４はその天井面の降下角度が吸気の降下角度θと略一致するように形成される。吸気の降下角度θは次式で表される。
【００３７】
θ＝ｃｏｓθ−１ （（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ／Ｂ）） ・・・（２）
ただし、
Ｓｒ：エンジン性能から要求されるスワール比
Ｂ：シリンダ１の開口直径
Ｓｔ：ピストンのストローク
とする。
【００３８】
ここでスワール比Ｓｒは、インパルススワールメータによって計測される吸気バルブのフルリフト時の定常流試験によるスワール比であり次式で定義される。
【００３９】
Ｓｒ＝２Ｕｈ×Ｓｔ×ρ／（Ｑ・Ｑ） ・・・（３）
ただし、
Ｕｈ：インパルススワールメータにより測定されたスワール流の単位時間当たりの角運動量
ρ：空気の密度
Ｑ：測定時の空気質量流量
とする。
【００４０】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００４１】
図３にヘリカル型吸気ポート１０によって生起されるスワールの形態を示す。図中矢印ａで示すスワールはシリンダ１の壁面に沿う吸気流であり、図中矢印ｂで示すスワールはスロート部３の壁面に沿う吸気流である。ａのスワールがｂのスワールに比べて、シリンダ１に流入する過程で保持する角運動量が大きく、高スワールを効果的に生起できる。したがって、強いスワールを生起するためには、スロート部３からシリンダ１の壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
【００４２】
直線通路部２を通過した空気は旋回通路部４を経てスロート部３の壁面に沿って螺旋状に旋回しながらシリンダ１に流入する。このとき図４に矢印で示すようにシリンダ１に流入する吸気主流の向きは螺旋流の旋回角度に依存し、螺旋流の降下角度θと流速ｖ、スロート部３の開口半径Ｒｔ、そしてスロート開口部５の高さＨの関数となる。スワール生起効率を最も高めるためには、図８に矢印で示すように、スロート部３からシリンダ１に流出する吸気流の向きがシリンダ１の壁面に沿っていることが望ましく、以下の関係式が成り立つ。
【００４３】
すべての吸気が速度ｖでシリンダ１の壁面に沿って流出すると仮定すると、単位時間当たりの角運動量Ｕは、次式で表される。
【００４４】
Ｕ＝（Ｑ・ｖ・Ｂ／２）・ｃｏｓθ ・・・（４）
また、流入速度ｖは直線通路部２の流速として、次式で表される。
【００４５】
ｖ＝Ｑ／（ρ・Ａ） ・・・（５）
したがって、角運動量Ｕは、次式で表される。
【００４６】
Ｕ＝Ｑ・Ｑ・Ｂ・ｃｏｓθ／（２・ρ・Ａ） ・・・（６）
したがって、スワール比Ｓｒは次式で表される。
【００４７】
Ｓｒ＝Ｓｔ・Ｂ・ｃｏｓθ／Ａ …（７）
したがって、吸気の降下角度θは前記（２）式で表される。
【００４８】
θ＝ｃｏｓθ−１（（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ・Ｂ）） ・・・（２）
この場合、スロート部３内での螺旋流の旋回距離Ｌは次式で表される。
【００４９】
Ｌ＝Ｈ／ｔａｎθ ・・・（９）
【００５０】
一方、シリンダ１の壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心Ｏｃとスロート中心Ｏｓを結んだ直線Ｐ上である。
【００５１】
したがって、スロート開口部５の流量重心位置と最適流出位置とがスロート中心Ｏｓに対してなす角度をαとすれば旋回距離Ｌは次式で表される。
【００５２】
Ｌ＝Ｒｔ・α …（１０）
よってスロート開口部５の高さは前記（１）式で表される。
【００５３】
Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１）
ここで、本式は吸気の角運動量をすべてシリンダ１の壁面に沿う流れで代表させている、あるいはスロート開口部５からの流れを流量の重心位置で代表させているといった誤差要因（実際より生起スワールを高めに評価する）があるが、一方流出速度ｖを直線通路部２の速度で代表させており、実際にはスロート開口部５での縮流により増速する効果があるため、両者の誤差要因が相殺し、本式による吸気ポート１０の設定が成立する。
【００５４】
また、吸気の螺旋流の降下角度θに、旋回通路部４の天井の降下角度を略一致させることにより、旋回通路部４からスロート部３に流入する吸気がスムースに流れ、このため吸気ポート１０の流量係数が向上する。
【００５５】
以上のようにして、スロート部３からシリンダ１に流入する吸気流を効率よく旋回させることにより、スワール比が６を越える強いスワールを生起することが可能となり、燃焼性を改善し、エンジンの出力・排気性能の向上がはかれる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態を示す吸気ポート等の平面図。
【図２】同じく吸気ポートの縦断面図。
【図３】同じくスワールの生起される形態を示す図。
【図４】同じく作用を説明するための図。
【図５】同じく作用を説明するための図。
【図６】同じくスロート開口部の位置とスロート部へ流入する空気流量の関係を示す図。
【図７】同じく連通部高さとスワール比の関係を示す図。
【図８】同じくスロート開口部高さがスワール比に及ぼす影響を説明するための図。
【符号の説明】
１ シリンダ
２ 直線通路部
３ スロート部
４ 旋回通路部
５ スロート開口部
６ 直線通路部とスロート部の開口開始点
１１ 燃焼室天井壁
３１ スロート部の天井面
【発明の属する技術分野】
本発明は、ディーゼルエンジンに備えられるヘリカル型吸気ポートの形状に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
燃料をシリンダに直接噴射する直噴式ディーゼルエンジンにおいて、ヘリカル型吸気ポートからシリンダに流入する吸気流が旋回するスワールを生起して、燃焼性を高めるものがある。
【０００３】
ヘリカル型吸気ポートは、直線状に延びる直線通路部と、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロート部と、スロート部と直線通路部を結んで渦巻き状に湾曲した旋回通路部とによって構成される。
【０００４】
従来、この種の吸気ポートとして、例えば特開昭５９−１２１２３号公報に開示されたものは、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定して、スワールの強化と体積効率の向上を両立するようになっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来のディーゼルエンジンの吸気ポートにあっては、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定しても、通路形状の高さを変更すると、シリンダに生起されるスワールの強さが変化し、スワールの強化と体積効率の向上を両立できないという間題点が考えられる。
【０００６】
本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、ディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の向上を両立することを目的とする。
【０００７】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロート部と、スロート部の上方に接続して渦巻き状に湾曲した旋回通路部と、旋回通路部の上流側に接続する直線通路部と、を備えるディーゼルエンジンのヘリカル型吸気ポートにおいて、前記旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部を燃焼室天井壁に対する高さＨをもって形成し、スロート部の開口半径をＲｔとし、旋回通路部からスロート開口部を通過してスロート部に流入する単位時間当たりの吸気流量の分布図の重心位置（以下、「流量重心位置」という）と、スロート部からシリンダに流出する吸気流れが、スワール生起効率を最も高めることができる流出位置（以下「最適流出位置」という）と、がスロート部の中心に対してなす角度をαとし、旋回通路部における吸気の降下角度をθとすると、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決める。
【０００８】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、請求項１に記載の発明において、前記スロート部の中心についてスロート開口部が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定め、係数Ｃを０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、スロート開口部の開始点とスロート部の中心を結ぶ直線に対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線と、スロート部の中心とシリンダの中心を結ぶ直線とがなす角度をαとする。
【０００９】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートは、請求項１または２に記載の発明において、目標にするスワール比をＳｒとし、前記直線通路部と旋回通路部の接続部の断面積をＡとし、ピストンのストロークをＳｔとし、シリンダの開口直径をＢとすると、吸気の降下角度θをθ＝ｃｏｓθ−１ （（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ／Ｂ））として算出し、旋回通路部の天井面の降下角度を算出された吸気の降下角度θと略統一させる。
【００１０】
【作用】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、直線通路部を通過した空気は旋回通路部を経てスロート部の壁面に沿って螺旋状に旋回しながらシリンダに流入する。強いスワールを生起するためには、スロート部からシリンダ壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
【００１１】
シリンダに流入する吸気主流の向きは螺旋流の旋回角度に依存し、スロート部の開口半径Ｒｔと、旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角度をαと、旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の位置および大きさによって決まる値αと、旋回通路部における吸気の降下角度θと、スロート開口部の燃焼室天井壁に対する高さＨとの関数となる。
【００１２】
スロート部を通過した吸気がシリンダの壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダの中心とスロート部の中心を結んだ直線上である。
【００１３】
したがって、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロートの中心に対してなす角度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１４】
したがって、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロート部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積効率の向上を両立することができる。
【００１５】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、スロート部における螺旋流の起点はスロート開口部の全体にわたる。そこでスロート開口部から流出する吸気流量の重心が最もシリンダの壁面に沿う流れを強化する位置となるようにするためには、実験並びに数値解析結果から、スロート開口部が拡がる角度γの０．２５〜０．４５倍の位置で与えられる。
【００１６】
一方、吸気流がシリンダの壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心とスロート中心を結んだ直線上である。
【００１７】
したがって、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１８】
したがって、スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロート部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積効率の向上を両立することができる。
【００１９】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、旋回通路部の天井の降下角度を吸気の螺旋流の降下角度θに略一致させることにより、旋回通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流れ、このため吸気ポートの流量係数が向上する。
【００２０】
【発明の効果】
請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する吸気流をシリンダ壁面に沿わせて、シリンダに強いスワールを生起することことが可能となり、エンジンの燃焼性を改善し、出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２１】
請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する吸気流をシリンダ壁面に的確に沿わせて、シリンダに強いスワールを生起することことが可能となる。
【００２２】
請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸気ポートによれば、旋回通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流れ、吸入空気量が増加し、エンジンの出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。
【００２４】
図１に示すように、シリンダ１にはヘリカル型の吸気ポート１０が接続される。シリンダ１にはヘリカル型の吸気ポート１０と図示しないディレクショナル型吸気ポートがそれぞれ並んで接続しているとともに、２本の排気ポートがそれぞれ並んで接続されている。シリンダ１の中央部には図示しない燃料噴射弁が臨み、燃料噴射弁からシリンダ１に噴射される燃料がシリンダ１に吸入された吸気と混合し、ピストンで圧縮された状態で着火燃焼する。
【００２５】
ヘリカル型吸気ポート１０とディレクショナル型吸気ポートは共にシリンダヘッドの右側壁に開口し、ヘリカル型吸気ポート１０はディレクショナル型吸気ポートを越えてシリンダ１の左側の領域まで延びている。したがって、ヘリカル型吸気ポート１０の通路長はディレクショナル型吸気ポートより長い。
【００２６】
ヘリカル型の吸気ポート１０はその先端が平面図上において渦巻き状に湾曲して、シリンダ１内に横方向に旋回する吸気流、いわゆるスワールを生起する。
【００２７】
吸気ポート１０は、直線通路部２と旋回通路部４およびスロート部３から構成される。
【００２８】
直線通路部２はその上流端がシリンダヘッドの右側壁に開口し、その断面積を上流側から下流側にかけて次第に減少させつつ、直線状に延びている。
【００２９】
図２に示すように、燃焼室天井壁１１に開口したスロート部３は、シリンダ１と平行な円柱状をしており、円筒面状の側面３２と天井壁３１によって画成される。図２において、線分Ｏｓはスロート部３の中心線である。図示しない吸気弁はスロート中心Ｏｓ上に配置され、スロート部３を貫通して設けられる。
【００３０】
旋回通路部４は直線通路部２とスロート部３を連通して、渦巻き状に湾曲している。
【００３１】
スロート中心Ｏｓについて旋回通路部４とスロート部３が連通したスロート開口部５が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定める。ただし、係数Ｃは、０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定される。
【００３２】
スロート開口部５の開始点６とスロート中心Ｏｓを結ぶ直線Ｍに対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線Ｎと、スロート中心Ｏｓとシリンダ中心Ｏｃを結ぶ直線Ｐとがなす角度をαとする。
【００３３】
直線通路部２と旋回通路部４の接続部の断面積をＡとする。この部分が直線通路部２の最少断面積部分となる。
【００３４】
スロート部３の天井面３１と燃焼室天井壁１１間の距離ｔが、旋回通路部４の高さとなる。
【００３５】
ここでスロート開口部５の高さＨは、旋回通路部４における吸気の降下角度をθ、スロート部３の開口半径をＲｔとすると次式で決定する。
【００３６】
Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１）
旋回通路部４はその天井面の降下角度が吸気の降下角度θと略一致するように形成される。吸気の降下角度θは次式で表される。
【００３７】
θ＝ｃｏｓθ−１ （（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ／Ｂ）） ・・・（２）
ただし、
Ｓｒ：エンジン性能から要求されるスワール比
Ｂ：シリンダ１の開口直径
Ｓｔ：ピストンのストローク
とする。
【００３８】
ここでスワール比Ｓｒは、インパルススワールメータによって計測される吸気バルブのフルリフト時の定常流試験によるスワール比であり次式で定義される。
【００３９】
Ｓｒ＝２Ｕｈ×Ｓｔ×ρ／（Ｑ・Ｑ） ・・・（３）
ただし、
Ｕｈ：インパルススワールメータにより測定されたスワール流の単位時間当たりの角運動量
ρ：空気の密度
Ｑ：測定時の空気質量流量
とする。
【００４０】
以上のように構成され、次に作用について説明する。
【００４１】
図３にヘリカル型吸気ポート１０によって生起されるスワールの形態を示す。図中矢印ａで示すスワールはシリンダ１の壁面に沿う吸気流であり、図中矢印ｂで示すスワールはスロート部３の壁面に沿う吸気流である。ａのスワールがｂのスワールに比べて、シリンダ１に流入する過程で保持する角運動量が大きく、高スワールを効果的に生起できる。したがって、強いスワールを生起するためには、スロート部３からシリンダ１の壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
【００４２】
直線通路部２を通過した空気は旋回通路部４を経てスロート部３の壁面に沿って螺旋状に旋回しながらシリンダ１に流入する。このとき図４に矢印で示すようにシリンダ１に流入する吸気主流の向きは螺旋流の旋回角度に依存し、螺旋流の降下角度θと流速ｖ、スロート部３の開口半径Ｒｔ、そしてスロート開口部５の高さＨの関数となる。スワール生起効率を最も高めるためには、図８に矢印で示すように、スロート部３からシリンダ１に流出する吸気流の向きがシリンダ１の壁面に沿っていることが望ましく、以下の関係式が成り立つ。
【００４３】
すべての吸気が速度ｖでシリンダ１の壁面に沿って流出すると仮定すると、単位時間当たりの角運動量Ｕは、次式で表される。
【００４４】
Ｕ＝（Ｑ・ｖ・Ｂ／２）・ｃｏｓθ ・・・（４）
また、流入速度ｖは直線通路部２の流速として、次式で表される。
【００４５】
ｖ＝Ｑ／（ρ・Ａ） ・・・（５）
したがって、角運動量Ｕは、次式で表される。
【００４６】
Ｕ＝Ｑ・Ｑ・Ｂ・ｃｏｓθ／（２・ρ・Ａ） ・・・（６）
したがって、スワール比Ｓｒは次式で表される。
【００４７】
Ｓｒ＝Ｓｔ・Ｂ・ｃｏｓθ／Ａ …（７）
したがって、吸気の降下角度θは前記（２）式で表される。
【００４８】
θ＝ｃｏｓθ−１（（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ・Ｂ）） ・・・（２）
この場合、スロート部３内での螺旋流の旋回距離Ｌは次式で表される。
【００４９】
Ｌ＝Ｈ／ｔａｎθ ・・・（９）
【００５０】
一方、シリンダ１の壁面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心Ｏｃとスロート中心Ｏｓを結んだ直線Ｐ上である。
【００５１】
したがって、スロート開口部５の流量重心位置と最適流出位置とがスロート中心Ｏｓに対してなす角度をαとすれば旋回距離Ｌは次式で表される。
【００５２】
Ｌ＝Ｒｔ・α …（１０）
よってスロート開口部５の高さは前記（１）式で表される。
【００５３】
Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１）
ここで、本式は吸気の角運動量をすべてシリンダ１の壁面に沿う流れで代表させている、あるいはスロート開口部５からの流れを流量の重心位置で代表させているといった誤差要因（実際より生起スワールを高めに評価する）があるが、一方流出速度ｖを直線通路部２の速度で代表させており、実際にはスロート開口部５での縮流により増速する効果があるため、両者の誤差要因が相殺し、本式による吸気ポート１０の設定が成立する。
【００５４】
また、吸気の螺旋流の降下角度θに、旋回通路部４の天井の降下角度を略一致させることにより、旋回通路部４からスロート部３に流入する吸気がスムースに流れ、このため吸気ポート１０の流量係数が向上する。
【００５５】
以上のようにして、スロート部３からシリンダ１に流入する吸気流を効率よく旋回させることにより、スワール比が６を越える強いスワールを生起することが可能となり、燃焼性を改善し、エンジンの出力・排気性能の向上がはかれる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態を示す吸気ポート等の平面図。
【図２】同じく吸気ポートの縦断面図。
【図３】同じくスワールの生起される形態を示す図。
【図４】同じく作用を説明するための図。
【図５】同じく作用を説明するための図。
【図６】同じくスロート開口部の位置とスロート部へ流入する空気流量の関係を示す図。
【図７】同じく連通部高さとスワール比の関係を示す図。
【図８】同じくスロート開口部高さがスワール比に及ぼす影響を説明するための図。
【符号の説明】
１ シリンダ
２ 直線通路部
３ スロート部
４ 旋回通路部
５ スロート開口部
６ 直線通路部とスロート部の開口開始点
１１ 燃焼室天井壁
３１ スロート部の天井面
Claims (3)
- 燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロート部と、
スロート部の上方に接続して渦巻き状に湾曲した旋回通路部と、
旋回通路部の上流側に接続する直線通路部と、
を備えるディーゼルエンジンのヘリカル型吸気ポートにおいて、
前記旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部を燃焼室天井壁に対する高さＨをもって形成し、
スロート部の開口半径をＲｔとし、
旋回通路部からスロート開口部を通過してスロート部に流入する単位時間当たりの吸気流量の分布図の重心位置である流量重心位置と、
スロート部からシリンダに流出する吸気流れが、スワール生起効率を最も高めることができる流出位置である最適流出位置と、がスロート部の中心に対してなす角度をαとし、
旋回通路部における吸気の降下角度をθとすると、
スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めたことを特徴とするディーゼルエンジンの吸気ポート。 - 前記スロート部の中心についてスロート開口部が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定め、
係数Ｃを０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、
スロート開口部の開始点とスロート部の中心を結ぶ直線に対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線と、スロート部の中心とシリンダの中心を結ぶ直線とがなす角度をαとしたことを特徴とする請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポート。 - 目標にするスワール比をＳｒとし、
前記直線通路部と旋回通路部の接続部の断面積をＡとし、
ピストンのストロークをＳｔとし、
シリンダの開口直径をＢとすると、
吸気の降下角度θをθ＝ｃｏｓθ−１ （（Ｓｒ・Ａ）／（Ｓｔ／Ｂ））として算出し、
旋回通路部の天井面の降下角度を算出された吸気の降下角度θと略統一させたことを特徴とする請求項１または２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポート。
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