JP3852127B2

JP3852127B2 - Direct injection diesel engine

Info

Publication number: JP3852127B2
Application number: JP06994096A
Authority: JP
Inventors: 英二中井; 義治小田; 和由玉本; 宏司立川
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1995-03-27
Filing date: 1996-03-26
Publication date: 2006-11-29
Anticipated expiration: 2016-03-26
Also published as: JPH08326511A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願発明は、直噴式ディーゼルエンジンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、ディーゼルエンジンにおいては、エンジン出力の向上と排気エミッションの改善とを両立させるために、種々の施策が施されている。例えば、燃料供給系においては、従来は乗用車用エンジンのような比較的小型のエンジンで主流であった渦流室式ディーゼルエンジンが、燃焼室に燃料が直接噴射される直噴式ディーゼルエンジンに移行する傾向にある。また、吸排気系においては、動弁が多弁化(例えば、吸気２弁・排気２弁)される傾向にある。そして、かかる多弁式ディーゼルエンジン、例えば各気筒に夫々２つの吸気弁と２つの排気弁とが設けられこれらの動弁が１本のカム軸により夫々対応するロッカアームを介して駆動されるようになっているディーゼルエンジンにおいては、各気筒で２つの吸気弁が１つの吸気用ロッカアームによって駆動される一方、２つの排気弁が１つの排気用ロッカアームによって駆動されるようになっているロッカアームシステム、いわゆるダブルロッカアームシステムが採用されるのが通例である(例えば、特開昭６４−１２００９号公報参照)。
【０００３】
他方、シリンダブロックとシリンダヘッドとを締結するヘッドボルトの配置構造に関して、一般に直噴式燃料噴射機構が採用される大型ディーゼルエンジンにおいては、比較的シールがむずかしい大きなボア径を有するシリンダボアに対して高いシール性を確保するために、各気筒のまわりに夫々６本のヘッドボルトを配置するといったヘッドボルト配置構造、いわゆる６本締め構造が採用されるのが通例である。しかしながら、比較的ボア径の小さい小型ディーゼルエンジンにおいては、各気筒のまわりに夫々４本のヘッドボルトを配置するといったヘッドボルト配置構造、いわゆる４本締め構造が採用されることが多い(例えば、前記の特開昭６４−１２００９号公報参照)。また、かかる４本締め構造のヘッドボルト配置構造を有するディーゼルエンジンでは、上記の特開昭６４−１２００９号公報にも開示されているように、カム軸を回転可能に支持するカム軸受部が、エンジンの長手方向（前後方向）すなわちカム軸の軸線の伸びる方向にみて、隣り合うシリンダボア同士の間の位置（以下、この位置を「シリンダボア間位置」という）に配置されるのが通例である。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、例えば上記の特開昭６４−１２００９号公報に開示されているような、各気筒において２つの吸気弁が１つの吸気用ロッカアームによって駆動される一方、２つの排気弁が１つの排気用ロッカアームによって駆動され、かつカム軸受部がヘッドボルトと同様にシリンダボア間位置に配置されている従来のディーゼルエンジンでは、次のような問題が生じる。
【０００５】
第１に、カム軸受部がシリンダボア間位置に配置されているので、とくにエンジン前端部に位置するカム軸受部、すなわち、エンジン出力軸によって駆動され該エンジン出力軸側から引張力を受ける駆動プーリ等の伝動部材が取り付けられるカム軸の前端部を片持ち状態で支持するカム軸受部においては、該カム軸受部に上記エンジン出力軸側からの引張力に加えて、最も前側に位置するシリンダボア（気筒）に対応する吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームの夫々によってカム軸側に惹起される大きな反力が作用する。このため、該カム軸受部の信頼性が低下するといった問題が生じる。また、これに対処するには、カム軸の軸径の拡大あるいはカム軸受部の軸受幅の拡大が必要となるが、このようにするとエンジンの長手方向におけるコンパクト化が阻害されるといった問題が生じる。
【０００６】
第２に、カム軸受部がヘッドボルトと同様にシリンダボア間位置に配置されているので、該カム軸受部を配置すべき位置の設定に際しては、ヘッドボルトとの干渉を避けるために、平面視でエンジンの長手方向（前後方向）と垂直な方向すなわちエンジンの幅方向にみて、該カム軸受部をヘッドボルトの位置よりも外側寄りに設定する必要がある。このため、エンジンの幅方向にみてカム軸がシリンダボアから大きく離れた位置に配置されることになり、その結果エンジンの幅方向のコンパクト化が阻害される。
【０００７】
さらに、従来の直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ヘッドボルトの締め付けによって動弁機構まわりのウォータジャケット壁に応力が惹起され、これによって該壁の耐久性が低下するといった問題があった。
【０００８】
本発明は、上記従来の問題点を解決するためになされたものであって、動弁機構まわりの各種部材のレイアウトを工夫することによりコンパクト化が促進され、かつカム軸受部の信頼性が高められた直噴式ディーゼルエンジンを提供することを解決すべき課題ないしは目的とする。さらには、動弁機構まわりのウォータジャケット壁の耐久性が十分に高められた直噴式ディーゼルエンジンを提供することをも解決すべき課題ないしは目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するためになされた本発明の第１の基本態様は、各気筒毎に２つの吸気弁と２つの排気弁とが設けられていて、２つの吸気弁が、平面視で両吸気弁の中心部を通る直線である吸気弁中心線と、各シリンダボアの中心部を通る直線であるシリンダボア中心線とが所定の傾斜した角度で交わるようにして千鳥配置される一方、２つの排気弁が、平面視で両排気弁の中心部を通る直線である排気弁中心線と、シリンダボア中心線とが所定の傾斜した角度で交わるようにして千鳥配置されている直噴式ディーゼルエンジンにおいて、シリンダボア中心線の伸びる方向にみてシリンダボアからはずれた位置にのみ夫々シリンダボア中心線をはさむようにして１対のヘッドボルト孔が設けられ、これにより各シリンダボアの周囲に夫々４つのヘッドボルト孔が配置され、平面視でシリンダボア中心線と垂直な方向にみてシリンダボアの一方の周縁部の先方に、シリンダボア中心線の伸びる方向に伸びエンジン出力軸によって回転駆動される１本のカム軸が配置され、カム軸の前端部に、巻掛伝動部材を介してエンジン出力軸と駆動連結される伝動体が配設され、シリンダボア中心線の伸びる方向にみてシリンダボア中心部と対応する位置に、カム軸を回転可能に支持するカム軸受部が配設され、２つの吸気弁が、カム軸の軸線方向にみて、カム軸のカム軸受部の一方側に設けられた吸気用カムにより揺動駆動される１つの吸気用ロッカアームによって開閉される一方、２つの排気弁が、カム軸のカム軸受部の他方側に設けられた排気用カムにより揺動駆動される１つの排気用ロッカアームによって開閉され、吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームを揺動可能に支持するロッカ軸が、平面視でシリンダボア中心線の伸びる方向と垂直な方向にみてカム軸よりもシリンダボア中心部寄りの位置において、カム軸と平行となるように伸びて配置され、最も前側に位置するシリンダボアに対応する吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームのうち、前側に位置するロッカアームのレバー比が後側に位置するロッカアームのレバー比よりも小さく設定されていることを特徴とするものである。
ここで、上記の「シリンダボアからはずれた位置」には、シリンダボア中心線の伸びる方向すなわちエンジンの前後方向にみて、最も前側に位置するシリンダボアよりやや前側の位置と、シリンダボア間位置と、最も後側に位置するシリンダボアのやや後側の位置とが含まれる。また、上記の「平面視でシリンダボア中心線と垂直な方向」は、エンジンの幅方向を意味する。
【００１０】
この第１の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、基本的には、カム軸受部が、シリンダボア中心線の伸びる方向すなわちエンジンの長手方向（前後方向）にみてシリンダボア中心部と対応する位置（以下、この位置を「ボアセンタ対応位置」という）に配置される一方、ヘッドボルト孔がシリンダボアからはずれた位置に配置される。したがって、カム軸受部とヘッドボルト孔に螺入されるヘッドボルトとがレイアウト上干渉し合うことがない。このため、カム軸をエンジンの幅方向にみてシリンダボア中心部に近づけて配置することができ、その結果エンジンの幅方向のコンパクト化が図られる。
また、一般に、各気筒に夫々２つの吸気弁と２つの排気弁とが配置され、両吸気弁が１つの吸気用ロッカアームを介してカム軸によって開閉駆動され、両排気弁が１つの排気用ロッカアームを介して上記カム軸によって開閉駆動される一方、カム軸の前端部に巻掛伝動部材を介してエンジン出力軸に駆動連結される伝動体が設けられているといった基本構成を有する直噴式ディーゼルエンジンは、次のような特徴を有する。すなわち、まず第１に、吸気用ロッカアームと排気用ロッカアームとでは、平面視でカム軸の軸線方向と垂直な方向にみて、押接点と揺動支点との間の長さと、当接点と揺動支点の間の長さの比で定義されるレバー比が相違する。ここで、吸気用ロッカアームの押接点は平面視で両吸気弁の両中心部の中間位置に位置し、排気用ロッカアームの押接点は平面視で両排気弁の両中心部の中間位置に位置する。第２に、カム軸の前端部には、巻掛伝動部材を介してエンジン出力軸に駆動連結される伝動体が配置されているので、エンジン前端部に位置するカム軸受部には該伝動体を介してエンジン出力軸側から引張力が作用し、該カム軸受部の荷重条件はその他のカム軸受部のそれに比べて苛酷となる。
かくして、本発明の第１の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、さらにカム軸受部がボアセンタ対応位置に配置されるとともに、最も前側に位置するシリンダボアに対応する吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームのうち、前側に位置するロッカアームのレバー比が後側に位置するロッカアームのレバー比よりも小さく設定される。かかる構成によれば、最も前側に位置するシリンダボアにおいて前側に位置する方のロッカアームは、該シリンダボアに対するボアセンタ対応位置に配置されたカム軸受部よりも前側に位置するので、該ロッカアームの反力に基づく荷重はエンジン前端部に位置するカム軸受部に作用する。しかしながら、該シリンダボアにおいて後側に位置する方のロッカアームは、該シリンダボアに対するボアセンタ対応位置に配置されたカム軸受部よりも後側に位置するので、該ロッカアームの反力に基づく荷重はエンジン前端部に位置するカム軸受部には作用しない。さらに、前側に位置するロッカアームのレバー比は比較的小さいので（少なくとも、後側に位置するロッカアームのレバー比よりも小さい）、この前側に位置するロッカアームの反力に基づく荷重は比較的小さくなる。しかも、この前側に位置するロッカアームの反力に基づく荷重は、エンジン前端部に位置するカム軸受部と前から２番目のカム軸受部とによって分担して受け止められる。このため、前側に位置するロッカアームの反力に基づいてエンジン前端部に位置するカム軸受部に作用する荷重は非常に小さくなる。
つまり、エンジン前端部に位置するカム軸受部にかかる全荷重は、伝動体側からの荷重と、最も前側に位置するシリンダボアに対応する２つのロッカアームのうちレバー比の小さい方のロッカアームの反力に基づく荷重の一部（負担部分）のみである。これに対して、例えばカム軸受部をシリンダボア間位置に配置した従来の直噴式ディーゼルエンジンにおいては、エンジン前端部に位置するカム軸受部には、伝動体からの荷重と、最も前側に位置するシリンダボアに対応する両ロッカアームの反力に基づく荷重の一部（前から２番目のカム軸受部との間における負担部分）とが作用する。したがって、本発明にかかるこの直噴式ディーゼルエンジンでは、従来の直噴式ディーゼルエンジンに比べて、エンジン前端部に位置するカム軸受部に作用する荷重が小さくなり、その分エンジン前端部に位置するカム軸受部の信頼性が高められるとともに、該カム軸受部の径寸法あるいは幅寸法を小さくすることができ、該カム軸受部のコンパクト化、ひいては該ディーゼルエンジンのコンパクト化が図られる。
【００１１】
この第１の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気用ロッカアームが、吸気用カムに当接する当接部と、平面視で２つの吸気弁の両中心部の中間位置に位置して該２つの吸気弁を同一タイミングで押接する押接部とを備える一方、排気用ロッカアームが、排気用カムに当接する当接部と、平面視で２つの排気弁の両中心部の中間位置に位置して該２つの排気弁を同一タイミングで押接する押接部とを備えていて、両ロッカアームのうちの少なくとも一方については、シリンダボア中心線の伸びる方向にみて押接部が当接部に対してシリンダボア中心部側に偏位しているのが好ましい。具体的には、吸気用ロッカアームにおいてのみ押接部が当接部に対して偏位していてもよい。また、吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームの両方において、夫々、押接部が当接部に対してシリンダボア中心部側に偏位していてもよく、この場合は吸気用ロッカアームの偏位量が排気用ロッカアームの偏位量よりも大きくなっているのが好ましい。
【００１２】
一般に、各シリンダボア（気筒）に夫々２つの吸気弁と２つの排気弁とが配置され、両吸気弁が１つの吸気用ロッカアームを介してカム軸によって開閉駆動され、両排気弁が１つの排気用ロッカアームを介して上記カム軸によって開閉駆動されるといった基本構成を有する直噴式ディーゼルエンジンにおいて、両吸気弁と両排気弁とが千鳥配置されている場合は、両吸気弁と両排気弁とがともにカム軸の軸線に直交する方向に並列配置されている場合に比べて、両吸気弁の両中心部の中間位置に対応する吸気用ロッカアームの押接部と、両排気弁の両中心部の中間位置に対応する排気用ロッカアームの押接部とが、エンジンの長手方向にみてシリンダボア中心部側に偏位した状態となる。したがって、各ロッカアームが、平面視でカム軸の軸線方向と垂直な方向に伸びる形状である場合、すなわちその押接部と当接部とを結ぶ直線がカム軸の軸線方向と垂直な方向に伸びる形状である場合には、両ロッカアームの当接部同士がカム軸の軸線方向において近接し、これらの間の位置、すなわちボアセンタ対応位置にカム軸受部を配置することが困難となる。また、このような困難さにもかかわらずあえてこのボアセンタ対応位置にカム軸受部を配置したとしても、ヘッドボルト配置構造が６本締め構造である場合は、ヘッドボルト孔とカム軸受部との干渉を回避するために、該カム軸受部をエンジンの幅方向にみてシリンダボア中心部側とは反対方向に大きく離す必要が生じる。
【００１３】
しかしながら、本発明にかかるこれらの直噴式ディーゼルエンジンによれば、吸気用ロッカアームと排気用ロッカアームのうちの少なくとも一方では、その当接部に対して押接部がカム軸の軸線方向においてボアセンタ側に偏位しているので、たとえ両ロッカアームの押接部同士の間隔が狭くても、当接部同士の間隔は広くなる。このため、両当接部の間、すなわちボアセンタ対応位置にカム軸受部を配置することが極めて容易となる。
【００１４】
また、前記したとおり、シリンダボア間位置にカム軸受部を配置した場合は該カム軸受部とヘッドボルト孔との相互干渉が生じるが、本発明にかかるこの直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ヘッドボルト孔がカム軸の軸線方向にみてシリンダボアからはずれた位置、すなわち最も前側のシリンダボアのやや前方、シリンダボア間位置、又は最も後側のシリンダボアのやや後方にのみ配置されるだけであるので、カム軸の軸線方向にみてシリンダボア中心部に対応する位置にはヘッドボルト孔は存在しない。したがって、カム軸受部をエンジンの幅方向において可及的にシリンダボアに近づけて配置すること、換言すればカム軸を可及的にシリンダボア中心部側に近づけて配置することが可能となる。
【００１５】
つまり、本発明にかかるこれらの直噴式ディーゼルエンジンによれば、２つの吸気弁と２つの排気弁とを千鳥配置したことにより、エンジンの長手方向にみて吸気用ロッカアームの押接部と排気用ロッカアームの押接部とがともにシリンダボア中心部に接近した構造となるものの、各ロッカアームの押接部が当接部に対してシリンダボア中心部側に偏位しているので、吸気用ロッカアームの当接部と排気用ロッカアームの当接部とは、ボアセンタ対応位置から比較的離れた位置に配置され、カム軸受部のボアセンタ対応位置への配置が容易となる。かくして、ボアセンタ対応位置にカム軸受部を配置することによりカム軸を可及的にシリンダボア中心部側に接近させることができ、もってエンジンの幅方向の寸法を可及的に小さくすることができ、エンジンの幅方向におけるエンジンのコンパクト化を図ることができる。
【００１６】
本発明の第１の基本態様又はその変形例にかかる各直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームを揺動可能に支持するロッカ軸が、平面視でシリンダボア中心線の伸びる方向と垂直な方向にみてカム軸よりもシリンダボア中心部側の位置においてカム軸と平行となるように伸びて配置され、かつ、カム軸がロッカ軸よりも低い位置に配置されているのが好ましい。この場合、カム軸は吸気用ロッカアームあるいは排気用ロッカアームの下側に配置される。すなわち、カム軸に設けられた吸気用カム又は排気用カムは、夫々、吸気ロッカアーム又は排気用ロッカアームの下面に当接することになる。このようにすれば、該エンジンの高さが抑制され、該エンジンの上下方向のコンパクト化が図られる。
【００１７】
本発明の第１の基本態様又はその変形例にかかる各直噴式ディーゼルエンジンにおいては、カム軸受部が、シリンダヘッドに対して締結固定されるカムキャップを有するのが好ましい。このようにすれば、カム軸のシリンダヘッドへの取り付け又は取り外しが容易となる。
【００１８】
本発明の第１の基本態様又はその変形例にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気用ロッカアームと排気用ロッカアームのうち、押接部の当接部に対する偏位量が小さい方のロッカアームのアーム長が、他方のロッカアームのアーム長よりも短くなっているのが好ましい。このようにすれば、押接部の当接部に対する偏位量が大きい方のロッカアームのアーム長が長くなり、平面視でシリンダボア中心線と垂直な方向に対する該ロッカアームの傾き、ないしは該ロッカアームの曲がりが大きくなり過ぎるのが防止され、該ロッカアームの強度ないしは耐久性が高められる。
【００１９】
さらに、本発明の第１の基本態様又はその変形例にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気弁の弁径が排気弁の弁径よりも大きく設定されていて、吸気用ロッカアームのレバー比が排気用ロッカアームのレバー比よりも大きく設定されているのが好ましい。この場合、吸気用ロッカアームのアーム長が排気用ロッカアームのアーム長よりも長くなっているのが好ましい。このようにすれば、吸気弁によって開閉される吸気ポートの通路断面積が大きくなり、燃焼室に供給される空気量が多くなり、エンジン出力が高められる。
【００２４】
本発明の第２の基本態様は、本発明の第１の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいて、吸気用ロッカアームが、吸気用カムに当接するカム当接部と、平面視で２つの吸気弁の両中心部の中間位置に位置して該２つの吸気弁を同一タイミングで押接する押接部とを備える一方、排気用ロッカアームが、排気用カムに当接するカム当接部と、平面視で２つの排気弁の両中心部の中間位置に位置して該２つの排気弁を同一タイミングで押接する押接部とを備えていて、両ロッカアームのうちの少なくとも一方においては、シリンダボア中心線の伸びる方向にみて押接部が当接部に対してシリンダボア中心部側に偏位し、吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームを揺動可能に支持するロッカ軸が、平面視でシリンダボア中心線の伸びる方向と垂直な方向にみてカム軸よりもシリンダボア中心部寄りの位置において該カム軸と平行となるように伸びて配置され、カム軸受部が、シリンダヘッドに対して締結固定されるカムキャップを有し、最も前側に位置するシリンダボアに対応する吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームのうち、前側に位置するロッカアームのレバー比が後側に位置するロッカアームのレバー比よりも小さく設定されていることを特徴とするものである。
【００２５】
本発明の第２の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、第１の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンで得られる作用・効果に加えて次のような特有の作用効果が得られる。すなわち、基本的にはカム軸受部がボアセンタ対応位置に配置されるとともに、最も前側に位置するシリンダボアに対応する吸気用ロッカアーム及び排気用ロッカアームのうち、前側に位置するロッカアームのレバー比が後側に位置するロッカアームのレバー比よりも小さく設定されるので、カム軸受部がシリンダボア間位置に配置されている従来の直噴式ディーゼルエンジンに比べて、エンジン前端部に位置するカム軸受部にかかる荷重が小さくなり、その分エンジン前端部に位置するカム軸受部がコンパクト化され、ひいては該エンジンがコンパクト化される。また、カム軸受部がカムキャップを用いてシリンダヘッドに締結固定されるので、カム軸のシリンダヘッドへの取り付け又は取り外しが容易となる。なお、本発明の第１の基本態様の変形例にかかる直噴式ディーゼルエンジンの場合と同様に、押接点が当接点に対してシリンダボア中心部側に偏位しているので、カム軸受部のボアセンタ対応位置への配置が容易となる。
【００２６】
本発明の第１又は第２の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいては、排気用ロッカアームのレバー比が吸気用ロッカアームのレバー比よりも小さく設定されているのが好ましい。このようにすれば、第１又は第２の基本態様にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおける作用・効果に加えて次のような特有の作用・効果が得られる。すなわち、一般にエンジンにおいては、吸気の充填効率を高めるために、吸気ポートの径寸法が排気弁の径寸法よりも大きく設定されている。その結果、必然的に吸気弁の傘径が排気弁の傘径に比べて大きくなり、動弁の駆動力も吸気弁の方が排気弁に比べて大きくなる。したがって、各シリンダボア毎に夫々設けられる排気用ロッカアームと吸気用ロッカアームのうち、動弁の駆動力が小さい排気弁に対応する排気用ロッカアームのレバー比を、動弁の駆動力が大きい吸気用ロッカアームのレバー比よりも小さくし、かつこの排気用ロッカアームをボアセンタ対応位置に配置されたカム軸受部よりも前側に配置することにより、エンジン前端部に位置するカム軸受部にかかる荷重の軽減がさらに促進されることになる。かくして、この直噴式ディーゼルエンジンにおいては、上記構成により、エンジン前端部に位置するカム軸受部の信頼性が一層高められるとともに、該エンジンのコンパクト化がさらに促進される。
【００２７】
本発明にかかる上記各直噴式ディーゼルエンジンにおいて、カム軸受部がシリンダヘッドに対して締結固定されるカムキャップを有している場合においては、ロッカ軸がカムキャップを締結するボルトによって該カムキャップと一体的に共締めで固定される一方、ヘッドボルト孔のうちシリンダボア中心線よりもカム軸側に配置されたヘッドボルト孔が、平面視でロッカ軸と重なり合う位置に配置されるのが好ましい。
【００２８】
このようにすれば、次のような特有の作用・効果が得られる。すなわち、上記構成によれば、ロッカ軸を上記ヘッドボルト孔の存在にかかわらずボアセンタ側に近づけることができる。また、ロッカ軸がカムキャップとは別の取付部材を用いてシリンダヘッドに取り付けられる場合は、カムキャップと取付部材とをエンジンの幅方向に互いに離間させて配置し、これら相互の干渉を回避する必要がある。しかしながら、本発明にかかるこの直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ロッカ軸がカムキャップ締結用のボルトで該カムキャップと一体的に共締めで固定されるので、上記のような不具合が起こらず、その分ロッカ軸及びカム軸をシリンダボア中心部側に近づけることができる。これらの相乗効果により、該エンジンの幅方向におけるコンパクト化がより一層促進される。
【００２９】
また、上記の本発明にかかる各直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ロッカ軸の前端部が、エンジン前端に位置するカム軸受部に設けられた支持部に対してシリンダボア中心線の伸びる方向に嵌挿・固定されるのが好ましい。
【００３０】
このようにすれば、次のような特有の作用・効果が得られる。すなわち、ロッカ軸の前端部がエンジン前端部に位置するカム軸受部に設けられた支持部に対してロッカ軸の軸線方向に嵌挿・固定されるので、例えばロッカ軸の前端部がボルト締着等によりシリンダヘッドに固定される場合に比べて、その構造が簡素化され、かつ該ロッカ軸を取り付け又は取り外す際の作業性が良好となる。また、例えばロッカ軸の前端部の近傍にヘッドボルトが配置されている場合において、該ロッカ軸の前端部をシリンダヘッドにボルトを用いて締着すると、該ボルトとヘッドボルトとの干渉を回避するために、エンジン前端部に位置するカム軸受部の位置を前方へずらせてボルトを配置するためのスペースを確保する必要があり、その結果エンジンの長手方向の寸法が増大することになる。しかしながら、本発明にかかる直噴式ディーゼルエンジンのように、ロッカ軸の前端部をエンジン前端部に位置するカム軸受部に設けられた支持部に嵌挿固定すれば、このようなボルトを配置するためのスペースを確保する必要がなくなる。したがって、エンジン前端部に位置するカム軸受部を最も前側に位置するシリンダボアに近づけることができ、その分エンジンの長手方向におけるコンパクト化が図られる。
【００３１】
本発明の第３の基本態様は、前記の本発明の基本態様又はその変形例にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいて、各シリンダボアの周囲に配置された４つのヘッドボルト孔の各中心部を頂点とする四角形の１つの対角線上に、一方の吸気ポートの燃焼室への開口部と、一方の排気ポートの燃焼室への開口部とが配置され、排気ポートと、上記対角線上に位置し該排気ポートと対向するヘッドボルト孔のボルトボス部との間に、ウォータジャケットの底壁からウォータジャケット内に突出するリブが設けられていることを特徴とするものである。この直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気ポートの壁部が吸気流れ方向上流側でウォータジャケットの上壁に結合される一方、排気ポートの壁部とウォータジャケットの上壁との間には空間部が形成されているのが好ましい。
【００３２】
一般に、直噴式ディーゼルエンジンにおいては、吸気ポート側では吸気ポートの壁部が吸気流れ方向上流側でウォータージャケットの上壁に結合されるので、吸気ポートまわりのウォータジャケット壁の剛性は比較的高い。これに対して、排気ポート側では、排気ポートの壁部とウォータージャケットの上壁との間には空間部が形成されているので、排気ポートまわりのウォータジャケット壁の剛性は比較的低い。そこで、本発明にかかるこれらの直噴式ディーゼルエンジンにおいては、排気ポート側にリブを設けて排気ポートまわりのウォータジャケット壁の剛性を高め、これによって排気ポート側でのシリンダボアのシール性を高めるようにしている。
【００３３】
他方、吸気ポート側では、ヘッドボルトの締結力により、吸気ポートまわりのウォータジャケット壁には引っ張り応力が惹起され、この引っ張り応力によって吸気ポートまわりのウォータジャケット壁にクラックが発生するおそれがある。そこで、吸気ポート側ではかかる引っ張り応力を緩和するために、吸気ポートまわりのウォータジャケット壁の剛性をあまり高めない方がよい。そこで、本発明にかかるこの直噴式ディーゼルエンジンでは、吸気ポート側にはリブを設けないようにしている。これに対して、排気ポート側においては、ヘッドボルトの締結力により、排気ポートまわりのウォータジャケット壁に圧縮応力が惹起される。そして、この圧縮応力はむしろクラックの発生を抑制する作用があるので、排気ポート側にリブを設けてその剛性を高めてもウォータジャケット壁におけるクラックの発生が助長されるおそれはない。
【００３５】
本発明の第４の基本態様は、前記の本発明の基本態様又はその変形例にかかる直噴式ディーゼルエンジンにおいて、平面視でシリンダボア中心部に燃料噴射ノズルが配置され、該燃料噴射ノズルを固定するノズル押さえ部材が、燃料噴射ノズルに対してカム軸と反対側の位置において、吸気弁軸と排気弁軸との間に配置されていることを特徴とするものである。この直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ノズル押さえ部材の上方に、燃料噴射ノズルに燃料を供給するインレット配管が配置されているのが好ましく、この場合は平面視でノズル押さえ部材の伸びる方向とインレット配管の伸びる方向とがずれているのがさらに好ましい。また、インレット配管は、燃料噴射ノズル付近ではシリンダボア中心線の伸びる方向と垂直な方向に伸びているのが好ましい。
【００３６】
これらの直噴式ディーゼルエンジンにおいては、ノズル押さえ部材の配置が容易となる。すなわち、燃料噴射ノズルは平面視でシリンダボア中心部付近に配置され、ノズル押さえ部材は燃料噴射ノズルに比較的近い位置に配置される。かくして、本発明にかかる直噴式ディーゼルエンジンでは、ボアセンタ対応位置にはカム軸受部が配置されているので、カム軸側にノズル押さえ部材を配置する場合はそのレイアウトが非常にむずかしい。しかしながら、このようにノズル押さえ部材がカム軸と反対側に配置されているので、該ノズル押さえ部材のレイアウトが極めて容易となる。また、ノズル押さえ部材の上方にインレット配管が配置される場合は、ノズル押さえ部材が該インレット配管と干渉し合わないので、ノズル押さえ部材のレイアウトが一層容易となる。ノズル押さえ部材の伸びる方向とインレット配管の伸びる方向とがずれている場合、あるいはインレット配管が燃料噴射ノズル付近でエンジンの幅方向に伸びている場合は、ノズル押さえ部材のレイアウトがなお一層容易となる。
【００３７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明にかかる直噴式ディーゼルエンジンを添付の図面に基づいて具体的に説明する。
【００３８】
図１及び図２に示すように、本発明の実施の形態にかかる自動車用の４気筒直噴式ディーゼルエンジン１（以下、単に「エンジン１」という）には、シリンダブロック２と、該シリンダブロック２の上側に取り付けられるシリンダヘッド３と、該シリンダヘッド３の上側に取り付けられるヘッドカバー４（図３参照）とが設けられている。
なお、以下では便宜上、気筒配列方向、すなわち平面視で各シリンダボア中心部を通る直線であるシリンダボア中心線の伸びる方向、つまりエンジン出力軸の軸線の伸びる方向（図１において左右方向）を「エンジン長手方向」といい、平面視で該エンジン長手方向と垂直な方向を「エンジン幅方向」ということにする。また、エンジン長手方向にみてベルトプーリ４１が配置されている側（図１において左側）を「前」といい、これと反対側を「後」ということにする。さらに、エンジン幅方向にみてカム軸６が配置されている側を「右」といい、これと反対側を「左」ということにする。
【００３９】
このエンジン１は、いわゆるＳＯＨＣ（シングル・オーバー・ヘッド・カム）タイプの多弁直噴式ディーゼルエンジンであって、エンジン幅方向にみてシリンダヘッド３の中央部よりも左側に偏位した位置には、該シリンダヘッド３の長手方向すなわちエンジン長手方向(エンジン前後方向)に所定の間隔でもって４つの気筒５Ａ〜５Ｄが１列に並んで配置される一方、右側へ偏位した位置にはカム軸６が、その軸線がエンジン長手方向を向くようにして、すなわちシリンダボア中心線と平行となるようにして配置されている。そして、このエンジン１は、４本締め構造のヘッドボルト配置構造をもつものであって、各気筒５Ａ〜５Ｄを四角状に取り囲むようにして、シリンダボア間位置に夫々ヘッドボルト２５が配置されている。
【００４０】
また、このシリンダヘッド３の各気筒５Ａ〜５Ｄのシリンダボア中心部に対応する位置には、夫々、燃料噴射弁２６（燃料噴射ノズル）が、その噴孔が燃焼室に臨むようにして、かつその軸線がシリンダ軸線の伸びる方向（上下方向）を向くようにして配置されている。各気筒５Ａ〜５Ｄにおいては、夫々、燃料噴射弁２６の周囲で、２つの排気ポート３３と２つの吸気ポート３４とが燃焼室１３に開口している。この各排気ポート３３には夫々排気弁３５が備えられる一方、各吸気ポート３４には夫々排気弁３５よりも弁径の大きい吸気弁３６が備えられている。そして、各排気弁３５と各吸気弁３６とは、夫々、ロッカ軸１５の該気筒５Ａ〜５Ｄに対応する所定の位置に取り付けられた排気用ロッカアーム１６と吸気用ロッカアーム１９とを介して、カム軸６により開閉駆動されるようになっている。ここで、ロッカ軸１５は、エンジン幅方向にみて、各気筒５Ａ〜５Ｄのシリンダボア中心部とカム軸６との中間位置において、カム軸６と平行となるようにして配置されている。
【００４１】
以下、各排気弁３５と各吸気弁３６のシリンダボア内における位置関係を説明する。２つの排気弁３５は、エンジン長手方向（気筒配列方向）においてシリンダボア中心部の前側に位置している。そして、両排気弁３５は、平面視で両者の中心部を結ぶ直線がシリンダボア中心線に対して所定の傾斜角をもつようにして、斜めに並んで配置されている。他方、２つの吸気弁３６は、エンジン長手方向においてシリンダボア中心部の後側に位置している。そして、両吸気弁３６は、平面視で両者の中心部を結ぶ直線がシリンダボア中心線に対して所定の傾斜角をもつようにして、斜めに並んで配置されている。ここで、エンジン長手方向にみてシリンダボア中心部をはさむように配置されている両排気弁３５と両吸気弁３６とは、平面視で該シリンダボア中心部を中心にして時計回りに所定の角度だけ回転した位置に配置されている。したがって、これらの両排気弁３５と両吸気弁３６とは、エンジン長手方向（気筒配列方向）に千鳥配置されている。
【００４２】
このように、２つの排気弁３５と２つの吸気弁３６とが千鳥配置されているので、両排気弁３５の中間位置(後記の排気用ロッカアーム１６の押接部１８に対応する位置)は、シリンダボア中心部よりもカム軸６に近い位置(ロッカ軸１５の軸芯から距離Ｒ₁だけ離れた位置)にくる。他方、両吸気弁３６の中間位置(後記の吸気用ロッカアーム１９の押接部２１に対応する位置)は、シリンダボア中心部よりもカム軸６から遠い位置(ロッカ軸１５の軸芯から距離Ｒ₂だけ離れた位置)にくる。また、両排気弁３５の中間位置と両吸気弁３６の中間位置とは、夫々、両排気弁３５と両吸気弁３６とがともにエンジン幅方向すなわち平面視でシリンダボア中心線と垂直な方向に並んで配置される場合に比べて、エンジン長手方向において所定の寸法だけシリンダボア中心部側に偏位している。
【００４３】
カム軸６には、その軸線方向の所定の位置に所定の間隔でもって、７つのジャーナル部７a〜７gが設けられている。また、このカム軸６には、各気筒５Ａ〜５Ｄのシリンダボア中心部に対応する４つのジャーナル部７b〜７eの前後に、夫々、排気用カム８と吸気用カム９とが設けられている。さらに、このカム軸６の前端部６aには、図示されていないタイミングベルト(特許請求の範囲に記載された「巻掛伝動部材」に該当する)を介して、図示されていないエンジン出力軸によって回転駆動されるベルトプーリ４１(特許請求の範囲中に記載された「伝動体」に該当する)が取り付けられている。また、カム軸６には、その後端部６b近傍においてジャーナル部７fとジャーナル部７gとの間に、駆動ギヤ４４が取り付けられている。ここで、ベルトプーリ４１は、シリンダヘッド３の上面付近においてエンジン前端部から前方に突出している。また、駆動ギヤ４４は、シリンダヘッド３に設けられたたギヤ収納室５０内に収納されている。このような状態でもって、カム軸６は、その軸線がエンジン長手方向すなわち気筒配列方向を向くようにして配置されている。そして、カム軸６は、各ジャーナル部７a〜７gが夫々対応するカム軸受部１０Ａ〜１０Ｇによって回転自在に支持された状態で、シリンダヘッド３に取り付けられている。
【００４４】
以下、第１〜第７カム軸受部１０Ａ〜１０Ｇについて説明する。これらのカム軸受部１０Ａ〜１０Ｇのうち、第１カム軸受部１０Ａはエンジン前端部に配置されている。そして、第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅは、夫々、エンジン長手方向において各気筒５Ａ〜５Ｄのシリンダボア中心部に対応する位置、すなわちボアセンタ対応位置に配置されている。また、第６カム軸受部１０Ｆと第７カム軸受部１０Ｇとは、夫々、ギヤ収納室５０の前後に配置されている。
【００４５】
図３及び図４に示すように、第１カム軸受部１０Ａは、１対のキャップボルト１２を用いてシリンダヘッド３に締結・固定される第１タイプのカムキャップ１１Ａを備えている。この第１タイプのカムキャップ１１Ａは、その下面に、カム軸６を支承する半円状のカム軸支承部２７を備えている。そして、第１カム軸受部１０Ａには、カム軸支承部２７の斜め上方となる位置において、ロッカ軸１５の前端部１５aが圧入により嵌挿・固定される凹穴状の圧入用凹部２８(特許請求の範囲に記載された「支持部」に該当する)が設けられている。この圧入用凹部２８には、シリンダヘッド３内のオイル通路３９に連通するオイル通路２９の一端が開口している。また、第１タイプのカムキャップ１１Ａの弧状の外周面は、ヘッドカバー４に対するシール面となっている。なお、第１タイプのカムキャップ１１Ａの幅方向における圧入用凹部２８の形成位置は、該第１タイプのカムキャップ１１Ａをシリンダヘッド３に締着固定した状態において、該圧入用凹部２８がカム軸６側に位置する各ヘッドボルト２５に近接するような位置に設定されている(図１及び図３参照)。
【００４６】
他方、第２〜第６カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｆは、夫々、第２タイプのカムキャップ１１Ｂを備えている。これらの第２タイプのカムキャップ１１Ｂは、図１及び図２に示すように、その下面に、カム軸６を支承する半円状のカム軸支承部１０Ｂaを備えている。さらに、第２タイプのカムキャップ１１Ｂは、その上面側に、ロッカ軸１５を載せて支持するロッカ軸支持部１０Ｂbを備えている。そして、第２タイプのカムキャップ１１Ｂは、１対のキャップボルト１２によって、シリンダヘッド３に締着・固定されている。この１対のキャップボルト１２のうち、エンジン幅方向にみてシリンダボア中心部側に位置する方のキャップボルト１２は、ロッカ軸支持部１０Ｂbの上に載せられたロッカ軸１５を上下方向に貫通するようにして配置され、該該ロッカ軸１５と第２タイプのカムキャップ１１Ｂとを一緒に、シリンダヘッド３に締結するようになっている（共締め構造）。
【００４７】
第７カム軸受部１０Ｇは、駆動ギヤ４４の後側でカム軸６の後端部６bを支承する。そしてこの第７カム軸受部１０Ｇは、第３タイプのカムキャップ１１Ｃを備えている。この第３タイプのカムキャップ１１Ｃの構造は、第１タイプのカムキャップ１１Ａから圧入用凹部２８を削除したものの構造と同一であるので、該第３タイプのカムキャップ１１Ｃの構造の詳細説明は省略する。
【００４８】
さらに、カム軸６の後端部６bには、シリンダヘッド３の後端部に配置されたバキュームポンプ４２が連結され、その結果該バキュームポンプ４２はカム軸６を介してエンジン出力軸によって駆動されるようになっている。また、駆動ギヤ４４には、シリンダヘッド３の後端部に取り付けられたパワーステアリング用の油圧ポンプ４３に連結された従動ギヤ４５がかみ合っており、その結果該油圧ポンプ４３もカム軸６を介してエンジン出力軸によって駆動されるようになっている。
【００４９】
また、ロッカ軸１５は、所定の径のパイプ（中空部材）で構成され、エンジン幅方向にみてカム軸６よりもシリンダボアセンタ中心部側の位置において、エンジン長手方向（気筒配列方向）に伸びるようにして配置されている。そして、このロッカ軸１５の前端部１５aは、第１タイプのカムキャップ１１Ａの圧入用凹部２８に圧入・嵌挿されている。他方、ロッカ軸１５の後端部１５bは、図示していない盲キャップによって閉塞されるとともに、第６カム軸受部１０Ｆのカムキャップ１１Ｂと一緒にシリンダヘッド３に共締めで固定されている。また、エンジン長手方向にみてこのロッカ軸１５の４つの中間部分は、夫々、第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅに対応する位置において、対応する第２タイプのカムキャップ１１Ｂと一緒にシリンダヘッド３に共締めで固定されている。
【００５０】
なお、このロッカ軸１５の取付構造においては、図１、図３及び図４から明らかなとおり、ロッカ軸１５の下側に所定間隔をもってヘッドボルト２５が配置されている。また、ロッカ軸１５は、動弁機構への潤滑油の供給通路として機能する。かくして、シリンダブロック２のオイル通路３９から、第１タイプのカムキャップ１１Ａのオイル通路２９を介してロッカ軸１５内に導入された潤滑油は、該ロッカ軸１５の内部（中空部）を通して、各気筒５Ａ〜５Ｄに設けられた各ロッカアーム１６、１９等に分配供給される。
【００５１】
エンジン長手方向にみて、ロッカ軸１５の各気筒５Ａ〜５Ｄと対応する所定の位置の夫々には、各気筒毎に設けられる排気用ロッカアーム１６と吸気用ロッカアーム１９とが揺動可能に取り付けられている。排気用ロッカアーム１６と吸気用ロッカアーム１９とは、その基本構造が共通であるので、以下ではまず排気用ロッカアーム１６を例にとってその具体的な構造を説明し、次にこれを援用しつつ吸気用ロッカアーム１９の構造を説明し、この後両ロッカアーム１６、１９の相互間の相対的な位置関係等を説明する。
【００５２】
図１と図２とに示すように、排気用ロッカアーム１６の一端（右端部）には、カム軸６に設けられた排気用カム８と当接するカムローラ１７(特許請求の範囲に記載された「当接部」に該当する)が設けられ、他端（左端部）には押圧部材２３を介して２つの排気弁３５を一緒に押接する押接部１８が設けられている。
【００５３】
図５〜図７に拡大して示すように、この排気用ロッカアーム１６においては、カムローラ１７は、一方の端部６１に取り付けられた軸部材６２によって回転自在に支持されている。そして、排気用ロッカアーム１６のほぼ中央部にはロッカ軸１５を嵌挿するための孔部６４が設けられている。さらに、排気用ロッカアーム１６には、一端が孔部６４に開口し、該排気用ロッカアーム１６のもう一方の端部６３に向かって伸びるオイル通路６５が設けられている。
【００５４】
再び、図１と図２とに示すように、押圧部材２３は略Ｔ字状の形状を有し、２つの排気弁３５の両軸芯間の中央位置でシリンダヘッド３に立設配置されたガイド軸２４に案内されて、上下方向に往復移動できるようになっている。そして、押圧部材２３の両端部は、夫々、両排気弁３５中の対応する１つの頭部に当接している。したがって、排気用ロッカアーム１６がカム軸６の回転に伴って揺動すると、各排気弁３５が同一タイミングで一緒に開閉駆動される。
【００５５】
他方、吸気用ロッカアーム１９の一端（右端部）には、カム軸６に設けられた吸気用カム９と当接するカムローラ２０(特許請求の範囲に記載された「当接部」に該当する)が設けられ、他端（左端部）には排気用ロッカアーム１６の場合と同様の構造及び機能を有する押圧部材（図示せず）を介して２つの吸気弁３６を一緒に押接する押接部２１が設けられている。
【００５６】
図８〜図１０に拡大して示すように、この吸気用ロッカアーム１９においては、カムローラ２０は、一方の端部６７に取り付けられた軸部材６８によって回転自在に支持されている。そして、吸気用ロッカアーム１９のほぼ中央部にはロッカ軸１５を嵌挿するための孔部７０が設けられている。さらに、吸気用ロッカアーム１９には、一端が孔部７０に開口し、該吸気用ロッカアーム１９のもう一方の端部６９に向かって伸びるオイル通路７１が設けられている。
かくして、吸気用ロッカアーム１９がカム軸６の回転に伴って揺動すると、各吸気弁３６が同一タイミングで一緒に開閉駆動される。
【００５７】
そして、この排気用ロッカアーム１６と吸気用ロッカアーム１９とは、図１から明らかなとおり、各押接部１８、２１が、夫々、各カムローラ１７、２０に対してエンジン長手方向すなわちロッカ軸１５の軸線方向にみてシリンダボア中心部側に偏位した平面形状を有している。
【００５８】
かかる構造を備えた本発明にかかるエンジン１は、従来の同一タイプのエンジンが有していない次のような特有の利点を有する。
【００５９】
すなわち、第１に、このエンジン１においては、各気筒５Ａ〜５Ｄ毎に夫々設けられた２つの排気弁３５と２つの吸気弁３６とがエンジン長手方向（カム軸６の軸線方向）において千鳥配置され、かつ両排気弁３５と両吸気弁３６とが、夫々、１つの排気用ロッカアーム１６と１つの吸気用ロッカアーム１９とを介して、カム軸６によって駆動される基本構成となっている。かくして、各ロッカアーム１６、１９においては、夫々、両排気弁３５の軸芯間の中間位置又は両吸気弁３６の軸芯間の中間位置に配置された各押圧部材２３を押接する各押接部１８、２１のエンジン長手方向における位置が、両排気弁３５及び両吸気弁３６がいずれもエンジン幅方向（平面視でカム軸６の軸線方向に垂直な方向）に並んで配置される場合に比べて、シリンダボア中心部側に偏位した状態となる。したがって、もし各ロッカアーム１６、１９が、平面視でエンジン幅方向に伸びるように配置されたとき、すなわち押接部１８、２１とカムローラ１７、２０とを結ぶ直線がエンジン幅方向に伸びるように配置されたときには、両ロッカアーム１６、１９のカムローラ１７、２０同士がエンジン長手方向において近接し、これらの間、すなわちボアセンタ対応位置に第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅを配置することが困難となる。また、かかる困難にもかかわらずあえてボアセンタ対応位置に第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅを配置しようとする場合において、もしヘッドボルト２５の配置構造が６本締め構造であると、各ヘッドボルト２５と各カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅとの相互干渉を回避する必要上、該カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅをエンジン幅方向にみてシリンダボア中心部とは反対方向に大きく離す必要が生じることになる。
なお、各ヘッドボルト２５は、ヘッドボルト座３０を用いてヘッドボルト孔３８に螺入されている。
【００６０】
しかしながら、この実施の形態にかかるエンジン１においては、排気用ロッカアーム１６及び吸気用ロッカアーム１９の押接部１８、２１が、夫々、カムローラ１７、２０に対して、エンジン長手方向においてシリンダボア中心部側に偏位しているので、両カムローラ１７、２０間の間隔が広くなる。したがって、ボアセンタ対応位置にカム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅを配置することが容易となる。
【００６１】
また、このようにボアセンタ対応位置に第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅを配置する場合、もしヘッドボルト２５の一部がボアセンタ対応位置に配置されていると、第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅとヘッドボルト２５とが干渉し合うといった不具合が生じる。しかしながら、この実施の形態にかかるエンジン１では、ヘッドボルト２５の配置位置が、エンジン長手方向にみてシリンダボアからはずれた位置、すなわち最も前側に位置する第１気筒５Ａのやや前方と、シリンダボア間位置と、最も後側に位置する第４気筒５Ｄのやや後方とにのみ配置されるだけであるので、エンジン長手方向（カム軸６の軸線方向）にみてシリンダボア中心部に対応する位置にはヘッドボルト２５は存在しない。
【００６２】
したがって、第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅをエンジン幅方向において可及的にシリンダボア中心部側に近づけて配置すること、換言すればカム軸６を可及的にシリンダボア中心部側に近づけて配置することが可能となる。このため、エンジン１の幅方向の寸法を可及的に小さくすることはでき、エンジン幅方向における該エンジン１のコンパクト化を図ることができる。
【００６３】
第２に、一般に、この実施の形態にかかるエンジン１のように、カム軸６の前端部６aに、エンジン出力軸とタイミングベルトを介して駆動連結されるベルトプーリ４１が配置される場合、エンジン前端部に位置する第１カム軸受部１０Ａには、ベルトプーリ４１を介してエンジン出力軸側から引張力が作用する。さらに、第１カム軸受部１０Ａには、第２カム軸受部１０Ｂよりも前側に位置するロッカアームの反力によって惹起される荷重の一部（負担部分）が作用する。このため、第１カム軸受部１０Ａの荷重条件は、その他のカム軸受部１０Ｂ〜１０Ｇのそれに比べて苛酷となる。
【００６４】
かくして、この実施の形態にかかるエンジン１においては、第２カム軸受部１０Ｂがボアセンタ対応位置に配置されるとともに、第１気筒５Ａに対応する排気用ロッカアーム１６及び吸気用ロッカアーム１９のうち、前側に位置する排気用ロッカアーム１６のレバー比が後側に位置する吸気用ロッカアーム１９のレバー比よりも小さく設定されている。かかる構成によれば、第１気筒５Ａの排気用ロッカアーム１６は、第２カム軸受部１０Ｂよりも前側に位置するので、該排気用ロッカアーム１６の反力に基づく荷重は第１カム軸受部１０Ａに作用する。しかしながら、第１気筒５Ａの吸気用ロッカアーム１９は、第２カム軸受部１０Ｂよりも後側に位置するので、該吸気用ロッカアーム１９の反力に基づく荷重は第１カム軸受部１０Ａには作用しない。さらに、排気用ロッカアーム１６のレバー比は吸気用ロッカアーム１９のレバー比よりも小さいので、該排気用ロッカアーム１６の反力に基づく荷重は比較的小さくなる。しかも、この排気用ロッカアーム１６の反力に基づく荷重は、第１カム軸受部１０Ａと第２カム軸受部１０Ｂとによって分担して受け止められる。このため、第１気筒５Ａの排気用ロッカアーム１６の反力に基づいて第１カム軸受部１０Ａに作用する荷重は非常に小さくなる。
【００６５】
つまり、第１カム軸受部１０Ａにかかる全荷重は、ベルトプーリ４１からの荷重と、第１気筒５Ａの２つのロッカアーム１６、１９のうちのレバー比の小さい排気用ロッカアーム１６の反力に基づく荷重の一部（負担部分）のみである。これに対して、従来のエンジンのようにカム軸受部がシリンダボア間位置に配置されている場合は、第１カム軸受部１０Ａには、ベルトプーリ４１からの荷重と、第１気筒５Ａの２つのロッカアーム１６、１９の反力に基づく荷重の一部（負担部分）とが作用することになる。したがって、この実施の形態にかかるエンジン１では、従来のエンジンに比べて、第１カム軸受部１０Ａに作用する荷重が小さくなり、その分第１カム軸受部１０Ａの信頼性が高められるとともに、該第１カム軸受部１０Ａの径寸法あるいは幅寸法を小さくすることができ、該第１カム軸受部１０Ａひいては該エンジン１のコンパクト化が図られる。
【００６６】
第３に、この実施の形態にかかるエンジン１では、各気筒５Ａ〜５Ｄにおいて、排気用ロッカアーム１６と吸気用ロッカアーム１９のうち、前側に位置する排気用ロッカアーム１６のレバー比が、後側に位置する吸気用ロッカアーム１９のレバー比よりも小さく設定され、そして排気弁３５の傘径が吸気弁３６の傘径よりも小さく設定されている。したがって、吸気弁３６によって開閉される吸気ポート３４の通路断面が大きくなり、吸気の充填効率ひいてはエンジン出力が高められる。
【００６７】
第４に、この実施の形態にかかるエンジン１においては、エンジン幅方向にみてカム軸６側に位置するヘッドボルト２５が、ロッカ軸１５の下方に配置されている。このため、ロッカ軸１５をヘッドボルト２５の存在にかかわらずシリンダボア中心部側に近づけることができる。
ところで、もしロッカ軸１５が、カムキャップ１１Ｂとは別の取付部材を用いてシリンダヘッド３に締結されているすれば、該カムキャップ１１Ｂと該取付部材とをエンジン幅方向に離間させて配置し、両者間の相互の干渉を回避する必要が生じる。しかしながら、このエンジン１では、ロッカ軸１５がキャップボルト１２によってカムキャップ１１Ｂと一緒に共締めで固定されている。したがって、上記のような不具合が起こらず、その分ロッカ軸１５及びカム軸６をエンジン幅方向にみてシリンダボア中心部側に近づけることができる。これらの相乗効果により、該エンジン１の幅方向におけるコンパクト化が一層促進される。
【００６８】
第５に、この実施の形態にかかるエンジン１では、ロッカ軸１５の前端部１５aが、第１カム軸受部１０Ａに設けられた圧入用凹部２８に、該ロッカ軸１５の軸線方向（エンジン長手方向）に嵌挿・固定されている。したがって、該前端部１５aがシリンダヘッド３にボルト締着されるような従来のエンジンに比べて、その構造が簡素化されるとともに、ロッカ軸１５の取り付け時又は取り外し時における作業性が良好となる。
また、例えばロッカ軸１５の前端部１５ａの近傍にヘッドボルト２５が配置されている場合において、該前端部１５ａをシリンダヘッド３に締結用ボルト等を用いて締着すると、該締結用ボルトとヘッドボルト２５との相互干渉を回避するために、第１カム軸受部１０Ａの位置を前方へずらせて該締結用ボルトを配置するためのスペースを確保する必要があり、その結果エンジン１の長手方向の寸法が大きくなることになる。しかしながら、このエンジン１では、ロッカ軸１５の前端部１５ａが第１カム軸受部１０Ａに設けられた圧入用凹部２８に嵌挿・固定されるので、このような締結用ボルトを配置するためのスペースを確保する必要がなくなる。このため、エンジン長手方向にみて第１カム軸受部１０Ａを第１気筒５Ａ側へ近づけることができる。したがって、図１に示すように、第１カム軸受部１０Ａと第２カム軸受部１０Ｂとの間隔Ｌ₁を、ボア間距離Ｌ₂よりも可及的に小さくすることができ、その結果エンジン１の長手方向における一層のコンパクト化が図られる。
【００６９】
ところで、この実施の形態にかかるエンジン１のシリンダヘッド３では、各気筒５Ａ〜５Ｄ付近におけるシリンダヘッド壁ないしはウォータジャケット壁の強度あるいは耐久性を高めるために、種々の工夫がこらされているが、以下これについて説明する。
図１１〜図１５に示すように、エンジン１のシリンダヘッド３においては、エンジン長手方向（すなわち、シリンダヘッド長手方向）にみて、シリンダボアからはずれた位置にのみ夫々シリンダボア中心線をはさむようにして１対のヘッドボルト孔３８が設けられ、これにより平面視で各シリンダボアの周囲に夫々４つのヘッドボルト孔３８が位置するようになっている。ここで、各気筒５Ａ〜５Ｄにおいては、そのシリンダボアの周囲に位置する４つのヘッドボルト孔３８は、平面視でこれらの中心部を頂点として四角形を描くとほぼ正方形となるような位置に配置されている。なお、これらのヘッドボルト孔３８には夫々ヘッドボルト２５が螺入される。
【００７０】
例えば第１気筒５Ａについては、４つのヘッドボルト孔３８のうち、左前に位置するヘッドボルト孔３８の中心部と右後に位置するヘッドボルト孔３８の中心部とを通る直線Ｙ（前記の正方形の一方の対角線）の上に、第１の吸気ポート３４の燃焼室１３への開口部と、第１の排気ポート３３の燃焼室１３への開口部とが配置されている。ここで、上記第１の吸気ポート３４は、２つの吸気ポート３４のうち、エンジン幅方向にみてシリンダヘッド３の左側側面すなわち吸気側側面から遠い位置にある方の吸気ポート３４である。また、上記第１の排気ポート３３は、２つの排気ポート３３のうち、エンジン幅方向にみてシリンダヘッド３の右側側面すなわち排気側側面から遠い位置にある方の排気ポート３３である。なお、両吸気ポート３４へは吸気通路３２から燃焼用空気が供給されるようになっている。また、排気ガスは両排気ポート３３から排気通路３１に排出されるようになっている。
なお、その他の気筒５Ｂ〜５Ｄも同様の構造を備えている。
【００７１】
そして、シリンダヘッド３内には、エンジン１を冷却するために、クロスドリル孔７４等を通して冷却水が導入（又は排出）されるウォータジャケット７２が形成されている。また、シリンダヘッド３には、平面視でシリンダボア中心部に対応する位置において、燃料噴射弁２６（燃料噴射ノズル）が嵌挿される燃料噴射弁挿入孔７３が形成されている。さらに、シリンダヘッド３には、ウォータジャケット７２内での冷却水の流れを好ましく調節するために、ウォータジャケット内に膨出する排気ポート側縦壁部７５と吸気ポート側縦壁部７７とが設けられている。
【００７２】
さらに、図１６に示すように、シリンダヘッド３には、吸気弁３６の弁軸を通すための軸穴７９と、排気弁３５の弁軸を通すための軸穴８０とが形成されている。また、シリンダヘッド３には、潤滑油を通すための潤滑油通路８２が設けられている。
【００７３】
また、図１２及び図１７に示すように、このシリンダヘッド３においては、吸気ポート３４ないしは吸気通路３２の壁部は、吸気流れ方向上流側でウォータージャケット７２の上壁（ミドルデッキ）に結合されている。他方、図１２及び図１８に示すように、排気ポート３３ないしは排気通路３１の壁部とウォータージャケット７２の上壁（ミドルデッキ）との間にはウォータジャケット空間部が形成されている。
【００７４】
シリンダヘッド３には、各気筒５Ａ〜５Ｄ付近において、第１の排気ポート３３と、該排気ポート３３と対向する位置に配置された左前のヘッドボルト孔３８のボルトボス部との間にわたって、ウォータジャケット７２の底壁（ロアデッキ）から上向きに突出するリブ７６が設けられている。これに対して、第１の吸気ポート３４と、該吸気ポート３４と対向する位置に配置された右後のヘッドボルト孔３８のボルトボス部との間には、このようなリブ７６は設けられていない。
【００７５】
前記したとおり、このエンジン１においては、吸気ポート側では吸気ポート３４ないしは吸気通路３２の壁部が吸気流れ方向上流側でウォータージャケット７２の上壁に結合されているので、吸気ポート３４まわりのウォータジャケット壁の剛性は比較的高い。これに対して、排気ポート側では、排気ポート３３ないしは排気通路３１の壁部とウォータージャケット７２の上壁との間には空間部が存在するので、排気ポート３３まわりのウォータジャケット壁の剛性は比較的低い。そこで、排気ポート側にはリブ７６を設けて排気ポート３３まわりのウォータジャケット壁の剛性を高め、これによって排気ポート側でのシリンダボアのシール性を高めるようにしている。
【００７６】
他方、吸気ポート側では、ヘッドボルト２５の軸力（締結力）により、吸気ポート３４まわりのウォータジャケット壁には引っ張り応力が惹起され、この引っ張り応力によって吸気ポート３４まわりのウォータジャケット壁にクラックが発生するおそれがある。そこで、吸気ポート側ではかかる引っ張り応力を緩和するために、吸気ポート３４まわりのウォータジャケット壁の剛性をあまり高めない方がよい。そこで、このエンジン１では、吸気ポート側にはリブを設けないようにしている。
【００７７】
以下、排気ポート側にのみリブ７６を設ける理由をさらに詳しく説明する。
すなわち、図１６〜図１８に示すように、このシリンダヘッド３においては、排気ポート側では排気ポート３３ないしは排気通路３１の上壁とウォータジャケット７２の上壁（ミドルデッキ）とはつながっていない。すなわち、両壁部間にはウォータジャケット空間部が存在するので、排気ポート３３まわりではウォータジャケット壁ないしはシリンダヘッド壁の剛性が比較的低くなる。そこで、排気ポート側では該壁部の剛性を高める必要がある。
【００７８】
他方、吸気ポート側では、吸気ポート３４ないしは吸気通路３２の上壁とウォータジャケット７２の上壁とは途中からつながっているので、吸気ポート３４まわりではウォータジャケット壁ないしはシリンダヘッド壁の剛性がもともと高い。したがって、基本的には、吸気ポート側ではあえてリブまで設ける必要性は低い。そればかりか、吸気ポート側のウォータジャケット壁ないしはシリンダヘッド壁の剛性を高め過ぎると、次のような不具合が生じてしまう。
【００７９】
すなわち、図１６及び図１９に示すように、シリンダヘッド３に対しては、矢印Ｆ₁、Ｆ₂で示すように、ヘッドボルト２５の軸力が作用する。このとき、吸気ポート３４まわりではシリンダボアの外周側に側壁が立っており、また該ヘッドボルト２５（ヘッドボルト孔３８）のすぐ右側（外側）には潤滑油通路８２が設けられているので、該ヘッドボルト２５が嵌挿されているヘッドボルト孔３８のボルトボス部は右方向（外方）への剛性が高くなり、このため該ボルトボス部は矢印Ｆ₄で示す方向に倒れる傾向がある。その結果、ウォータジャケット７２の上壁（ミドルデッキ）は必然的に矢印Ｆ₃で示す方向に押され、図１９に誇張して示されているような形状に変形してしまう。
なお、図１９において、破線は、シリンダヘッド３にヘッドボルト２５の軸力がかかっていない状態（変形していない状態）を示し、実線はヘッドボルト２５の軸力がかかっている状態（変形している状態）を示している。
【００８０】
かくして、第１の吸気ポート３４のスロート部は、矢印Ｈ₁で示すようにその容積が拡大する方向に変形する。このため、ウォータジャケット壁のコーナー部には、クラックの発生を助長する引っ張り応力が惹起される。ここで、ウォータジャケット壁の剛性が高いとかかる引っ張り応力が強くなり、クラックが発生しやすくなる。したがって、もしこの部分に仮想線で示すようにリブ７８（図１７参照）を設けると、かかる引っ張り応力が非常に大きくなり、クラックがさらに発生しやすくなる。そこで、この実施の形態にかかるエンジン１のシリンダヘッド３においては、この部分にはかかるリブ７８を設けず、その剛性が過剰に高められるのを防止して、クラックの発生を防止するようにしている。
【００８１】
これに対して、シリンダヘッド３の排気ポートまわりにおいては、ウォータジャケット壁ないしはシリンダヘッド壁に惹起される矢印Ｆ₃方向の押圧力は、第１の排気ポート３３の周壁のコーナー部に対して、矢印Ｈ₂で示すように圧縮方向に作用し、この部分には圧縮応力が惹起される。そして、かかる圧縮応力はクラックの発生を招かない。そこで、この部分にはリブ７６を設けてその剛性を高め、シリンダボアのシール性を高めるようにしている。なお、このリブ７６はクラックの発生に対して何ら悪影響を与えないばかりか、むしろクラックの発生を抑制する。
【００８２】
ところで、前記したとおり、シリンダヘッド３には、その排気側側面（右側側面）から概ね第１の吸気ポート３４に向かってシリンダヘッド内方に伸び、ウォータージャケット７２に冷却水を供給（又は排出）するクロスドリル孔７４が設けられている。このため、第１の吸気ポート３４と、該吸気ポート３４と対向する右後のヘッドボルト孔３８のボルトボス部との間にリブが設けられていなくても、クロスドリル孔７４の周壁によって吸気ポート３４まわりのウォータジャケット壁が補強される。
なお、かかるクロスドリル孔７４は、シリンダヘッド３の吸気側側面（左側側面）には設けられていない。これは、副室式（渦流室式）ディーゼルエンジンとシリンダブロックを共通化するためである。
【００８３】
また、この実施の形態にかかるエンジン１では、第２〜第５カム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅがボアセンタ対応位置に配置されている関係上、本来的には燃料噴射弁２６（燃料噴射ノズル）を固定するためのノズル押さえ部材のレイアウトがむずかしくなる。そこで、このエンジン１ではかかるノズル押さえ部材の配置に工夫をこらしてそのレイアウトを容易にし、もってシリンダヘッド３のコンパクト化を図っているが、以下これについて説明する。
図２０〜図２３に示すように、このエンジン１においては、燃料ポンプ８４から高圧で吐出された燃料が、第１〜第４インレット配管８６Ａ〜８６Ｄを通して、夫々、第１〜第４気筒５Ａ〜５Ｄの燃料噴射弁２６に供給されるようになっている。そして、各気筒５Ａ〜５Ｄの燃料噴射弁２６で噴射されなかった余剰の燃料は、燃料戻り配管８５を通して燃料タンク（図示せず）又は燃料ポンプ８４に戻されるようになっている。ここで、第１〜第４インレット配管８６Ａ〜８６Ｄは、燃料噴射弁２６に近接した位置ではエンジン幅方向に伸びている。
【００８４】
このエンジン１の各気筒５Ａ〜５Ｄにおいては、平面視でシリンダボア中心部に燃料噴射弁２６が配置されている。そして、該燃料噴射弁２６を固定するノズル押さえ部材９０が、エンジン幅方向にみて該燃料噴射弁２６に対してカム軸６とは反対側の位置において、吸気弁３６の弁軸と排気弁３５の弁軸との間に配置されている。つまり、各気筒５Ａ〜５Ｄにおいては、ノズル押さえ部材９０は燃料噴射弁２６のすぐ左側に配置されている。なお、ノズル押さえ部材９０は、取付ボルト９１によりシリンダヘッド３に固定されている。また、このエンジン１においては、ノズル押さえ部材９０の上方に、インレット配管８６Ａ〜８６Ｄが配置されている。そして、平面視でノズル押さえ部材９０の伸びる方向とインレット配管８６Ａ〜８６Ｄの伸びる方向とはややずれている。
【００８５】
かくして、このエンジン１においては、ノズル押さえ部材９０の配置が容易となる。すなわち、一般に、燃料噴射弁２６は平面視でシリンダボア中心部付近に配置され、ノズル押さえ部材９０はこの燃料噴射弁２６ノズルに近接して配置される。そして、このディーゼルエンジン１では、ボアセンタ対応位置にはカム軸受部１０Ｂ〜１０Ｅが配置されているので、従来のエンジンのようにノズル押さえ部材９０をエンジン幅方向にみて燃料噴射弁２６よりカム軸６側、すなわち燃料噴射弁２６の右側に配置しようとすれば、そのレイアウトは非常にむずかしくなる。しかしながら、このエンジン１では、ノズル押さえ部材９０が燃料噴射弁２６に対してカム軸６とは反対側、すなわち燃料噴射弁２６の左側に配置されるので、該ノズル押さえ部材９０のレイアウトが極めて容易となる。また、ノズル押さえ部材９０の上方にインレット配管８６Ａ〜８６Ｄが配置されているので、ノズル押さえ部材９０とインレット配管８６Ａ〜８６Ｄとがレイアウト上互いに干渉し合わない。したがって、ノズル押さえ部材９０のレイアウトが一層容易となる。なお、ノズル押さえ部材９０の伸びる方向とインレット配管８６Ａ〜８６Ｄの伸びる方向とがずれているので、ノズル押さえ部材９０のレイアウトがなお一層容易となる。
ノズル押さえ部材９０をこのように配置することにより、シリンダヘッド３ひいてはエンジン１のコンパクト化が図られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかる直噴式ディーゼルエンジンの、ヘッドカバーを取り除いた状態における平面図である。
【図２】図１のII−II線要部断面図である。
【図３】図１のIII−III線拡大断面図である。
【図４】図３のIV−IV線矢視図である。
【図５】排気用ロッカアームの平面図である。
【図６】図５に示す排気用ロッカアームの側面図である。
【図７】図５のＪ−Ｊ線断面図である。
【図８】吸気用ロッカアームの平面図である。
【図９】図８に示す吸気用ロッカアームの側面図である。
【図１０】図８のＫ−Ｋ線断面図である。
【図１１】図１に示すエンジンのシリンダヘッドの平面断面図である。
【図１２】図１１に示すシリンダヘッドの燃料噴射弁挿入孔まわりにおける立面断面図である。
【図１３】図１１に示すシリンダヘッドのクロスドリル孔まわりにおける立面断面図である。
【図１４】図１１に示すシリンダヘッドの排気ポート側ウォータジャケットまわりにおける立面断面図である。
【図１５】図１１に示すシリンダヘッドの吸気ポート側ウォータジャケットまわりにおける立面断面図である。
【図１６】図１１に示すシリンダヘッドの１つの気筒付近におけるウォータジャケット上部位置における平面断面図である。
【図１７】図１６のＭ−Ｍ線断面図である。
【図１８】図１６に示すシリンダヘッドの排気ポートまわりにおける立面断面図である。
【図１９】図１６のＬ−Ｌ線断面図であって、ヘッドボルトの軸力により変形が生じた状態を誇張して示している。
【図２０】図１に示すエンジンの燃料供給系統の平面図である。
【図２１】図２０に示す燃料供給系統の側面図である。
【図２２】図２０に示す燃料供給系統の正面図である。
【図２３】燃料噴射弁及びノズル押さえ部材の一部断面立面図である。
【符号の説明】
１…エンジン、２…シリンダブロック、３…シリンダヘッド、４…ヘッドカバー、５Ａ〜５Ｄ…第１〜第４気筒、６…カム軸、７a〜７g…ジャーナル部、８…排気用カム、９…吸気用カム、１０Ａ〜１０Ｇ…第１〜第７カム軸受部、１１Ａ〜１１Ｃ…カムキャップ、１２…キャップボルト、１３…燃焼室、１５…ロッカ軸、１６…排気用ロッカアーム、１７…カムローラ、１８…押接部、１９…吸気用ロッカアーム、２０…カムローラ、２１…押接部、２３…押圧部材、２４…ガイド軸、２５…ヘッドボルト、２６…燃料噴射弁、２７…カム軸支承部、２８…圧入用凹部、２９…オイル通路、３０…ヘッドボルト座、３１…排気通路、３２…吸気通路、３３…排気ポート、３４…吸気ポート、３５…排気弁、３６…吸気弁、３８…ヘッドボルト孔、３９…オイル通路、４１…ベルトプーリ、４２…バキュームポンプ、４３…油圧ポンプ、４４…駆動ギヤ、４５…従動ギヤ、５０…ギヤ収納室、７２…ウォータジャケット、７４…クロスドリル孔、７６…リブ、７９…吸気弁の弁軸の軸穴、８０…排気弁の弁軸の軸穴、８４…燃料ポンプ、８５…燃料戻り配管、８６Ａ〜８６Ｄ…第１〜第４インレット配管、９０…ノズル押さえ部材、９１…取付ボルト。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a direct injection diesel engine.
[0002]
[Prior art]
In recent years, in a diesel engine, various measures have been taken to achieve both improvement in engine output and improvement in exhaust emission. For example, in a fuel supply system, a vortex chamber type diesel engine, which has conventionally been a mainstream in a relatively small engine such as a passenger car engine, tends to shift to a direct injection type diesel engine in which fuel is directly injected into a combustion chamber. It is in. Further, in the intake / exhaust system, there is a tendency that the number of valves is increased (for example, two intake valves and two exhaust valves). Such a multi-valve diesel engine, for example, each cylinder is provided with two intake valves and two exhaust valves, and these valves are driven by a single camshaft through corresponding rocker arms. In each diesel engine, two intake valves in each cylinder are driven by one intake rocker arm, while two exhaust valves are driven by one exhaust rocker arm, so-called double A rocker arm system is usually employed (see, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 64-12009).
[0003]
On the other hand, with regard to the arrangement structure of the head bolt that fastens the cylinder block and the cylinder head, in a large diesel engine that generally employs a direct injection type fuel injection mechanism, a high seal is provided for a cylinder bore having a large bore diameter that is relatively difficult to seal. In order to ensure performance, a head bolt arrangement structure in which six head bolts are arranged around each cylinder, that is, a so-called six-clamping structure is generally employed. However, in a small diesel engine having a relatively small bore diameter, a head bolt arrangement structure in which four head bolts are arranged around each cylinder, that is, a so-called four-clamping structure is often employed (for example, (See JP-A 64-12009). Further, in the diesel engine having such a four-bolt structure head bolt arrangement structure, as disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-12009, the cam bearing portion that rotatably supports the camshaft, As viewed in the longitudinal direction (front-rear direction) of the engine, that is, the direction in which the axis of the camshaft extends, it is usually arranged at a position between adjacent cylinder bores (hereinafter, this position is referred to as “position between cylinder bores”).
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, for example, as disclosed in the above Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-12009, two intake valves are driven by one intake rocker arm in each cylinder, while two exhaust valves are one exhaust rocker arm. In the conventional diesel engine that is driven by the cam and the cam bearing portion is disposed at the position between the cylinder bores similarly to the head bolt, the following problem occurs.
[0005]
First, since the cam bearing portion is disposed at the position between the cylinder bores, the cam bearing portion particularly located at the front end portion of the engine, that is, a driving pulley driven by the engine output shaft and receiving a tensile force from the engine output shaft side, etc. In the cam bearing portion that supports the front end portion of the cam shaft to which the transmission member is attached in a cantilevered state, in addition to the tensile force from the engine output shaft side, the cylinder bore (cylinder bore) positioned at the foremost side A large reaction force induced on the camshaft side acts by each of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm corresponding to). For this reason, the problem that the reliability of this cam bearing part falls arises. Further, in order to cope with this, it is necessary to increase the shaft diameter of the cam shaft or the bearing width of the cam bearing portion. However, if this is done, there arises a problem that downsizing in the longitudinal direction of the engine is hindered. .
[0006]
Secondly, since the cam bearing portion is disposed at the position between the cylinder bores in the same manner as the head bolt, when setting the position where the cam bearing portion is to be disposed, in order to avoid interference with the head bolt, in plan view When viewed in the direction perpendicular to the longitudinal direction (front-rear direction) of the engine, that is, in the width direction of the engine, it is necessary to set the cam bearing portion closer to the outside than the position of the head bolt. For this reason, the camshaft is disposed at a position far away from the cylinder bore when viewed in the width direction of the engine, and as a result, downsizing of the engine in the width direction is hindered.
[0007]
Further, in the conventional direct injection type diesel engine, there is a problem in that stress is induced on the water jacket wall around the valve operating mechanism by tightening the head bolt, thereby reducing the durability of the wall.
[0008]
The present invention has been made in order to solve the above-described conventional problems. By devising the layout of various members around the valve operating mechanism, downsizing is promoted and the reliability of the cam bearing portion is increased. It is an object or object to be solved to provide a direct injection type diesel engine. It is another object or object of the present invention to provide a direct injection diesel engine in which the durability of the water jacket wall around the valve operating mechanism is sufficiently enhanced.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
 The first basic aspect of the present invention made to solve the above-described problem is that two intake valves and two exhaust valves are provided for each cylinder, and the two intake valves are both in plan view. While the intake valve center line, which is a straight line passing through the center portion of the intake valve, and the cylinder bore center line, which is a straight line passing through the center portion of each cylinder bore, are arranged in a staggered manner at two predetermined angles, In a direct injection type diesel engine in which the valves are arranged in a staggered manner so that the exhaust valve center line, which is a straight line passing through the center of both exhaust valves in plan view, and the cylinder bore center line intersect at a predetermined inclined angle, A pair of head bolt holes are provided so as to sandwich the cylinder bore center line only at a position deviated from the cylinder bore as viewed in the direction in which the center line extends. One cam bolt hole is arranged, extends in the direction in which the cylinder bore centerline extends in the direction perpendicular to the cylinder bore centerline in a plan view, and is driven to rotate by the engine output shaft. The axis is placed,At the front end of the camshaft, a transmission body that is drivingly connected to the engine output shaft via a winding transmission member is disposed,A cam bearing portion that rotatably supports the camshaft is disposed at a position corresponding to the cylinder bore center portion as viewed in the direction in which the cylinder bore centerline extends, and the two intake valves areLooking at the cam shaft direction,Cam shaftOne side of cam bearingThe two exhaust valves are connected to the camshaft while being opened and closed by one intake rocker arm that is driven to swing by an intake cam provided on the camshaft.The other side of the cam bearingIt is opened and closed by one exhaust rocker arm that is driven to swing by an exhaust cam provided on theThe rocker shaft that swingably supports the intake rocker arm and the exhaust rocker arm is parallel to the cam shaft at a position closer to the cylinder bore center than the cam shaft in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in a plan view. Among the intake rocker arm and exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located at the foremost side, the lever ratio of the rocker arm located at the front side is set smaller than the lever ratio of the rocker arm located at the rear side. IsIt is characterized by that.
 Here, the “positions deviated from the cylinder bores” include the position slightly forward of the cylinder bore located at the most front side, the position between the cylinder bores, and the rearmost side in the direction in which the cylinder bore center line extends, that is, the engine longitudinal direction. And a position slightly rearward of the cylinder bore located in the position. The above-mentioned “direction perpendicular to the cylinder bore center line in plan view” means the width direction of the engine.
[0010]
 In the direct injection diesel engine according to the first basic aspect, the cam bearing portion basically corresponds to a position corresponding to the cylinder bore center portion in the direction in which the cylinder bore center line extends, that is, the longitudinal direction (front-rear direction) of the engine ( Hereinafter, this position is referred to as “bore center corresponding position”), while the head bolt hole is disposed at a position away from the cylinder bore. Therefore, the cam bearing portion and the head bolt screwed into the head bolt hole do not interfere with each other in the layout. For this reason, the camshaft can be disposed close to the center of the cylinder bore when viewed in the width direction of the engine, and as a result, the engine can be made compact in the width direction.
 In general, each cylinder has two intake valves and two exhaust valves, both intake valves are opened and closed by a camshaft via one intake rocker arm, and both exhaust valves are one exhaust rocker arm. A direct-injection diesel engine having a basic structure in which a transmission body is provided that is driven to open and close by the camshaft via a camshaft, while a transmission body that is driven and connected to an engine output shaft via a winding transmission member is provided at the front end portion of the camshaft Has the following characteristics. That is, firstly, in the intake rocker arm and the exhaust rocker arm, when viewed in a direction perpendicular to the axial direction of the cam shaft in a plan view, the length between the contact point and the swing fulcrum, the contact point and the swing point. The lever ratio defined by the ratio of lengths between fulcrums is different. Here, the pushing contact point of the intake rocker arm is located at an intermediate position between the center portions of the two intake valves in plan view, and the pushing contact point of the exhaust rocker arm is located at an intermediate position between the center portions of the two exhaust valves in plan view. . Secondly, since a transmission body that is drivingly connected to the engine output shaft via the winding transmission member is disposed at the front end portion of the camshaft, the transmission body is provided at the cam bearing portion located at the engine front end portion. As a result, a tensile force acts from the engine output shaft side, and the load condition of the cam bearing portion becomes severer than that of the other cam bearing portions.
 Thus, in the direct injection diesel engine according to the first basic aspect of the present invention, the cam bearing portion is further disposed at the bore center corresponding position, and the intake rocker arm and the exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located at the foremost side are arranged. Of these, the lever ratio of the rocker arm positioned on the front side is set smaller than the lever ratio of the rocker arm positioned on the rear side. According to such a configuration, the rocker arm located on the front side of the cylinder bore located on the most front side is located on the front side relative to the cam bearing portion disposed at the bore center corresponding position with respect to the cylinder bore, and therefore, based on the reaction force of the rocker arm. The load acts on the cam bearing portion located at the front end of the engine. However, since the rocker arm located on the rear side of the cylinder bore is located on the rear side of the cam bearing portion disposed at the bore center corresponding position with respect to the cylinder bore, the load based on the reaction force of the rocker arm is applied to the engine front end. It does not act on the cam bearing part located. Further, since the lever ratio of the rocker arm located on the front side is relatively small (at least smaller than the lever ratio of the rocker arm located on the rear side), the load based on the reaction force of the rocker arm located on the front side is relatively small. Moreover, the load based on the reaction force of the rocker arm located on the front side is shared and received by the cam bearing portion located at the front end of the engine and the second cam bearing portion from the front. For this reason, the load which acts on the cam bearing part located in the engine front end part based on the reaction force of the rocker arm located in the front side becomes very small.
 That is, the total load applied to the cam bearing portion located at the front end of the engine is based on the load from the transmission body and the reaction force of the rocker arm with the smaller lever ratio of the two rocker arms corresponding to the cylinder bore located on the frontmost side. Only a part of the load (burden part). On the other hand, for example, in a conventional direct injection diesel engine in which the cam bearing portion is disposed at a position between the cylinder bores, the cam bearing portion located at the front end of the engine includes a load from the transmission body and a cylinder bore located at the foremost side. A part of the load based on the reaction force of the two rocker arms corresponding to (the burden portion between the second cam bearing portion from the front) acts. Therefore, in this direct injection type diesel engine according to the present invention, compared to the conventional direct injection type diesel engine, the load acting on the cam bearing portion located at the front end portion of the engine is reduced, and the cam bearing located at the engine front end portion accordingly. The reliability of the part can be improved, and the diameter or width of the cam bearing part can be reduced, so that the cam bearing part can be made compact and the diesel engine can be made compact.
[0011]
In the direct injection type diesel engine according to the first basic aspect, the intake rocker arm is located at an intermediate position between the abutment portion that abuts the intake cam and the central portions of the two intake valves in plan view. The exhaust rocker arm is located at an intermediate position between the abutting portion that abuts the exhaust cam and the central portions of the two exhaust valves in a plan view. A pressing portion that presses the two exhaust valves at the same timing, and for at least one of the two rocker arms, the pressing portion is in contact with the abutting portion as viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends. It is preferable to deviate toward the center of the cylinder bore. Specifically, only in the intake rocker arm, the pressing portion may be deviated from the contact portion. Further, in both the intake rocker arm and the exhaust rocker arm, the pressing portion may be displaced toward the cylinder bore center side with respect to the abutting portion. In this case, the displacement amount of the intake rocker arm is the exhaust amount. It is preferable that the displacement amount of the rocker arm is larger.
[0012]
Generally, each cylinder bore (cylinder) is provided with two intake valves and two exhaust valves, both intake valves are driven to open and close by a camshaft via one intake rocker arm, and both exhaust valves are used for one exhaust. In a direct injection diesel engine having a basic configuration in which the camshaft is driven to open and close via a rocker arm, when both intake valves and both exhaust valves are arranged in a staggered manner, both the intake valves and both exhaust valves are both Compared to the case where they are arranged in parallel in the direction orthogonal to the axis of the camshaft, the pushing portion of the intake rocker arm corresponding to the middle position of both central portions of both intake valves and the middle of both central portions of both exhaust valves The pushing portion of the exhaust rocker arm corresponding to the position is displaced to the cylinder bore center side in the longitudinal direction of the engine. Therefore, when each rocker arm has a shape extending in a direction perpendicular to the axial direction of the cam shaft in plan view, that is, a straight line connecting the pressing portion and the abutting portion extends in a direction perpendicular to the axial direction of the cam shaft. In the case of the shape, the contact portions of the two rocker arms are close to each other in the axial direction of the cam shaft, and it is difficult to arrange the cam bearing portion at a position between them, that is, a position corresponding to the bore center. Even if the cam bearing portion is intentionally arranged at the position corresponding to the bore center in spite of such difficulties, if the head bolt arrangement structure is a six-tightening structure, the interference between the head bolt hole and the cam bearing portion. In order to avoid this, the cam bearing portion needs to be largely separated in the direction opposite to the cylinder bore center side in the engine width direction.
[0013]
However, according to these direct-injection diesel engines according to the present invention, at least one of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm has a pressing portion with respect to the abutting portion on the bore center side in the axial direction of the camshaft. Since it is deviated, even if the distance between the pressing parts of both rocker arms is narrow, the distance between the contact parts becomes wide. For this reason, it becomes very easy to arrange the cam bearing portion between the two contact portions, that is, at the position corresponding to the bore center.
[0014]
Further, as described above, when the cam bearing portion is arranged at the position between the cylinder bores, mutual interference occurs between the cam bearing portion and the head bolt hole. However, in the direct injection diesel engine according to the present invention, the head bolt hole is not provided. The camshaft is only positioned at a position deviated from the cylinder bore as viewed in the camshaft axial direction, that is, slightly forward of the frontmost cylinder bore, between the cylinder bores, or slightly rearward of the rearmost cylinder bore. As a result, there is no head bolt hole at a position corresponding to the center of the cylinder bore. Therefore, the cam bearing portion can be arranged as close as possible to the cylinder bore in the width direction of the engine, in other words, the cam shaft can be arranged as close as possible to the cylinder bore center side.
[0015]
In other words, according to these direct injection diesel engines according to the present invention, the two intake valves and the two exhaust valves are arranged in a staggered manner, so that the pushing portion of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm are seen in the longitudinal direction of the engine. Both of the pusher contact parts are close to the center of the cylinder bore, but the pusher parts of each rocker arm are offset from the abutment part toward the center of the cylinder bore. And the abutting portion of the exhaust rocker arm are disposed at positions relatively distant from the bore center corresponding position, and the cam bearing portion can be easily disposed at the bore center corresponding position. Thus, by disposing the cam bearing portion at the position corresponding to the bore center, the camshaft can be made as close as possible to the cylinder bore center side, so that the dimension in the width direction of the engine can be made as small as possible. The engine can be made compact in the width direction of the engine.
[0016]
In each direct injection diesel engine according to the first basic aspect of the present invention or the modification thereof, the rocker shaft that supports the intake rocker arm and the exhaust rocker arm in a swingable manner extends in the direction in which the center line of the cylinder bore extends in a plan view. It is preferable that the cylinder shaft is disposed so as to be parallel to the cam shaft at a position closer to the cylinder bore than the cam shaft in the vertical direction, and the cam shaft is disposed at a position lower than the rocker shaft. In this case, the camshaft is disposed below the intake rocker arm or the exhaust rocker arm. That is, the intake cam or the exhaust cam provided on the cam shaft comes into contact with the lower surface of the intake rocker arm or the exhaust rocker arm, respectively. In this way, the height of the engine is suppressed, and the engine can be made compact in the vertical direction.
[0017]
In each direct injection type diesel engine according to the first basic aspect of the present invention or the modification thereof, it is preferable that the cam bearing portion has a cam cap fastened and fixed to the cylinder head. In this way, the cam shaft can be easily attached to or removed from the cylinder head.
[0018]
In the direct injection diesel engine according to the first basic aspect of the present invention or the modification thereof, the arm length of the rocker arm having the smaller displacement amount with respect to the abutting portion of the pressing portion of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm. However, it is preferably shorter than the arm length of the other rocker arm. By doing this, the arm length of the rocker arm with the larger displacement amount with respect to the abutting portion of the pressing portion becomes longer, and the inclination of the rocker arm with respect to the direction perpendicular to the cylinder bore center line in plan view or the bending of the rocker arm. Is prevented from becoming too large, and the strength or durability of the rocker arm is enhanced.
[0019]
Further, in the direct injection diesel engine according to the first basic aspect of the present invention or the modification thereof, the valve diameter of the intake valve is set larger than the valve diameter of the exhaust valve, and the lever ratio of the intake rocker arm is It is preferable to set it larger than the lever ratio of the rocker arm. In this case, it is preferable that the arm length of the intake rocker arm is longer than the arm length of the exhaust rocker arm. In this way, the passage sectional area of the intake port that is opened and closed by the intake valve is increased, the amount of air supplied to the combustion chamber is increased, and the engine output is increased.
[0024]
 First of the present invention2In the direct injection diesel engine according to the first basic aspect of the present invention, the intake rocker arm includes a cam contact portion that contacts the intake cam, and two central portions of the two intake valves in plan view. The exhaust rocker arm has a cam abutting portion that abuts the exhaust cam, and a plan view of the two exhaust valves. And a pressing portion that presses the two exhaust valves at the same timing and is positioned at an intermediate position between the two central portions. At least one of the two rocker arms is pressed in the direction in which the cylinder bore center line extends. The part is displaced to the cylinder bore center side with respect to the contact part, and the rocker shaft that supports the intake rocker arm and the exhaust rocker arm in a swingable manner is perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in plan view The cam bearing portion has a cam cap that is fastened and fixed to the cylinder head at the position closer to the cylinder bore center than the cam shaft. Among the intake rocker arm and the exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located at the front, the lever ratio of the rocker arm located on the front side is set smaller than the lever ratio of the rocker arm located on the rear side. .
[0025]
 First of the present invention2In the direct injection diesel engine according to the basic aspect, in addition to the actions and effects obtained by the direct injection diesel engine according to the first basic aspect, the following specific operational effects are obtained. That is, the cam bearing portion is basically disposed at the bore center corresponding position, and the lever ratio of the rocker arm located on the front side among the intake rocker arm and the exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located on the most front side is on the rear side. Because it is set to be smaller than the lever ratio of the rocker arm that is located, the load applied to the cam bearing portion located at the front end of the engine is smaller than that of a conventional direct injection diesel engine in which the cam bearing portion is disposed between the cylinder bores. Accordingly, the cam bearing portion positioned at the front end of the engine is made compact, and the engine is made compact. Further, since the cam bearing portion is fastened and fixed to the cylinder head using the cam cap, the cam shaft can be easily attached to or removed from the cylinder head. As in the case of the direct injection diesel engine according to the modification of the first basic aspect of the present invention, the push contact is displaced toward the cylinder bore center side with respect to the contact point, so that the bore center of the cam bearing portion is Arrangement to the corresponding position becomes easy.
[0026]
 First of the present invention1Or the second2In the direct injection diesel engine according to the basic aspect, it is preferable that the lever ratio of the exhaust rocker arm is set smaller than the lever ratio of the intake rocker arm. In this way,1Or the second2In addition to the operations and effects of the direct injection diesel engine according to the basic mode, the following specific operations and effects can be obtained. That is, in general, in an engine, the diameter dimension of the intake port is set larger than the diameter dimension of the exhaust valve in order to increase the charging efficiency of the intake air. As a result, the diameter of the intake valve is inevitably larger than the diameter of the exhaust valve, and the driving force of the valve is also larger for the intake valve than for the exhaust valve. Therefore, among the exhaust rocker arm and the intake rocker arm provided for each cylinder bore, the lever ratio of the exhaust rocker arm corresponding to the exhaust valve with the small valve driving force is set to the lever ratio of the intake rocker arm with the large valve driving force. By reducing the lever ratio and disposing the exhaust rocker arm on the front side of the cam bearing portion arranged at the position corresponding to the bore center, the load on the cam bearing portion located at the front end of the engine is further reduced. Will be. Thus, in this direct injection type diesel engine, the above configuration further enhances the reliability of the cam bearing portion located at the front end portion of the engine and further promotes downsizing of the engine.
[0027]
In each of the direct injection diesel engines according to the present invention, in the case where the cam bearing portion has a cam cap fastened and fixed to the cylinder head, the rocker shaft is connected to the cam cap by a bolt for fastening the cam cap. It is preferable that the head bolt hole disposed on the cam shaft side of the cylinder bore center line in the head bolt hole is disposed at a position overlapping the rocker shaft in plan view, while being fixed integrally by fastening.
[0028]
In this way, the following specific actions and effects can be obtained. That is, according to the above configuration, the rocker shaft can be brought closer to the bore center side regardless of the presence of the head bolt hole. In addition, when the rocker shaft is attached to the cylinder head using an attachment member different from the cam cap, the cam cap and the attachment member are arranged apart from each other in the engine width direction to avoid mutual interference. There is a need. However, in this direct injection type diesel engine according to the present invention, since the rocker shaft is fixed together with the cam cap by a bolt for fastening the cam cap, the above-mentioned problems do not occur, and accordingly The rocker shaft and cam shaft can be brought closer to the cylinder bore center side. These synergistic effects further promote downsizing of the engine in the width direction.
[0029]
Further, in each of the direct injection diesel engines according to the present invention, the front end portion of the rocker shaft is fitted in the direction in which the cylinder bore center line extends with respect to the support portion provided in the cam bearing portion located at the front end of the engine. It is preferably fixed.
[0030]
In this way, the following specific actions and effects can be obtained. That is, the front end portion of the rocker shaft is fitted and fixed in the axial direction of the rocker shaft with respect to the support portion provided on the cam bearing portion located at the front end portion of the engine. The structure is simplified and the workability at the time of attaching or removing the rocker shaft is improved as compared with the case where it is fixed to the cylinder head by, for example. Further, for example, when a head bolt is disposed in the vicinity of the front end portion of the rocker shaft, if the front end portion of the rocker shaft is fastened to the cylinder head with a bolt, interference between the bolt and the head bolt is avoided. Therefore, it is necessary to secure a space for disposing the bolt by shifting the position of the cam bearing portion located at the front end portion of the engine forward, and as a result, the longitudinal dimension of the engine increases. However, as in the case of the direct injection diesel engine according to the present invention, if the front end portion of the rocker shaft is fitted and fixed to the support portion provided in the cam bearing portion located at the front end portion of the engine, such bolts are arranged. It is no longer necessary to secure space. Therefore, the cam bearing portion positioned at the front end portion of the engine can be brought closer to the cylinder bore positioned at the most front side, so that the engine can be made more compact in the longitudinal direction.
[0031]
 First of the present invention3In the direct injection diesel engine according to the basic aspect of the present invention or a modification thereof, the basic aspect of the present invention is a single diagonal line having a vertex at the center of each of the four head bolt holes arranged around each cylinder bore. An opening to the combustion chamber of one intake port and an opening to the combustion chamber of one exhaust port are disposed above, and the exhaust bolt and a head bolt located on the diagonal line and facing the exhaust port Warp from the bottom wall of the water jacket between the bolt boss part of the hole.TajiA rib protruding in the jacket is provided. In this direct injection type diesel engine, the wall of the intake port is warped upstream in the intake flow direction.TajiIt is coupled to the upper wall of the jacket, while the wall of the exhaust port and the warTajiA space is preferably formed between the upper wall of the jacket.
[0032]
Generally, in a direct injection type diesel engine, the wall of the intake port is coupled to the upper wall of the water jacket on the upstream side in the intake flow direction on the intake port side, so that the rigidity of the water jacket wall around the intake port is relatively high. On the other hand, on the exhaust port side, since a space is formed between the wall of the exhaust port and the upper wall of the water jacket, the rigidity of the water jacket wall around the exhaust port is relatively low. Therefore, in these direct injection diesel engines according to the present invention, a rib is provided on the exhaust port side to increase the rigidity of the water jacket wall around the exhaust port, thereby improving the sealing performance of the cylinder bore on the exhaust port side. ing.
[0033]
On the other hand, on the intake port side, a tensile stress is induced in the water jacket wall around the intake port due to the fastening force of the head bolt, and the tensile stress may cause a crack in the water jacket wall around the intake port. Therefore, in order to relieve the tensile stress on the intake port side, it is better not to increase the rigidity of the water jacket wall around the intake port. Therefore, in the direct injection diesel engine according to the present invention, no rib is provided on the intake port side. On the other hand, on the exhaust port side, compressive stress is induced on the water jacket wall around the exhaust port due to the fastening force of the head bolt. And since this compressive stress has the effect | action which suppresses generation | occurrence | production of a crack rather, even if a rib is provided in the exhaust port side and the rigidity is raised, there is no possibility that generation | occurrence | production of the crack in a water jacket wall will be promoted.
[0035]
 First of the present invention4The basic aspect of the present invention is a direct injection type diesel engine according to the basic aspect of the present invention or a modified example thereof, wherein a fuel injection nozzle is disposed at the center of the cylinder bore in a plan view, and a nozzle pressing member that fixes the fuel injection nozzle includes: It is arranged between the intake valve shaft and the exhaust valve shaft at a position opposite to the cam shaft with respect to the fuel injection nozzle. In this direct injection type diesel engine, it is preferable that an inlet pipe for supplying fuel to the fuel injection nozzle is disposed above the nozzle pressing member. In this case, the direction in which the nozzle pressing member extends and the inlet pipe in the plan view are arranged. More preferably, the extending direction is deviated. In addition, the inlet pipe preferably extends in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore centerline extends in the vicinity of the fuel injection nozzle.
[0036]
In these direct injection diesel engines, arrangement of the nozzle pressing member is facilitated. That is, the fuel injection nozzle is disposed in the vicinity of the center of the cylinder bore in plan view, and the nozzle pressing member is disposed at a position relatively close to the fuel injection nozzle. Thus, in the direct injection type diesel engine according to the present invention, the cam bearing portion is arranged at the position corresponding to the bore center, and therefore the layout is very difficult when the nozzle pressing member is arranged on the cam shaft side. However, since the nozzle pressing member is arranged on the side opposite to the cam shaft in this way, the layout of the nozzle pressing member becomes extremely easy. Further, when the inlet pipe is disposed above the nozzle pressing member, the nozzle pressing member does not interfere with the inlet pipe, so that the layout of the nozzle pressing member is further facilitated. When the direction in which the nozzle pressing member extends is different from the direction in which the inlet piping extends, or when the inlet piping extends in the width direction of the engine near the fuel injection nozzle, the layout of the nozzle pressing member becomes even easier. .
[0037]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a direct injection diesel engine according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0038]
As shown in FIGS. 1 and 2, a four-cylinder direct injection diesel engine 1 (hereinafter simply referred to as “engine 1”) for automobiles according to an embodiment of the present invention includes a cylinder block 2 and the cylinder block 2. A cylinder head 3 attached to the upper side of the cylinder head 3 and a head cover 4 (see FIG. 3) attached to the upper side of the cylinder head 3 are provided.
In the following, for convenience, the cylinder arrangement direction, that is, the direction in which the cylinder bore center line that is a straight line passing through the center of each cylinder bore in plan view, that is, the direction in which the axis of the engine output shaft extends (left and right in FIG. A direction perpendicular to the engine longitudinal direction in plan view is referred to as an “engine width direction”. Further, the side (left side in FIG. 1) where the belt pulley 41 is disposed in the longitudinal direction of the engine is referred to as “front”, and the opposite side is referred to as “rear”. Furthermore, the side on which the camshaft 6 is disposed in the engine width direction is referred to as “right”, and the opposite side is referred to as “left”.
[0039]
This engine 1 is a so-called SOHC (single over head cam) type multi-valve direct injection diesel engine, and is located at a position displaced to the left of the center of the cylinder head 3 in the engine width direction. The four cylinders 5A to 5D are arranged in a line at a predetermined interval in the longitudinal direction of the cylinder head 3, that is, the engine longitudinal direction (engine longitudinal direction), while the cam shaft 6 is displaced to the right side. These are arranged so that the axis thereof faces the engine longitudinal direction, that is, in parallel with the cylinder bore center line. The engine 1 has a head bolt arrangement structure with a four-tightening structure, and the head bolts 25 are arranged at positions between the cylinder bores so as to surround the cylinders 5A to 5D in a square shape. .
[0040]
Further, at positions corresponding to the cylinder bore central portions of the cylinders 5A to 5D of the cylinder head 3, the fuel injection valve 26 (fuel injection nozzle) is arranged so that the injection hole faces the combustion chamber, and the axis thereof is It arrange | positions so that it may face the direction (up-down direction) where a cylinder axis line extends. In each of the cylinders 5A to 5D, two exhaust ports 33 and two intake ports 34 open to the combustion chamber 13 around the fuel injection valve 26, respectively. Each exhaust port 33 is provided with an exhaust valve 35, while each intake port 34 is provided with an intake valve 36 having a larger valve diameter than the exhaust valve 35. Each exhaust valve 35 and each intake valve 36 are camped via an exhaust rocker arm 16 and an intake rocker arm 19 attached to predetermined positions corresponding to the cylinders 5A to 5D of the rocker shaft 15, respectively. The shaft 6 is driven to open and close. Here, the rocker shaft 15 is arranged so as to be parallel to the cam shaft 6 at an intermediate position between the cylinder bore center portion of each of the cylinders 5A to 5D and the cam shaft 6 when viewed in the engine width direction.
[0041]
Hereinafter, the positional relationship of each exhaust valve 35 and each intake valve 36 in the cylinder bore will be described. The two exhaust valves 35 are located on the front side of the center portion of the cylinder bore in the engine longitudinal direction (cylinder arrangement direction). The exhaust valves 35 are arranged side by side so that a straight line connecting the center portions of the two exhaust valves 35 has a predetermined inclination angle with respect to the cylinder bore center line in a plan view. On the other hand, the two intake valves 36 are located on the rear side of the center portion of the cylinder bore in the engine longitudinal direction. The intake valves 36 are arranged obliquely side by side so that a straight line connecting the center portions of the intake valves 36 in a plan view has a predetermined inclination angle with respect to the cylinder bore center line. Here, the two exhaust valves 35 and the two intake valves 36 disposed so as to sandwich the cylinder bore center portion as viewed in the longitudinal direction of the engine rotate by a predetermined angle clockwise around the cylinder bore center portion in plan view. It is arranged at the position. Accordingly, the exhaust valves 35 and the intake valves 36 are arranged in a staggered manner in the engine longitudinal direction (cylinder arrangement direction).
[0042]
Thus, since the two exhaust valves 35 and the two intake valves 36 are arranged in a staggered manner, the intermediate position between the two exhaust valves 35 (the position corresponding to the pressing portion 18 of the exhaust rocker arm 16 described later) is Position closer to the camshaft 6 than the center of the cylinder bore (distance R from the axis of the rocker shaft 15)₁Come to the (only distant position). On the other hand, an intermediate position between the intake valves 36 (a position corresponding to the pressing portion 21 of the intake rocker arm 19 described later) is a position farther from the cam shaft 6 than the center of the cylinder bore (a distance R from the axis of the rocker shaft 15).₂Come to the (only distant position). Further, the intermediate position of both exhaust valves 35 and the intermediate position of both intake valves 36 are such that both the exhaust valves 35 and both intake valves 36 are aligned in the engine width direction, that is, in a direction perpendicular to the cylinder bore center line in plan view. Compared with the case where the cylinder bore is disposed, the engine bore is displaced toward the center of the cylinder bore by a predetermined dimension in the engine longitudinal direction.
[0043]
The cam shaft 6 is provided with seven journal portions 7a to 7g at predetermined positions in the axial direction at predetermined intervals. Further, the camshaft 6 is provided with an exhaust cam 8 and an intake cam 9 respectively before and after four journal portions 7b to 7e corresponding to the cylinder bore central portions of the cylinders 5A to 5D. Further, the front end portion 6a of the cam shaft 6 is connected to an unillustrated engine output shaft via a not-illustrated timing belt (corresponding to a “winding transmission member” described in claims). A belt pulley 41 that is rotationally driven (corresponding to a “transmission body” described in claims) is attached. Further, a drive gear 44 is attached to the camshaft 6 between the journal portion 7f and the journal portion 7g in the vicinity of the rear end portion 6b. Here, the belt pulley 41 protrudes forward from the front end of the engine near the upper surface of the cylinder head 3. The drive gear 44 is housed in a gear housing chamber 50 provided in the cylinder head 3. In such a state, the cam shaft 6 is arranged so that the axis thereof faces the engine longitudinal direction, that is, the cylinder arrangement direction. The cam shaft 6 is attached to the cylinder head 3 in a state where the journal portions 7a to 7g are rotatably supported by the corresponding cam bearing portions 10A to 10G.
[0044]
Hereinafter, the first to seventh cam bearing portions 10A to 10G will be described. Among these cam bearing portions 10A to 10G, the first cam bearing portion 10A is disposed at the engine front end portion. The second to fifth cam bearing portions 10B to 10E are arranged at positions corresponding to the cylinder bore central portions of the cylinders 5A to 5D in the engine longitudinal direction, that is, positions corresponding to the bore centers. Further, the sixth cam bearing portion 10F and the seventh cam bearing portion 10G are disposed in front of and behind the gear storage chamber 50, respectively.
[0045]
As shown in FIGS. 3 and 4, the first cam bearing portion 10 A includes a first type cam cap 11 A that is fastened and fixed to the cylinder head 3 using a pair of cap bolts 12. The first type cam cap 11A includes a semicircular cam shaft support portion 27 for supporting the cam shaft 6 on the lower surface thereof. Then, in the first cam bearing portion 10A, at the position obliquely above the cam shaft support portion 27, the concave end 28 for press-fitting in the shape of a concave hole into which the front end portion 15a of the rocker shaft 15 is fitted and fixed by press fitting (patented) (Corresponding to “supporting portion” described in the claims). One end of an oil passage 29 communicating with an oil passage 39 in the cylinder head 3 is opened in the press-fitting recess 28. Further, the arc-shaped outer peripheral surface of the first type cam cap 11 A is a sealing surface for the head cover 4. The formation position of the press-fit recess 28 in the width direction of the first type cam cap 11A is such that the press-fit recess 28 is in the camshaft when the first type cam cap 11A is fastened and fixed to the cylinder head 3. The position is set so as to be close to each head bolt 25 located on the 6 side (see FIGS. 1 and 3).
[0046]
On the other hand, each of the second to sixth cam bearing portions 10B to 10F includes a second type cam cap 11B. As shown in FIGS. 1 and 2, these second type cam caps 11 B are provided with a semicircular cam shaft support portion 10 Ba for supporting the cam shaft 6 on the lower surface thereof. Further, the second type cam cap 11B is provided with a rocker shaft support portion 10Bb for supporting the rocker shaft 15 on the upper surface thereof. The second type cam cap 11B is fastened and fixed to the cylinder head 3 by a pair of cap bolts 12. Of the pair of cap bolts 12, the cap bolt 12 located on the cylinder bore center side in the engine width direction passes through the rocker shaft 15 placed on the rocker shaft support portion 10Bb in the vertical direction. The rocker shaft 15 and the second type cam cap 11B are fastened to the cylinder head 3 together (a joint fastening structure).
[0047]
The seventh cam bearing portion 10 G supports the rear end portion 6 b of the cam shaft 6 on the rear side of the drive gear 44. The seventh cam bearing portion 10G includes a third type cam cap 11C. Since the structure of the third type cam cap 11C is the same as that of the first type cam cap 11A in which the press-fitting recess 28 is removed, detailed description of the structure of the third type cam cap 11C is omitted. To do.
[0048]
Further, a vacuum pump 42 disposed at the rear end portion of the cylinder head 3 is connected to the rear end portion 6b of the cam shaft 6. As a result, the vacuum pump 42 is driven by the engine output shaft via the cam shaft 6. It has become so. The drive gear 44 meshes with a driven gear 45 connected to a power steering hydraulic pump 43 attached to the rear end of the cylinder head 3. As a result, the hydraulic pump 43 is also connected via the camshaft 6. Driven by the engine output shaft.
[0049]
The rocker shaft 15 is configured by a pipe (hollow member) having a predetermined diameter, and extends in the engine longitudinal direction (cylinder arrangement direction) at a position closer to the center of the cylinder bore center than the cam shaft 6 in the engine width direction. Are arranged. The front end portion 15a of the rocker shaft 15 is press-fitted and fitted into the press-fit recess 28 of the first type cam cap 11A. On the other hand, the rear end portion 15b of the rocker shaft 15 is closed by a blind cap (not shown), and is fastened to the cylinder head 3 together with the cam cap 11B of the sixth cam bearing portion 10F. Further, the four intermediate portions of the rocker shaft 15 in the longitudinal direction of the engine are cylinders together with the corresponding second type cam caps 11B at positions corresponding to the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E, respectively. It is fixed to the head 3 by fastening.
[0050]
In the mounting structure of the rocker shaft 15, as is apparent from FIGS. 1, 3, and 4, the head bolts 25 are arranged below the rocker shaft 15 with a predetermined interval. The rocker shaft 15 functions as a supply passage for lubricating oil to the valve operating mechanism. Thus, the lubricating oil introduced into the rocker shaft 15 from the oil passage 39 of the cylinder block 2 through the oil passage 29 of the first type cam cap 11A passes through the inside (hollow portion) of the rocker shaft 15 to It is distributed and supplied to the rocker arms 16 and 19 provided in the cylinders 5A to 5D.
[0051]
An exhaust rocker arm 16 and an intake rocker arm 19 provided for each cylinder are swingably attached to predetermined positions corresponding to the cylinders 5A to 5D of the rocker shaft 15 as viewed in the longitudinal direction of the engine. Yes. Since the exhaust rocker arm 16 and the intake rocker arm 19 have the same basic structure, the exhaust rocker arm 16 will be described as a specific example first, and then the intake rocker arm will be described with the aid of this. The structure 19 will be described, and then the relative positional relationship between the rocker arms 16 and 19 will be described.
[0052]
As shown in FIGS. 1 and 2, one end (right end portion) of the exhaust rocker arm 16 is provided with a cam roller 17 that contacts an exhaust cam 8 provided on the camshaft 6 (described in claims). (Corresponding to the “contact portion”), and the other end (left end portion) is provided with a pressing portion 18 that presses the two exhaust valves 35 together via the pressing member 23.
[0053]
As shown in FIGS. 5 to 7 in an enlarged manner, in the exhaust rocker arm 16, the cam roller 17 is rotatably supported by a shaft member 62 attached to one end 61. A hole 64 for inserting the rocker shaft 15 is provided in the substantially central portion of the exhaust rocker arm 16. Further, the exhaust rocker arm 16 is provided with an oil passage 65 having one end opening in the hole 64 and extending toward the other end 63 of the exhaust rocker arm 16.
[0054]
Again, as shown in FIGS. 1 and 2, the pressing member 23 has a substantially T-shape, and is arranged upright on the cylinder head 3 at the center position between the shafts of the two exhaust valves 35. Guided by the guide shaft 24, it can reciprocate up and down. Then, both end portions of the pressing member 23 are in contact with corresponding one heads in the exhaust valves 35, respectively. Therefore, when the exhaust rocker arm 16 swings as the cam shaft 6 rotates, the exhaust valves 35 are driven to open and close together at the same timing.
[0055]
On the other hand, one end (right end) of the intake rocker arm 19 has a cam roller 20 (corresponding to a “contact portion” described in claims) that contacts the intake cam 9 provided on the cam shaft 6. The other end (left end) is provided with a pressing portion 21 that presses the two intake valves 36 together via a pressing member (not shown) having the same structure and function as in the case of the exhaust rocker arm 16. Is provided.
[0056]
As shown in enlarged views in FIGS. 8 to 10, in the intake rocker arm 19, the cam roller 20 is rotatably supported by a shaft member 68 attached to one end 67. A hole 70 for inserting the rocker shaft 15 is provided in the substantially central portion of the intake rocker arm 19. Further, the intake rocker arm 19 is provided with an oil passage 71 having one end opening in the hole 70 and extending toward the other end 69 of the intake rocker arm 19.
Thus, when the intake rocker arm 19 swings as the cam shaft 6 rotates, the intake valves 36 are driven to open and close together at the same timing.
[0057]
As is clear from FIG. 1, the exhaust rocker arm 16 and the intake rocker arm 19 are configured so that the pressing portions 18 and 21 are in the longitudinal direction of the engine, that is, the axis of the rocker shaft 15 with respect to the cam rollers 17 and 20, respectively. It has a planar shape that is displaced toward the center of the cylinder bore when viewed in the direction.
[0058]
The engine 1 according to the present invention having such a structure has the following specific advantages that the conventional engine of the same type does not have.
[0059]
That is, first, in the engine 1, two exhaust valves 35 and two intake valves 36 provided for each of the cylinders 5A to 5D are staggered in the engine longitudinal direction (the axial direction of the camshaft 6). In addition, both exhaust valves 35 and both intake valves 36 have a basic configuration that is driven by the camshaft 6 via one exhaust rocker arm 16 and one intake rocker arm 19, respectively. Thus, in each rocker arm 16, 19, each pressing portion that presses each pressing member 23 disposed at an intermediate position between the shaft centers of both exhaust valves 35 or an intermediate position between the shaft cores of both intake valves 36. 18 and 21 in the longitudinal direction of the engine compared to the case where both the exhaust valves 35 and both the intake valves 36 are arranged side by side in the engine width direction (a direction perpendicular to the axial direction of the camshaft 6 in plan view). Thus, the cylinder bore is shifted to the center of the cylinder bore. Therefore, if the rocker arms 16 and 19 are arranged so as to extend in the engine width direction in plan view, that is, the straight line connecting the pressing portions 18 and 21 and the cam rollers 17 and 20 is arranged so as to extend in the engine width direction. When this is done, the cam rollers 17 and 20 of the rocker arms 16 and 19 are close to each other in the longitudinal direction of the engine, and it is difficult to arrange the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E between them, that is, at positions corresponding to the bore center. Become. Further, in the case where the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E are to be arranged at positions corresponding to the bore center in spite of such difficulties, if the arrangement structure of the head bolts 25 is a six-tightening structure, In order to avoid mutual interference between the bolts 25 and the cam bearing portions 10B to 10E, the cam bearing portions 10B to 10E need to be largely separated in the direction opposite to the cylinder bore center portion in the engine width direction.
Each head bolt 25 is screwed into the head bolt hole 38 using the head bolt seat 30.
[0060]
However, in the engine 1 according to this embodiment, the pressing portions 18 and 21 of the exhaust rocker arm 16 and the intake rocker arm 19 are respectively located on the cylinder bore center side in the engine longitudinal direction with respect to the cam rollers 17 and 20. Since it is displaced, the space | interval between both the cam rollers 17 and 20 becomes wide. Therefore, it becomes easy to arrange the cam bearing portions 10B to 10E at the bore center corresponding positions.
[0061]
Further, when the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E are arranged at the bore center corresponding position in this way, if a part of the head bolt 25 is arranged at the bore center corresponding position, the second to fifth cam bearings are arranged. There arises a problem that the parts 10B to 10E and the head bolt 25 interfere with each other. However, in the engine 1 according to this embodiment, the head bolt 25 is disposed at a position deviated from the cylinder bore in the longitudinal direction of the engine, that is, slightly forward of the first cylinder 5A located at the most front side, and the position between the cylinder bores. The head bolt 25 is disposed at a position corresponding to the center of the cylinder bore in the longitudinal direction of the engine (the axial direction of the camshaft 6) because it is only disposed slightly behind the fourth cylinder 5D located on the rearmost side. Does not exist.
[0062]
Accordingly, the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E are arranged as close to the cylinder bore center as possible in the engine width direction, in other words, the cam shaft 6 is moved as close to the cylinder bore center as possible. Can be arranged. For this reason, the dimension in the width direction of the engine 1 can be made as small as possible, and the engine 1 in the engine width direction can be made compact.
[0063]
Secondly, in general, when the belt pulley 41 that is driven and connected to the engine output shaft and the timing belt is arranged at the front end portion 6a of the camshaft 6 as in the engine 1 according to this embodiment, the engine A tensile force acts on the first cam bearing portion 10 A located at the front end portion from the engine output shaft side via the belt pulley 41. Furthermore, a part of the load (burden portion) caused by the reaction force of the rocker arm located on the front side of the second cam bearing portion 10B acts on the first cam bearing portion 10A. For this reason, the load condition of the first cam bearing portion 10A is severer than that of the other cam bearing portions 10B to 10G.
[0064]
Thus, in the engine 1 according to this embodiment, the second cam bearing portion 10B is disposed at the position corresponding to the bore center, and at the front side of the exhaust rocker arm 16 and the intake rocker arm 19 corresponding to the first cylinder 5A. The lever ratio of the exhaust rocker arm 16 located is set smaller than the lever ratio of the intake rocker arm 19 located on the rear side. According to such a configuration, the exhaust rocker arm 16 of the first cylinder 5A is located in front of the second cam bearing portion 10B, so that a load based on the reaction force of the exhaust rocker arm 16 is applied to the first cam bearing portion 10A. Works. However, since the intake rocker arm 19 of the first cylinder 5A is positioned behind the second cam bearing portion 10B, the load based on the reaction force of the intake rocker arm 19 does not act on the first cam bearing portion 10A. . Further, since the lever ratio of the exhaust rocker arm 16 is smaller than the lever ratio of the intake rocker arm 19, the load based on the reaction force of the exhaust rocker arm 16 is relatively small. Moreover, the load based on the reaction force of the exhaust rocker arm 16 is shared and received by the first cam bearing portion 10A and the second cam bearing portion 10B. For this reason, the load acting on the first cam bearing portion 10A based on the reaction force of the exhaust rocker arm 16 of the first cylinder 5A becomes very small.
[0065]
That is, the total load applied to the first cam bearing portion 10A is based on the load from the belt pulley 41 and the reaction force of the exhaust rocker arm 16 having a small lever ratio of the two rocker arms 16 and 19 of the first cylinder 5A. Only a part (burden part). On the other hand, when the cam bearing portion is disposed at the position between the cylinder bores as in the conventional engine, the load from the belt pulley 41 and the two two cylinders of the first cylinder 5A are provided in the first cam bearing portion 10A. Part of the load (burden portion) based on the reaction force of the rocker arms 16 and 19 acts. Therefore, in the engine 1 according to this embodiment, the load acting on the first cam bearing portion 10A is smaller than that of the conventional engine, and the reliability of the first cam bearing portion 10A is increased accordingly, The diameter or width of the first cam bearing portion 10A can be reduced, and the first cam bearing portion 10A and thus the engine 1 can be made compact.
[0066]
Third, in the engine 1 according to this embodiment, in each of the cylinders 5A to 5D, the lever ratio of the exhaust rocker arm 16 located on the front side of the exhaust rocker arm 16 and the intake rocker arm 19 is located on the rear side. The lever ratio of the intake rocker arm 19 is set smaller than the lever ratio, and the umbrella diameter of the exhaust valve 35 is set smaller than the umbrella diameter of the intake valve 36. Therefore, the passage cross section of the intake port 34 opened and closed by the intake valve 36 is increased, and the charging efficiency of intake air and thus the engine output is increased.
[0067]
Fourthly, in the engine 1 according to this embodiment, a head bolt 25 positioned on the cam shaft 6 side as viewed in the engine width direction is disposed below the rocker shaft 15. For this reason, the rocker shaft 15 can be brought closer to the center of the cylinder bore regardless of the presence of the head bolt 25.
By the way, if the rocker shaft 15 is fastened to the cylinder head 3 using a mounting member different from the cam cap 11B, the cam cap 11B and the mounting member are spaced apart in the engine width direction. It is necessary to avoid mutual interference between the two. However, in this engine 1, the rocker shaft 15 is fixed together with the cam cap 11B by the cap bolt 12 together. Therefore, the above-described problems do not occur, and accordingly, the rocker shaft 15 and the cam shaft 6 can be brought closer to the cylinder bore center side in the engine width direction. These synergistic effects further promote downsizing of the engine 1 in the width direction.
[0068]
Fifth, in the engine 1 according to this embodiment, the front end portion 15a of the rocker shaft 15 is inserted into the press-fit recess 28 provided in the first cam bearing portion 10A in the axial direction of the rocker shaft 15 (engine longitudinal direction). ). Therefore, as compared with the conventional engine in which the front end portion 15a is bolted to the cylinder head 3, the structure is simplified and the workability at the time of attaching or removing the rocker shaft 15 is improved. .
For example, when the head bolt 25 is disposed in the vicinity of the front end portion 15a of the rocker shaft 15, if the front end portion 15a is fastened to the cylinder head 3 using a fastening bolt or the like, the fastening bolt and the head In order to avoid mutual interference with the bolt 25, it is necessary to shift the position of the first cam bearing portion 10A forward to secure a space for arranging the fastening bolt, and as a result, in the longitudinal direction of the engine 1 The dimensions will be large. However, in this engine 1, since the front end portion 15a of the rocker shaft 15 is fitted and fixed in the press-fit recess 28 provided in the first cam bearing portion 10A, a space for arranging such fastening bolts is provided. Need not be secured. Therefore, the first cam bearing portion 10A can be brought closer to the first cylinder 5A side in the engine longitudinal direction. Therefore, as shown in FIG. 1, the distance L between the first cam bearing portion 10A and the second cam bearing portion 10B.₁, Bore distance L₂As a result, the engine 1 can be made more compact in the longitudinal direction.
[0069]
By the way, in the cylinder head 3 of the engine 1 according to this embodiment, various devices have been devised in order to increase the strength or durability of the cylinder head wall or water jacket wall in the vicinity of each cylinder 5A to 5D. This will be described below.
As shown in FIGS. 11 to 15, in the cylinder head 3 of the engine 1, when viewed in the engine longitudinal direction (i.e., the cylinder head longitudinal direction), a pair of cylinder bore center lines are sandwiched only at positions displaced from the cylinder bores. The head bolt holes 38 are provided so that four head bolt holes 38 are positioned around each cylinder bore in a plan view. Here, in each of the cylinders 5A to 5D, the four head bolt holes 38 positioned around the cylinder bore are arranged at positions where a square is obtained when a quadrilateral is drawn with these central portions as apexes in plan view. ing. The head bolts 25 are screwed into the head bolt holes 38, respectively.
[0070]
For example, for the first cylinder 5A, of the four head bolt holes 38, a straight line Y passing through the center portion of the head bolt hole 38 located on the left front and the center portion of the head bolt hole 38 located on the right rear (the square On one diagonal line), an opening portion of the first intake port 34 to the combustion chamber 13 and an opening portion of the first exhaust port 33 to the combustion chamber 13 are arranged. Here, the first intake port 34 is the intake port 34 that is located farther from the left side surface of the cylinder head 3, that is, the intake side surface, in the engine width direction, of the two intake ports 34. The first exhaust port 33 is the exhaust port 33 that is located farther from the right side surface of the cylinder head 3, that is, the exhaust side surface, in the engine width direction, of the two exhaust ports 33. Note that combustion air is supplied to the intake ports 34 from the intake passage 32. Further, the exhaust gas is discharged from the both exhaust ports 33 to the exhaust passage 31.
The other cylinders 5B to 5D have the same structure.
[0071]
A water jacket 72 into which cooling water is introduced (or discharged) through the cross drill hole 74 and the like is formed in the cylinder head 3 in order to cool the engine 1. The cylinder head 3 is formed with a fuel injection valve insertion hole 73 into which the fuel injection valve 26 (fuel injection nozzle) is inserted at a position corresponding to the center of the cylinder bore in plan view. Further, the cylinder head 3 is provided with an exhaust port side vertical wall portion 75 and an intake port side vertical wall portion 77 swelled in the water jacket in order to preferably adjust the flow of the cooling water in the water jacket 72. It has been.
[0072]
Further, as shown in FIG. 16, the cylinder head 3 is formed with a shaft hole 79 for passing the valve shaft of the intake valve 36 and a shaft hole 80 for passing the valve shaft of the exhaust valve 35. Further, the cylinder head 3 is provided with a lubricating oil passage 82 for passing lubricating oil.
[0073]
12 and 17, in the cylinder head 3, the wall portion of the intake port 34 or the intake passage 32 is coupled to the upper wall (middle deck) of the water jacket 72 on the upstream side in the intake flow direction. ing. On the other hand, as shown in FIGS. 12 and 18, a water jacket space is formed between the wall of the exhaust port 33 or the exhaust passage 31 and the upper wall (middle deck) of the water jacket 72.
[0074]
The cylinder head 3 includes a water jacket extending between the first exhaust port 33 and the bolt boss portion of the left front head bolt hole 38 disposed at a position facing the exhaust port 33 in the vicinity of each cylinder 5A to 5D. A rib 76 protruding upward from the bottom wall (lower deck) 72 is provided. On the other hand, such a rib 76 is provided between the first intake port 34 and the bolt boss portion of the right rear head bolt hole 38 disposed at a position facing the intake port 34. Absent.
[0075]
As described above, in the engine 1, the wall of the intake port 34 or the intake passage 32 is coupled to the upper wall of the water jacket 72 on the upstream side in the intake flow direction on the intake port side. The jacket wall has a relatively high rigidity. On the other hand, on the exhaust port side, since there is a space between the wall of the exhaust port 33 or the exhaust passage 31 and the upper wall of the water jacket 72, the rigidity of the water jacket wall around the exhaust port 33 is Relatively low. Therefore, a rib 76 is provided on the exhaust port side to increase the rigidity of the water jacket wall around the exhaust port 33, thereby improving the sealing performance of the cylinder bore on the exhaust port side.
[0076]
On the other hand, on the intake port side, the axial force (fastening force) of the head bolt 25 causes a tensile stress on the water jacket wall around the intake port 34, and the tensile stress causes a crack in the water jacket wall around the intake port 34. May occur. Therefore, in order to relieve the tensile stress on the intake port side, it is better not to increase the rigidity of the water jacket wall around the intake port 34 so much. Therefore, in this engine 1, no rib is provided on the intake port side.
[0077]
Hereinafter, the reason why the rib 76 is provided only on the exhaust port side will be described in more detail.
That is, as shown in FIGS. 16 to 18, in the cylinder head 3, the upper wall of the exhaust port 33 or the exhaust passage 31 and the upper wall (middle deck) of the water jacket 72 are not connected on the exhaust port side. That is, since a water jacket space is present between both walls, the rigidity of the water jacket wall or cylinder head wall is relatively low around the exhaust port 33. Therefore, it is necessary to increase the rigidity of the wall on the exhaust port side.
[0078]
On the other hand, on the intake port side, since the upper wall of the intake port 34 or the intake passage 32 and the upper wall of the water jacket 72 are connected from the middle, the rigidity of the water jacket wall or cylinder head wall is originally high around the intake port 34. . Therefore, basically, it is not necessary to provide a rib on the intake port side. In addition, if the rigidity of the water jacket wall or cylinder head wall on the intake port side is excessively increased, the following problems occur.
[0079]
That is, as shown in FIG. 16 and FIG.₁, F₂As shown, the axial force of the head bolt 25 acts. At this time, a side wall stands on the outer peripheral side of the cylinder bore around the intake port 34, and a lubricating oil passage 82 is provided on the right side (outside) of the head bolt 25 (head bolt hole 38). The bolt boss portion of the head bolt hole 38 into which the head bolt 25 is inserted has higher rigidity in the right direction (outward)._FourThere is a tendency to fall in the direction indicated by. As a result, the upper wall (middle deck) of the water jacket 72 inevitably has an arrow F_ThreeIs deformed into a shape as shown exaggeratedly in FIG.
In FIG. 19, a broken line indicates a state where the axial force of the head bolt 25 is not applied to the cylinder head 3 (a state where the head bolt 25 is not deformed), and a solid line indicates a state where the axial force of the head bolt 25 is applied (a deformed state). State).
[0080]
Thus, the throat portion of the first intake port 34 is indicated by the arrow H₁As shown by, the volume is deformed in the expanding direction. For this reason, a tensile stress that promotes the generation of cracks is induced in the corner portion of the water jacket wall. Here, if the rigidity of the water jacket wall is high, the tensile stress is increased, and cracks are likely to occur. Therefore, if the rib 78 (see FIG. 17) is provided in this portion as shown by the phantom line, the tensile stress becomes very large and cracks are more likely to occur. Therefore, in the cylinder head 3 of the engine 1 according to this embodiment, the rib 78 is not provided in this portion, and the rigidity is prevented from being excessively increased to prevent the occurrence of cracks. Yes.
[0081]
On the other hand, around the exhaust port of the cylinder head 3, an arrow F raised on the water jacket wall or the cylinder head wall._ThreeThe direction pressing force is indicated by an arrow H against the corner portion of the peripheral wall of the first exhaust port 33.₂Acting in the compression direction as shown by, and compressive stress is induced in this portion. Such compressive stress does not cause cracks. Therefore, a rib 76 is provided in this portion to increase its rigidity and improve the sealing performance of the cylinder bore. The rib 76 does not have any adverse effect on the occurrence of cracks, but rather suppresses the occurrence of cracks.
[0082]
By the way, as described above, the cylinder head 3 extends from the exhaust side surface (right side surface) to the inside of the cylinder head substantially toward the first intake port 34, and supplies (or discharges) cooling water to the water jacket 72. A cross drill hole 74 is provided. For this reason, even if no rib is provided between the first intake port 34 and the bolt boss portion of the right rear head bolt hole 38 facing the intake port 34, the intake port is formed by the peripheral wall of the cross drill hole 74. The water jacket wall around 34 is reinforced.
The cross drill hole 74 is not provided on the intake side surface (left side surface) of the cylinder head 3. This is to make the sub-chamber type (vortex chamber type) diesel engine and the cylinder block common.
[0083]
Further, in the engine 1 according to this embodiment, the fuel injection valve 26 (fuel injection nozzle) is essentially fixed because the second to fifth cam bearing portions 10B to 10E are disposed at positions corresponding to the bore center. This makes the layout of the nozzle pressing member difficult to do. In view of this, in the engine 1, the arrangement of the nozzle pressing member has been devised to facilitate its layout, and thus the cylinder head 3 is made compact. This will be described below.
As shown in FIGS. 20 to 23, in the engine 1, the fuel discharged at a high pressure from the fuel pump 84 passes through the first to fourth inlet pipes 86A to 86D, respectively, to the first to fourth cylinders 5A to 5A. The 5D fuel injection valve 26 is supplied. Excess fuel that has not been injected by the fuel injection valves 26 of the cylinders 5 A to 5 D is returned to the fuel tank (not shown) or the fuel pump 84 through the fuel return pipe 85. Here, the first to fourth inlet pipes 86 A to 86 D extend in the engine width direction at positions close to the fuel injection valve 26.
[0084]
In each cylinder 5A to 5D of the engine 1, a fuel injection valve 26 is disposed in the center of the cylinder bore in plan view. Then, the nozzle pressing member 90 that fixes the fuel injection valve 26 is positioned opposite to the cam shaft 6 with respect to the fuel injection valve 26 in the engine width direction, and the valve shaft of the intake valve 36 and the exhaust valve 35. It is arranged between the valve shaft. That is, in each of the cylinders 5A to 5D, the nozzle pressing member 90 is disposed immediately on the left side of the fuel injection valve 26. The nozzle pressing member 90 is fixed to the cylinder head 3 with mounting bolts 91. In the engine 1, inlet pipes 86 A to 86 D are arranged above the nozzle pressing member 90. Further, the direction in which the nozzle pressing member 90 extends and the direction in which the inlet pipes 86A to 86D extend slightly deviate in plan view.
[0085]
Thus, in the engine 1, the nozzle pressing member 90 can be easily arranged. That is, generally, the fuel injection valve 26 is disposed in the vicinity of the center of the cylinder bore in a plan view, and the nozzle pressing member 90 is disposed in the vicinity of the nozzle of the fuel injection valve 26. In this diesel engine 1, cam bearing portions 10B to 10E are arranged at positions corresponding to the bore center. Therefore, the nozzle pressing member 90 is seen from the fuel injection valve 26 to the camshaft 6 as seen in the engine width direction as in the conventional engine. If it is arranged on the side, that is, on the right side of the fuel injection valve 26, the layout becomes very difficult. However, in this engine 1, since the nozzle pressing member 90 is disposed on the opposite side of the fuel injection valve 26 from the camshaft 6, that is, on the left side of the fuel injection valve 26, the layout of the nozzle pressing member 90 is extremely easy. It becomes. Further, since the inlet pipes 86A to 86D are disposed above the nozzle pressing member 90, the nozzle pressing member 90 and the inlet pipes 86A to 86D do not interfere with each other in the layout. Therefore, the layout of the nozzle pressing member 90 is further facilitated. Since the direction in which the nozzle pressing member 90 extends and the direction in which the inlet pipes 86A to 86D extend are shifted, the layout of the nozzle pressing member 90 is further facilitated.
By arranging the nozzle pressing member 90 in this way, the cylinder head 3 and thus the engine 1 can be made compact.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a plan view of a direct injection type diesel engine according to the present invention in a state in which a head cover is removed.
2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
3 is an enlarged sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a view taken in the direction of arrows IV-IV in FIG. 3;
FIG. 5 is a plan view of an exhaust rocker arm.
6 is a side view of the exhaust rocker arm shown in FIG. 5. FIG.
7 is a cross-sectional view taken along the line JJ of FIG.
FIG. 8 is a plan view of an intake rocker arm.
9 is a side view of the intake rocker arm shown in FIG. 8. FIG.
10 is a cross-sectional view taken along the line KK of FIG.
11 is a plan sectional view of a cylinder head of the engine shown in FIG.
12 is an elevational sectional view around the fuel injection valve insertion hole of the cylinder head shown in FIG.
13 is an elevational sectional view around the cross drill hole of the cylinder head shown in FIG.
14 is an elevational sectional view around the exhaust port side water jacket of the cylinder head shown in FIG. 11; FIG.
15 is an elevational sectional view around the intake port side water jacket of the cylinder head shown in FIG. 11; FIG.
16 is a plan sectional view of the upper portion of the water jacket in the vicinity of one cylinder of the cylinder head shown in FIG.
17 is a cross-sectional view taken along line MM in FIG.
18 is an elevational sectional view around the exhaust port of the cylinder head shown in FIG.
FIG. 19 is a cross-sectional view taken along line LL in FIG. 16, exaggeratingly illustrating a state in which deformation has occurred due to the axial force of the head bolt.
20 is a plan view of a fuel supply system of the engine shown in FIG. 1. FIG.
FIG. 21 is a side view of the fuel supply system shown in FIG. 20;
22 is a front view of the fuel supply system shown in FIG.
FIG. 23 is a partial sectional elevational view of a fuel injection valve and a nozzle pressing member.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 2 ... Cylinder block, 3 ... Cylinder head, 4 ... Head cover, 5A-5D ... 1st-4th cylinder, 6 ... Cam shaft, 7a-7g ... Journal part, 8 ... Exhaust cam, 9 ... Intake Cams, 10A to 10G ... first to seventh cam bearings, 11A to 11C ... cam caps, 12 ... cap bolts, 13 ... combustion chambers, 15 ... rocker shaft, 16 ... exhaust rocker arm, 17 ... cam rollers, 18 ... Pushing portion, 19 ... Rocker arm for intake, 20 ... Cam roller, 21 ... Pushing portion, 23 ... Pressing member, 24 ... Guide shaft, 25 ... Head bolt, 26 ... Fuel injection valve, 27 ... Cam shaft support portion, 28 ... Press fitting recess, 29 ... oil passage, 30 ... head bolt seat, 31 ... exhaust passage, 32 ... intake passage, 33 ... exhaust port, 34 ... intake port, 35 ... exhaust valve, 36 ... intake valve, 38 ... head bolt Hole 39, oil passage 41, belt pulley 42, vacuum pump 43 43 hydraulic pump 44 drive gear 45 drive gear 50 gear housing 72 72 water jacket 74 cross drill hole 76 ... Ribs, 79 ... Shaft hole of the valve shaft of the intake valve, 80 ... Shaft hole of the valve shaft of the exhaust valve, 84 ... Fuel pump, 85 ... Fuel return pipe, 86A-86D ... First to fourth inlet pipes, 90 ... Nozzle holding member, 91 ... mounting bolt.

Claims

Two intake valves and two exhaust valves are provided for each cylinder, and the two intake valves are an intake valve center line that is a straight line passing through the center of both intake valves in plan view, and each cylinder bore. While the cylinder bore center line, which is a straight line passing through the center, is arranged in a staggered manner so as to intersect at a predetermined inclined angle, the two exhaust valves are exhausts that are straight lines passing through the center of both exhaust valves in plan view. In the direct injection diesel engine that is arranged in a staggered manner so that the valve center line and the cylinder bore center line intersect at a predetermined inclined angle,
A pair of head bolt holes are provided so as to sandwich the cylinder bore center line only at a position deviated from the cylinder bore when viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends, thereby arranging four head bolt holes around each cylinder bore. And
A cam shaft that extends in the direction in which the cylinder bore center line extends and is rotationally driven by the engine output shaft is disposed at the tip of one peripheral edge of the cylinder bore as viewed in a direction perpendicular to the cylinder bore center line in plan view.
At the front end portion of the cam shaft, a transmission body that is drivingly connected to the engine output shaft via a winding transmission member is disposed,
A cam bearing portion that rotatably supports the cam shaft is disposed at a position corresponding to the cylinder bore center portion in the direction in which the cylinder bore center line extends,
While the two intake valves are opened and closed by one intake rocker arm that is driven to swing by an intake cam provided on one side of the cam bearing portion of the cam shaft as viewed in the axial direction of the cam shaft, The two exhaust valves are opened and closed by one exhaust rocker arm that is driven to swing by an exhaust cam provided on the other side of the cam bearing portion of the cam shaft ,
The rocker shaft for swingably supporting the intake rocker arm and the exhaust rocker arm is positioned at a position closer to the cylinder bore center than the cam shaft in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in a plan view. It is arranged to extend parallel to the camshaft,
Of the intake rocker arm and exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located at the frontmost side, the lever ratio of the rocker arm located at the front side is set smaller than the lever ratio of the rocker arm located at the rear side. Jet diesel engine.

The intake rocker arm is positioned at an intermediate position between the center portions of the two intake valves in plan view and a contact portion that contacts the intake cam and presses the two intake valves at the same timing; On the other hand, the exhaust rocker arm is positioned at an intermediate position between the central portion of the two exhaust valves in plan view and the abutting portion contacting the exhaust cam, and presses the two exhaust valves at the same timing. With a pressing part,
At least one of the two rocker arms is characterized in that the pressing portion is deviated toward the cylinder bore center side with respect to the abutting portion when viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends. The direct injection diesel engine described.

Only in the intake rocker arm, the pressing portion is deviated toward the cylinder bore center side with respect to the abutting portion when viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends. A direct-injection diesel engine.

In each of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm, the pressing portion is displaced toward the cylinder bore center side with respect to the abutting portion when viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends,
3. The direct injection diesel engine according to claim 2, wherein the displacement amount of the intake rocker arm is larger than the displacement amount of the exhaust rocker arm.

The rocker shaft for swingably supporting the intake rocker arm and the exhaust rocker arm is positioned at a position closer to the cylinder bore center than the cam shaft in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in a plan view. It is arranged to extend parallel to the camshaft,
The direct injection diesel engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the cam shaft is disposed at a position lower than the rocker shaft.

Of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm, the arm length of the rocker arm having the smaller displacement amount to the cylinder bore center side with respect to the abutting portion of the pressing portion when viewed in the extending direction of the cylinder bore center line is the other The direct-injection diesel engine according to claim 2, wherein the length is shorter than the arm length of the rocker arm.

The valve diameter of the intake valve is set larger than the valve diameter of the exhaust valve, and the lever ratio of the intake rocker arm is set larger than the lever ratio of the exhaust rocker arm. Item 7. The direct injection diesel engine according to item 1 or item 6.

8. The direct injection diesel engine according to claim 7, wherein an arm length of the intake rocker arm is longer than an arm length of the exhaust rocker arm.

The intake rocker arm is positioned at an intermediate position between the center portions of the two intake valves in plan view and a contact portion that contacts the intake cam and presses the two intake valves at the same timing; On the other hand, the exhaust rocker arm is positioned at an intermediate position between the central portion of the two exhaust valves in plan view and the abutting portion contacting the exhaust cam, and presses the two exhaust valves at the same timing. And at least one of the two rocker arms, the pressing portion is displaced toward the cylinder bore center side with respect to the abutting portion when viewed in the direction in which the cylinder bore center line extends,
The rocker shaft for swingably supporting the intake rocker arm and the exhaust rocker arm is located at a position closer to the cylinder bore center than the cam shaft in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in a plan view. It is arranged to extend parallel to the camshaft,
The cam bearing portion has a cam cap fastened and fixed to the cylinder head;
Of the intake rocker arm and the exhaust rocker arm corresponding to the cylinder bore located on the frontmost side, the lever ratio of the rocker arm located on the front side is set to be smaller than the lever ratio of the rocker arm located on the rear side. A direct injection diesel engine according to claim 1.

The direct injection diesel engine according to claim 1 or 9 , wherein a lever ratio of the exhaust rocker arm is set smaller than a lever ratio of the intake rocker arm.

The rocker shaft for swingably supporting the intake rocker arm and the exhaust rocker arm is located at a position closer to the cylinder bore center than the cam shaft in a direction perpendicular to the direction in which the cylinder bore center line extends in a plan view. It is arranged to extend parallel to the camshaft,
6. The direct injection diesel engine according to claim 5, wherein the cam bearing portion has a cam cap fastened and fixed to the cylinder head.

While the rocker shaft is fixed together with the cam cap by a bolt for fastening the cam cap,
Among the head bolt holes, the cylinder bore center line head bolt holes arranged on the camshaft side than, characterized in that it is arranged at a position overlapping with the rocker shaft in a plan view, according to claim 9 or claim Item 11. A direct-injection diesel engine described in item 11 .

The front end portion of the rocker shaft, characterized in that it is fitted and fixed to the extending direction of the cylinder bore center line with respect to the supporting portion provided in the cam bearing portion located at the engine front end, according to claim 11 or A direct injection diesel engine according to claim 12 .

When viewed in a direction perpendicular to the cylinder bore center line in plan view, the upstream side of the intake port opens on the side of the cylinder head on one side, the upstream side of the exhaust port opens on the side of the cylinder head on the other side, and Opening to the combustion chamber of the intake port far from the one intake side of the cylinder head side on one diagonal of the quadrangle centered at each center of the four head bolt holes arranged in the cylinder And an opening to the combustion chamber of the exhaust port on the side far from the exhaust side on the other side of the cylinder head side,
And the exhaust port, between the bolt boss portion of the head bolt hole adjacent to the position and the exhaust port on the diagonal line, that is ribs projecting into the War Taj jacket is provided on the bottom wall of the water jacket The direct-injection diesel engine according to claim 1, characterized in that it is characterized in that

While the walls of the intake port is coupled to the upper wall of War Taj jacket at the intake flow direction upstream side, between the wall and the upper wall of War Taj jacket of the exhaust port is formed a space portion The direct injection type diesel engine according to claim 14 , wherein

A fuel injection nozzle is disposed in the vicinity of the center of the cylinder bore in plan view, and a nozzle pressing member that fixes the fuel injection nozzle is located at a position opposite to the cam shaft with respect to the fuel injection nozzle, and an intake valve shaft and an exhaust valve shaft. The direct-injection diesel engine according to claim 1, wherein the direct-injection diesel engine is disposed between the two engines.

The direct injection diesel engine according to claim 16 , wherein an inlet pipe for supplying fuel to the fuel injection nozzle is disposed above the nozzle pressing member.

Is a direction in a plan view extension of the nozzle pressing member is set to substantially the exhaust valve center line to the intake valve center line direction, characterized in that the extending direction of said direction and said inlet pipe is displaced, according to claim 17 Direct-injection diesel engine described in 1.

The direct injection diesel engine according to claim 17 , wherein the inlet pipe extends in a direction perpendicular to a direction in which a cylinder bore center line extends in the vicinity of the fuel injection nozzle.