JP4158578B2

JP4158578B2 - Intake device for internal combustion engine

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Publication number: JP4158578B2
Application number: JP2003099251A
Authority: JP
Inventors: 和佳阿部
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-04-02
Filing date: 2003-04-02
Publication date: 2008-10-01
Anticipated expiration: 2023-04-02
Also published as: JP2004308441A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の吸気装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、内燃機関のシリンダブロックには、燃焼室の吸気口へと続く吸気ポートが形成され、この吸気ポートを介して燃焼室に空気、または空気と燃料との混合気等（以下、「吸気ガス」として総称する）が充填される。通常、このような吸気ポートは、吸気ポートの中心線（吸気ポートの各断面の重心を通る線）に垂直な断面の面積（以下、「流路断面積」と称す）が、吸気口から上流に向かってほぼ一定であるか、または大きくなるように形成される（特許文献１参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開平８−４２３９０
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、一般に、吸気口近傍においては吸気ポート内に吸気バルブのバルブシャフトが延びる。このバルブシャフトは、吸気ポート内の吸気ガスの流れ方向に対して平行には配置されておらず、よってバルブシャフトは吸気ガスの流れの流抵抗となる。このとき、バルブシャフト近傍における吸気ガスの流れが速いと、バルブシャフトの上流側の円周面に沿って流れた吸気ガスがバルブシャフトの下流側において円周面から剥離してしまい、実質的に吸気ポートの流路断面積が小さくなってしまうため、吸気ガスがバルブシャフトによって受ける流抵抗が非常に大きなものとなってしまい、吸気ガスの流速が遅くなってしまう。
【０００５】
そこで、本発明の目的は、吸気ガスに対するバルブシャフトによる流抵抗が小さい内燃機関の吸気装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、第１の発明では、内燃機関の燃焼室に通じる吸気ポートを具備し、該吸気ポート内にバルブシャフトが侵入するシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側の基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって吸気ポートの横幅が徐々に広まり、吸気ポートの縦幅が徐々に狭まり且つ吸気ポートの流路断面積が徐々に大きくなると共に、吸気ポートの横幅がシャフト進入流路位置において最大となり、上記基準流路位置における吸気ポートの流路断面積と、上記シャフト侵入流路位置における吸気ポートの流路断面積であってバルブシャフトの断面積を除いた流路断面積との比率が所定範囲内となっている内燃機関の吸気装置が提供される。
第１の発明によれば、基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって徐々に流路断面積が大きくなることにより、吸気ポート内を基準流路位置からシャフト侵入流路位置に向かって流れる吸気ガスの流速は徐々に遅くなる。このため、吸気ガスが吸気バルブのバルブシャフトの外周面周りに沿って流れるときには、吸気ガスの流速は比較的遅くなっており、よってバルブシャフトの吸気下流側においては吸気ガスの剥離がほとんど起こらない。
ただし、例えば、吸気ポートの流路断面積を大きくする程度が低い場合、すなわち基準流路位置における吸気ポートの流路断面積（以下、「基準流路断面積」と称す）とシャフト侵入流路位置における吸気ポートの流路断面積（以下、「侵入位置流路断面積」と称す）とがほとんど変わらず、よって侵入位置流路断面積からシャフト侵入流路位置におけるシャフトの断面積を除いた流路断面積が基準流路断面積よりも非常に小さい場合には、バルブシャフトの吸気下流側において吸気ガスの剥離が起こってしまう。また、例えば、吸気ポートの流路断面積を大きくする程度が高い場合、すなわち基準流路断面積に対して侵入位置流路断面積が非常に大きく、シャフト侵入流路位置近傍における吸気ガスの流速が極端に遅くなってしまう場合には、吸気ガスの流速が遅くなり過ぎて吸気ガスの燃焼室への充填効率が低下してしまう。これに対して、第１の発明によれば、基準流路断面積に対する侵入位置流路断面積からシャフトの断面積を除いた流路断面積の比率が所定範囲内となっているため、上述したような内燃機関の吸気性能の悪化が防止される。
ところで、例えば吸気ポートを基準流路位置から縦方向に徐々に広がるように形成した場合、バルブシャフトはこの広がった部分の一部を横断する。すなわち、吸気ポートを広げることによって吸気ガスに曝されるバルブシャフトの面積が増大する。したがって、この場合、上述したように吸気ポートが広がったことによりバルブシャフト周りの剥離が抑えられて吸気ガスの流抵抗が小さくなる反面、吸気ポートの広がった部分の一部を横断するバルブシャフトに吸気ガスが当たることによって吸気ガスの流抵抗が大きくなってしまう。これに対して、第１の発明によれば、吸気ポートは横方向に広がっているため、バルブシャフトはこの広がった部分を横断しない。すなわち、吸気ポートを広げても吸気ガスに晒されるバルブシャフトの面積は増大しない。したがって、吸気ポートを縦方向に広げた場合のように吸気ガスへの流抵抗が大きくなってしまうことはない。さらに、吸気上流側のバルブシャフトの外周面に向かって流れてきた吸気ガスは、バルブシャフトの左右（横方向）を抜けてバルブシャフトの下流へ流れるため、吸気ポートが横方向に広がっていることによりバルブシャフトの左右を抜ける吸気ガスが流れ易くなり、よってバルブシャフトによる流抵抗が小さくなる。
なお、本明細書において、「流路断面」とは吸気ポートの中心線（吸気ポートの各断面の重心を通過する線）に垂直な断面を意味し、「流路断面積」とは流路断面における吸気ポートの断面積を意味する。また、「縦方向」とは、吸気ポートの流路断面において後述する上方ラインと下方ラインとを結ぶ方向を意味する。さらに、吸気ポートの「横方向」とは吸気ポートの流路断面において上記縦方向と垂直な方向を意味し、「流路位置」とは吸気ガスの流れ方向における位置を意味する。
【０００７】
第２の発明では、第１の発明において、上記基準流路位置における吸気ポートの流路断面積と、吸気ポートの断面上をバルブシャフトが横断する流路位置における吸気ポートの流路断面積であってバルブシャフトの断面積を除いた流路断面積との比率が所定範囲内となっている。
第２の発明によれば、吸気ポートのシャフト侵入流路位置から吸気口までの部分においても吸気ポートの基準流路断面積と、バルブシャフトの断面積を除いた吸気ポートの流路断面積との比率が所定範囲内にあるので、上述したような基準流路断面積との比率が小さすぎたり大きすぎたりすることによる内燃機関の吸気性能の悪化がより確実に防止される。
【０００８】
第３の発明では、第１または第２の発明において、上記所定範囲は８０〜１２０％である。
【０００９】
第４の発明では、第１〜第３のいずれか一つの発明において、上記吸気ポートの上方ラインは少なくともシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側においてほぼ直線状に延び、該吸気ポートの上方ラインが延びる直線上にバルブシートの吸気バルブとの当接面が位置する。
第４の発明によれば、吸気ポートの上方ラインに沿って流れる吸気ガスは、シャフト侵入流路位置よりも吸気上流側の流路位置からバルブシートの当接面までその流れの方向がほぼ直線的であるので、吸気ポートの上方ラインに沿って流れる吸気ガスが燃焼室に流入するときの流速は、上方ラインに沿って流れる吸気ガス以外の吸気ガスが燃焼室に流入するときの流速よりも速い。このため、燃焼室内では、効果的にタンブル流が生成される。
なお、「上方ライン」とは、吸気ポートのほとんどの流路断面において、ピストンが下死点から上死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインを意味する。
【００１０】
第５の発明では、第１〜第４のいずれか一つの発明において、上記吸気ポートの上方ラインの反対側に位置する下方ラインは、少なくともシャフト侵入流路位置よりも吸気上流側においてほぼ直線状に延びると共に、上記シャフト侵入流路位置の吸気下流側においてバルブシートの吸気バルブとの当接面に向かって所定の曲率で湾曲している湾曲部を有する。
第５の発明によれば、吸気ポートの下方ラインには角部がないため、吸気ガスの下方ラインからの剥離は生じず、このため吸気ガスに対する流抵抗が増大してしまうことが防止され、よって吸気ガスの流速が極端に低下して燃焼室に流入する吸気ガスの流量が減少してしまうことが防止される。
また一般に、燃焼室内に形成されるタンブル流の強さと燃焼室に流入する吸気ガスの流量とは相反する関係にあるが、第５の発明と第４の発明とを組み合わせた場合には、燃焼室に流入する吸気ガスの流量を減少させてしまうことなく、燃焼室内にタンブル流を生成することができる。
なお、「下方ライン」とは、吸気ポートのほとんど流路断面において、ピストンが上死点から下死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインを意味する。
【００１１】
第６の発明では、第５の発明において、上記吸気ポートの下方ラインが湾曲し始める湾曲開始流路位置から吸気下流に向かって吸気ポートの横幅が狭まる。
第６の発明によれば、シャフト侵入流路位置における吸気ポートの横幅は吸気口の直径よりも大きく、よってシャフト侵入流路位置から吸気下流に向かって徐々に狭まるが、このように吸気ポートの横幅が狭まるのに伴って吸気ポートの下方ラインが上方ラインから離れる方向へ湾曲するため、シャフト侵入流路位置から吸気口までの間における吸気ポートの流路断面積の変化は小さい。このため、この間における吸気ポートを通過する吸気ガスの流速が極端に速くなったり遅くなったりすることで、内燃機関の吸気性能が悪化してしまうことが防止される。
第７の発明では、第１〜第６の発明において、吸気ポートの縦幅はシャフト進入流路位置から吸気下流側に向かって徐々に広まる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明を詳細に説明する。図１は内燃機関のシリンダヘッドを概略的に示した図である。なお、図１では直列四気筒の内燃機関を示しているが、４気筒でなく６気筒や８気筒等、他の気筒数の内燃機関でもよく、また直列型内燃機関でなくＶ型内燃機関等、別のタイプの内燃機関であってもよい。さらに、各気筒毎に二つの吸気口および二つの排気口が設けられているが、これら吸気口および排気口の他の数であってもよい。
【００１３】
図１において、１は内燃機関のシリンダブロックであり、このシリンダブロック１には各気筒毎に燃焼室の一部となる空間（以下、「燃焼室」と称す）２が設けられている。各燃焼室２には、互いに独立した二つの吸気口３、４を介して吸気ポート５、６が連通しており、また、互いに独立した二つの排気口７、８を介して排気ポート９、１０が連通している。各燃焼室２の頂部には点火プラグ（図示せず）を配置するためのプラグ孔１１が設けられている。各吸気ポート５、６には吸気マニホルド１２を介してサージタンク１３が連結されており、サージタンク１３の吸気上流にはスロットル弁１４が設けられている。一方、排気ポート９、１０には排気マニホルド１５が連結されている。
【００１４】
次に、図２〜図４を参照して、本発明の吸気装置における吸気ポート５の構造について詳細に説明する。なお、図２は吸気口３近傍における吸気ポート５の縦断面図を示しており、図３は図２のラインIII−IIIに沿った吸気ポート５の断面図を示しており、図４は図２および図３のラインIV−IVおよびラインＶ−Ｖに沿った吸気ポート５の断面図を示している。また、以下では一方の吸気ポート５の構成について説明するが、他方の吸気ポート６も同様に構成される。
【００１５】
図２に示した吸気ポート５はシリンダヘッド２１の側面（図示せず）と吸気口３との間で延びており、吸気バルブ（図２に破線で示した）１６が開いているときに、吸気マニホルド１２から燃焼室２に流入する空気、または空気と燃料との混合気等（以下、「吸気ガス」として総称する）が流れる流路を形成する。吸気ポート５は、吸気ポート５の中心線（吸気ポートの各断面の重心を通過する線）Ｃが吸気口３から離れた領域において吸気口３が位置する平面に対して所定の角度で延びるように形成される。吸気バルブ１６はバルブシャフト１７を有し、このバルブシャフト１７は吸気ポート５の上方壁面から吸気ポート５内に侵入する。吸気口３近傍には、吸気バルブ１６が閉弁されたときに吸気バルブ１６と当接するバルブシート１８が設けられている。
【００１６】
吸気バルブ１６のバルブシャフト１７が吸気ポート５内に侵入する流路位置（吸気ガスの流れ方向における位置）、より詳細にはバルブシャフト１７の軸線と吸気ポートの周壁面とが交差する流路位置をシャフト侵入流路位置Ｐ₂とし、このシャフト侵入流路位置Ｐ₂よりも吸気上流側の所定の位置を基準流路位置Ｐ₁とすると、吸気ポート５は、その横幅ｄが基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂に向かって徐々に大きくなるように形成される（図３参照）。一方、吸気ポート５の縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂に向かって徐々に小さくなる。したがって、図４（Ｂ）に示したシャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の横幅ｄ₂は図４（Ａ）に示した基準流路位置における吸気ポート５横幅ｄ₁よりも大きく、一方、図４（Ｂ）に示したシャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の縦幅ｌ₂は図４（Ａ）に示した基準流路位置Ｐ₁における吸気ポート５の縦幅ｌ₁よりも小さい。本実施形態では、基準流路位置Ｐ₁における吸気ポート５の断面形状は直径がｄ₁（すなわちｌ₁）のほぼ円形であり、一方、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の断面形状は長軸がｄ₂で短軸がｌ₂である楕円形である。なお、図２〜図４から分かるように、「縦幅ｌ」とは、吸気ポートの流路断面において後述する上方ライン１９と下方ライン２０とを結ぶ方向（以下、「縦方向」と称す）における吸気ポートの幅を意味し、「縦幅ｄ」とは、吸気ポートの流路断面において上記縦方向と垂直な方向（以下、「横方向」と称す）における吸気ポートの幅を意味する。
【００１７】
ただし、吸気ポート５の横幅ｄが広がる程度は吸気ポート５の縦幅ｌが狭まる程度よりも大きく、よって吸気ポート５の中心線Ｃに対して垂直な断面（以下、「流路断面」と称す）の断面積（以下、「流路断面積」と称す）は基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂に向かって徐々に大きくなる。より詳細には、吸気ポート５の横幅ｄおよび縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ₁における吸気ポート５の流路断面積Ａ₁に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の流路断面積Ａ₂からこの位置におけるシャフトの断面積を除いた断面積（以下、「実質流路断面積」と称す）の比率が、８０％〜１２０％となるように形成される。
【００１８】
吸気ポート５の横幅ｄは、シャフト侵入流路位置Ｐ₂において最も大きくなり、その吸気下流側において吸気口３に向かって一旦小さくなる。一方、吸気ポート５の縦幅ｌは、シャフト侵入流路位置Ｐ₂から吸気口３に向かって徐々に大きくなる。
【００１９】
次に、図５を参照して、本発明の第一実施形態の吸気ポート５における吸気ガスの流れについて説明する。図５は図２のラインVI−VIに沿った吸気ポート５の断面図を示しており、図中の矢印は吸気ガスの流れを示している。図５（Ａ）は本発明の吸気ポート５における吸気ガスの流れを示しており、図５（Ｂ）は従来の横幅が広がらない吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示している。
【００２０】
図５（Ｂ）に示したように吸気ポートをその基準流路位置からシャフト侵入流路位置までに亘って流路断面積がほぼ一定になるように形成すると、シャフト侵入流路位置またはその吸気下流における実質流路断面積は、基準流路位置における流路断面積（以下、「基準流路断面積」と称す）よりもバルブシャフトの断面積分だけ小さくなる。このようにバルブシャフトの吸気ポートへの侵入によって流路断面積が小さくなると、吸気ガスはバルブシャフト近傍を流れるときにその流速が速くなる。そして流速が速くなることにより吸気下流側のバルブシャフトの外周面において吸気ガスの剥離が起こり（図５（Ｂ）の地点Ｘ）、これによりバルブシャフトの吸気下流においては実質上流路断面積が小さくなるため、吸気ガスに対する流抵抗が大きくなり、よって燃焼室に流入する吸気ガスの流量が少なくなってしまっていた。
【００２１】
これに対して、図５（Ａ）に示したように本発明の吸気ポート５では、吸気ポート５の流路断面積Ａが基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂まで徐々に大きくなるため、シャフト侵入流路位置Ｐ₂またはその吸気下流における実質流路断面積は、基準流路断面積Ａ₁からバルブシャフトの断面積を減じた断面積よりも大きい。したがって、本発明の吸気ポート５では、吸気ガスはバルブシャフト１７近傍を流れるときにもその流速は比較的遅いままである。このため、吸気下流側のバルブシャフト１７の外周面においても吸気ガスの剥離は起こりにくくなるので、上述したような吸気ガスの剥離による流れの悪化はほとんど生じない。このように、本発明の吸気ポート５では、吸気ポート５の流路断面積Ａを基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂まで徐々に大きくすることによって、バルブシャフトによって生じる吸気ガスに対する流抵抗を低減し、燃焼室２に流入する吸気ガスの流量の減少を防止することができる。
【００２２】
また、図５（Ａ）に示したように、バルブシャフト１７に当たるように流れる吸気ガスは、バルブシャフト１７の吸気上流側の外周面から吸気下流側の外周面へ、バルブシャフト１７の外周面に沿って流れる。このため、吸気ガスは、バルブシャフト１７近傍において、全体的に横方向にふくらむようにして流れる。ここで、本発明の吸気ポート５では、バルブシャフト１７近傍において吸気ポート５の横幅ｄが最も広いので、吸気ガスが横方向に広がっても吸気ガスに対する流抵抗はほとんど増大せず、よって燃焼室２に流入する吸気ガスの流量が減少してしまうことが防止される。
【００２３】
なお、上記実施形態においては、縦幅ｌが基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂まで徐々に小さくなっているが、基準流路断面積Ａ₁に対するシャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の実質流路断面積の比率が８０％〜１２０％となっていれば、縦幅ｌは、基準流路位置Ｐ₁からシャフト侵入流路位置Ｐ₂までほぼ同一であってもよいし、徐々に大きくなっていてもよい。
【００２４】
また、上記実施形態においては、吸気ポート５の基準流路断面積Ａ₁に対するシャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の実質流路断面積の比率が８０％〜１２０％となっているが、この比率の上限値および下限値は別の値であってもよい。例えば、上限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ガスの流速が必要以上に遅くなり、その結果、燃焼室２に流入する吸気ガスの流量が少なくなってしまうことがなければ、あるいはシャフト侵入流路位置Ｐ₂近傍において吸気ポート５の横幅ｄを広げることによって燃焼室２に流入する流量が増大すれば、１２０％でなくてもよい。したがって、例えば、上限値は１１０％であってもよいし、１３０％であってもよい。
【００２５】
一方、例えば、下限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポート５の（バルブシャフトの断面積を除かない）流路断面積Ａ₂が、基準流路断面積Ａ₁よりも大きくなるような値であれば、８０％でなくてもよい。したがって、下限値はバルブシャフト１７の太さに応じて変わり、例えばシャフト侵入流路位置Ｐ₂におけるバルブシャフト１７の断面積が基準流路断面積Ａ₁の１０％であれば、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における実質流路断面積の下限値は９０％よりも大きければよい。特に、本発明においては、下限値は、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における流路断面積Ａ₂が基準流路断面積Ａ₁よりも大きくなるような値であって、且つ吸気ガスの流速がバルブシャフト１７の近傍で速くなることによる吸気下流側のバルブシャフト１７の外周面からの吸気ガスの剥離を抑制することができるような値であるのが好ましい。
【００２６】
さらに、上記実施形態において、基準流路断面積Ａ₁に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における吸気ポートの実質流路断面積の比率を所定範囲（上記実施形態では、８０％〜１２０％）としたが、基準流路断面積Ａ₁に対する、シャフト侵入流路位置Ｐ₂から吸気口３まで（すなわち吸気ポート５の流路断面上をバルブシャフト１７が横断する流路位置）における吸気ポート５の実質流路断面積の比率を所定範囲としてもよい。この場合、シャフト侵入流路位置Ｐ₂から吸気口３までにおけるほとんどの流路位置において（バルブシャフト１７の断面積を除かない）吸気ポート５の流路断面積が基準流路断面積Ａ₁よりも大きければ、吸気口３における（バルブシャフト１７の断面積を除かない）吸気ポート５の流路断面積が、基準流路断面積Ａ₁よりも小さくなっていてもよい。
【００２７】
ところで、本発明の吸気ポート５は、吸気ポート５のほとんどの流路断面においてピストンが下死点から上死点へ向かう方向に位置する点を繋げたラインである上方ライン１９と、吸気ポート５の流路断面において上方ラインと対面する下方ライン２０とを具備する。図２に示したように、吸気ポート５の上方ライン１９は吸気ポート５の吸気上流から吸気下流に向かってほぼ直線状に延び、その直線上に吸気口３の外周縁、すなわちバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面が配置される（図２参照）。また、吸気ポート５の上方ライン１９に近接して吸気ポート５の吸気上流から吸気下流に向かって延びるラインもほぼ直線状に延びるのが好ましく、その直線上またはその直線上から僅かに離れた位置にバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面が配置されるのが好ましい。
【００２８】
一方、吸気ポートの下方ライン２０は、シャフト侵入流路位置Ｐ₂の吸気上流側においてほぼ直線状に延び、シャフト侵入流路位置Ｐ₂の吸気下流側において所定の曲率Ｒで上方ライン１９から離れる方向に湾曲し、なめらかに吸気口３の外周縁、すなわちバルブシート１８の吸気バルブ１６との当接面へと続く。同様に、下方ライン１９に近接して吸気ポート５の吸気上流から吸気下流へと延びるラインも、シャフト侵入流路位置Ｐ₂の吸気上流側においてほぼ直線的に延び、シャフト侵入流路位置Ｐ₂の吸気下流側において急激な角度変化（すなわち角部）のないように下方ライン２０の曲率Ｒに合わせて湾曲し、バルブシート１８の当接面へと続く。
【００２９】
このような形状で形成された吸気ポート５から燃焼室２への吸気ガスの流れについて図６を参照して説明する。なお、図６（Ａ）は本発明の吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示しており、図６（Ｂ）は従来の吸気ポートにおける吸気ガスの流れを示している。
【００３０】
図６（Ｂ）に示したように、従来の吸気ポートでは、上方ラインに沿って流れる吸気ガスは、吸気口近傍の上方ラインの湾曲Ｙにより燃焼室内でタンブル流を形成するが、この湾曲Ｙに沿って吸気ガスの流れの方向が変更されるため、吸気ガスの流速が低下してしまっていた。一方、下方ラインに沿って流れる吸気ガスは、吸気口近傍に設けられた下方ラインの角部Ｚにおいて剥離し、下方ラインに沿わずに燃焼室に流れ込み、これにより燃焼室内においてより強いタンブル流が生成されていた。しかしながら、吸気ガスの剥離が生じることにより、吸気ガスに対する流抵抗が増大し、このことによっても吸気ガスの流速が低下してしまっていた。
【００３１】
これに対して、図６（Ａ）に示したように、本発明の吸気ポート５では、上方ライン１９が湾曲せずにほぼ直線状に延びているので、図６（Ｂ）の吸気ポートのように湾曲Ｘによって吸気ガスの流速が低下してしまうことが防止される。さらに、下方ライン２０も滑らかで角部Ｚが存在しないので、図６（Ｂ）の吸気ポートのように剥離によって吸気ガスの流速が低下してしまうことが防止される。さらに、上方ライン１９に沿って流れる吸気ガスの流速は、それ以外の部分を通って流れる吸気ガスの流速に比べて速いため、燃焼室２内では強いタンブル流が生成される。
【００３２】
ところで、一般に燃焼室に流入する吸気ガスの流量係数（単位面積当たりを流れる吸気ガスの流量）と、燃焼室内に形成されるタンブル流のタンブル比（クランク一回転当たりにおける気流の回転数）とは、図７の実線に示したような関係にある。すなわち、一般的に、吸気ポートの形状をタンブル比が大きくなるような形状にすると、流量係数が低下してしまい、吸気ポートの形状を流量係数が大きくなるような形状にすると、タンブル比が小さくなってしまう。これに対して、図７に点ａで示したように、上方ライン１９を直線状にし且つ吸気口３近傍の下方ライン２０を所定の曲率Ｒの湾曲状にすると、タンブル比を一定としたまま、流量係数を増大させることができ、さらに図７に点ｂで示したように、シャフト侵入流路位置Ｐ₂近傍において吸気ポート５の横幅ｄを広げたことによって、タンブル比を一定としたままさらに流量係数を増大させることができる。
【００３３】
このように、流量係数とタンブル比とが共に高い値になることによって、燃焼効率が向上するので内燃機関の燃費が向上すると共に、内燃機関のトルクおよび出力も向上する。
【００３４】
なお、上記実施形態では、下方ライン２０はシャフト侵入流路位置Ｐ₂から湾曲を開始しているが、この下方ライン２０の湾曲開始位置はシャフト侵入流路位置Ｐ₂よりも上流側であっても下流側であってもよい。特に、下方ライン２０の湾曲開始位置は、吸気ポート５の横幅ｄが狭まり始める流路位置とほぼ同一の流路位置であるのが好ましく、こうすることにより吸気ポート５の横幅ｄが狭まることによる吸気ポート５の流路断面積の変化を小さく抑えることができる。
【００３５】
次に、図８を参照して本発明の吸気装置の第二実施形態について説明する。図８は図４と同様な図である。第二実施形態の吸気ポート２５は基本的に第一実施形態の吸気ポート５と同様であるが、その断面形状が異なる。図８から分かるように、第二実施形態の吸気ポート２５の断面形状は、図４に示した第一実施形態の吸気ポート５の断面形状とは異なり、角部が湾曲した矩形である。図８から分かるように、第二実施形態の吸気ポート２５においても、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における横幅ｄ₂は基準流路位置Ｐ₁における吸気ポート２５の横幅ｄ₁よりも大きく、一方、シャフト侵入流路位置Ｐ₂における縦幅ｌ₂は基準流路位置Ｐ₁における吸気ポート２５の縦幅ｌ₁よりも小さい。なお、本実施形態における上方ライン１９は、流路断面において中央線の真上に延びるラインであり、下方ライン２０は、流路断面において中央線の真下に延びるラインである。
【００３６】
なお、吸気ポートの断面形状は第一実施形態および第二実施形態の吸気ポートの断面形状のみならず、従来から用いられている他の断面形状であってもよい。
【００３７】
【発明の効果】
本発明によれば、吸気バルブのバルブシャフトの吸気下流において、バルブシャフトの外周面からの吸気ガスの剥離がほとんど起こらないので、吸気ガスは吸気ガスの剥離によって生じる流抵抗を受けず、よって吸気ガスに対するバルブシャフトによる流抵抗が小さい。
【００３８】
第４〜第６の発明によれば、燃焼室内にタンブル流を生成しつつ燃焼室内に流入する吸気ガスの流速を上げることができるので、燃焼室内に生じるタンブル流のタンブル比を低下させることなく、吸気ポートから燃焼室内に流入する吸気ガスの流量係数を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】内燃機関のシリンダヘッドを示す概略図である。
【図２】吸気ポートの縦断面図である。
【図３】図２のラインIII−IIIに沿った断面図である。
【図４】図２のラインIV−IVおよびラインＶ−Ｖに沿った断面図である。
【図５】バルブシャフト周りにおける吸気ガスの流れを示す図である。
【図６】吸気ポートから燃焼室内への吸気ガスの流れを示す図である。
【図７】タンブル比と流量係数との関係を示す図である。
【図８】第二実施形態の吸気ポートを示す図４と同様の図である。
【符号の説明】
１…シリンダブロック
２…燃焼室
３、４…吸気口
５、６…吸気ポート
７、８…排気口
９、１０…排気ポート
１６…吸気バルブ
１７…バルブシャフト
１８…バルブシート
１９…上方ライン
２０…下方ライン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an intake device for an internal combustion engine.
[0002]
[Prior art]
In general, a cylinder block of an internal combustion engine is formed with an intake port that continues to the intake port of the combustion chamber. Air or a mixture of air and fuel (hereinafter referred to as “intake gas”) enters the combustion chamber via the intake port. Are collectively referred to as “). Usually, such an intake port has an area of a cross section perpendicular to the center line of the intake port (a line passing through the center of gravity of each cross section of the intake port) (hereinafter referred to as “flow passage cross-sectional area”) upstream from the intake port. It is formed so as to be substantially constant or to become larger (see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-8-42390
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, generally, the valve shaft of the intake valve extends into the intake port in the vicinity of the intake port. The valve shaft is not arranged in parallel with the flow direction of the intake gas in the intake port, and thus the valve shaft becomes a flow resistance of the flow of the intake gas. At this time, if the flow of the intake gas in the vicinity of the valve shaft is fast, the intake gas that flows along the circumferential surface on the upstream side of the valve shaft peels off from the circumferential surface on the downstream side of the valve shaft. Since the flow path cross-sectional area of the intake port becomes small, the flow resistance that the intake gas receives by the valve shaft becomes very large, and the flow rate of the intake gas becomes slow.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide an intake device for an internal combustion engine that has a low flow resistance by a valve shaft against intake gas.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  In order to solve the above-described problem, in the first invention, an intake port that communicates with a combustion chamber of an internal combustion engine is provided, and a reference flow upstream of the shaft intrusion passage position where the valve shaft enters the intake port. The lateral width of the intake port gradually increases from the road position toward the shaft entry passage position.And the vertical width of the intake port gradually narrows andInlet port channel cross-sectional areaXuAs it gets bigger and bigger,The horizontal width of the intake port is maximum at the shaft entry flow path position,The ratio between the flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position and the flow path cross-sectional area of the intake port at the shaft entry flow path position excluding the cross-sectional area of the valve shaft is within a predetermined range. An intake device for an internal combustion engine is provided.
  According to the first invention, the flow passage cross-sectional area gradually increases from the reference flow path position toward the shaft intrusion flow path position, so that the inside of the intake port is directed from the reference flow path position toward the shaft intrusion flow path position. The flow rate of the flowing intake gas gradually decreases. For this reason, when the intake gas flows along the circumference of the outer peripheral surface of the valve shaft of the intake valve, the flow rate of the intake gas is relatively slow, and therefore, the separation of the intake gas hardly occurs on the intake downstream side of the valve shaft. .
  However, for example, when the degree of increasing the flow passage cross-sectional area of the intake port is low, that is, the flow passage cross-sectional area of the intake port at the reference flow passage position (hereinafter referred to as “reference flow passage cross-sectional area”) and the shaft intrusion flow passage The cross-sectional area of the intake port at the position (hereinafter referred to as “intrusion position flow path cross-sectional area”) is almost the same, so the cross-sectional area of the shaft at the shaft intrusion flow path position is excluded from the cross-sectional area of the intrusion position. When the channel cross-sectional area is much smaller than the reference channel cross-sectional area, the intake gas is separated on the intake downstream side of the valve shaft. In addition, for example, when the degree of increase in the flow passage cross-sectional area of the intake port is high, that is, the intrusion position flow passage cross-sectional area is very large with respect to the reference flow passage cross-sectional area, Is extremely slow, the flow rate of the intake gas becomes too slow, and the charging efficiency of the intake gas into the combustion chamber is reduced. On the other hand, according to the first invention, the ratio of the channel cross-sectional area excluding the shaft cross-sectional area from the intrusion position channel cross-sectional area with respect to the reference channel cross-sectional area is within a predetermined range. Such deterioration of the intake performance of the internal combustion engine is prevented.
  By the way, for example, when the intake port is formed so as to gradually expand in the vertical direction from the reference flow path position, the valve shaft crosses a part of the expanded portion. That is, the area of the valve shaft exposed to the intake gas is increased by widening the intake port. Therefore, in this case, as described above, the expansion of the intake port suppresses separation around the valve shaft and reduces the flow resistance of the intake gas, while the valve shaft crosses a part of the expanded portion of the intake port. When the intake gas hits, the flow resistance of the intake gas increases. On the other hand, according to the first invention, since the intake port extends in the lateral direction, the valve shaft does not cross this expanded portion. That is, even if the intake port is widened, the area of the valve shaft exposed to the intake gas does not increase. Therefore, the flow resistance to the intake gas does not increase as in the case where the intake port is widened in the vertical direction. Furthermore, since the intake gas that has flowed toward the outer peripheral surface of the valve shaft on the upstream side of the intake air passes through the left and right sides (lateral direction) of the valve shaft and flows downstream of the valve shaft, the intake port is expanded in the horizontal direction. This makes it easier for the intake gas to flow through the left and right sides of the valve shaft, thereby reducing the flow resistance caused by the valve shaft.
  In this specification, the “flow channel cross section” means a cross section perpendicular to the center line of the intake port (a line passing through the center of gravity of each cross section of the intake port), and the “flow channel cross sectional area” means the flow channel It means the cross-sectional area of the intake port in the cross section. Further, the “longitudinal direction” means a direction connecting an upper line and a lower line, which will be described later, in the flow path cross section of the intake port. Furthermore, the “lateral direction” of the intake port means a direction perpendicular to the longitudinal direction in the flow path cross section of the intake port, and the “flow path position” means a position in the flow direction of the intake gas.
[0007]
According to a second invention, in the first invention, the flow passage cross-sectional area of the intake port at the reference flow passage position and the flow passage cross-sectional area of the intake port at the flow passage position where the valve shaft crosses the cross section of the intake port. The ratio of the cross-sectional area of the flow passage excluding the cross-sectional area of the valve shaft is within a predetermined range.
According to the second aspect of the invention, the reference flow path cross-sectional area of the intake port and the flow cross-sectional area of the intake port excluding the cross-sectional area of the valve shaft also in the portion from the shaft entry flow path position of the intake port to the intake port Therefore, the deterioration of the intake performance of the internal combustion engine due to the ratio with the reference flow path cross-sectional area as described above being too small or too large can be prevented more reliably.
[0008]
In the third invention, in the first or second invention, the predetermined range is 80 to 120%.
[0009]
According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, the upper line of the intake port extends substantially linearly at least on the intake upstream side of the shaft entry passage position, and the upper line of the intake port The contact surface of the valve seat with the intake valve is positioned on a straight line extending from the valve seat.
According to the fourth aspect of the present invention, the flow direction of the intake gas flowing along the upper line of the intake port is substantially linear from the flow path position upstream of the shaft entry flow path position to the contact surface of the valve seat. Therefore, the flow velocity when the intake gas flowing along the upper line of the intake port flows into the combustion chamber is higher than the flow velocity when intake gas other than the intake gas flowing along the upper line flows into the combustion chamber. fast. For this reason, a tumble flow is effectively generated in the combustion chamber.
The “upper line” means a line connecting points where the pistons are located in the direction from the bottom dead center to the top dead center in most flow path cross sections of the intake port.
[0010]
In the fifth invention, in any one of the first to fourth inventions, the lower line located on the opposite side of the upper line of the intake port is substantially linear at least on the intake upstream side of the shaft entry flow path position. And a curved portion that is curved with a predetermined curvature toward the contact surface of the valve seat with the intake valve on the intake downstream side of the shaft entry passage position.
According to the fifth invention, since there is no corner in the lower line of the intake port, separation of the intake gas from the lower line does not occur, and therefore, it is prevented that the flow resistance against the intake gas increases. Therefore, it is possible to prevent the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber from being decreased due to the extremely low flow rate of the intake gas.
In general, the strength of the tumble flow formed in the combustion chamber and the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber are contradictory to each other. However, when the fifth invention and the fourth invention are combined, A tumble flow can be generated in the combustion chamber without reducing the flow rate of the intake gas flowing into the chamber.
The “lower line” means a line connecting points where the piston is located in the direction from the top dead center to the bottom dead center in almost the cross section of the flow path of the intake port.
[0011]
  According to a sixth aspect, in the fifth aspect, the lateral width of the intake port becomes narrower toward the intake downstream side from the curve start flow path position at which the lower line of the intake port begins to bend.
  According to the sixth aspect of the invention, the lateral width of the intake port at the shaft entry passage position is larger than the diameter of the intake port, and thus gradually decreases from the shaft entry passage position toward the intake downstream. As the lateral width narrows, the lower line of the intake port curves in a direction away from the upper line, so that the change in the flow path cross-sectional area of the intake port from the shaft entry flow path position to the intake port is small. Therefore, it is possible to prevent the intake performance of the internal combustion engine from deteriorating due to the extremely high or low speed of the intake gas passing through the intake port during this period.
  In the seventh invention, in the first to sixth inventions, the vertical width of the intake port gradually widens from the shaft entry flow path position toward the intake downstream side.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a diagram schematically showing a cylinder head of an internal combustion engine. Although FIG. 1 shows an in-line four-cylinder internal combustion engine, it may be an internal-combustion engine having a different number of cylinders such as six cylinders or eight cylinders instead of four cylinders, or a V-type internal combustion engine instead of an in-line type internal combustion engine. Another type of internal combustion engine may be used. Furthermore, although two intake ports and two exhaust ports are provided for each cylinder, other numbers of these intake ports and exhaust ports may be used.
[0013]
In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a cylinder block of an internal combustion engine. The cylinder block 1 is provided with a space (hereinafter referred to as “combustion chamber”) 2 serving as a part of a combustion chamber for each cylinder. Each combustion chamber 2 communicates with intake ports 5 and 6 through two mutually independent intake ports 3 and 4, and exhaust ports 9 and 6 through two independent exhaust ports 7 and 8. 10 communicates. At the top of each combustion chamber 2 is provided a plug hole 11 for placing an ignition plug (not shown). A surge tank 13 is connected to each intake port 5, 6 via an intake manifold 12, and a throttle valve 14 is provided upstream of the intake of the surge tank 13. On the other hand, an exhaust manifold 15 is connected to the exhaust ports 9 and 10.
[0014]
Next, the structure of the intake port 5 in the intake device of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. 2 shows a longitudinal sectional view of the intake port 5 in the vicinity of the intake port 3, FIG. 3 shows a sectional view of the intake port 5 along the line III-III in FIG. 2, and FIG. 4 shows a cross-sectional view of the intake port 5 along line IV-IV and line VV in FIGS. Although the configuration of one intake port 5 will be described below, the other intake port 6 is configured in the same manner.
[0015]
The intake port 5 shown in FIG. 2 extends between the side surface (not shown) of the cylinder head 21 and the intake port 3, and when the intake valve (shown by a broken line in FIG. 2) 16 is open, A flow path is formed through which air flowing into the combustion chamber 2 from the intake manifold 12 or a mixture of air and fuel (hereinafter collectively referred to as “intake gas”) flows. The intake port 5 extends at a predetermined angle with respect to a plane where the intake port 3 is located in a region where the center line C of the intake port 5 (a line passing through the center of gravity of each cross section of the intake port) C is separated from the intake port 3. Formed. The intake valve 16 has a valve shaft 17, and the valve shaft 17 enters the intake port 5 from the upper wall surface of the intake port 5. A valve seat 18 that abuts the intake valve 16 when the intake valve 16 is closed is provided near the intake port 3.
[0016]
The flow path position (position in the flow direction of the intake gas) where the valve shaft 17 of the intake valve 16 enters the intake port 5, more specifically, the flow path position where the axis of the valve shaft 17 intersects the peripheral wall surface of the intake port The shaft entry channel position P₂And this shaft entry passage position P₂A predetermined position on the upstream side of the intake air relative to the reference flow path position P₁Then, the intake port 5 has a lateral width d of the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂It is formed so as to gradually increase toward (see FIG. 3). On the other hand, the vertical width l of the intake port 5 is equal to the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂It becomes gradually smaller toward. Therefore, the shaft intrusion passage position P shown in FIG.₂Width d of intake port 5 at₂Is the intake port 5 width d at the reference flow path position shown in FIG.₁On the other hand, the shaft intrusion passage position P shown in FIG.₂The vertical width l of the intake port 5 at₂Is the reference channel position P shown in FIG.₁The vertical width l of the intake port 5 at₁Smaller than. In the present embodiment, the reference flow path position P₁The cross-sectional shape of the intake port 5 at₁(Ie l₁), While the shaft intrusion passage position P₂As for the cross-sectional shape of the intake port 5, the major axis is d₂And the short axis is l₂It is an oval shape. As can be seen from FIGS. 2 to 4, “vertical width l” refers to a direction connecting an upper line 19 and a lower line 20 (to be described later) in the flow path cross section of the intake port (hereinafter referred to as “vertical direction”). The “vertical width d” means the width of the intake port in a direction perpendicular to the vertical direction (hereinafter referred to as “lateral direction”) in the flow path cross section of the intake port.
[0017]
However, the extent to which the lateral width d of the intake port 5 increases is larger than the extent to which the longitudinal width l of the intake port 5 decreases, and therefore, a cross section perpendicular to the center line C of the intake port 5 (hereinafter referred to as “flow passage cross section”). ) Is a reference channel position P (hereinafter referred to as “channel cross-sectional area”).₁From shaft entry flow path position P₂It gradually grows toward. More specifically, the horizontal width d and vertical width l of the intake port 5 are determined by the reference flow path position P.₁Cross-sectional area A of intake port 5 at₁Shaft intrusion passage position P against₂Cross-sectional area A of intake port 5 at₂The ratio of the cross-sectional area excluding the cross-sectional area of the shaft at this position (hereinafter referred to as “substantial flow path cross-sectional area”) is 80% to 120%.
[0018]
The lateral width d of the intake port 5 is determined by the shaft entry passage position P₂And becomes smaller toward the intake port 3 on the intake downstream side. On the other hand, the vertical width l of the intake port 5 is determined by the shaft entry passage position P₂Gradually increases toward the air inlet 3.
[0019]
Next, with reference to FIG. 5, the flow of the intake gas in the intake port 5 of the first embodiment of the present invention will be described. FIG. 5 shows a cross-sectional view of the intake port 5 along the line VI-VI in FIG. 2, and arrows in the figure show the flow of intake gas. FIG. 5 (A) shows the flow of intake gas in the intake port 5 of the present invention, and FIG. 5 (B) shows the flow of intake gas in the conventional intake port whose width is not widened.
[0020]
As shown in FIG. 5B, when the intake port is formed so that the cross-sectional area of the intake port is substantially constant from the reference flow path position to the shaft intrusion flow path position, the shaft intrusion flow path position or the intake air thereof. The substantial channel cross-sectional area downstream is smaller by the cross-sectional integral of the valve shaft than the channel cross-sectional area at the reference channel position (hereinafter referred to as “reference channel cross-sectional area”). Thus, when the flow path cross-sectional area is reduced due to the entry of the valve shaft into the intake port, the flow rate of the intake gas increases when flowing in the vicinity of the valve shaft. As the flow velocity increases, the intake gas is separated on the outer peripheral surface of the valve shaft on the downstream side of the intake air (point X in FIG. 5B), so that the flow passage cross-sectional area is substantially reduced downstream of the intake of the valve shaft. Therefore, the flow resistance against the intake gas is increased, and thus the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber is reduced.
[0021]
On the other hand, as shown in FIG. 5A, in the intake port 5 of the present invention, the flow path cross-sectional area A of the intake port 5 is equal to the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂Gradually increases until the shaft entry passage position P₂Alternatively, the substantial flow path cross-sectional area downstream of the intake air is equal to the reference flow path cross-sectional area A.₁Is larger than the cross-sectional area obtained by subtracting the cross-sectional area of the valve shaft. Therefore, in the intake port 5 of the present invention, the flow rate of the intake gas remains relatively slow even when flowing in the vicinity of the valve shaft 17. For this reason, since the separation of the intake gas hardly occurs on the outer peripheral surface of the valve shaft 17 on the intake downstream side, the flow deterioration due to the separation of the intake gas as described above hardly occurs. Thus, in the intake port 5 of the present invention, the flow path cross-sectional area A of the intake port 5 is set to the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂By gradually increasing the pressure until the flow resistance increases, the flow resistance to the intake gas generated by the valve shaft can be reduced, and the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 2 can be prevented from decreasing.
[0022]
As shown in FIG. 5A, the intake gas flowing so as to strike the valve shaft 17 flows from the outer peripheral surface on the intake upstream side of the valve shaft 17 to the outer peripheral surface on the intake downstream side, and on the outer peripheral surface of the valve shaft 17. Flowing along. Therefore, the intake gas flows in the vicinity of the valve shaft 17 so as to swell laterally as a whole. Here, in the intake port 5 of the present invention, since the lateral width d of the intake port 5 is the widest in the vicinity of the valve shaft 17, even if the intake gas spreads in the lateral direction, the flow resistance to the intake gas hardly increases, and thus the combustion chamber It is possible to prevent the flow rate of the intake gas flowing into 2 from decreasing.
[0023]
In the above embodiment, the vertical width l is the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂The reference channel cross-sectional area A₁Shaft intrusion passage position P with respect to₂If the ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port 5 is 80% to 120%, the vertical width l is equal to the reference flow path position P.₁From shaft entry flow path position P₂It may be almost the same or may gradually increase.
[0024]
In the above embodiment, the reference channel cross-sectional area A of the intake port 5₁Shaft intrusion passage position P with respect to₂Although the ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port 5 is 80% to 120%, the upper limit value and the lower limit value of this ratio may be different values. For example, the upper limit value is the shaft entry channel position P₂As a result, the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber 2 does not decrease or the shaft entry flow path position P is reduced.₂If the flow rate flowing into the combustion chamber 2 increases by increasing the lateral width d of the intake port 5 in the vicinity, it may not be 120%. Therefore, for example, the upper limit value may be 110% or 130%.
[0025]
On the other hand, for example, the lower limit value is the shaft entry channel position P.₂Cross-sectional area A of the intake port 5 (not excluding the cross-sectional area of the valve shaft)₂Is the reference channel cross-sectional area A₁As long as the value is larger than 80%, it may not be 80%. Therefore, the lower limit value changes according to the thickness of the valve shaft 17, for example, the shaft entry passage position P₂The cross-sectional area of the valve shaft 17 is the reference channel cross-sectional area A₁10% of the shaft intrusion passage position P₂The lower limit value of the substantial flow path cross-sectional area at is sufficient if it is larger than 90%. In particular, in the present invention, the lower limit value is the shaft entry channel position P.₂Channel cross-sectional area A₂Is the reference channel cross-sectional area A₁And the separation of the intake gas from the outer peripheral surface of the valve shaft 17 on the downstream side of the intake air due to the increase in the flow velocity of the intake gas in the vicinity of the valve shaft 17 can be suppressed. It is preferable that the value is small.
[0026]
Furthermore, in the above embodiment, the reference channel cross-sectional area A₁Shaft intrusion passage position P against₂The ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port in the engine is set to a predetermined range (80% to 120% in the above embodiment).₁Shaft intrusion passage position P against₂The ratio of the substantial flow path cross-sectional area of the intake port 5 from the intake port 3 to the intake port 3 (that is, the flow path position where the valve shaft 17 crosses the flow path cross section of the intake port 5) may be within a predetermined range. In this case, the shaft entry passage position P₂The flow path cross-sectional area of the intake port 5 (not excluding the cross-sectional area of the valve shaft 17) at most flow path positions from to the intake port 3 is the reference flow path cross-sectional area A.₁If it is larger, the flow path cross-sectional area of the intake port 5 at the intake port 3 (not excluding the cross-sectional area of the valve shaft 17) is the reference flow path cross-sectional area A.₁It may be smaller.
[0027]
By the way, the intake port 5 of the present invention includes an upper line 19 which is a line connecting points where pistons are located in the direction from the bottom dead center to the top dead center in most flow passage cross sections of the intake port 5, and the intake port 5. And a lower line 20 facing the upper line in the flow path cross section. As shown in FIG. 2, the upper line 19 of the intake port 5 extends substantially linearly from the intake upstream of the intake port 5 to the intake downstream, and on the straight line, the outer peripheral edge of the intake port 3, that is, the valve seat 18. A contact surface with the intake valve 16 is disposed (see FIG. 2). Further, it is preferable that a line extending from the intake upstream to the intake downstream of the intake port 5 in the vicinity of the upper line 19 of the intake port 5 also extends substantially linearly, and is located on the straight line or a position slightly away from the straight line. It is preferable that the contact surface of the valve seat 18 with the intake valve 16 is disposed.
[0028]
On the other hand, the lower line 20 of the intake port has a shaft entry flow path position P.₂Extends substantially linearly on the intake upstream side of the shaft, and the shaft entry passage position P₂Is curved in a direction away from the upper line 19 with a predetermined curvature R on the downstream side of the intake air and smoothly continues to the outer peripheral edge of the intake port 3, that is, the contact surface of the valve seat 18 with the intake valve 16. Similarly, the line extending from the intake upstream to the intake downstream of the intake port 5 in the vicinity of the lower line 19 is also connected to the shaft entry flow path position P.₂Extends substantially linearly on the intake upstream side of the shaft, and the shaft entry passage position P₂In the downstream side of the intake air, a curve is made in accordance with the curvature R of the lower line 20 so that there is no sudden angle change (that is, a corner), and it continues to the contact surface of the valve seat 18.
[0029]
The flow of the intake gas from the intake port 5 formed in such a shape to the combustion chamber 2 will be described with reference to FIG. 6A shows the flow of intake gas in the intake port of the present invention, and FIG. 6B shows the flow of intake gas in the conventional intake port.
[0030]
As shown in FIG. 6B, in the conventional intake port, the intake gas flowing along the upper line forms a tumble flow in the combustion chamber due to the curve Y of the upper line near the intake port. The flow direction of the intake gas has been changed along the direction, and the flow velocity of the intake gas has decreased. On the other hand, the intake gas flowing along the lower line is separated at the corner Z of the lower line provided in the vicinity of the intake port, and flows into the combustion chamber without following the lower line, thereby causing a stronger tumble flow in the combustion chamber. Was generated. However, the separation of the intake gas causes an increase in the flow resistance against the intake gas, which also decreases the flow rate of the intake gas.
[0031]
On the other hand, as shown in FIG. 6 (A), in the intake port 5 of the present invention, the upper line 19 extends substantially linearly without being curved, so that the intake port of FIG. In this way, the flow rate of the intake gas is prevented from being lowered by the curve X. Further, since the lower line 20 is also smooth and does not have the corner portion Z, it is possible to prevent the flow rate of the intake gas from being lowered due to separation as in the intake port of FIG. 6B. Further, since the flow velocity of the intake gas flowing along the upper line 19 is higher than the flow velocity of the intake gas flowing through the other portions, a strong tumble flow is generated in the combustion chamber 2.
[0032]
By the way, generally, the flow coefficient of intake gas flowing into the combustion chamber (the flow rate of intake gas flowing per unit area) and the tumble ratio of the tumble flow formed in the combustion chamber (the number of rotations of the airflow per one rotation of the crank) The relationship is as shown by the solid line in FIG. That is, generally, when the shape of the intake port is made such that the tumble ratio is increased, the flow coefficient decreases, and when the shape of the intake port is made such that the flow coefficient is increased, the tumble ratio is decreased. turn into. On the other hand, as shown by a point a in FIG. 7, when the upper line 19 is linear and the lower line 20 near the inlet 3 is curved with a predetermined curvature R, the tumble ratio remains constant. , The flow coefficient can be increased, and the shaft entry flow path position P can be further increased as indicated by point b in FIG.₂By increasing the lateral width d of the intake port 5 in the vicinity, the flow coefficient can be further increased while keeping the tumble ratio constant.
[0033]
Thus, when both the flow coefficient and the tumble ratio are high values, the combustion efficiency is improved, so that the fuel consumption of the internal combustion engine is improved and the torque and output of the internal combustion engine are also improved.
[0034]
In the above embodiment, the lower line 20 is the shaft entry passage position P.₂However, the lower line 20 has a bending start position at the shaft entry flow path position P.₂It may be upstream or downstream. In particular, the curve start position of the lower line 20 is preferably substantially the same flow path position as the flow path position at which the lateral width d of the intake port 5 begins to narrow, and this causes the lateral width d of the intake port 5 to narrow. A change in the flow path cross-sectional area of the intake port 5 can be suppressed to be small.
[0035]
Next, a second embodiment of the intake device of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 8 is a view similar to FIG. The intake port 25 of the second embodiment is basically the same as the intake port 5 of the first embodiment, but the cross-sectional shape is different. As can be seen from FIG. 8, the cross-sectional shape of the intake port 25 of the second embodiment is a rectangle with curved corners unlike the cross-sectional shape of the intake port 5 of the first embodiment shown in FIG. As can be seen from FIG. 8, in the intake port 25 of the second embodiment, the shaft intrusion passage position P₂Width d₂Is the reference channel position P₁Width d of intake port 25 at₁On the other hand, the shaft entry channel position P₂Vertical length at₂Is the reference channel position P₁The vertical width l of the intake port 25 at₁Smaller than. In the present embodiment, the upper line 19 is a line that extends right above the center line in the flow path cross section, and the lower line 20 is a line that extends right below the center line in the flow path cross section.
[0036]
The cross-sectional shape of the intake port is not limited to the cross-sectional shape of the intake port of the first embodiment and the second embodiment, but may be other cross-sectional shapes that have been used conventionally.
[0037]
【The invention's effect】
According to the present invention, there is almost no separation of the intake gas from the outer peripheral surface of the valve shaft at the downstream side of the intake of the valve shaft of the intake valve. The flow resistance of the valve shaft against gas is small.
[0038]
According to the fourth to sixth inventions, the flow rate of the intake gas flowing into the combustion chamber can be increased while generating the tumble flow in the combustion chamber, so that the tumble ratio of the tumble flow generated in the combustion chamber is not reduced. The flow coefficient of the intake gas flowing from the intake port into the combustion chamber can be increased.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view showing a cylinder head of an internal combustion engine.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of an intake port.
FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV and line VV in FIG. 2. FIG.
FIG. 5 is a view showing the flow of intake gas around the valve shaft.
FIG. 6 is a diagram showing the flow of intake gas from the intake port into the combustion chamber.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a tumble ratio and a flow coefficient.
FIG. 8 is a view similar to FIG. 4 showing the intake port of the second embodiment.
[Explanation of symbols]
1 ... Cylinder block
2 ... Combustion chamber
3, 4 ... Inlet
5, 6 ... Intake port
7, 8 ... Exhaust port
9, 10 ... exhaust port
16 ... Intake valve
17 ... Valve shaft
18 ... Valve seat
19 ... Upper line
20 ... Down line

Claims

An intake port that communicates with the combustion chamber of the internal combustion engine, and the intake port extends from the reference flow path position upstream of the shaft intrusion flow path position into which the valve shaft enters the intake port toward the shaft intrusion flow path position. spread width gradually, along with the flow path cross-sectional area of the vertical width gradually narrowed and the intake port is increased gradually in the intake port, becomes maximum in breadth shaft enters passage position of the intake port,
The ratio between the flow path cross-sectional area of the intake port at the reference flow path position and the flow path cross-sectional area of the intake port at the shaft entry flow path position excluding the cross-sectional area of the valve shaft is within a predetermined range. An internal combustion engine intake system.

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

The intake device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2, wherein the predetermined range is 80% to 120%.

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

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

6. The intake device for an internal combustion engine according to claim 5, wherein the lateral width of the intake port narrows from the curve start flow path position where the lower line of the intake port begins to curve toward the intake downstream.

The intake device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 6, wherein a vertical width of the intake port gradually increases from a shaft entry flow path position toward an intake downstream side.