JP4438726B2 - 火花点火式エンジンの燃焼室構造 - Google Patents

Description

本発明は、火花点火式エンジンの燃焼室の構造に関し、より詳しくは、シリンダヘッド下面とピストン頂面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室の構造に関するものである。

近年、経済面のみならず、地球の温暖化防止という環境面においてもエンジンの燃費向上要求が一段と高まりつつある。火花点火式エンジンにおいて燃費を向上するには燃焼効率を高めれば良く、その有力な手段として圧縮比の増大が挙げられる。

圧縮比を高めるには、シリンダー容積に対して燃焼室容積を小さくすれば良い。そのような高圧縮比化に好適な燃焼室構造として、たとえばペントルーフ型の燃焼室構造が多く用いられている。この燃焼室構造は、吸気側の天井壁と排気側の天井壁とが屋根形をなすように形成されたものであって、比較的大きな吸排気バルブ径を確保しつつ、燃焼室容積を小さくすることができるという特徴がある。またスワール（ピストン摺動軸まわりの旋回流。横渦。）、タンブル（ピストン摺動軸に平行な面内の旋回流。縦渦。）、或いはスキッシュ（ピストン上昇時にピストンボア周縁部から中央部に押し出すような流れ）といった筒内流動を生成するうえでも有利な構造である。

例えば特許文献１乃至３には、各種の筒内流動を生成させて燃焼効率向上を図った燃焼室の構造が示されているが、その図示された断面構造から、何れもペントルーフ型燃焼室であると解される。

また特許文献４および５には、強いタンブルを生成させ得る吸気ポートの構造が開示されている。これらのような、強いタンブルを生成させ得る吸気ポートの総称を、当明細書ではタンブル生成ポートというものとする。
特開平０８−２５４１２６号公報 特開平０８−０４９５４６号公報 特開２００３−１８４５５９号公報 特開平０３−０２３３１４号公報 特開平０６−０１０６８０号公報

しかしながら、上記のように燃焼室構造を工夫する等して高圧縮比を実現したとしても、それで直ちに実用上有効な燃焼を行わせることができるとは限らない。良く知られているように、圧縮比を高めるとノッキングやデトネーション等の異常燃焼（以下ノッキング等という）が起こり易くなるからである。つまり実用上は、ノッキング等の発生しない範囲でしか圧縮比を高めることができない。

しかしそれは、ノッキング等の発生を抑制することができれば、つまり耐ノッキング性能を向上させることができれば、より圧縮比を高めることができることをも意味する。

本発明は、上記のような事情に鑑み、耐ノッキング性能を向上させることにより、実用上有効に圧縮比を高めることができる火花点火式エンジンの燃焼室構造を提供することを目的とする。

本願発明者は、前期主燃焼期間（燃焼質量の１０％から９０％が燃焼する主燃焼期間のうち、１０％以上５０％未満が燃焼する期間）では低速で燃焼させることによって筒内圧力や温度の上昇が抑制され、未燃燃料の過早着火が効果的に抑制されるので、高い耐ノッキング性能を得ることができ、後期主燃焼期間（主燃焼期間のうち、燃焼質量の５０％以上９０％未満が燃焼する期間）では未燃燃料を高速燃焼させて速やかに燃焼を完了させることにより、燃え残りを核とする自着火を抑制することができ、やはり耐ノッキング性能を高めることができ、燃焼全体としての主燃焼期間を殆ど延ばすことなく、効果的にノッキングを抑制することができる燃焼形態（以下当明細書において、後期重心型燃焼と称する）に着目し、鋭意研究を重ね、このような後期重心型燃焼を容易に行わせることのできる次のような火花点火式エンジンの燃焼室構造を見出した。

すなわち請求項１に係る発明は、シリンダヘッド下面とピストン頂面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、上記天井壁の、シリンダボア軸線を挟んだ一方側に開口する２個の吸気ポートと、同他方側に開口する少なくとも１個の排気ポートと、上記天井壁の、シリンダボア径方向中央部から上記燃焼室内に先端が臨設された第１点火プラグとを含む火花点火式エンジンの燃焼室構造であって、上記燃焼室は、吸気側天井壁と排気側天井壁とが屋根形をなすペントルーフ型であり、上記２個の吸気ポート開口部の間であってシリンダボア周縁部における上記天井壁から上記燃焼室内に先端が臨む第２点火プラグが設けられ、ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が、上記第１点火プラグ周辺から上記第２点火プラグ周辺にかけて連続する第１燃焼空間と、シリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、上記第１点火プラグ周辺から排気側のシリンダボア周縁にかけての途中位置に、上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間とを連通するとともに、上記天井壁と上記ピストン頂面との間隙が周囲よりも狭められた小間隙部が形成されており、該小間隙部は、ピストンの冠部に設けられた凸部の頂面と上記天井壁との間に形成され、該凸部は、平面視で吸気側の第２点火プラグ下方部位が切り欠かれた略円環状をなして上方に突出し、該凸部の内側および外側においてそれぞれ、該凸部に対して相対的に没入した凹部と上記天井壁との間に上記第１燃焼空間および上記第２燃焼空間が形成され、該第２燃焼空間は上記凸部の外周に沿って略環状に形成されているとともに、上記小間隙部のうち排気側は吸気側に対してさらに間隙が小さい最小間隙部となるように、上記凸部において排気側が吸気側に対して高く形成されていることを特徴とする。

また請求項２に係る発明は、請求項１記載の火花点火式エンジンの燃焼室構造において、上記２個の吸気ポートは、タンブル生成ポートであることを特徴とする。

また請求項３に係る発明は、請求項１または２記載の火花点火式エンジンの燃焼室構造において、上記小間隙部は、上記シリンダボア径方向における、上記第１点火プラグから上記シリンダボア周縁との中間点よりも上記シリンダボア周縁寄りに形成されていることを特徴とする。

請求項１の発明によると、以下に述べるように、上述の後期重心型燃焼を容易に行わせることができる。そして上述のように、後期重心型燃焼によって耐ノッキング性能を向上させ、実用上有効に圧縮比を高めることができる。またそれを利用して燃費の向上を図ることができる。さらに、第２点火プラグを併用することにより、全体の燃焼期間をより短縮して一層耐ノッキング性能を高めることができる。その場合、必要に応じて第２点火プラグでの点火を停止したり遅らせたりすることにより、燃焼期間を短縮することによる弊害が懸念される場合に、その懸念を払拭することができる。

本発明の構成によれば、前期主燃焼期間では主として第１点火プラグ周辺から上記第２点火プラグ周辺にかけて連続する第１燃焼空間で燃焼が行われ、後期主燃焼期間では主としてシリンダボア周縁部の第２燃焼空間で燃焼が行われる。一般的に、燃焼は火炎伝播によって進行し、その火炎面（火炎伝播の最前線）は、未燃ガスを押し出すようにして、第１点火プラグと第２点火プラグの各電極付近に形成された各火炎核を中心として、それぞれ略球状に拡がって行く（第１点火プラグと第２点火プラグとを併用した場合）。

ところが本発明の構成では、第１燃焼空間と第２燃焼空間との間に、ピストン頂面と燃焼室天井壁との間隙が狭められた小間隙部が設けられている。火炎面に押し出された未燃ガスがこの小間隙部を通過する際、一種の絞り作用を受ける。その影響を受けて第１燃焼空間での燃焼の火炎伝播が抑制される。このため前期主燃焼期間における燃焼速度が比較的低く抑えられる。

そして火炎面が小間隙部を経て第２燃焼空間に達すると、もはや小間隙部による絞り作用の影響を受けないので、速やかに火炎伝播が進行する。つまり後期主燃焼期間における燃焼速度が比較的高くなる。

結局、全体として、前期主燃焼期間では比較的低速の燃焼が行われ、後期主燃焼期間では比較的高速の燃焼が行われるという、上述の後期重心型燃焼が行われることになるのである。

ところで、本発明の構成では、シリンダボア径方向中央部の第１点火プラグに加え、２個の吸気ポート開口部の間に第２点火プラグが設けられている。仮に第２点火プラグを用いずに、第１点火プラグのみを用いた場合、火炎は第１点火プラグの電極付近に形成された火炎核を中心に略球状に拡がって行くことになる。この場合、より厳密には、排気側（排気バルブ側）への伝播速度が吸気側（吸気バルブ側）への伝播速度よりもやや高くなっている。高温の排気側では、より燃焼反応が促進されるからである。

これに対し、第２点火プラグでも点火を行うようにすれば、火炎の伝播速度の遅い吸気側から排気側に向かう第２の火炎伝播が起こるので、第１点火プラグのみを点火させた場合に比べ、主燃焼期間を効果的に短縮することができる。

一般的に、エンジンの回転速度が低く、負荷が高い運転領域（低速高負荷領域）では、主燃焼期間を短縮すれば耐ノッキング性能が向上する。それは後期重心型燃焼を行う場合も同様である。つまり本発明によれば、後期重心型燃焼を行うことに加え、主燃焼期間の短縮によっても耐ノッキング性能を高めることができ、その相乗効果によって、一層の耐ノッキング性能向上を図ることができる。

一方、エンジンの回転速度が高く、負荷が高い運転領域（高速高負荷領域）では、主燃焼期間を短縮しすぎると、デトネーションと呼ばれる異常燃焼を招き易くなる。本発明の構成によれば、そのような高速高負荷領域では第２点火プラグの点火を停止したり、点火時期を遅らせたりすることにより、主燃焼期間を短縮しすぎないようにすることもできる。

以上のように、本発明によれば、後期重心型燃焼を行わせ、さらに必要に応じて主燃焼期間を短縮させて効果的に耐ノッキング性能を高めることができる。或いは、耐ノッキン
グ性能を高めた分だけ圧縮比を増大させる、つまり耐ノッキング性能を悪化させることなく圧縮比を高めることができる。本願発明者は、本発明の燃焼室構造によって、耐ノッキング性能を悪化させることなく圧縮比を従来比で０．５以上高めることができることを確認している。また、本発明によれば、ピストン冠部に凹凸を設けるという簡単な構造で第１燃焼空間、小間隙部および第２燃焼空間を形成することができる。さらに、比較的大きな吸排気バルブ径を確保しつつ、燃焼室容積を小さくすることができるというペントルーフ型燃焼室の特徴を利用して、より容易に高圧縮比化を図ることができる。また、上記小間隙部のうち排気側は吸気側に対してさらに間隙が小さい最小間隙部となるように、上記凸部において排気側が吸気側に対して高く形成されているので、第１燃焼空間から第２燃焼空間への火炎伝播が、全体的により均等となり円滑な燃焼を図ることができる。

請求項２の発明によると、燃焼室内のタンブル（縦渦）によって筒内流動性が高められ、一層の主燃焼期間の短縮を図ることができる。特にタンブルは、点火プラグの電極に近い燃焼室の天井付近で吸気側から排気側へ向かう流れとなるので、第２点火プラグから排気側への火炎伝播をより促進させることができる。

またタンブル生成ポートは、一般的に他の筒内流動生成手段（例えばスワール生成ポート）よりも吸気抵抗が小さいという特徴があり、高速運転領域での出力増大を図り易いという利点がある。

請求項３の発明によると、以下に述べるように初期燃焼期間（主燃焼期間より前の、燃焼質量の１０％が燃焼するまでの期間）を早期に完了させ、主燃焼期間への移行遅れを効果的に防止することができる。

上記のように、前期主燃焼期間では主として第１燃焼空間で燃焼が行われる。従って、その前段階の初期燃焼期間も主として第１燃焼空間で燃焼が行われる。ここで、第１点火プラグと小間隙部との距離が近すぎると、初期燃焼期間での燃焼が小間隙部による絞り作用の影響を強く受けてしまい、燃焼速度が低下してしまう。初期燃焼期間での燃焼速度が低下すると、主燃焼期間への移行が遅れてしまい、燃焼全体の遅れに繋がるので好ましくない。

そこで本発明の構成によれば、小間隙部が、シリンダボアの径方向における、第１点火プラグからシリンダボア周縁との中間点よりもシリンダボア周縁寄りに形成されている。つまり第１点火プラグと小間隙部とが適度に離間しているので、初期燃焼期間での燃焼に小間隙部による絞り作用の影響が殆ど及ばないようにすることができる。

但し、小間隙部をシリンダボア周縁に寄せ過ぎると、第２燃焼空間を充分確保することが困難となる。従って小間隙部は、第１点火プラグからシリンダボア周縁との中間点よりはシリンダボア周縁寄りであり、かつシリンダボア周縁からもある程度離間した適所に形成させるのが好ましい。その適所はエンジンの特性等によって異なるが、概ね第１点火プラグからシリンダボア周縁までの距離の６０〜８５％の範囲内にある。

図１は本発明の第１実施形態に係る火花点火式エンジンの燃焼室構造を示す縦断面図である。また図２は、その主要部の拡大図である。さらに図３は、図１のIII−III線断面図である。

当実施形態の燃焼室１４はペントルーフ型であり、図１ないし図３は、ピストン１３が上死点にある状態を示している。燃焼室１４は、シリンダブロック５０のシリンダボア１２と、ピストン頂面４と、燃焼室１４に臨むシリンダヘッド１０の下面である天井壁１１とに囲まれた空間である。天井壁１１は、吸気側天井壁１１ａと排気側天井壁１１ｂとが屋根形をなすように形成されている。

吸気側天井壁１１ａには、これに開口する２箇所の吸気ポート２１が設けられており、各吸気ポート２１には所定の吸気タイミングで開く吸気バルブ１９が設けられている。また排気側天井壁１１ｂには、これに開口する２箇所の排気ポート２２が設けられており、各排気ポート２２には所定の排気タイミングで開く排気バルブ２０が設けられている。吸気バルブ１９および排気バルブ２０の、燃焼室１４に臨む面は、それぞれ吸気側天井壁１１ａおよび排気側天井壁１１ｂの一部を形成している。

吸気ポート２１は、強いタンブルを生成させ得るタンブル生成ポートである。タンブル生成ポートは、各種の方式（例えばストレートポートの採用など。特許文献４及び５参照）が提案されている周知の構造である。当実施形態ではその詳細構造の説明を省略するが、このタンブル生成ポートによって、燃焼室内に図５に示すような強いタンブル３０（縦渦）を生成させることができる。

シリンダボア１２の径方向中央付近には、天井壁１１から燃焼室１４内に先端が臨設された第１点火プラグ１５が設けられている。また、２箇所の吸気ポート２１の開口部の間であってシリンダボア周縁部における吸気側天井壁から燃焼室１４内に先端が臨設された第２点火プラグ１５ａが設けられている（図５参照。なお同図および図６において、第１点火プラグ１５および第２点火プラグ１５ａは、その臨設位置に×印を付して簡略的に示している。）。

図２に示すように、天井壁１１の周縁部である天井壁周縁部１１ｄは、シリンダブロック５０との合わせ面（詳しくは、シリンダヘッド１０とシリンダブロック５０との間に設けられた図略のヘッドガスケットとの合わせ面）よりもシリンダブロック５０から離間する側にオフセットして形成されている。

燃焼室１４は、ピストン１３が上死点にある状態で、燃焼室１４内空間の主要部が第１点火プラグ１５周辺から第２点火プラグ１５ａ周辺にかけて連続する第１燃焼空間１４ａと、シリンダボア１２周縁部の第２燃焼空間１４ｂとによって形成されている。そして第１燃焼空間１４ａと第２燃焼空間１４ｂとは、ピストン頂面４と天井壁１１との間隙が狭められた小間隙部５を介して連通されている（但し、後述するように第２点火プラグ１５ａ付近は除く）。

ここで、ピストン１３の形状、特に冠部の形状について説明する。図４はピストン１３の斜視図である。以下の説明で、ピストン１３の上下方向は図示状態での上下方向とする。つまり組立状態で天井壁１１に近い方を上とする。

ピストン冠部１３ａには、平面視で吸気側が切り欠かれた略円環状（以下Ｃ字状という）をなして上方に突出する凸部６が設けられている。凸部６のＣ字形の閉じた側（図４に示す状態で左上）は燃焼室１４内での排気側に位置するように配設され、ピストン冠部１３ａの外周と略同心の円弧状となるように形成されている。その円弧半径はピストン１３の平均半径の半分よりもやや大きい。また凸部６のＣ字形の開いた側（図４に示す状態で右下）は燃焼室１４内での吸気側に位置するように配設される。そして凸部６のＣ字形の内側および外側には、凸部６に対して相対的に没入した凹部が形成されている。すなわち凸部６のＣ字形内側には中央側凹部７、Ｃ字形外側には周縁側凹部８が形成されている。

凸部６の詳細形状は、所定の高さ及び幅をもって上方に突出するＣ字形凸状体の、吸気側および排気側を、それぞれ径方向内側上方から外側下方に向けて平斜面で削ぎ落としたような形状となっている。その削ぎ落としの切り口に相当する各面が吸気側凸部頂面９ａおよび排気側凸部頂面９ｂを形成している。

凸部６の上面は、排気側に比べて吸気側の方がより大きく削ぎ落とされている。従って、ピストン冠部１３ａの中心から、図２の左右方向に同一距離離反した位置で比較すると、排気側凸部頂面９ｂの高さは吸気側凸部頂面９ａの高さより高くなっている（図２参照）。

凸部６の上端面である凸部頂面９の、吸気側凸部頂面９ａ或いは排気側凸部頂面９ｂ以外の部分は、略水平で平坦な凸部平坦頂面９ｃとなっている。

中央側凹部７は、凸部６のＣ字形内側で、凸部６に対して相対的に没入した部分である。中央側凹部７は、凸部６のＣ字形と同様に吸気側に開口したＵ字状外縁を有する平坦部である。従って、中央側凹部７の、吸気側以外の周囲には、凸部６の側面によって形成された壁面が立設されている。

周縁側凹部８は、凸部６のＣ字形外側で、凸部６に対して相対的に没入した部分である。周縁側凹部８は略水平で、ピストン冠部１３ａの外周と略同心の略円環形状となっている。

次に、図２を参照して再び燃焼室１４の詳細構造について説明する。第１燃焼空間１４ａは、ピストン１３の中央側凹部７と天井壁１１との間に形成されている。従って第１燃焼空間１４ａは、第１点火プラグ１５から第２点火プラグ１５ａにかけて一体的に連続する空間となっている。また第２燃焼空間１４ｂは、凸部６の外側の領域であって、かつピストン１３の周縁側凹部８と天井壁１１（詳しくは天井壁周縁部１１ｄ）との間に略環状（平面視でＣ字状）に形成されている。

そして第１燃焼空間１４ａと第２燃焼空間１４ｂとを連通する小間隙部５は、ピストン１３の凸部頂面９と天井壁１１との間に平面視でＣ字状（ピストン冠部１３ａに凸部６が形成されている箇所）に形成されている。

上述のように、凸部６のＣ字形の円弧部の半径がピストン１３の平均半径の半分よりもやや大きいので、小間隙部５は、シリンダボア１２の径方向における、第１点火プラグ１５からシリンダボア周縁との中間点よりもシリンダボア周縁寄りに形成されている。その最適位置は、エンジンの特性等によって異なるが、概ね第１点火プラグ１５からシリンダボア周縁までの距離の６０〜８５％の範囲内にある。

小間隙部５は、詳細には小間隙部５ａ、最小間隙部５ｂおよび小間隙部５ｃからなる。小間隙部５ａは、ピストン１３の吸気側凸部頂面９ａと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。最小間隙部５ｂは、ピストン１３の排気側凸部頂面９ｂと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。上述のように排気側凸部頂面９ｂが吸気側凸部頂面９ａより高い位置にあるので、最小間隙部５ｂは小間隙部５ａより狭い。また最小間隙部５ｂは下記の小間隙部５ｃよりも狭く、小間隙部５のなかで最小の間隙となっている。

小間隙部５ｃは、ピストン１３の凸部平坦頂面９ｃと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。小間隙部５ｃは、天井壁１１が低い箇所ほど狭く、天井壁１１が高くなるほど、つまり稜線部１１ｃ（図３参照）に近づくほど広くなる。

次に、当実施形態の燃焼室構造を有する火花点火式エンジンの動作について、特に主としてノッキングが問題となる低速高負荷領域での動作と、主としてデトネーションと呼ばれる異常燃焼が問題となる高速高負荷領域での動作について説明する。

まず低速高負荷領域での動作について説明する。

吸気行程において吸気バルブ１９が開くとともに、ピストン１３が降下する。それに伴って吸気ポート２１から燃焼室１４内に混合気が負圧吸引される。その際、吸気ポート２１がタンブル生成ポートなので、図５に示すように強いタンブル３０が生成され、筒内混合気の流動性が高められる。その吸気抵抗は、スワール（横渦）を生成させる場合に比べて小さい。

続く圧縮行程において吸気バルブ１９が閉じるとともに、ピストン１３が上昇する。それに伴って、燃焼室１４内の混合気が圧縮され、温度と圧力が上昇する。圧縮行程の終盤、つまりピストン１３が図２に示す上死点付近まで上昇したとき、第１点火プラグ１５および第２点火プラグ１５ａの電極から火花が飛ばされる。その各火花によって点火プラグ１５および第２点火プラグ１５ａの各電極付近の混合気が着火し、火炎核が形成される。

続く膨張行程では、各火炎核の火炎面が略球状に拡がりながら燃焼が進行する（この燃焼形態については後に詳述する）。燃焼によって急速に高められた筒内圧力によってピストン１３が押し下げられる。ピストン１３を押し下げる力が図外のコンロッド等を介して図外の出力軸（クランクシャフト）の回転駆動力となる。

続く排気行程では排気バルブ２０が開くとともにピストン１３が上昇に転じる。ピストン１３の上昇によって既燃ガス（排ガス）が排気ポート２２から押し出され、排出される。

以上の吸気、圧縮、膨張および排気からなる４行程を繰り返すことによってエンジンが連続運転される（４サイクルエンジン）。また多気筒エンジンの場合は、気筒ごとに上記の各行程をずらした設定とすることにより、より滑らかで振動や騒音の少ないエンジンとすることができる。

次に、上記膨張行程で行われる燃焼について詳細に説明する。この燃焼が従来の一般的な燃焼と異なる特徴は、タンブルを伴う多点（二点）点火であることと、後期重心型燃焼（詳細は後述する）であることである。多点点火によって主燃焼期間が短縮される。そのうえで、後期重心型燃焼によって、前期主燃焼期間での燃焼速度が比較的低く、後期主燃焼期間での燃焼速度が比較的高くなる。これら多点点火と後期重心型燃焼によって、以下説明するように耐ノッキング性能が格段に高められる。

まずタンブルを伴う多点点火について説明する。図６（ａ）は、燃焼時の燃焼室１４を、ピストン１３側から見た平面図（但し、後期重心型燃焼の影響を受けない場合）である。火炎面が拡がる様子を火炎伝播等時線７０ａで示している。火炎伝播等時線７０ａの間隔が粗である箇所は火炎伝播速度が高く、密である箇所は火炎伝播速度が低いことを示す。第１点火プラグ１５の周囲の火炎伝播等時線７０ａに着目して明らかなように、吸気側（図の右側）への火炎伝播速度よりも排気側（図の左側）への火炎伝播速度の方が高い。これは、高温の排気側では、より燃焼反応が促進されるからである。

当実施形態では第２点火プラグ１５ａでも点火を行っているので、火炎伝播等時線７０ａに示すように、第２点火プラグ１５ａの電極付近を第２の起点として火炎が広がっている。このように、第１点火プラグ１５からの火炎面の到達が遅れる吸気側からも燃焼させることにより、第１点火プラグ１５のみを点火させた場合に比べ、主燃焼期間を効果的に短縮することができる。

しかも、燃焼室１４内には強いタンブル３０が生成されているので、筒内流動性が高められ、一層の主燃焼期間の短縮が図られる。また天井壁１１付近のタンブル３０は、図６（ａ）の矢印で示すように吸気側から排気側へ向かっている。従って、第２点火プラグ１５ａから排気側への火炎伝播をより促進させることができる。

ノッキングは、火炎面が到達する前に、未到達の部分の未燃燃料（エンドガス）が自着火を起こすことが原因である。当実施形態のようなタンブルを伴う多点点火を行うと、主燃焼期間が短縮される、つまり燃焼速度が高められるので、エンドガスが自着火を起こす前に燃焼室１４全体に火炎面を到達させ易くなる。従ってノッキングが効果的に抑制される。

次に、後期重心型燃焼について説明する。後期重心型燃焼は、端的に表現すれば前期主燃焼期間での燃焼速度が比較的低く、後期主燃焼期間での燃焼速度が比較的高い燃焼形態である。後期重心型燃焼は、当実施形態の燃焼室構造と密接な関係があり、この燃焼室構造によってなし得る燃焼形態である。

後期重心型燃焼について、燃焼室構造と関連付けながら説明する。火炎面は未燃ガスを押し出すようにして拡がって行くが、第１燃焼空間１４ａの外側には小間隙部５が設けられている。従って、火炎面に押し出された未燃ガスが小間隙部５を通過する際、一種の絞り作用を受ける。その影響を受けて火炎伝播が抑制される。このため第１燃焼空間１４ａにおける燃焼速度が比較的低く抑えられる。

そして火炎面が小間隙部５を経て第２燃焼空間１４ｂに達すると、もはや小間隙部５による絞り作用の影響を受けないので、速やかに火炎伝播が進行する。つまり第２燃焼空間１４ｂにおける燃焼速度が比較的高くなる。

こうして、主として第１燃焼空間１４ａでの前期主燃焼期間には比較的低速の燃焼が行われ、主として第２燃焼空間１４ｂでの後期主燃焼期間には比較的高速の燃焼が行われるという、後期重心型燃焼が行われることになる。

ところで、上述したように、排気側への火炎伝播速度は吸気側への火炎伝播速度よりも高い。当実施形態では、最小間隙部５ｂによって、排気側へのガス流を他よりも強く絞っているので、高くなりがちな排気側への火炎伝播速度が比較的強く抑制される。一方、火炎伝播速度が低くなりがちな吸気側においては、比較的広い小間隙部５ａをもって絞り作用を抑制している。こうすることにより、全体的にはより均等な火炎伝播速度を得ることができ、円滑な燃焼を図ることができる。また火炎面の第１燃焼空間１４ａから第２燃焼空間１４ｂへの移行を、より均等に行わせることができる。

図７は、当実施形態の後期重心型燃焼における燃焼特性を示す特性図である。横軸にクランク角（°ＣＡ）、縦軸に燃焼質量割合（％）を示す。燃焼質量割合とは、燃焼した燃料の質量全体を１００％とし（無次元化）、当該クランク角時点までに燃焼した燃料の積算値を示したものである。

図示のように、燃焼質量割合が１０％未満の領域を初期燃焼領域８１といい、その期間を初期燃焼期間θ_０という。また燃焼質量割合が１０％以上９０％未満の領域を主燃焼領域８０という。主燃焼領域８０は５０％を境にして前期と後期に分けられ、燃焼質量割合が１０％以上５０％未満の領域を前期主燃焼領域８０ａといい、５０％以上９０％未満の領域を後期主燃焼領域８０ｂという。そして前期主燃焼領域８０ａの期間を前期主燃焼期間θ_１といい、後期主燃焼領域８０ｂの期間を後期主燃焼期間θ_２という。

図７には、当実施形態の燃焼特性Ｔ１を示すとともに、比較のために従来の一般的な燃焼特性Ｔ１’を併記している。なお図７は、エンジン回転速度が１５００ｒｐｍで、高負荷運転状態での燃焼特性を示す。

当実施形態の燃焼特性Ｔ１では、初期燃焼期間θ_０は点火時期〜約３°ＣＡ、前期主燃焼期間θ_１は約３〜約１３°ＣＡ、後期主燃焼期間θ_２は約１３〜約２０°ＣＡとなっている。一方、従来の燃焼特性Ｔ１’では、初期燃焼期間θ_０’は点火時期〜約４°ＣＡ、前期主燃焼期間θ_１’は約４〜約１３°ＣＡ、後期主燃焼期間θ_２’は約１３〜約２１°ＣＡとなっている。

つまり当実施形態の燃焼特性Ｔ１は、従来の燃焼特性Ｔ１’に比べ、初期燃焼期間θ_０が約１°ＣＡ短縮され、前期主燃焼期間θ_１が約１°ＣＡ延ばされ、後期主燃焼期間θ_２が約１°ＣＡ短縮されている。これは、主として第１燃焼空間１４ａで燃焼が行われる前期主燃焼期間θ_１では燃焼速度が相対的に低く、主として第２燃焼空間１４ｂで燃焼が行われる後期主燃焼期間θ_２では燃焼速度が相対的に高くなっていることを示している。つまり後期重心型燃焼となっていることがわかる。

また初期燃焼期間θ_０及び前期主燃焼期間θ_１での燃焼は、ともに主として第１燃焼空間１４ａでの燃焼であるが、初期燃焼期間θ_０はむしろ短縮されている。これは、小間隙部５が、第１点火プラグ１５に近すぎない適所（詳しくは第１点火プラグ１５からシリンダボア周縁までの距離の６０〜８５％の範囲内の適所）に設けられていることによって、小間隙部５による絞り作用の影響が初期燃焼期間θ_０にまでは及んでいないことを示している。

図８は、図７に示す燃焼特性を別の視点から表した特性図である。横軸にクランク角（°ＣＡ）、縦軸に熱発生率（％）を示す。ここで熱発生率とは、図７の熱発生割合の微分値であり、燃焼による全体の熱発生量を１００％とし（無次元化）、当該クランク角時点における熱発生量の割合を示したものである。

図８には、当実施形態の燃焼特性Ｔ２を示すとともに、比較のために従来の一般的な燃焼特性Ｔ２’を併記している。特性Ｔ２’と比較して、特性Ｔ２の顕著な特徴として、前期主燃焼期間θ_１において傾きの緩やかな棚部Ｔ２ａを有している点、および後期主燃焼期間θ_２において最大熱発生率の極大値が大きくなっている点である。この二点が後期重心型燃焼を特徴付けるものとなっている。

棚部Ｔ２ａについて説明すると、これは、初期燃焼期間θ_０から前期主燃焼期間θ_１に移行後、熱発生率の増大率が一時的に低下していることを示している。これは小間隙部５による絞り効果によって、前期主燃焼期間θ_１での燃焼速度が比較的低くなったからであると考えられる。

その後、後期主燃焼期間θ_２において最大熱発生率の極大値が大きくなっている点については、比較的多く残留した未燃燃料が、充分な容積が確保された第２燃焼空間１４ｂで高速で燃焼したためであると考えられる。

以上説明したように、後期重心型燃焼を行わせると、前期主燃焼期間では低速で燃焼させることによって筒内圧力や温度の上昇が抑制され、未燃燃料の過早着火が効果的に抑制されるので、高い耐ノッキング性能を得ることができる。そして後期主燃焼期間では未燃燃料を高速燃焼させて速やかに燃焼を完了させることにより、燃え残りを核とする自着火を抑制することができ、やはり耐ノッキング性能を高めることができる。こうして燃焼全体としての主燃焼期間を殆ど延ばすことなく、効果的にノッキングを抑制することができる。

次に、主としてデトネーションと呼ばれる異常燃焼が問題となる高速高負荷領域での動作について説明する。デトネーションとは、燃焼室１４内の混合気が自己着火してしまい、異常に高い火炎伝播速度で燃焼する異常燃焼である。デトネーションが起こると、騒音レベルが悪化したりエンジンの耐久性に悪影響を及ぼしたりする。デトネーションが懸念される高速高負荷領域で燃焼期間を短縮し過ぎると、デトネーションを招き易くなるので好ましくない。そこで当実施形態では、高速高負荷領域では第２点火プラグ１５ａの点火を停止させている（実質的に点火停止と同じ結果となる程度に点火を遅らせるようにしても良い）。図６（ｂ）は、高速高負荷領域における図６（ａ）に対応する図である。火炎伝播等時線７０ｂは、第１点火プラグ１５のみから拡がっており、第２点火プラグ１５ａを点火させる場合に比べて全体の燃焼速度が低く抑えられる。すなわちデトネーションが抑制される。

以上のように、当実施形態の燃焼室構造によれば、簡単な構造で後期重心型燃焼を容易に行わせることができる。そして後期重心型燃焼によって耐ノッキング性能を向上させ、実用上有効に圧縮比を高めることができる。またそれを利用して燃費の向上を図ることができる。さらに、第２点火プラグ１５ａを併用することにより、全体の燃焼期間をより短縮して一層耐ノッキング性能を高めることができる。その場合、必要に応じて第２点火プラグ１５ａでの点火を停止したり遅らせたりすることにより、燃焼期間を短縮することによる弊害（例えばデトネーションが起こりやすくなる等）が懸念される場合に、その懸念を払拭することができる。

次に、本発明に係る第２実施形態について、図９および図１０を参照して説明する。

図９は、第２実施形態の燃焼室構造の、図２に対応する縦断面図である。図１０はピストン１３の斜視図である。なお、これらの図において、第１実施形態と同一または同様の機能を有する構成要素には同一符号を付して示し、その重複説明を省略する。

当実施形態は、第１実施形態に対し、ピストン冠部１３ａの凸部６の吸気側に、吸気側凸部６ａを設けた点が異なっている。吸気側凸部６ａは、第２点火プラグ１５ａ付近に相当するピストン冠部１３ａを、周囲の凸部６を越えない範囲で（当実施形態では同一高さにまで）突出させたものである。

図９に示すように、吸気側凸部６ａによって、第１燃焼空間１４ａ内に、ピストン頂面４と吸気側天井壁１１ａとの間隙がやや狭められた吸気側間隙部１６が形成される。吸気側間隙部１６の弱い絞り作用によって、第１点火プラグ１５から吸気側に向かう火炎伝播速度および第２点火プラグ１５ａから排気側に向かう火炎伝播速度の双方が若干低下する。従って、エンジンの性状や目標特性等を勘案し、第１実施形態よりも全体的に主燃焼期間を長くしたいという要求や、前期主燃焼期間をさらに長くしたいという要求がある場合に当実施形態を採用すれば効果的である。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明はこの実施形態に限定するものではなく、特許請求の範囲内で種々の変形を行っても良い。

例えば上記各実施形態は、本発明を４サイクルエンジンに適用した場合を示しているが、それ以外の、例えば２サイクルエンジンに適用しても良い。

燃焼室１４の形状はペントルーフ型が望ましいが、それ以外、例えば半球形型（ドーム型）、多球形型等であっても良い。

上記各実施形態では排気ポート２２を２箇所設けているが、これを１箇所としても良い。排気ポート数を削減することにより、構造を簡潔にすることができるという利点がある。

本発明の第１実施形態に係る火花点火式エンジンの燃焼室構造を示す縦断面図である。 図１の主要部の拡大図である。 図１のIII−III線断面図である。 図１に示すピストンの斜視図である。 燃焼室内でのタンブル生成状態を示す斜視図である。 燃焼時の燃焼室内を、ピストン側から見た平面図であり、（ａ）は低速高負荷領域の場合、（ｂ）は高速高負荷領域の場合を示す。 第１実施形態の後期重心型燃焼における燃焼特性を示す特性図である。 図７に示す燃焼特性を微分した特性図である。 本発明の第２実施形態に係る燃焼室構造の、図２に相当する縦断面図である。 図９に示すピストンの斜視図である。

符号の説明

４ ピストン頂面
５ 小間隙部
６ 凸部
７ 中央側凹部（凹部）
８ 周縁側凹部（凹部）
９ 凸部頂面
１０ シリンダヘッド
１１ 天井壁（シリンダヘッド下面）
１１ａ 吸気側天井壁
１１ｂ 排気側天井壁
１２ シリンダボア
１３ ピストン
１３ａ ピストン冠部
１４ 燃焼室
１４ａ 第１燃焼空間
１４ｂ 第２燃焼空間
１５ 第１点火プラグ
１５ａ 第２点火プラグ
１６ 吸気側間隙部
２１ 吸気ポート（タンブル生成ポート）
２２ 排気ポート
３０ タンブル

Claims (3)

1. シリンダヘッド下面とピストン頂面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、
   上記天井壁の、シリンダボア軸線を挟んだ一方側に開口する２個の吸気ポートと、
   同他方側に開口する少なくとも１個の排気ポートと、
   上記天井壁の、シリンダボア径方向中央部から上記燃焼室内に先端が臨設された第１点火プラグとを含む火花点火式エンジンの燃焼室構造であって、
   上記燃焼室は、吸気側天井壁と排気側天井壁とが屋根形をなすペントルーフ型であり、
   上記２個の吸気ポート開口部の間であってシリンダボア周縁部における上記天井壁から上記燃焼室内に先端が臨む第２点火プラグが設けられ、
   ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が、上記第１点火プラグ周辺から上記第２点火プラグ周辺にかけて連続する第１燃焼空間と、シリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、
   上記第１点火プラグ周辺から排気側のシリンダボア周縁にかけての途中位置に、上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間とを連通するとともに、上記天井壁と上記ピストン頂面との間隙が周囲よりも狭められた小間隙部が形成されており、
   該小間隙部は、ピストンの冠部に設けられた凸部の頂面と上記天井壁との間に形成され、該凸部は、平面視で吸気側の第２点火プラグ下方部位が切り欠かれた略円環状をなして上方に突出し、
   該凸部の内側および外側においてそれぞれ、該凸部に対して相対的に没入した凹部と上記天井壁との間に上記第１燃焼空間および上記第２燃焼空間が形成され、該第２燃焼空間は上記凸部の外周に沿って略環状に形成されているとともに、
   上記小間隙部のうち排気側は吸気側に対してさらに間隙が小さい最小間隙部となるように、上記凸部において排気側が吸気側に対して高く形成されていることを特徴とする火花点火式エンジンの燃焼室構造。
2. 上記２個の吸気ポートは、タンブル生成ポートであることを特徴とする請求項１記載の火花点火式エンジンの燃焼室構造。
3. 上記小間隙部は、上記シリンダボア径方向における、上記第１点火プラグから上記シリンダボア周縁との中間点よりも上記シリンダボア周縁寄りに形成されていることを特徴とする請求項１または２記載の火花点火式エンジンの燃焼室構造。

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