JP4878694B2

JP4878694B2 - Internal combustion engine

Info

Publication number: JP4878694B2
Application number: JP2001120325A
Authority: JP
Inventors: 一紀菊池
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2001-04-18
Filing date: 2001-04-18
Publication date: 2012-02-15
Anticipated expiration: 2021-04-18
Also published as: JP2002317639A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、燃焼室内に吸入された吸気を、圧縮行程時に吸気ポートに還流させるように吸気弁の閉時期が設定された、いわゆるミラーサイクルで運転される内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の技術として、特開昭５８−１２２３１７号公報に開示されたエンジンの吸気装置が知られている。この吸気装置は、シリンダ内にスワールを生成する吸気ポートを開閉する主吸気バルブと、スワールに対向して開口する吸気還流ポートを開閉する吸気還流バルブとを備え、主吸気バルブよりも遅い時期に開弁する吸気還流バルブは、下死点付近で閉弁する主吸気バルブが閉弁した後の圧縮行程時にも開弁し続けており、それによってシリンダ内に吸入された吸気が、開閉弁が設けられた吸気還流通路を経て吸気通路に還流する。このとき、吸気還流ポートはスワールに対向して開口しているので、スワールが大きく破壊されることがない。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前記吸気装置では、主吸気バルブが下死点付近で閉弁することから、吸気還流バルブは、シリンダ内へ吸入される吸気量の確保および主吸気バルブの閉弁後に所要量の吸気の還流のために、主吸気バルブが最大リフト量で開弁される時期よりもかなり前に開弁されるうえ、主吸気バルブとほぼ同じ最大リフト量で開弁されるので、吸気行程時に、吸気還流ポートから、スワールの向きとは反対の向きに流入する比較的多量の吸気によりスワールが減衰される難点がある。
【０００４】
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、請求項１ないし請求項３記載の発明は、圧縮行程時に吸気を還流させる内燃機関において、燃焼室内に強いスワールを生成することを目的とする。さらに、請求項３記載の発明は、さらに、更なる燃料の気化の促進を図ることを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段および発明の効果】
請求項１記載の発明は、ピストン３が摺動自在に嵌合されるシリンダボア１ａを有するシリンダ１と、前記ピストン３とシリンダヘッド２との間に形成される燃焼室４とを備え、吸気通路10に連通する第１および第２吸気ポート11，12が、それぞれ吸気口11ａ，12ａにて前記燃焼室４に開口し、該両吸気口11ａ，12ａが、第１および第２吸気弁13，14によりそれぞれ開閉される内燃機関Ｅにおいて、前記第２吸気弁14の開時期Ｔ _４は、前記第１吸気弁13の開時期Ｔ _１よりも該第１吸気弁13が前記最大リフト量で開弁される時期Ｔ _２に近い時期であり、前記第１吸気弁13の最大リフト量よりも小さな最大リフト量で開弁され、前記第１および第２吸気弁13，14は、圧縮行程時に前記燃焼室４内の吸気をそれぞれ前記第１および第２吸気ポート11，12に還流させる下死点後のほぼ同一閉時期に閉弁され、前記第１吸気ポート11は、前記燃焼室４内で前記シリンダボア１ａの中心軸線の回りにスワールを生成するように吸気を流入させ、前記第２吸気弁14は、下死点後に最大リフト量となることを特徴とする内燃機関である。
【０００６】
この請求項１記載の発明によれば、第１および第２吸気弁13，14は下死点後のほぼ同一閉時期に閉弁されるため、所要量の吸気の還流は、第２吸気ポート12からだけでなく、第１吸気ポート11からも行われるので、第２吸気弁14の最大リフト量は第１吸気弁13のそれよりも小さくてよく、その開弁期間も前記従来技術に比べて短くてよい。その結果、次の効果が奏される。すなわち、第１吸気弁13は、圧縮行程時に燃焼室４内の吸気を第１吸気ポート11に還流させる下死点後まで開弁されているので、その最大リフト量を大きく設定することができて、第１吸気ポート11から流入する吸気により、燃焼室内４で、シリンダ１の中心軸線の回りに強いスワールを生成することが可能になる。しかも、第２吸気弁14は、第１吸気弁13よりも遅い時期に開弁され、かつ最大リフト量が第１吸気弁13のそれよりも小さいので、第２吸気ポートか12ら流入する吸気がスワールを減衰させることを、少なくとも抑制することができる。これによって、吸気が還流された後も、燃焼室４には強いスワールが存することになり、燃費の改善のために希薄燃焼させる際にも良好な燃焼性が得られる。
また、第２吸気弁14は、第１吸気弁13の開時期よりも第１吸気弁13が最大リフト量で開弁される時期に近い時期に開弁されるので、第２吸気弁14が開弁されるまでのより長い期間において第１吸気ポート11からの吸気により、燃焼室４内には強いスワールが生成される。
【０００７】
請求項２記載の発明は、請求項１記載の内燃機関において、前記第２吸気ポート12は、前記中心軸線の方向から見てスワールの向きに対向して前記燃焼室４に開放するストレートポートにより構成されるものである。
【０００８】
この請求項２記載の発明によれば、請求項１記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、第２吸気ポート12はスワールの向きに対向して燃焼室４に開放するストレートポートから構成されるので、強いスワールが生成されるにも拘わらず、第２吸気ポート12を通って還流する吸気は、小さい通気抵抗で、円滑に第２吸気ポート12に流入するので、還流される吸気の所要量を容易に確保することができ、それによって、スワールの向きとは反対方向に向いて燃焼室４に開放しているために、燃焼室４から吸気が流出し難くなっている第１吸気ポート11を通じて還流される吸気量の不足分を補償することができる一方で、第２吸気弁14の開時期は、第１吸気弁13の開時期よりも第１吸気弁13が最大リフト量で開弁される時期に近い時期であることから、第２吸気ポート12からの吸気によるスワールの減衰は抑制されたものとなる。
【０００９】
請求項３記載の発明は、請求項１または請求項２記載の内燃機関において、前記第１および第２吸気ポートは11，12、前記シリンダヘッド２に形成されて、該シリンダヘッド２の内部で相互に連通するものである。
【００１０】
この請求項３記載の発明によれば、第２吸気ポート12を経て還流される吸気は、シリンダヘッド２の内部を流れて第１吸気ポート11に流入する。その結果、引用された請求項記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、第２吸気ポート12を経て還流される吸気は、比較的温度が高いシリンダヘッド２の熱を受けて、混合気の燃料液滴の気化が促進されて、着火され易い状態に近づくことから、次の吸気行程時に、この着火され易くなった混合気を含む吸気が第１吸気ポート11から燃焼室４内に流入して燃焼するので、さらに希薄な混合気での運転が可能となって、燃費が改善される。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を図１ないし図４を参照して説明する。
図１および図２を参照すると、本発明の実施例である内燃機関Ｅは、自動二輪車を含む鞍乗型車両等に搭載される単気筒の４サイクル内燃機関である。頭上カム軸式の内燃機関Ｅは、シリンダ１と、シリンダ１の上端に結合されるシリンダヘッド２とを備える。シリンダ１に形成されるシリンダボア1aに摺動自在に嵌合されるピストン３とシリンダヘッド２の下面の凹部2aとの間に燃焼室４が形成され、シリンダヘッド２には、吸気ポート10および排気ポート20が形成され、さらに凹部2aに臨んで点火栓５が装着される。
【００１２】
吸気ポート10の一端は、往復動するピストン３により回転駆動されるクランク軸（図示されず）の回転軸線およびシリンダボア1aの中心軸線Ｌを含む仮想平面に対してシリンダヘッド２の吸気側2bで開口する接続開口10aを構成し、液体燃料を噴射する燃料噴射弁が装着された吸気管がシリンダ１ヘッドに結合されて、接続開口10aは該吸気管により構成される吸気通路（図示されず）に接続される。前記燃料噴射弁から噴射される燃料量は、内燃機関Ｅの低負荷運転時に希薄混合気が形成されるように、図示されない電子制御装置により制御される。
【００１３】
さらに、吸気ポート10は、シリンダヘッド２の内部で第１吸気ポート11および第２吸気ポート12に分岐し、第１，第２吸気ポート11，12は、それぞれ、吸気ポート10の他端を構成する第１吸気ポート11の吸気口11aおよび第２吸気ポート12の吸気口12aにて燃焼室４に連通する。そして、両吸気口11a，12aは、シリンダヘッド２に回転自在に支持されて、前記クランク軸からの動力により該クランク軸の１／２の回転数で駆動されるカム軸６を有する動弁装置により作動される第１吸気弁13および第２吸気弁14により、それぞれ、後述する所定の開閉時期およびリフト量で開閉される。
【００１４】
第１吸気ポート11は、第１吸気ポート11から流入する吸気が、燃焼室４内において中心軸線Ｌの回りの渦流であるスワールＳ（図１参照）を生成するように、該中心軸線Ｌの方向から見て、中心軸線Ｌに対して径方向外方に凹んだ形状を有し、しかも流速を高めるために通路面積が小さくされたヘリカルポートにより構成される。また、第２吸気ポート12は、中心軸線Ｌの方向から見てスワールＳの向きに対向して燃焼室４に開放するストレートポートにより構成される。
【００１５】
一方、排気ポート20の一端は、シリンダヘッド２の排気側2cで開口する接続開口20aを構成し、排気管がシリンダヘッド２に結合されて、接続開口20aは該排気管により構成される排気通路（図示されず）に接続される。さらに、排気ポート20は、その他端を構成する排気口20bにて燃焼室４に連通する。そして、排気口20bは、カム軸６により作動される排気弁21により、それぞれ所定の開閉時期およびリフト量で開閉される。
【００１６】
第１，第２吸気弁13，14および排気弁21は、前記動弁装置を構成するカム軸６に設けられる第１吸気カム、第２吸気カムおよび排気カムのカムプロフィルに応じて、図３に示される開閉時期およびリフト量で開閉作動される。
【００１７】
すなわち、排気弁21は、設定されたリフト量により膨張下死点前に開弁され、排気上死点後に閉弁される。
【００１８】
そして、第１吸気弁13は、排気上死点前の開時期T1で開弁され、排気上死点よりも圧縮下死点寄りの時期T2に最大リフト量で開弁され、吸気下死点を越えた圧縮行程での閉時期T3に閉弁される。さらに、第２吸気弁14は、第１吸気弁13の開時期T1よりも第１吸気弁13が最大リフト量となる時期T2に近い時期である開時期T4に開弁され、第１吸気弁13の閉時期T3とほぼ同じ閉時期T5に閉弁される。ここで、ほぼ同じ閉時期とは、同一の閉時期および第２吸気ポート12から還流される吸気量に大差をもたらさない程度に閉時期が異なることを意味する。
【００１９】
ここで、第１，第２吸気弁13，14の閉時期T3，T5は、燃焼室４内に吸入された吸気の一部が、内燃機関Ｅがミラーサイクルで運転されて、熱効率の向上やポンピングロスの低減がなされる所要量だけ、圧縮行程で第１，第２吸気ポート11，12に還流するように予め設定される。
【００２０】
また、第２吸気弁14の開時期T4は、吸気行程において燃焼室４内に吸入される吸気量が、第１吸気ポート11のみでは得られなくなる時点を基準の一つとして設定され、リフト量やバルブ径等により決定される面積であって、吸気口11aと開弁状態の第１吸気弁13との間に形成される有効開口面積が大きいほど、その開時期を遅く設定することができる。その結果、第２吸気ポート12が中心軸線Ｌの方向から見てスワールＳの向きに対向して燃焼室４に開放していることに起因して、吸気行程時にスワールＳを減衰させる向きに流入する第２吸気ポート12からの吸気の流入開始時期を遅くすることができ、しかも流入期間も短くすることができて、より強いスワールＳを生成させることができる。その一方で、前記所要量の吸気を還流させるために必要な第２吸気弁14の開弁期間や最大リフト量をも考慮すると、第２吸気弁14の開時期T4は、前述のように、第１吸気弁13の開時期T1よりも第１吸気弁13が最大リフト量となる時期T2に近い時期、しかも可能な限り時期T2に近い時期であるのが好ましく、さらには前記所要量の吸気が還流可能であることを前提として、時期T2よりも遅い時期であってもよい。
【００２１】
そして、第２吸気弁14の最大リフト量は、第１吸気弁13の最大リフト量よりも小さく、かつその開弁期間において、常に第１吸気弁13のリフト量よりも小さく設定される。図４に示されるように、所定の寸法を有する第１，第２吸気弁13，14の最大リフト量の差とスワールＳの強さを示すスワール比との間には、該リフト量の差が大きいほどスワール比が大きくなる（すなわち、スワールＳが強くなる）関係が存することから、強いスワールＳを生成させるために、前記所要量の吸気の還流がなされるための第２吸気弁14のリフト量が確保されることを条件として、両吸気弁13，14の最大リフト量の差が大きくなるように、第１，第２吸気弁13，14の最大リフト量が設定される。
【００２２】
次に、前述のように構成された実施例の作用および効果について説明する。
内燃機関Ｅが運転されると、空気と前記燃料噴射弁から噴射された燃料との混合気となった吸気は、吸気行程において、前記吸気通路を経て接続開口10aから第１吸気ポート11を通り、燃焼室４内にスワールＳを生成しつつ流入する。そして、第１吸気弁13の開時期T1よりも第１吸気弁13が最大リフト量で開かれる時期T2に近い開時期T4に、第２吸気弁14が開弁されて、燃焼室４内に流入する吸気量がその分増加する。その後、圧縮行程に移行すると、依然として開かれている第１，第２吸気弁13，14を通じて、燃焼室４内に吸入された吸気の一部が第１，第２吸気ポート11，12、さらには前記吸気通路に還流され、両吸気弁13，14はほぼ同じ閉時期T3，T5に閉弁される。
【００２３】
このように、第１，第２吸気弁13，14は下死点後のほぼ同じ閉時期T3，T5に閉弁されるため、前記所要量の吸気の還流は、第２吸気ポート12からだけでなく、第１吸気ポート11からも行われるので、第２吸気弁14の最大リフト量は第１吸気弁13のそれよりも小さくてよく、その開弁期間も前記従来技術に比べて短くてよい。その結果、第１吸気弁13は、圧縮行程時に燃焼室４内の吸気を第１吸気ポート11に還流させる下死点後まで開弁されているので、その最大リフト量を大きく設定することができて、第１吸気ポート11から流入する吸気により、燃焼室４内で、シリンダボア1aの中心軸線Ｌの回りに強いスワールＳを生成することが可能となる。しかも、第２吸気弁14は、第１吸気弁13の開時期T1よりも遅い時期であって、該開時期T1よりも第１吸気弁13が最大リフト量で開弁される時期T2に近い開時期T4に開弁されること、および第２吸気弁14の最大リフト量が第１吸気弁13のそれよりも小さいことから、スワールＳの向きに対向して燃焼室４に開放するストレートポートから構成される第２吸気ポート12から流入する吸気がスワールＳを減衰させることが抑制される。これによって、吸気が還流された後も、燃焼室４には強いスワールＳが存することになり、燃費の改善のために希薄燃焼させる際にも良好な燃焼性が得られる。
【００２４】
また、第２吸気ポート12はスワールＳの向きに対向して燃焼室４に開放するストレートポートから構成されているので、第１吸気ポート11からの吸気により強いスワールＳが生成されるにも拘わらず、第２吸気ポート12を通って還流する吸気は、小さい通気抵抗で、円滑に第２吸気ポート12に流入し、還流される吸気の所要量を容易に確保することができ、それによって、スワールＳの向きとは反対方向に向いて燃焼室４に開放していること、および通路面積が小さくされ通気抵抗が大きくなっていることに起因して、燃焼室４から吸気が流出し難くなっている第１吸気ポート11を通じて還流される吸気量の不足分を補償することができる。
【００２５】
シリンダヘッド２の内部で吸気ポート10から分岐する第１，第２吸気ポート11，12は、シリンダヘッド２内で連通しているので、第２吸気ポート12を経て還流される吸気は、シリンダヘッド２内を流れて第１吸気ポート11に流入する。その結果、第２吸気ポート12を経て還流される吸気は、比較的温度が高いシリンダヘッド２の熱を受けて、混合気の燃料液滴の気化が促進されて、着火され易い状態に近づくことから、次の吸気行程時に、この着火され易くなった混合気を含む吸気が第１吸気ポート11から燃焼室４内に流入して燃焼するので、さらに希薄な混合気での運転が可能となって、燃費が改善される。
【００２６】
以下、前述した実施例の一部の構成を変更した実施例について、変更した構成に関して説明する。
前記実施例では、第１，第２吸気ポート11，12はシリンダヘッド２内で吸気ポート10が分岐することにより形成されたが、第１，第２吸気ポートを、シリンダヘッド２内では相互に連通しない独立したポートとして形成することもでき、その場合は、吸気通路において第１吸気ポートと第２吸気ポートとが連通される。
【００２７】
前記実施例では、吸気ポート10は、燃焼室４に吸気口11a，12aにて開口する２つの吸気ポート11，12を有するものであったが、吸気ポートが、燃焼室４に吸気口にて開口する３以上の吸気ポートを有するものであってもよく、その場合は、それらポートのうち、２つの吸気ポートに対して本発明が適用される。
第１吸気ポート11は、前記実施例ではヘリカルポートから構成されたが、シリンダボア1aの中心軸線Ｌの方向から見て、シリンダの内周面の接線方向に延びるストレートポートにより構成されてもよく、さらに他のスワール生成手段を有するポートにより構成されてもよい。また、内燃機関は、前記実施例では単気筒であったが、多気筒であってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施例である内燃機関のシリンダヘッドの概略の下面図である。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線での要部断面図である。
【図３】図１の内燃機関の吸気弁および排気弁の開閉時期およびリフト量を示すグラフである。
【図４】図１の内燃機関の２つの吸気弁の最大リフト量の差とスワール比の関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１…シリンダ、1a…シリンダボア、２…シリンダヘッド、３…ピストン、４…燃焼室、５…点火栓、６…カム軸、
10…吸気ポート、11…第１吸気ポート、12…第２吸気ポート、13，14…吸気弁、
20…排気ポート、21…排気弁、
Ｅ…内燃機関、Ｌ…シリンダボアの中心軸線、Ｓ…スワール。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal combustion engine operated in a so-called mirror cycle in which the intake valve closing timing is set so that intake air taken into a combustion chamber is recirculated to an intake port during a compression stroke.
[0002]
[Prior art]
As this type of technology, an engine intake device disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-122317 is known. This intake device includes a main intake valve that opens and closes an intake port that generates a swirl in a cylinder, and an intake recirculation valve that opens and closes an intake recirculation port that opens facing the swirl, and is later than the main intake valve. The intake recirculation valve that is opened continues to open even during the compression stroke after the main intake valve that closes near the bottom dead center is closed. It returns to the intake passage through the provided intake return passage. At this time, since the intake air recirculation port is opened facing the swirl, the swirl is not greatly destroyed.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the intake system, since the main intake valve closes near the bottom dead center, the intake recirculation valve secures the intake amount to be sucked into the cylinder and closes the required intake amount after the main intake valve is closed. Because of the recirculation, the main intake valve is opened much earlier than the time when the main intake valve is opened, and the main intake valve is opened with the same maximum lift amount as the main intake valve. There is a difficulty that the swirl is attenuated by a relatively large amount of intake air flowing from the return port in the direction opposite to the direction of the swirl.
[0004]
The present invention has been made in view of such circumstances, and the invention according to claims 1 to 3 is directed to generating a strong swirl in a combustion chamber in an internal combustion engine that recirculates intake air during a compression stroke. Objective. A further object of the present invention is to further promote fuel vaporization.
[0005]
[Means for Solving the Problems and Effects of the Invention]
The invention according to claim 1 includes a cylinder 1 having a cylinder bore 1a into which a piston 3 is slidably fitted, and a combustion chamber 4 formed between the piston 3 and the cylinder head 2, and an intake passage. First and second intake ports 11 and 12 communicating with 10 open to the combustion chamber 4 at intake ports 11a and 12a, respectively. The intake ports 11a and 12a are connected to the first and second intake valves 13 and 12, respectively. in the internal combustion engine E which is opened and closed respectively by 14, opening timing T ₄ of the second intake valve 14, the first intake valve 13 than the opening timing T ₁ of the first intake valve 13 is opened at the maximum lift amount a timing close to the timing T ₂ being a valve, is opened by a small maximum lift than the maximum lift amount of the first intake valve 13, the first and second intake valves 13 and 14, the during compression stroke The intake air in the combustion chamber 4 is recirculated to the first and second intake ports 11 and 12, respectively. Is closed in substantially the same closing timing after bottom dead center to the first intake port 11, the intake air is flowed to produce a swirl around the central axis of the cylinder bore 1a in the combustion chamber 4, the The second intake valve 14 is an internal combustion engine having a maximum lift amount after bottom dead center .
[0006]
According to the first aspect of the present invention, since the first and second intake valves 13, 14 are closed at substantially the same closing timing after bottom dead center, the recirculation of the required amount of intake air is caused by the second intake port. Since not only from 12, but also from the first intake port 11, the maximum lift amount of the second intake valve 14 may be smaller than that of the first intake valve 13, and the valve opening period is also longer than that of the prior art. And short. As a result, the following effects are exhibited. That is, since the first intake valve 13 is opened until after the bottom dead center where the intake air in the combustion chamber 4 is recirculated to the first intake port 11 during the compression stroke, the maximum lift amount can be set large. Thus, it is possible to generate a strong swirl around the central axis of the cylinder 1 in the combustion chamber 4 by the intake air flowing from the first intake port 11. In addition, since the second intake valve 14 is opened at a later time than the first intake valve 13 and the maximum lift amount is smaller than that of the first intake valve 13, the intake air flowing in from the second intake port 12 Can at least prevent the swirl from being attenuated. As a result, even after the intake air is recirculated, a strong swirl exists in the combustion chamber 4, and good combustibility can be obtained even when lean combustion is performed to improve fuel consumption.
Further, since the second intake valve 14 is opened at a time closer to the time when the first intake valve 13 is opened with the maximum lift amount than the opening time of the first intake valve 13, the second intake valve 14 is A strong swirl is generated in the combustion chamber 4 by the intake air from the first intake port 11 in a longer period until the valve is opened.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, in the internal combustion engine according to the first aspect, the second intake port 12 is a straight port that opens to the combustion chamber 4 so as to face a swirl direction as viewed from the direction of the central axis. It is composed.
[0008]
According to the second aspect of the present invention, in addition to the effect of the first aspect of the invention, the following effect can be obtained. That is, since the second intake port 12 is composed of a straight port that faces the direction of the swirl and opens to the combustion chamber 4, the second intake port 12 recirculates through the second intake port 12 even though a strong swirl is generated. Since the intake air smoothly flows into the second intake port 12 with a small ventilation resistance, the required amount of the recirculated intake air can be easily ensured, thereby combusting in the direction opposite to the direction of the swirl. While being open to the chamber 4, it is possible to compensate for the shortage of the amount of intake air recirculated through the first intake port 11, where intake air is less likely to flow out of the combustion chamber 4, while the second intake valve 14 Since the opening timing of the first intake valve 13 is closer to the opening timing of the first intake valve 13 with the maximum lift amount than the opening timing of the first intake valve 13, the swirl is attenuated by the intake from the second intake port 12 Is suppressed.
[0009]
According to a third aspect of the present invention, in the internal combustion engine according to the first or second aspect, the first and second intake ports are formed in the cylinder head 2 in the cylinder head 2. They communicate with each other.
[0010]
According to the third aspect of the present invention, the intake air recirculated through the second intake port 12 flows through the cylinder head 2 and flows into the first intake port 11. As a result, in addition to the effects of the cited invention, the following effects are exhibited. That is, the intake air recirculated through the second intake port 12 receives the heat of the cylinder head 2 having a relatively high temperature, promotes the vaporization of the fuel droplets of the air-fuel mixture, and approaches an easily ignited state. In the next intake stroke, since the intake air containing the mixture that has been easily ignited flows into the combustion chamber 4 from the first intake port 11 and burns, it is possible to operate with a leaner mixture. , Fuel economy is improved.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to FIGS.
Referring to FIGS. 1 and 2, an internal combustion engine E according to an embodiment of the present invention is a single-cylinder four-cycle internal combustion engine mounted on a straddle-type vehicle or the like including a motorcycle. The overhead camshaft internal combustion engine E includes a cylinder 1 and a cylinder head 2 coupled to the upper end of the cylinder 1. A combustion chamber 4 is formed between a piston 3 slidably fitted in a cylinder bore 1a formed in the cylinder 1 and a recess 2a on the lower surface of the cylinder head 2. The cylinder head 2 includes an intake port 10 and an exhaust port. A port 20 is formed, and a spark plug 5 is mounted facing the recess 2a.
[0012]
One end of the intake port 10 is opened on the intake side 2b of the cylinder head 2 with respect to a virtual plane including a rotation axis of a crankshaft (not shown) rotated by the reciprocating piston 3 and a center axis L of the cylinder bore 1a. A connection opening 10a is formed, and an intake pipe equipped with a fuel injection valve for injecting liquid fuel is coupled to the cylinder 1 head. The connection opening 10a is connected to an intake passage (not shown) formed by the intake pipe. Connected. The amount of fuel injected from the fuel injection valve is controlled by an electronic control device (not shown) so that a lean air-fuel mixture is formed during low load operation of the internal combustion engine E.
[0013]
Further, the intake port 10 branches into a first intake port 11 and a second intake port 12 inside the cylinder head 2, and the first and second intake ports 11 and 12 constitute the other end of the intake port 10, respectively. The intake port 11a of the first intake port 11 and the intake port 12a of the second intake port 12 communicate with the combustion chamber 4. The intake ports 11a and 12a are rotatably supported by the cylinder head 2 and have a camshaft 6 that is driven at a half rotational speed of the crankshaft by power from the crankshaft. By the first intake valve 13 and the second intake valve 14 that are operated by the above-described operation, the valve is opened / closed at a predetermined opening / closing timing and a lift amount, which will be described later.
[0014]
The first intake port 11 is configured so that the intake air flowing from the first intake port 11 generates a swirl S (see FIG. 1) that is a vortex around the central axis L in the combustion chamber 4. When viewed from the direction, it is formed of a helical port having a shape that is recessed radially outward with respect to the central axis L and that has a reduced passage area in order to increase the flow velocity. The second intake port 12 is configured by a straight port that opens to the combustion chamber 4 so as to face the direction of the swirl S when viewed from the direction of the central axis L.
[0015]
On the other hand, one end of the exhaust port 20 constitutes a connection opening 20a that opens on the exhaust side 2c of the cylinder head 2, and an exhaust pipe is coupled to the cylinder head 2, and the connection opening 20a is an exhaust passage constituted by the exhaust pipe. (Not shown). Further, the exhaust port 20 communicates with the combustion chamber 4 through an exhaust port 20b constituting the other end. The exhaust port 20b is opened / closed at a predetermined opening / closing timing and lift amount by the exhaust valve 21 operated by the camshaft 6, respectively.
[0016]
The first and second intake valves 13 and 14 and the exhaust valve 21 are shown in FIG. 3 according to the cam profiles of the first intake cam, the second intake cam and the exhaust cam provided on the cam shaft 6 constituting the valve gear. Open / close operation is performed at the opening / closing timing and lift amount shown in FIG.
[0017]
That is, the exhaust valve 21 is opened before the expansion bottom dead center by the set lift amount, and is closed after the exhaust top dead center.
[0018]
The first intake valve 13 is opened at the opening timing T1 before the exhaust top dead center, and is opened at the maximum lift amount at the timing T2 closer to the compression bottom dead center than the exhaust top dead center. The valve is closed at the closing timing T3 in the compression stroke exceeding. Furthermore, the second intake valve 14 is opened at the opening timing T4, which is closer to the timing T2 when the first intake valve 13 reaches the maximum lift amount than the opening timing T1 of the first intake valve 13, and the first intake valve 13 The valve is closed at the closing timing T5 that is substantially the same as the closing timing T3 of 13. Here, substantially the same closing timing means that the closing timing differs to the extent that it does not cause a large difference between the same closing timing and the amount of intake air recirculated from the second intake port 12.
[0019]
Here, at the closing timings T3 and T5 of the first and second intake valves 13 and 14, a part of the intake air sucked into the combustion chamber 4 is operated by the internal combustion engine E in a mirror cycle to improve the thermal efficiency. The required amount for reducing the pumping loss is set in advance to return to the first and second intake ports 11 and 12 in the compression stroke.
[0020]
The opening timing T4 of the second intake valve 14 is set based on a point in time when the intake air amount sucked into the combustion chamber 4 in the intake stroke cannot be obtained by the first intake port 11 alone. As the effective opening area formed between the intake port 11a and the opened first intake valve 13 is larger, the opening timing can be set later. . As a result, the second intake port 12 faces the direction of the swirl S when viewed from the direction of the central axis L and opens to the combustion chamber 4 so that the swirl S flows in the direction of damping during the intake stroke. The inflow start timing of the intake air from the second intake port 12 can be delayed, and the inflow period can be shortened, so that a stronger swirl S can be generated. On the other hand, considering the opening period and the maximum lift amount of the second intake valve 14 necessary for recirculating the required amount of intake air, the opening timing T4 of the second intake valve 14 is as described above. It is preferable that the first intake valve 13 is closer to the timing T2 when the first intake valve 13 reaches the maximum lift amount than the opening timing T1 of the first intake valve 13, and is as close to the timing T2 as possible. Assuming that can be refluxed, it may be a time later than the time T2.
[0021]
The maximum lift amount of the second intake valve 14 is set to be smaller than the maximum lift amount of the first intake valve 13 and always smaller than the lift amount of the first intake valve 13 during the valve opening period. As shown in FIG. 4, there is a difference in the lift amount between the difference between the maximum lift amounts of the first and second intake valves 13 and 14 having a predetermined dimension and the swirl ratio indicating the strength of the swirl S. Since there is a relationship in which the swirl ratio increases (that is, the swirl S becomes stronger) as the value of the second intake valve 14 increases, the second intake valve 14 for recirculating the required amount of intake air in order to generate the stronger swirl S On condition that the lift amount is ensured, the maximum lift amounts of the first and second intake valves 13 and 14 are set so that the difference between the maximum lift amounts of the intake valves 13 and 14 increases.
[0022]
Next, operations and effects of the embodiment configured as described above will be described.
When the internal combustion engine E is operated, the intake air, which is a mixture of air and fuel injected from the fuel injection valve, passes through the intake passage and the first intake port 11 through the intake passage in the intake stroke. Then, the swirl S flows into the combustion chamber 4 while generating it. Then, the second intake valve 14 is opened at the opening timing T4 which is closer to the timing T2 when the first intake valve 13 is opened with the maximum lift amount than the opening timing T1 of the first intake valve 13, and the combustion chamber 4 enters the combustion chamber 4. The amount of intake air that flows in increases accordingly. Thereafter, when the compression stroke is started, a part of the intake air sucked into the combustion chamber 4 through the first and second intake valves 13 and 14 that are still open is transferred to the first and second intake ports 11 and 12 and further. Is returned to the intake passage, and both intake valves 13 and 14 are closed at substantially the same closing timings T3 and T5.
[0023]
Thus, since the first and second intake valves 13 and 14 are closed at substantially the same closing timings T3 and T5 after bottom dead center, the recirculation of the required amount of intake air is only from the second intake port 12. In addition, since the first intake port 11 is also used, the maximum lift amount of the second intake valve 14 may be smaller than that of the first intake valve 13, and the valve opening period is also shorter than that of the prior art. Good. As a result, the first intake valve 13 is opened until after the bottom dead center where the intake air in the combustion chamber 4 is recirculated to the first intake port 11 during the compression stroke, so that the maximum lift amount can be set large. Thus, it is possible to generate a strong swirl S around the central axis L of the cylinder bore 1a in the combustion chamber 4 by the intake air flowing from the first intake port 11. Moreover, the second intake valve 14 is later than the opening timing T1 of the first intake valve 13, and is closer to the timing T2 when the first intake valve 13 is opened with the maximum lift amount than the opening timing T1. A straight port opened to the combustion chamber 4 facing the direction of the swirl S because the valve is opened at the opening timing T4 and the maximum lift amount of the second intake valve 14 is smaller than that of the first intake valve 13. It is suppressed that the intake air flowing in from the second intake port 12 constituted by the dampens the swirl S. Thus, even after the intake air is recirculated, a strong swirl S exists in the combustion chamber 4, and good combustibility can be obtained even when lean combustion is performed to improve fuel consumption.
[0024]
Further, since the second intake port 12 is constituted by a straight port that opens to the combustion chamber 4 so as to face the direction of the swirl S, the strong swirl S is generated by the intake from the first intake port 11. First, the intake air recirculated through the second intake port 12 smoothly flows into the second intake port 12 with a small ventilation resistance, and the required amount of intake air to be recirculated can be easily secured, thereby The intake air is less likely to flow out of the combustion chamber 4 because it is open to the combustion chamber 4 in the direction opposite to the direction of the swirl S and the passage area is reduced and the ventilation resistance is increased. The shortage of the intake air amount recirculated through the first intake port 11 can be compensated.
[0025]
Since the first and second intake ports 11 and 12 branched from the intake port 10 inside the cylinder head 2 communicate with each other in the cylinder head 2, the intake air recirculated through the second intake port 12 2 flows into the first intake port 11. As a result, the intake air recirculated through the second intake port 12 receives the heat of the cylinder head 2 having a relatively high temperature, and the vaporization of the fuel droplets of the air-fuel mixture is promoted to approach the state of being easily ignited. Therefore, in the next intake stroke, the intake air containing the mixture that has been easily ignited flows into the combustion chamber 4 from the first intake port 11 and burns, so that operation with a leaner mixture becomes possible. This improves fuel economy.
[0026]
Hereinafter, an example in which a part of the configuration of the above-described embodiment is changed will be described with respect to the changed configuration.
In the above embodiment, the first and second intake ports 11 and 12 are formed by branching the intake port 10 in the cylinder head 2, but the first and second intake ports are mutually connected in the cylinder head 2. It can also be formed as an independent port that does not communicate, and in this case, the first intake port and the second intake port communicate with each other in the intake passage.
[0027]
In the above embodiment, the intake port 10 has the two intake ports 11 and 12 opened to the combustion chamber 4 at the intake ports 11a and 12a. However, the intake port is connected to the combustion chamber 4 at the intake port. It may have three or more intake ports that open, and in this case, the present invention is applied to two intake ports among these ports.
The first intake port 11 is constituted by a helical port in the above embodiment, but may be constituted by a straight port extending in the tangential direction of the inner peripheral surface of the cylinder when viewed from the direction of the central axis L of the cylinder bore 1a. Furthermore, you may comprise by the port which has another swirl production | generation means. The internal combustion engine is a single cylinder in the above embodiment, but may be a multi-cylinder.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic bottom view of a cylinder head of an internal combustion engine that is an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a principal part taken along the line II-II in FIG.
3 is a graph showing opening / closing timings and lift amounts of intake valves and exhaust valves of the internal combustion engine of FIG. 1; FIG.
4 is a graph showing a relationship between a difference in maximum lift amount between two intake valves of the internal combustion engine of FIG. 1 and a swirl ratio.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Cylinder, 1a ... Cylinder bore, 2 ... Cylinder head, 3 ... Piston, 4 ... Combustion chamber, 5 ... Spark plug, 6 ... Cam shaft,
10 ... intake port, 11 ... first intake port, 12 ... second intake port, 13, 14 ... intake valve,
20 ... Exhaust port, 21 ... Exhaust valve,
E: Internal combustion engine, L: Center axis of cylinder bore, S: Swirl.

Claims

A cylinder (1) having a cylinder bore (1a) into which the piston (3) is slidably fitted, and a combustion chamber (4) formed between the piston (3) and the cylinder head (2). The first and second intake ports (11, 12) communicating with the intake passage (10) open to the combustion chamber (4) at the intake ports (11a, 12a), respectively, and both the intake ports (11a , 12a) in the internal combustion engine (E) opened and closed by the first and second intake valves (13, 14), respectively,
The opening timing (T ₄ ) of the second intake valve (14) is such that the first intake valve (13) opens at the maximum lift amount than the opening timing (T ₁ ) of the first intake valve (13). Is close to the timing (T ₂ ), and is opened with a maximum lift amount smaller than the maximum lift amount of the first intake valve (13), and the first and second intake valves (13, 14) are The first intake port is closed at substantially the same closing time after bottom dead center for returning the intake air in the combustion chamber (4) to the first and second intake ports (11, 12) during the compression stroke, respectively. (11) causes the intake air to flow into the combustion chamber (4) so as to generate a swirl around the central axis of the cylinder bore (1a),
The internal combustion engine, wherein the second intake valve (14) reaches a maximum lift after bottom dead center .

The said 2nd intake port (12) is comprised by the straight port which opposes the direction of a swirl seeing from the direction of the said center axis line, and open | releases to the said combustion chamber (4) . Internal combustion engine.

The first and second intake ports (11, 12) are formed in the cylinder head (2) and communicate with each other inside the cylinder head (2). 3. The internal combustion engine according to any one of 2.