JP5618020B2 - 火花点火式内燃機関 - Google Patents

Description

本発明は、火花点火式内燃機関に関し、特にエンジン本体の幾何学的圧縮比が高い火花点火式内燃機関に関する。

従来より、火花点火式内燃機関においては、エンジン本体の形状について種々の検討がなされている。例えば、特許文献１には、点火プラグの点火点から成長した火炎と燃焼室壁とが早期に衝突して火炎の成長速度が低下し、これにより燃焼期間が長期化して運転効率が低下するのを抑制するべく、燃焼室の床部となるピストンの上面に点火プラグに対応して球面状のキャビティ（凹部）が形成され、点火プラグに対応する部分における燃焼室の高さが高く設定された火花点火式内燃機関が開示されている。

また、従来より、エンジン本体の幾何学的圧縮比を高くすると、機関熱効率が高まり燃費が向上することが知られている。

特開２００７−１５４８２７号公報

前記従来の火花点火式内燃機関では、火炎とピストンとの衝突を遅らせることはできる。しかしながら、この衝突を遅らせるべく単に燃焼室の高さを高くしただけでは、エンジン本体を高圧縮比化した場合に十分な機関出力を得られないおそれがある。

すなわち、燃焼室の高さを高くさせた場合においてエンジン本体の幾何学的圧縮比を高くしようとすると、その高さの増加に合わせてピストンのストロークを長くする必要がある。同じ排気量においてロングストローク化すると相対的にシリンダのボア径は小さくなる。その結果、燃焼室の天井を形成するシリンダヘッドに設けられた吸気バルブの径が小さくなり、バルブの開口面積が小さくなる。そして、このようにバルブの開口面積が小さくなると、機関速度の上昇時にシリンダ内に十分な吸気を充填することができず、機関出力が低下するおそれがある。

本発明は、このような事情に鑑み、エンジン本体の幾何学的圧縮比を高圧縮比としながら、機関出力が確保することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明者等は、種々の排気量について、ストロークの長さおよびボア径ひいては吸気弁の径を種々変更してこれらストロークの長さおよびボア径と機関出力との関係について鋭意研究した。その結果、機関出力を所定値以上にするためには、ストロークの長さとボア径とがある一定の関係を満足する必要があることを見出した。さらに、本発明者等は、この研究過程において、低速高負荷域では、シリンダ内の新気量を確保するために、また、シリンダ内の残存ガスを低減してシリンダ内温度を低下させるために、吸気弁と排気弁とがいずれも開いているオーバーラップ期間が設けられて所定の掃気性能が確保される必要があり、このオーバーラップを実現するためには各弁の下面とピストンの上面との離間距離がある長さ以上必要であることを見出した。

本発明は、前記研究結果に基づいてなされたものであり、シリンダと当該シリンダ内を往復移動するピストンと前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドとを備えるエンジン本体と、前記シリンダヘッドに設けられて前記シリンダ内への空気の流入をそれぞれ遮断可能な２つの吸気弁と、前記シリンダヘッドに設けられて前記シリンダからの排気の流出をそれぞれ遮断可能な２つの排気弁と、前記シリンダヘッドに設けられて前記燃焼室に臨む点火プラグと、前記シリンダヘッドに設けられて前記燃焼室に臨む燃料噴射弁とを有する火花点火式内燃機関であって、少なくともエンジン本体の回転数が低く負荷が高いためにノッキングが懸念される運転領域において、前記吸気弁および排気弁の開弁期間が上死点を挟んで互いにオーバーラップするように、かつ、前記運転領域の少なくとも一部の運転条件においてこのオーバーラップ期間が３５°ＣＡ以上となるように、前記吸気弁および排気弁を開弁する動弁機構を備え、前記エンジン本体の幾何学的圧縮比は１４以上に設定されており、上死点にある前記ピストンの上面と閉弁状態にある前記吸気弁の下面との距離を前記吸気弁の下面に直交する方向に測った場合における最小値をピストンと吸気弁との離間距離、上死点にある前記ピストンの上面と閉弁状態にある前記排気弁の下面との距離を前記排気弁の下面に直交する方向に測った場合における最小値をピストンと排気弁との離間距離としたとき、前記各離間距離はそれぞれ５ｍｍ以上に設定されており、前記ピストンのストロークＳ（ｍｍ）は、前記シリンダのボア径をＢ（ｍｍ）としたときに、Ｓ≦０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍとなる長さに設定されており、前記燃焼室の天井部は吸気側及び排気側の２つの傾斜面からなる三角屋根状をなしており、前記ピストンの上面に吸気側及び排気側からそれぞれ中央寄りに向かい隆起する隆起部が形成されている、ことを特徴とするものである。

この火花点火式内燃機関によれば、エンジン本体の幾何学的圧縮比を１４以上として高い熱効率ひいては高い燃費性能を実現しつつ高い機関出力を実現することができる。

すなわち、ストロークＳ（ｍｍ）とボア径Ｂ（ｍｍ）とをＳ≦０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍを満足するように設定してボア径を十分な大きさとすることで、エンジン本体の幾何学的圧縮比を高圧縮比としつつ吸気弁の開口面積を確保することができ、高速時におけるシリンダ内の空気充填量を確保することができる。ここで、前記式は、単位排気量あたり７０ＰＳ以上の機関出力を確保することができる式であり、この式を満足することで少なくとも７０ＰＳ／Ｌの機関出力を得ることができる。

しかも、前記吸気弁および排気弁の下面とピストンの上面との離間距離が５ｍｍ以上に設定されていることで、上死点付近において吸気弁と排気弁とを同時に所定リフト量開弁させこれら弁のオーバーラップにより掃気性を向上させることができる。そして、この掃気性向上により残存ガスが低減しシリンダ内温度が低下して点火進角制御が可能になるとともにシリンダ内の新気量が増大することで、出力トルクを増大することができる。

本発明においては、前記ピストンの隆起部の中央に凹部が形成されるのが好ましい。

このようにすれば、点火プラグの点火点から成長した火炎とピストンの上面との衝突が遅れ、火炎伝播性の向上を図ることができる。

以上のように、本発明によれば、エンジン本体の幾何学的圧縮比を高圧縮比としながら、高い燃費性能を実現しつつ高い機関出力を実現することができる。

本発明に係る火花点火式内燃機関の概略構成図である。 エンジン本体における燃焼室付近の構成を示す概略斜視図である。 ピストンが上死点にある状態での燃焼室付近の概略断面図である。 ２点点火方式のエンジンにおいて燃焼室付近の概略斜視図である。 ボア径とストロークの関係を示すグラフである。 ボア径と最高機関出力との関係を示すグラフである。

以下、本発明の実施形態について図面を参照しながら説明する。

図１は、本発明に係るエンジンＥ（火花点火式内燃機関）の概略構成図である。このエンジンＥは、自動車等の車両に搭載される４サイクルの火花点火式内燃機関である。このエンジンＥのエンジン本体は、シリンダブロック１と、その上に載置されるシリンダヘッド２とを備えている。このシリンダブロック１とシリンダヘッド２との内部には複数のシリンダＣが形成されている。これらシリンダＣの数は特に限定されるものではないが、例えば４つのシリンダＣが形成されている。前記各シリンダＣ内には、その軸心ｃ１（図２参照）に沿って図１の上下に摺動するようにピストン３が嵌挿されている。ピストン３は、シリンダブロック１の下部に回転自在に支持されたクランク軸４にコネクティングロッドによって連結されており、これによりピストン３の往復運動がクランク軸４の回転運動に変換される。

前記シリンダＣ内において、ピストン３の上方には燃焼室５が区画されている。図２は、エンジンＥのエンジン本体における後述する燃焼室５付近の構成を示す概略斜視図であり、図３は、ピストン３が上死点にある状態での燃焼室付近の概略断面図である。燃焼室５の天井部５ａは、シリンダヘッド２の下面に形成された窪みによって構成されている。本実施形態では、燃焼室５は所謂ペントルーフ型であり、その天井部５ａは吸気側及び排気側の２つの傾斜面からなる三角屋根状をなしている。

前記シリンダヘッド２には、燃焼室５に連通する２つの吸気ポート６，６と２つの排気ポート７，７とが形成されている。本実施形態では、前記燃焼室５の天井部５ａの傾斜面にそれぞれ吸気ポート６，６と排気ポート７，７とが開口している。そして、このシリンダヘッド２には、各吸気ポート６，６をそれぞれ燃焼室５から遮断するための吸気バルブ（吸気弁）８，８と、各排気ポート７，７をそれぞれ燃焼室５から遮断するための排気バルブ（排気弁）９，９とが設けられている。これら吸気バルブ８，８および排気バルブ９，９は、不図示の動弁機構により所定のタイミングで開閉される。

前記シリンダヘッド２には、シリンダ軸心ｃ１に沿って延びてその先端が燃焼室５の天井部５ａの中央付近から燃焼室５に臨むように点火プラグ１１が１つ取り付けられている。この点火プラグ１１は、所定のタイミングで燃焼室５内に火花を発生させて、燃焼室５内の混合気に点火する。

また、前記シリンダヘッド２には、燃料を燃焼室５内に直接噴射するためのインジェクタ（燃料噴射弁）１０がその先端が燃焼室５に臨むように取り付けられている。より詳細には、このインジェクタ１０は、その先端が、前記２つの吸気ポート６，６の下方に位置するよう、かつ、水平方向において前記２つの吸気ポート６，６の中間に位置するように配置されている。このインジェクタ１０は、所定のタイミングで燃焼室５の周縁部から中央に向かい燃料を噴射する。本実施形態では直噴方式を想定しているが、本発明はポート噴射方式のものにも適用できる。

前記ピストン３の上面３ａすなわち燃焼室５の床部を構成する部分には、燃焼室５の天井部５ａの三角屋根形状に対応するように、吸気側及び排気側からそれぞれ中央寄りに向かい隆起する隆起部３１が形成されている。この隆起部３１の形成は、燃焼室５の容積を調整しシリンダＣの幾何学的圧縮比を高く設定する上で有用であり、しかも、燃焼室５全体でその高さが概ね同じくらいになることから火炎伝播性にも好ましい。

前記隆起部３１には、凹部３２が形成されている。この凹部３２は、隆起部３１の中央付近であって点火プラグ１１の下方に設けられている。点火プラグ１１の点火点から成長した火炎とピストンの上面３ａとが早期に衝突すると火炎の成長速度が低下し火炎伝播性ひいては機関熱効率が悪化する。これに対して、本エンジンＥでは、前記凹部３２が設けられたことにより、点火プラグ１１の点火点から成長した火炎とピストンの上面３ａとの衝突が遅れ火炎伝播性の向上を図ることができる。なお、前記凹部３２の具体的形状は図２に示すようなお椀型に限らない。

ここで、点火プラグ１１は１つのシリンダＣに対して２つ設けてもよい。このように点火プラグ１１を１つのシリンダＣに対して２つ設けた２点点火方式のエンジンＥの場合は、図４に示すように、前記のように点火プラグ１１が１つのシリンダＣに対して１つだけ設けられた１点点火方式のエンジンＥと同様に一方の点火プラグ１１を燃焼室５の天井部５ａの中央付近に取り付けるとともに、他方の点火プラグ１１を燃焼室５の天井部５ａの周縁部付近に取り付ける。また、前記隆起部３１に、各点火プラグ１１，１１に対応して２つの凹部３２，３２を設ける。

以上のような要素で構成されるエンジンＥにおいて、本実施形態では、機関熱効率を高め燃費性能を向上するために、エンジン本体の幾何学的圧縮比εが１４．０に設定されている。前記幾何学的圧縮比εとは、周知のとおりピストン３が上死点（ＴＤＣ）にあるときの燃焼室５の容積（凹部３２の容積を含めた総容積）をＶ１、排気量（行程容積）をＶ０として、（Ｖ０＋Ｖ１）／Ｖ１と表される。

前記エンジン本体の幾何学的圧縮比ε＝１４．０において低速高負荷の出力トルクを確保するべく、本実施形態では、ピストン３のストロークＳは８１．２ｍｍ以上に設定されている。また、エンジンＥの最大出力が７０ＰＳ／Ｌ以上となるように、シリンダＣのボア径をＢとしてピストン３のストロークＳはＳ≦０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍを満足するように設定されている。すなわち、図５のボア径ＢとストロークＳの関係図においてＳ＝８１．２ｍｍの線Ｌｂ＿１４と、Ｓ＝０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍの線Ｌａ＿７０とで囲まれた領域Ａに設定されている。ここで、図５から明らかなように、ストロークＳおよびボア径Ｂの単位はｍｍである。

この図５において、破線Ｌ１〜Ｌ６はそれぞれ排気量が同一のエンジン本体のストロークＳとボア径Ｂとを示した排気量一定ラインである。具体的には、Ｌ１から順に、それぞれ排気量が１．３Ｌ、１．５Ｌ、１．８Ｌ、２．０Ｌ、２．３Ｌ、２．５ＬとなるストロークＳとボア径Ｂとである。

従って、本実施形態では、ピストン３のストロークＳとシリンダＣのボア径Ｂとは、要求されるエンジン本体の排気量に応じて前記排気量一定ラインのうち前記領域Ａ内に位置する線分上の値に設定される。

前記のようにストロークＳの範囲を設定したのは、以下に述べる検討結果に基づく。

前述のように、点火プラグ１１の点火点から成長した火炎とピストン３の上面３ａとが早期に衝突すると機関熱効率が悪化する。そのため、点火プラグ１１とピストン３の上面３ａとの離間距離すなわち燃焼室５の高さはある程度大きいことが好ましい。このことから、エンジン本体の幾何学的圧縮比εを高くしようとするとピストン３のストロークＳは長くする必要がある。しかしながら、図５の各排気量一定ラインに示すように、ピストン３のストロークＳを長くすると同じ排気量においてシリンダＣのボア径Ｂは相対的に小さくなる。そして、ボア径Ｂが小さくなると吸気バルブ８，８の径が小さくなり、吸気バルブ８，８の開口面積は小さくなる。この結果、エンジン本体の回転数の上昇時にシリンダＣ内に十分な吸気を充填することができず、エンジンの出力すなわち機関出力が低下するおそれがある。

そこで、本発明者等は、排気量一定においてボア径Ｂひいては吸気バルブ８，８の大きさが機関出力に及ぼす影響を調べた。具体的には、排気量一定において、ピストン３のシリンダＣのボア径Ｂが互いに異なりこれに対応してシリンダヘッド２における燃焼室５の天井部の大きさおよび吸気バルブ８，８の径が互いに異なる複数種類のエンジンを用意し、各エンジンの最高機関出力を計測した。この計測を、異なる複数の排気量、詳細には、排気量が１．３Ｌ、１．５Ｌ、１．８Ｌ、２．０Ｌ、２．３Ｌ、２．５Ｌのエンジンに対して行った。計測結果を図６に示す。図６に示すように、シリンダＣのボア径Ｂが増加し吸気バルブ８，８の径が大きくなるに伴ってエンジンの最高機関出力は増大する。図６において、線Ｌ１１〜Ｌ１６は、Ｌ１１から順に、それぞれ排気量が１．３Ｌ、１．５Ｌ、１．８Ｌ、２．０Ｌ、２．３Ｌ、２．５Ｌでの計測結果であり、最高機関出力が７０ＰＳ／Ｌとなった際のエンジン回転数は６５００ｒｐｍであり、８５ＰＳ／Ｌとなった際のエンジン回転数は７０００ｒｐｍである。

各排気量について７０ＰＳ／Ｌの最高機関出力が実現されたボア径Ｂ（７０ＰＳ／Ｌボア径と呼ぶ）とそれに対応するストロークＳとを図５のグラフにプロットしたところ（点Ｐ１〜Ｐ６）、７０ＰＳ／Ｌボア径ＢとストロークＳとは排気量によらずＳ＝０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍ（図５の直線Ｌａ＿７０）の関係にあることが判明した。これより、ボア径Ｂを前記７０ＰＳ／Ｌボア径Ｂよりも大きくする、すなわち、ストロークＳをボア径Ｂの一次関数０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍ以下に抑えれば、７０ＰＳ／Ｌ以上の最高機関出力が確保可能となる。

また、各排気量について８５ＰＳ／Ｌの最高機関出力が実現されたボア径Ｂ（８５ＰＳ／Ｌボア径と呼ぶ）とそれに対応するストロークＳとを図５に示すグラフにプロットしたところ（点Ｐ１１〜Ｐ１６）、これら８５ＰＳ／Ｌボア径ＢとストロークＳとは排気量によらずＳ＝０．９７７×Ｂ＋１５．１ｍｍ（図５の直線Ｌａ＿８５）の関係にあることが判明した。これより、ボア径Ｂを前記８５ＰＳ／Ｌボア径よりも大きくする、すなわち、ストロークＳをボア径Ｂの一次関数０．９７７×Ｂ＋１５．１ｍｍ以下に抑えれば、８５ＰＳ／Ｌ以上の最高機関出力が確保可能となる。

一方、前述のように、燃焼室５の高さを所定量確保しつつエンジン本体の幾何学的圧縮比εを高めるためにはストロークＳはある程度長くする必要がある。ここで、発明者等は、前述のような火炎とピストン３の上面３ａとの衝突を回避するという観点に加えて低速高負荷時の出力トルクを確保するという観点からストロークＳの下限値が決定されることを見出した。

すなわち、エンジン本体の回転数が低く負荷の高い運転領域では、シリンダＣ内に新気量を十分に導入するために、また、シリンダＣ内の残存ガス量を低減しシリンダＣ内の温度を低く抑えてノッキングを回避するために、上死点付近において吸気バルブ８，８と排気バルブ９，９とを開弁してシリンダＣ内を掃気する必要がある。これについて、本発明者等が複数のエンジンに対して実験を行ったところ、２０００ｒｐｍにて排気量１０００ｃｃあたり１００Ｎｍ以上のトルクを出力するためには、吸気バルブ８，８と排気バルブ９，９とがいずれも開いているオーバーラップ期間が上死点を挟んで３５°ＣＡ必要であることがわかった。このようにオーバーラップ期間を３５°ＣＡとした場合、ＢＴＤＣ（上死点前）９°ＣＡおよびＡＴＤＣ（上死点後）８°ＣＡ付近において吸気バルブ８，８および排気バルブ９，９とピストン３とは最も近接するが、これら各バルブ８，８，９，９とピストン３との衝突を回避するためには上死点にあるピストン３の上面３ａと閉弁状態にある各バルブ８，８，９，９の下面８ａ，８ａ，９ａ，９ａとの距離はこれらバルブの移動方向すなわちこれら下面８ａ，８ａ，９ａ，９ａに直交する方向に５ｍｍ以上必要となる。

ここで、燃焼室のボア／ストロークの関係式の理解を容易にするために、下記のように簡易にモデル化した。ピストン３の上面３ａと各バルブ８，８，９，９の下面８ａ，８ａ，９ａ，９ａとの距離をｈとした場合、燃焼室の容積Ｖ１はシリンダＣの断面積をＡ（Ａ＝１つのシリンダＣの排気量Ｖ０／ストロークＳ）としてＶ１＝Ａ×ｈ×Ｋ１＋（Ａ−Ｋ２）×Ｋ３と表される。Ａ×ｈ×Ｋ１は各バルブ８，８，９，９の下面８ａ，８ａ，９ａ，９ａとピストン３の上面３ａとの間の容積であり、Ｋ１は燃焼室５の形状に伴い決定される定数である。（Ａ−Ｋ２）×Ｋ３は、各バルブ８，８，９，９とシリンダヘッド２との間の隙間の容積であり、Ｋ２は各バルブ８，８，９，９のバルブ面積の合計、Ｋ３はこの隙間の高さ相当の定数である。ここで、圧縮比をε以上とするには燃焼室５の容積Ｖ１をＶ１≦Ｖ０／（ε−１）とする必要がある。この式に上記Ｖ１の式を適用するとｈ≦（Ｖ０／（ε−１）−（Ａ−Ｋ２）×Ｋ３）／ＡＫ１となる。これより、このｈを上記のように５ｍｍ以上とするためには、少なくとも（Ｖ０／（ε−１）−（Ａ−Ｋ２）×Ｋ３）／ＡＫ１≧５ｍｍを満足する必要がある。この式に基づき、圧縮比１４以上においてピストン３の上面３ａと各バルブの８，８，９，９の下面８ａ，８ａ，９ａ，９ａとの距離を５ｍｍ以上とするための条件を算出すると、Ｓ≧８１．２ｍｍとなる。また、圧縮比１５以上および２点点火方式のエンジンＥで圧縮比１４以上では、Ｓ≧８４．７５ｍｍとなる。図５の直線Ｌｂ＿１５はＳ＝８４．７５ｍｍの線である。

以上より、１点点火方式のエンジンＥにおいて、図５の領域Ａすなわち直線Ｌａ＿７０と直線Ｌｂ＿１４で囲まれた領域内にストロークＳを設定すれば、圧縮比を１４以上としつつ低速高負荷での出力トルクを確保することができるとともに最高出力を７０ＰＳ／Ｌ以上（６５００ｒｐｍにて）とし、さらに吸気バルブ８，８および排気バルブ９，９とピストン３との衝突を回避してこれらバルブのオーバーラップ期間を確保することができる。また、１点点火方式のエンジンＥにおいて、図５の直線Ｌａ＿８５と直線Ｌｂ＿１５で囲まれた領域で囲まれた範囲内にストロークＳを設定すれば、圧縮比を１５以上としつつ低速高負荷での出力トルクを確保することができるとともに最高出力を８５ＰＳ／Ｌ以上（７０００ｒｐｍにて）とし、さらに吸気バルブ８，８および排気バルブ９，９のバルブオーバーラップ期間を確保することができる。

ここで、周知のとおり、ピストン３の平均ピストン速度はピストンの耐久性上、所定値例えば２２ｍ／ｓ以下にするのが好ましい。そのため、ストロークＳとしては、前記ボア径Ｂの一次関数に加え、この平均ピストン速度が２２ｍ／ｓとなる値以下にするのが好ましい。具体的には、エンジンの回転数が６５００ｒｐｍではＳ≦１００．４ｍｍ、回転数が７０００ｒｐｍではＳ≦９４．６ｍｍとなるのが好ましく、図５において、直線Ｌｃ＿６５で示したＳ＝１００．４ｍｍの線、または、Ｌｃ＿７０で示したＳ＝９４．６ｍｍの線より下側の領域内に設定するのが好ましい。

なお、本発明に係る火花点火式内燃機関の構成は前記実施形態に限定されず、それ以外の種々の構成をも包含する。例えばエンジンＥは、４気筒でなく６気筒等であってもよい。

２ シリンダヘッド
３ ピストン
３ａ ピストンの上面
５ 燃焼室
８ 吸気バルブ（吸気弁）
８ａ 吸気バルブ（吸気弁）の下面
９ 排気バルブ（排気弁）
９ａ 排気バルブ（排気弁）の下面
Ｃ シリンダ
Ｅ エンジン（火花点火式内燃機関）

Claims (2)

1. シリンダと当該シリンダ内を往復移動するピストンと前記シリンダ上に設けられて前記ピストンの上面との間で燃焼室を形成するシリンダヘッドとを備えるエンジン本体と、前記シリンダヘッドに設けられて前記シリンダ内への空気の流入をそれぞれ遮断可能な２つの吸気弁と、前記シリンダヘッドに設けられて前記シリンダからの排気の流出をそれぞれ遮断可能な２つの排気弁と、前記シリンダヘッドに設けられて前記燃焼室に臨む点火プラグと、前記シリンダヘッドに設けられて前記燃焼室に臨む燃料噴射弁とを有する火花点火式内燃機関であって、
   少なくともエンジン本体の回転数が低く負荷が高いためにノッキングが懸念される運転領域において、前記吸気弁および排気弁の開弁期間が上死点を挟んで互いにオーバーラップするように、かつ、前記運転領域の少なくとも一部の運転条件においてこのオーバーラップ期間が３５°ＣＡ以上となるように、前記吸気弁および排気弁を開弁する動弁機構を備え、
   前記エンジン本体の幾何学的圧縮比は１４以上に設定されており、
   上死点にある前記ピストンの上面と閉弁状態にある前記吸気弁の下面との距離を前記吸気弁の下面に直交する方向に測った場合における最小値をピストンと吸気弁との離間距離、上死点にある前記ピストンの上面と閉弁状態にある前記排気弁の下面との距離を前記排気弁の下面に直交する方向に測った場合における最小値をピストンと排気弁との離間距離としたとき、前記各離間距離はそれぞれ５ｍｍ以上に設定されており、
   前記ピストンのストロークＳ（ｍｍ）は、前記シリンダのボア径をＢ（ｍｍ）としたときに、Ｓ≦０．９７７×Ｂ＋１８．２ｍｍとなる長さに設定されており、
   前記燃焼室の天井部は吸気側及び排気側の２つの傾斜面からなる三角屋根状をなしており、前記ピストンの上面に吸気側及び排気側からそれぞれ中央寄りに向かい隆起する隆起部が形成されている、ことを特徴とする火花点火式内燃機関。
2. 請求項１記載の火花点火式内燃機関において、
   前記ピストンの隆起部の中央に凹部が形成されている、ことを特徴とする火花点火式内燃機関。