JP6428475B2 - エンジン - Google Patents

Description

本発明は、吸気ポートを有するエンジン、特に吸気ポートの下流端部の形状に関する。

吸気ポートの下流側に吸気ポート内に進退するガイド板をタンブル流制御手段として備えるエンジンがある（特許文献１参照）。

特開２００３−００３８５４号公報

ところで、吸気ポートの下流側には、吸気バルブを吸気下死点よりも遅く閉じる場合に燃焼する前の混合ガスが戻ってくる。また、吸排気バルブのバルブオーバーラップ時には燃焼後の残留ガスが吸気ポートの下流側に吹き返す。このため、吸気ポートの下流側にガイド板を設けている上記特許文献１の技術では、これら燃焼する前の混合ガスに含まれる燃料や、残留ガスに含まれる煤、未燃ガスがガイド板の駆動部分に付着する。この付着によってガイド板が動かなくなってしまうと、タンブル流を強化することができなくなるという問題がある。

そこで本発明は、吸気ポートの下流端部の形状に工夫を加えることによって、ガイド板を吸気ポートの下流側に設けることなくタンブル流を現状のエンジンよりも強め、特に高負荷域でノッキングの発生を抑制し得るエンジンを提供することを目的とする。

本発明では、クランク軸に連結されるピストンがシリンダ内でストロークする。吸気側のルーフに吸気ポートが、排気側のルーフに排気ポートがそれぞれ開口するペントルーフ型燃焼室を備えている。前記吸気ポートの燃焼室への開口端に吸気バルブが着座する第１バルブシートを、前記排気ポートの燃焼室への開口端に排気バルブが着座する第２バルブシートをそれぞれ有している。前記吸気ポートの下流端部から前記燃焼室に流れ込む吸入空気によって前記燃焼室内にタンブル流が生成される。以上のエンジンにおいて、前記クランク軸方向に直交する断面における、前記第１バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁が次のようになっている。すなわち、第１の点から第２の点までの排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点１に向かって前記燃焼室に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように、前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁を形成する。または、シリンダ円断面における吸排気方向の前記排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点２に向かって前記燃焼室に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように、前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁を形成する。上記第１の点は、前記シリンダ中心の反対側にある前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁から流れ込む吸入空気の直線と、前記排気側のシリンダ壁の縦線とのなす角度が９０度となる点である。上記第２の点は、前記排気側のシリンダ壁と下死点のピストン冠面とが交わる点である。

本発明によれば、燃焼室内の空間を排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点１に向かって進む吸入空気の流れが、例えば上下方向に空間的に狭まることにより、吸入空気の速度が吸気ポート下流端部を流れるときより大きくなる。または、所定範囲における点２に向かって進む吸入空気の流れがクランク軸方向に空間的に狭まることにより、吸入空気の速度が吸気ポート下流端部を流れるときより大きくなる。排気側のシリンダ壁に到達するタイミングで吸入空気の速度が最大になるのである。しかも、吸入空気の全体が排気側のシリンダ壁に向かって、例えば上下方向に集められることで一塊となる。そして、排気側のシリンダ壁に一塊で吸入空気全体が衝突するため勢いが大きく衰えるということがない。つまり、流れの断面が塊状の吸入空気が、大きな速度を維持した（つまり大きな運動エネルギーを保存した）まま、排気側のシリンダ壁を、例えば流れ下る。これによって、従来技術のようにガイド板を設けることなく、上記吸入空気の速度増大分及び上記吸入空気が一塊となって流れの勢いが増す分だけ現状のエンジンよりタンブル流を強めることができる。

本発明の第１実施形態のエンジンの燃焼室の形状を説明するための概略構成図である。 第１実施形態のエンジンの概略構成図である。 図２のＹ−Ｙ線断面図である。 円筒状のシリンダ及びこのシリンダの上方に位置する吸気ポートの下流側を紙面手前側である排気側から紙面向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第１実施形態の概略斜視図である。 クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流の有りたい姿を説明するためのエンジンの概略構成図である。 クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジンの概略構成図である。 クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジンの概略構成図である。 クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジンの概略構成図である。 第２実施形態のエンジンの概略構成図である。 第３実施形態のエンジンの概略構成図である。 第４実施形態のエンジンの概略構成図である。 第５実施形態のエンジンの概略構成図である。 第６実施形態のエンジンの概略構成図である。 図１３のＹ−Ｙ線断面図である。 円筒状のシリンダ及びこのシリンダの上方に位置する吸気ポートの下流側を紙面手前側である排気側から紙面向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た、第６実施形態の概略斜視図である。 第６実施形態の他の例のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第７実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第７実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 比較例１のエンジンのシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 比較例２のエンジンのシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 比較例２のエンジンのシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第８実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第８実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第９実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第１０実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第１１実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第１２実施形態のエンジンの概略構成図である。 図１２のＹ−Ｙ線断面図である。 円筒状のシリンダ及びこのシリンダの上方に位置する吸気ポートの下流側を紙面手前側である排気側から紙面向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第１２実施形態の概略斜視図である。 第１２実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 第１２実施形態のシリンダヘッドの一部拡大概略平面図である。 現状のエンジンの燃焼室内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。 第１２実施形態のエンジンの燃焼室内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１は上から透視したときの第１実施形態のエンジン１の燃焼室３０の形状を説明するための概略構成図、図２はクランク軸方向に直交する断面で見た第１実施形態のエンジン１の概略構成図、図３は図２のＹ−Ｙ線断面図である。図２は図１のＸ−Ｘ線断面図でもある。図４は円筒状のシリンダ１１及びこのシリンダ１１の上方に位置する吸気ポート４０の下流側を紙面手前側である排気側から紙面向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第１実施形態の概略斜視図である。なお、エンジンにおいて上下方向は、クランク軸方向に直交する断面で見たエンジンの概略図である図２を中心に考えるものとする。

ここでは、エンジン１が車両に対して縦に置かれる場合であるとし、この場合に図１においてエンジンの長手方向の上側が車両のフロント側、エンジンの長手方向の下側が車両のリヤ側であるとする。このとき、図４において左側がフロント側、右側がリヤ側となる。以下、車両のフロント側を単に「フロント側」と、車両のリヤ側を単に「リヤ側」という。もちろん、本発明は縦置きエンジンの場合に限定されるものでない。

エンジン１は、例えば車両に搭載される直噴式直列３気筒ガソリンエンジンである。３つの気筒が、図１に示したように一列に配置されている。エンジン１は３気筒エンジンに限定されるものでなく、４気筒エンジン、６気筒エンジン等であってよい。

エンジン１には、シリンダブロック２０及びシリンダヘッド１０を備える。シリンダブロック１０には、気筒数分のシリンダ１１を上下方向に有する。各シリンダ１１内には、ピストン１２が図２に示したようにシリンダ１１内に摺動自在に配設されている。

シリンダブロック１０の上部にシリンダヘッド２０が取り付けられる。シリンダヘッド２０の下面２１には、３つの各シリンダ１１に対向する位置に、上方に向けてペントルーフ状に窪んだ気筒数分の凹部２４が形成される。凹部２４は、平らな長方形状の尾根２５と、左右のルーフ２６，２７から構成される。すなわち、上方に向けて一番窪んだところが尾根２５となり、尾根２５はクランク軸方向に沿って延びている。この尾根２５から図１に示したように左右に傾斜するルーフ２６，２７が形成される。以下、一方のルーフ２６を「吸気側ルーフ」、他方のルーフ２７を「排気側ルーフ」という。ここで、クランク軸方向に直交する断面において排気側ルーフ２７の直線がシリンダヘッド２０の下面２１から立ち上がる、鋭角である角度（以下、この角度を「ルーフ角度」という。）αは予め定まっている（図５，図６，図７，図８参照）。また、クランク軸方向に直交する断面において吸気側ルーフ２６の直線が水平線から立ち上がる、鋭角である角度も同じルーフ角度αであるとする（図５〜図８参照）。

シリンダヘッド２０の下面２１に形成されるペントルーフ状の凹部２４、シリンダ１１の側壁及びピストン１５の冠面１５ａにより、一気筒分の燃焼室３０が形成される。

エンジン１には、一つの気筒当たり、２つの吸気ポート４０と２つの排気ポート６０→７０を備える。各吸気ポート４０は、図２において右斜め上から左斜め下に向かって形成されている。各吸気ポート４０は、一方がシリンダヘッド２０の側壁２２（図１で右側の側壁）に開口し、他方が吸気側ルーフ２６に開口する。各排気ポート７０は、図２において左斜め上から右斜め下に向かって形成されている。各排気ポート７０は、一方がシリンダヘッド２０の側壁２３（図１で左側の側壁）に開口し、他方が排気側ルーフ２７に開口する。図１には吸気ポート４０が２つの独立ポートで構成される場合を示しているが、吸気ポート４０はサイアミーズドポートであってもかまわない。ここでは、一気筒当たり４つのバルブを備える場合で説明する。一気筒当たり２つのバルブや３つのバルブを備える場合であってもかまわない。

吸気ポート４０の吸気側ルーフ２６への開口端には、バルブシート４１（第１バルブシート）が形成され、このバルブシート４１をチューリップ型の吸気バルブ６０が開閉する。ここでは、右斜め上から左斜め下の方向に吸気バルブ６０が傾けて配置されている。このため、吸気バルブ６０は右方向に傾いてリフトする。この右方向に傾いてリフトする方向は予め定まっている。吸気バルブ６０は、弁体としてのバルブヘッド６１、棒状のバルブステム６２などで構成される。吸気バルブ６０は、シリンダヘッド２０に設けたバルブガイド６３をバルブステム６２の軸方向に摺動可能である。

バルブシート４１の中心は、吸気バルブ６０が配置される方向にある。すなわち、図２に示したクランク軸方向に直交する断面において、等脚台形状のバルブシートが右方向に傾いている。バルブシート４１は、吸気バルブ６０が着座するシート面４１ａ、リング状の上面４１ｂ、リング状の下面４１ｃで構成されている。バルブシート４１の中心とシート面４１ａとがなす角度であるシート角度は、例えば４５°である。シート角度は４５°に限定されるものでない。吸気バルブ６０はチューリップ型に限定されるものでない。

吸気バルブ６０の上部には動弁機構６４を備える。動弁機構６４は、吸気カム６５、バルブスプリング６６などで構成される。吸気バルブ６０は、吸気カム６５がベースサークルにある間、バルブスプリング６６により上方に付勢されている。バルブヘッド６１の上面にはシート面６１ａが形成されており、このシート面６１ａがバルブシート４１のシート面４１ａと当接することで吸気ポート４０を閉じて（吸気バルブ６０が着座して）いる。吸気行程で吸気カム６５によりバルブスプリング６６に抗して吸気バルブ６０が下方にリフトすると、バルブヘッド６１とバルブシート４１との間に隙間が生じる。この隙間を吸気ポート４０から燃焼室３０へと吸入空気が流れ込む。

排気ポート７０の排気側ルーフ２７への開口端には、バルブシート７１（第２バルブシート）が形成され、このバルブシート７１をチューリップ型の排気バルブ８０が開閉する。ここでは、左斜め上から右斜め下の方向に排気バルブ８０が傾けて配置されている。このため、排気バルブ８０は左方向に傾いてリフトする。この左方向に傾いてリフトする方向は予め定まっている。排気バルブ８０は、弁体としてのバルブヘッド８１、棒状のバルブステム８２などで構成される。排気バルブ８０はシリンダヘッド２０に設けたバルブガイド８３をバルブステム８２の軸方向に摺動可能である。

バルブシート７１の中心は、排気バルブ８０が配置される方向にある。すなわち、図２に示したクランク軸方向に直交する断面において、等脚台形状のバルブシート７１が左方向に傾いている。バルブシート７１は、排気バルブ８０が着座するシート面７１ａ、リング状の上面７１ｂ、リング状の下面７１ｃで構成されている。バルブシート７１の中心とシート面７１ａのなす角度であるシート角度は、例えば４５°である。シート角度は４５°に限定されるものでない。排気バルブ８０はチューリップ型に限定されるものでない。

排気バルブ８０の上部には動弁機構８４を備える。動弁機構８４は、排気カム８５、バルブスプリング８６などで構成される。排気バルブ８０は、排気カム８５がベースサークルにある間、バルブスプリング８６により上方に付勢されている。バルブヘッド８１の上面にはシート面８１ａが形成されており、このシート面８１ａがバルブシート７１のシート面７１ａと当接することで排気ポート７０を閉じて（排気バルブ８０が着座して）いる。排気行程で排気カム８５によりバルブスプリング８６に抗して排気バルブ８０が下方にリフトすると、バルブヘッド８１とバルブシート７１との間に隙間が生じる。この隙間を燃焼室３０から排気ポート７０へと燃焼ガスが流れ出る。排気バルブ８０の軸と上記吸気バルブ６０の軸とがなす、鋭角である角度を「バルブ挟み角」というが、上記のルーフ角度αはバルブ挟み角のちょうど１／２の角度となっている。

３つの気筒の各尾根２５の中心には、図１にも示したように燃焼室３０に臨んで直立する点火プラグ９０を備える。また、シリンダヘッド２０の吸気側の側壁２２の側には、シリンダヘッド２０の下面２１の直上付近から燃焼室３０に臨む燃料インジェクタ９１を備える。なお、図２には燃料インジェクタ９１が示されていない。燃料インジェクタ９１は、吸気行程や圧縮行程の所定のタイミングで燃焼室３０内に燃料を噴射する。この噴射燃料は燃焼室３０内の空気と混合して混合気を生成する。点火プラグ９０は、圧縮上死点前後の所定のタイミングで燃焼室３０内の混合気に着火する。この着火によって、燃焼室３０内の混合気が燃焼し、この混合気の燃焼圧力をピストン１５が受ける。燃焼圧力を受けたピストン１５はシリンダ１１に沿って上下方向にストローク（往復運動）する。

３つのピストン１２の各ピストンピン１６にはコンロッド（図示しない）の一端が連結され、これらコンロッドの下端は全て一本のクランク軸に連結されている。各ピストン１２の往復運動は、コンロッド及びクランク軸を介して回転運動に変換される。クランク軸は図１においてシリンダヘッド２０の長手方向に配置されている。つまり、シリンダヘッド２０の長手方向がクランク軸方向である。ここでは、直噴エンジンを記載しているが、ポート噴射エンジンであってかまわない。

さて、エンジンのダウンサイジング化によって、これまでよりも高回転速度・高負荷域で燃費を改善することが求められている。ここで、「ダウンサイジング化」とは、ある排気量の自然吸気エンジンを基準のエンジンとする。そして、この基準のエンジンより排気量を小さくする一方で、ターボチャージャなどの過給機を使うことにより、基準のエンジンと同等の動力性能を確保しようとするものである。ターボチャージャ（図示しない）によって燃焼室３０内に吸入空気を多く押し込むと共に、押し込んだ吸入空気に見合った燃料を燃料インジェクタ９１で噴射供給する。すると、燃焼室３０内では燃焼が急速に進むので、特に高負荷域でノッキングが生じやすくなる。ノッキングが生じると、その回避のために点火時期を遅角せざるを得ない。点火時期はＭＢＴ（最良燃費点）に設定されているのであるから、点火時期をＭＢＴより遅角させたのでは、燃費が悪くなる。そこで、エンジンからの排出ガスの一部を吸気通路に戻すＥＧＲ通路（図示しない）と、このＥＧＲ通路を開閉する常閉のＥＧＲ弁（図示しない）とを設けておき、高負荷域でＥＧＲ弁を開く。高負荷域では、ＥＧＲ弁を開いて大量のＥＧＲガス（不活性ガス）を燃焼室３０に導入することで燃焼室内温度が上がりすぎないようにして、ノッキングを回避するのである。これによって、高負荷域でも点火時期をＭＢＴから遅角させることがなくなり、燃費が向上する。また、エンジンのダウンサイジング化においては、燃焼室３０をペントルーフ型として燃焼室３０をコンパクトに設計すると共に、ロングストローク化することで低回転速度域でのトルクを増大し、これによって実用域での燃費を向上させている。

しかしながら、エンジンのダウンサイジング化において高負荷域でＥＧＲガスを大量に導入するのでは、高負荷域での燃焼状態が悪くなる。この大量のＥＧＲガスの存在下での燃焼状態の悪化を防ぐには、燃焼室３０内でのガス流動、つまりタンブル流を強化することである。こうした要求から吸気ポートの下流側にタンブル流制御手段としてのガイド板を備える従来装置がある。この従来装置では、タンブル流が不必要であるときにガイド板を吸気ポート壁に収納しておき、タンブル流を強くしたいときにはガイド板を吸気ポート中心に向かって押し出させ、吸気を絞ることで、強いタンブル流を得ようとする。

しかしながら、吸気バルブ６０を吸気下死点よりも遅く閉じる仕様のエンジンの場合に、燃焼する前の混合ガスが、ガイド板が備えられる吸気ポート４０の下流側に戻ってくる。また、吸排気バルブ６０，８０のバルブオーバーラップ時には燃焼後の残留ガスが吸気ポート４０の下流側に吹き返す。これら燃焼する前の混合ガスに含まれる燃料や、残留ガスに含まれる煤、未燃ガスがガイド板の駆動部分に付着する。混合ガスに含まれる燃料、残留ガスに含まれる煤、未燃ガスの少ない付着であれば、ガイド板が動き得るものの、付着量が多くなれば、やがてはガイド板が吸気ポート壁に収納したままで動かなくなってしまう。ガイド板が動かなくなってしまうと、エンジンをダウンサイジング化していても、高負荷域でタンブル流を強化することができなくなる。

ここで、本発明では、後述するように、排気側シリンダ壁１２の上の点に向かって、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成している。この本発明と対比するため、排気側シリンダ壁１２の上の点に向かって、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成する、ことはしていないエンジンを「現状のエンジン」であると定義する。前述したエンジンのダウンサイジング化の対象となるエンジンも現状のエンジンである。一方、低回転速度・低負荷域における燃費向上のため、吸気ポート４０の下流側にタンブルコントロールバルブ（図示しない）を設け、低回転速度・低負荷域でこのタンブルコントロールバルブを作動させて吸入空気を絞っている現状のエンジンがある。このタンブルコントロールバルブを備える現状のエンジンでは、タンブルコントロールバルブを、大量のＥＧＲガスを燃焼室３０に導入する高負荷域において作動させることが考えられる。しかしながら、高負荷域でタンブルコントロールバルブを作動させて吸入空気を絞ると、吸気ポート４０の通気抵抗が大きくなる。吸気ポート４０の通気抵抗が大きくなると、その通気抵抗が大きくなる分だけ、ターボチャージャの仕事量が増えてしまう。

このように、吸気ポート４０の下流端にガイド板のような駆動体を備えたり、タンブルコントロールバルブを高負荷域で作動させたりするのでは、ガイド板の固着や吸気ポート４０の通気抵抗の増加に伴うターボチャージャの仕事量の増大の問題が生じてしまう。

図５は、クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジン１の概略構成図である。図５には、吸気ポート４０のありたい姿を要求ベースで記載している。タンブル流は、クランク軸方向に直交する平面（断面）にある、クランク軸回りの旋回流（図５では左回り）のことである。ここで、タンブル流を現状のエンジンより強めるために吸気ポート４０の下流端部（以下「吸気ポート下流端部」という。）４２の形状で制約になっているところをブレークスルーできないかと本発明者が考察した。この考察を以下に説明する。考察に際しては、吸気ポート下流端部４２をシリンダ中心ＢＣ側（図５で左側）と、シリンダ中心ＢＣの反対側（図５で右側）とで区別する。以下、シリンダ中心ＢＣ側の吸気ポート下流端部４３を「第１ポート下流端部」、シリンダ中心ＢＣの反対側にある吸気ポート下流端部４５を「第２ポート下流端部」という。また、シリンダ中心ＢＣより排気側の燃焼室３０ａを「排気側燃焼室」、シリンダ中心ＢＣより吸気側の燃焼室３０ｂを「吸気側燃焼室」として区別する。

タンブル流を現状のエンジンよりも強めるためには、第１ポート下流端部４３から燃焼室３０に流れ込む吸入空気の運動エネルギー（流速エネルギー）が大きくなるようにすることである。運動エネルギーが大きいタンブル流を得るためには、クランク軸方向に直交する断面においてピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線より上側の排気側燃焼室３０ａであって、タンブル中心ＴＣからの距離が大きい位置を通過させることである。ここで、上記の「タンブル中心」とは、タンブル流の旋回中心のことである。この場合のポイントとして、クランク軸方向に直交する断面において吸入空気を第１ポート下流端部４３及び第２ポート下流端部４５（以下、「第１及び第２のポート下流端部４３及び４５」ともいう。）から排気側燃焼室３０ａに向かわせることである。しかしながら、現状のエンジンでは、シリンダヘッド２０とは別体のバルブシート部品を圧入することによってバルブシート４１を形成している。このバルブシート部品を有することによる吸気ポート下流端部４２の形状制約のため、タンブル流を強化しづらいものとなっている。

ところで、汎用の技術としてコールドスプレー法という溶射技術が知られている。コールドスプレー法は、硬質表面処理の方法に含まれるもので、粉末材料を溶融温度以下の固相状態で基材へ衝突させ、基材表面に膜を形成（成膜）する技術である。本発明者は、当該技術を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成することで、バルブシートレスの吸気ポートとする。バルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンを新たに発想したのである。すなわち、シリンダヘッド２０の材質は、鋳物用アルミ合金である。バルブシート４１のシート面より一回り大きくした仮のシート面を形成したシリンダヘッド２０を一体で鋳造する。鋳造後にはコールドスプレー法により、バルブ着座部として形成してある上記仮のシート面の基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。すなわち、コールドスプレー法により、ＨｅやＮ₂を作動ガスとし、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬質の金属粒子を、上記仮のシート面の基材に打ち込むことによって、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。このように、コールドスプレー法によってバルブシート層（硬質表面）をあらまし形成した後に、スロートカッターを用い、コールドスプレー法によってあらまし形成したバルブシート層を切削加工する。最後には切削加工した後のバルブシート層を研磨することによって、バルブシート４１のシート面を仕様通り（寸法通り）に完成する。なお、排気バルブ８０用のバルブシート７１は、本発明に関係しないので、バルブシートレスとしてもよいし、バルブシート部品を圧入させることとしてもよい。

本発明では、コールドスプレー法を吸気バルブ６０のバルブシート４１に適用し、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないことによって、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状を大きく変えることができる。第１実施形態の図２はコールドスプレー法を吸気バルブ６０のバルブシート４１に適用したもので、吸気バルブ６０のバルブシート部品は圧入されていない。バルブシートレスの吸気ポート４０とすることで、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状の自由度が増す。

こうしたバルブシートレスの吸気ポート４０を念頭に置きつつ、吸入空気によって燃焼室３０内にタンブル流がどのように生成されるのかを、吸気ポート下流端部４２の形状を変更しつつ、本発明者がＣＦＤを用いたシミュレーションを行った。そして、ＣＦＤ（Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ Ｆｌｕｉｄ Ｄｙｎａｍｉｃｓ：数値流体力学）を用いたシミュレーションの解析結果より、次のことを新たに見出すに至っている。すなわち、吸入空気が燃焼室３０内の空間を進む際に、吸入空気の流れが狭まるように吸気ポート下流端部４２を形成すれば、吸入空気の速度（流速）が、排気側シリンダ壁１２に向かうほど吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度より大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで吸入空気の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に吸入空気が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、排気側シリンダ壁１２上で吸入空気の速度が最大になりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合より、タンブル流が強化されることを、本発明者が新たに見出したのである。

上記のように、吸気バルブ６０のバルブシート部品を圧入することはせず、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する（バルブシートレスのエンジンとする）ことによって、吸気ポート下流端部４２の形状の自由度が増す。そこで、まずクランク軸方向に直交する断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を検討する。クランク軸方向に直交する断面についての吸気ポート下流端部４２は、第１ポート下流端部４３及び第２ポート下流端部４５で構成される。第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状の自由度が増すのであるから、現状のエンジンより強いタンブル流を得るための具体的な第１及び第２のポート下流端部４３及び４５の形状はどうあるべきかを図６，図７を参照して理論的に考察する。ここで、図６，図７は、クランク軸方向に直交する断面で見た、タンブル流を説明するためのエンジン１の概略構成図である。

第１及び第２のポート下流端部４３及び４５はそれぞれバルブシート４１の直上にあってバルブシート４１に隣接している。以下では、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁のうち、シリンダ中心ＢＣ側（図６で左側）と、シリンダ中心ＢＣの反対側（図６で右側）とで区別する。シリンダ中心ＢＣ側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４４を、「バルブシート直上部第１ポート壁」という。一方、シリンダ中心ＢＣの反対側にあるバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４６を、「バルブシート直上部第２ポート壁」という。

また、シリンダ１１の側壁についても排気側と吸気側とで区別する。シリンダ１１の排気側の側壁１２を「排気側シリンダ壁」、シリンダ１１の吸気側の側壁１３を「吸気側シリンダ壁」という。

タンブル流の生成に特に強く影響するのは、図６，図７に示したように、バルブシート直上部第１ポート壁４４及びバルブシート直上部第２ポート壁４６（以下「バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６」ともいう。）の形状である。この理由は次の通りである。すなわち、ここでは、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を、次のａ，ｂのようにおおよそ２つの部分に分けて考える。

ａ：上流から吸気ポート４０の上側壁（以下「吸気ポート上側壁」という。）４０ａに 沿って流れてくる吸入空気であって、上流から吸気ポート４０の中心より上側を流れ てくる吸入空気、
ｂ：上流から吸気ポート４０の下側壁（以下「吸気ポート下側壁」という。）４０ｂに 沿って流れてくる吸入空気であって、上流から吸気ポート４０の中心より下側を流れ てくる吸入空気、
全体のほぼ半分である上記ａの吸入空気が、バルブシート直上部第１ポート壁４４にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。全体の残りほぼ半分である上記ｂの吸入空気が、バルブシート直上部第２ポート壁４６にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。このように、上記ａ及びｂを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状によって定まるためである。

以下、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を上記ａの吸入空気と上記ｂの吸入空気との２つに分ける場合で説明するが、この場合に限定されるものでない。例えば、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を、次のｃ，ｄ，ｅのようにおおよそ３つの部分に分けて考える場合であってよい。

ｃ：上流から吸気ポート上側壁４０ａに沿って流れてくる吸入空気、
ｄ：上流から吸気ポート下側壁４０ｂに沿って流れてくる吸入空気、
ｅ：上記ｃ及びｄの除く残りの吸入空気、つまり上流から吸気ポート４０の中心側を流 れてくる大部分の吸入空気、
上記ｃの吸入空気が、バルブシート直上部第１ポート壁４４にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。上記ｄの吸入空気が、バルブシート直上部第２ポート壁４６にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。上記ｅの吸入空気は上記ｃの吸入空気と上記ｄの吸入空気に挟まれた状態で排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む。このように、吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向かって流れ込む吸入空気を３つに分けた場合で合っても、上記ｃ〜ｅを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状によって定まることとなるためである。

図６，図７においては、ピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線に加えて、ピストン１５の上死点ＴＤＣ、下死点ＢＤＣの各位置をそれぞれ記載している。吸気行程で吸気バルブ６０が下方にリフトしているときに、ピストン１５が下死点ＢＤＣまで下降することによって、燃焼室３０内の圧力が吸気ポート４０内の圧力より低くなる。この圧力差によって吸気ポート４０内の吸入空気が排気側シリンダ壁１２に向けて引き込まれる。引き込まれて排気側シリンダ壁１２に衝突した吸入空気は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ、ピストン冠面１５ａに衝突する。ピストン冠面１５ａに衝突した吸入空気は流れる方向を変えピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、上記吸気側シリンダ壁１３に向かっていた吸入空気の流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる吸入空気は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した吸入空気は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このような関連する吸気バルブ６０のリフトとピストン１５の上下方向のストローク（往復動）とによって、燃焼室３０の内部に図６，図７で左回りのタンブル流が生成される（図６，図７の太い矢印参照）。このため、タンブル中心ＴＣは、ピストン１５のストローク中心ＳＣを通る水平線とシリンダ中心ＢＣとが交わる点にくるものと考える。

バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６は、図３にも示したように吸気ポート４０の断面で見たとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にクランク軸方向に直交する断面で考える。図６に示したようにクランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６が直線であるとする。バルブシート直上部第１ポート壁４４を直線とする理由は、上記ａの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第２ポート壁４６を直線とする理由は、上記ｂの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１ポート壁４４に隣接する吸気ポート上側壁４０ａも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第２ポート壁４６に隣接する吸気ポート下側壁４０ｂも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。

ここで、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。以下、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気全体を「第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体」ともいう。あるいは、単に「上記ａ＋ｂの吸入空気全体」ともいう。そして、直進する上記ａ及びｂの各吸入空気を直線（図６の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の上側の境界ｆｕｐを定める。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３，４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の下側の境界ｆｄｗｎを定める。

この場合に、本発明では、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする。以下、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点を「所定点１」という。このようにすると、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、燃焼室３０の空間内でありながら、あたかも縮小管を流れるかのように、空間的に上下方向に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる。ここで、図６には、燃焼室３０内の空間を進む、上側の境界ｆｕｐの直ぐ下を流れる吸入空気と、下側の境界ｆｄｗｎの直ぐ上を流れる吸入吸気を破線矢印でそれぞれ示している。これより、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、燃焼室３０内の空間を上下方向に狭まりつつ流れることが分かる。このように、上下方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体を解析したとき、周囲に管壁を有していないにも拘わらず、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が徐々に大きくなる。そして、排気側シリンダ壁１２上の所定点１（点Ａ）に到達するタイミングで第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合よりタンブル流が強化されることを本発明者が新たに見出したわけである。この場合、上下方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体に対して、周囲に管壁を有する場合の吸入空気の流れと同じにベルヌイの式が当てはまることとなる。

上記の所定点１が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする理由は、次の通りである。すなわち、所定点１で排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積が最も小さくなり、流れの断面積が最も小さくなるときに上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となる。排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に沿い下方に向けて流れるのであるが、この排気側シリンダ壁１２に沿って流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大となるようにするためである。

上記のように、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気及びバルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気をそれぞれ直線で仮定すれば、理論上、上記の所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積は最小のゼロとなる。しかしながら、実際には排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積をゼロにすることは物理的にできない。このため、上記の所定点１で上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れの断面積ができるだけ小さくなるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の形状と、２つのバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の位置関係を定める。

図６には、所定点１が相違する、次のア〜エの４つの場合を重ねて例示している。

ア：所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と、タンブル中心ＴＣがあるスト ローク中心ＳＣを通る水平線とが交わる点Ａ（以下、単に「点Ａ」ともいう。）より 上の排気側シリンダ壁１２にある場合、
イ：所定点１が点Ａにある場合、
ウ：所定点１がシリンダ中心ＢＣより排気側のピストン冠面１５ａの上にある場合、
エ：所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と下死点のピストン冠面１５ａの 水平線とが交わる点Ｃ（以下、単に「点Ｃ」ともいう。）にある場合、
なお、ピストン冠面１５ａにキャビティは設けられておらず、ピストン冠面１５ａの全体は平面であるとする。そして、平面であるピストン冠面１５ａと、シリンダ中心ＢＣと直交する面（水平面）とは、平行な位置関係にあるものとする。

上記アやイの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に衝突した後、流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方に向かって流れるので、左旋回のタンブル流が生成される。上記ウの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体がピストン冠面１５ａに衝突した後、流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に向かって流れるので、右旋回の流れとなり左旋回のタンブル流は生成されない。従って、上記エの場合が、タンブル流が生成されるか否かの下方の境界である。クランク軸方向に直交する断面において所定点１が、点Ｃ（第２の点）にあることがタンブル流を生成させるための下方の条件である。

一方、図７には、次のオの場合を例示している。

オ：所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気 の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線に平行な線ｌｐｒｌとのなす角度が９０度と なる点Ｅ（以下単に「点Ｅ」ともいう。）にある場合、
ここでは、上記オの場合に代えて次のオ’の場合を考える。

オ’：所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空 気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点Ｅ’にある 場合、
バルブシート４１の上下方向の厚さを考えると、上記オ’の場合のように、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気が、排気側シリンダ壁１２に衝突することはないと考えられる。つまり、上記オ’は仮想の場合である。しかしながら、上記オ’の仮想の場合のほうが考えやすいので、こちらでまず考える。ここで、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とがなす、鈍角である角度を「第１角度β」とする。

上記オ’の仮想の場合に、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は排気側シリンダ壁１２に衝突して流れる方向を変え、その半分が排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。残り半分は排気側シリンダ壁１２を上方に向けて流れる。一方、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気は排気側シリンダ壁１２に衝突して向きを変え、その全量が排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。この上記ａの吸入空気の全量の排気側シリンダ壁１２下方への流れが、上記ｂの吸入空気の残り半分の排気側シリンダ壁１２上方への流れを打ち消すので、上記ａ及びｂの吸入空気全体としては、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる。

上記オ’の仮想の場合を、さらに数値で扱うため、上記ａの吸入空気を１／２、上記ｂの吸入空気を１／２とすると、衝突後に上記ａの吸入空気の全量である１／２が排気側シリンダ壁１２の下方に向かう。衝突後に上記ｂの吸入空気の半分である１／４が排気側シリンダ壁１２の上方に向かい、残り半分の１／４が排気側シリンダ壁１２の下方に向かう。排気側シリンダ壁１２の下方に向かう場合をプラス、排気側シリンダ壁１２の上方に向かう場合をマイナスとして計算すると、１／２−１／４＋１／４＝１／２となる。つまり、上記オ’の仮想の場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体の半分しか流れない。そこで、上記オ’の仮想の場合を、タンブル流が生成されるか否かの上方の境界であるとみなす。所定点１が、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点Ｅ（第１の点）にあることがタンブル流を生成させるための上方の条件であるとみなすのである。

上記オ’の仮想の場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体の半分しか流れないのに対して、上記オの場合には排気側シリンダ壁１２の下方に向けて流れる上記ａ＋ｂの吸入空気全体が上記オ’の仮想の場合よりも多いと考えられる。しかしながら、ここでは、上記オ’の仮想の場合と上記オの場合を同一視し、上記オの場合を、タンブル流が生成されるか否かの上方の境界であるとみなす。この結果、クランク軸方向に直交する断面における、点Ｅから点Ｃまでの排気側シリンダ壁１２の上の所定範囲における点１が所定点１であることになる。

ここまで、バルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンについて、タンブル流を生成させるための下方の限界の条件と上方の条件をそれぞれ考えた。次にはバルブシートレスの吸気ポートを有するエンジンについて最も強いタンブル流が得られる場合とはどんな場合かを考える。図８に示したように、クランク軸方向に直交する断面において、タンブル中心ＴＣを中心とする円（図８の一点鎖線参照）を描き、排気側シリンダ壁１２の直線がこの円の接線となるようにする。一点鎖線で示した円の軌跡に沿ってタンブル流が左回りに生成されると仮想するわけである。実際には、燃焼室３０の上下の形状の制約を受けるため、実際のタンブル流は上下方向に延びた楕円（図８の二点鎖線参照）の軌跡に沿う流れとなる。この場合、ストローク中心ＳＣを通る水平線と排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）との交点、つまり点Ａが二点鎖線で示した楕円への接点となる。言い換えると、排気側シリンダ壁１２のうちの点Ａは二点鎖線で示した楕円の短軸の一方の端（図８で左側）に対する接点である。短軸の他方の端（図８で右側）に対する接点をＪとする。また、二点鎖線で示した楕円の長軸の一方の端（図８で下側）に対する接点をＩ、長軸の他方の端（図８で上側）に対する接点をＫとする。ここで、図６，図７と同様に、図８もクランク軸方向に直交する断面で見た、燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れを説明するための、エンジンの概略構成図である。

さて、４つの点Ａ，Ｉ，Ｊ，Ｋが二点鎖線で示した楕円への接点となるのであるから、理論的には４つの点Ａ，Ｉ，Ｊ，Ｋを楕円への接線方向に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体がそれぞれ流れるときに最も強いタンブル流が得られることとなる。この観点から、バルブシートレスの吸気ポート４０を有するエンジンについて最も強いタンブル流が得られる場合とは、次の場合である。すなわち、最も強いタンブル流が得られる場合とは、図６で前述した上記イの場合である。つまり、所定点１が排気側シリンダ壁１２の直線（縦線）と、タンブル中心ＴＣがあるストローク中心ＳＣを通る水平線とが交わる点である点Ａにある場合である。

上記イの場合に最も強いタンブル流が得られる理由は、上記イの場合の上記ａ＋ｂの吸入空気全体の挙動が、タンブル流を生成するのに最適な吸入空気の流れとほぼ一致するためである。すなわち、上記イの場合には、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が点Ａに向かい点Ａに到達するタイミングで最大の速度になる。しかも、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、拡散するのではなくて点Ａに向かって集められ一塊となる。この最大の速度を有しかつ一塊となった上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、点Ａに衝突して流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２を下方に流れる。この場合、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は排気側シリンダ壁１２に一塊で衝突するため、流れの勢いが衰えることがなく、大きな速度を維持したまま（つまり大きな運動エネルギーを保存したまま）排気側シリンダ壁１２を流れ下る。このため、上記ａ＋ｂの吸入空気全体は接点Ａを、現状のエンジンよりも早い速度で、しかも流れの断面が塊状で楕円の接線方向に通過し、ピストン冠面１５ａに衝突する。このように、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２を流れ始める当初に、上記ａ＋ｂの吸入空気全体に大きな運動エネルギーが保存される。すると、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、続いてピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れるときにおいても、その後に吸気側シリンダ壁１３を上方に流れるときにおいてもこの大きな運動エネルギーがあまり失われることなく保存されてゆく。すなわち、衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れ、接点Ｉを楕円の接線方向に通過し、吸気側シリンダ壁１３に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、今度は吸気側シリンダ壁１３に沿う方向の上方へと流れ上がり、接点Ｊを楕円の接線方向に通過し、吸気側ルーフ２６の壁面に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、吸気側ルーフ２６の壁面に沿って流れ、排気側ルーフ２７に衝突する。衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は流れる方向を変え、シリンダ冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。こうして燃焼室３０内の壁面を、大きな運動エネルギーを有する上記ａ＋ｂの吸入空気全体が方向を変えつつ接点Ａ，Ｉ，Ｊを楕円の各接線方向に通過して流れ（図８の太い矢印参照）、かつ接点Ｋの近くを吸入空気が流れることで、楕円の軌跡であるタンブル流が生成される。接点Ｋは空間の点であるため、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が接点を二点鎖線で示した楕円の接線方向に流れることはないので、図形上の楕円の軌跡を上記ａ＋ｂの吸入空気全体が正確に辿ることはないのであるが、実用上は差し支えない程度に楕円状の軌跡を辿ることとなる。上記イの場合に点Ａに到達するときに最大の速度になりかつ断面が塊状で流れの勢いを保持している上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、まずは点Ａを二点鎖線で示した楕円の接線方向の下方に向けて流れることにより、最も強いタンブル流が得られることとなるのである。この点は、実際にシミュレーションを行って確認している。

具体的には、上記イの場合を図２に示した第１実施形態で示している。すなわち、クランク軸方向に直交する断面において、所定点１が点Ａにくるように、シリンダヘッド２０を鋳造する段階でバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を予め作成しておく。シリンダヘッド２０の鋳造後には、前述したようにコールドスプレー法により、バルブ着座部として形成してある仮のシート面の基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。すなわち、コールドスプレー法により、ＨｅやＮ₂を作動ガスとし、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬質の金属粒子を、仮のシート面の基材に打ち込むことによって、基材の鋳物用アルミ合金よりも硬い膜をバルブシート層として形成する。このように、コールドスプレー法によってバルブシート層（硬質表面）をあらまし形成した後に、スロートカッターを用い、コールドスプレー法によってあらまし形成したバルブシート層を切削加工する。最後には切削加工した後のバルブシート層を研磨することによって、バルブシート４１のシート面を仕様通り（寸法通り）に完成する。このように上記イの場合を第１実施形態に採用することで、バルブシートレスの吸気ポート４０を有するエンジンについて、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の有する運動エネルギーを効率的に保存しつつ、最も強いタンブル流を得ることができる。

また、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度は、エンジンの運転条件によって相違する。ダウンサイジング化したエンジンにおいて、相対的に強いタンブル流を得たいのは上記のように大量のＥＧＲガスを燃焼室３０に導入するエンジンの高負荷域である。従って、エンジンの高負荷域に合わせて、排気側シリンダ壁１２上の所定点１に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成する。

ここで、第１実施形態の作用効果を説明する。

第１実施形態では、クランク軸に連結されるピストン１５がシリンダ１１を上下方向にストロークする。吸気側ルーフ２６（吸気側のルーフ）に吸気ポート４０が、排気側ルーフ２７（排気側のルーフ）に排気ポート６０がそれぞれ開口するペントルーフ型燃焼室３０を備えている。前記吸気ポートの燃焼室への開口端に吸気バルブ５０が着座するバルブシート４１（第１バルブシート）を、前記排気ポートの燃焼室への開口端に排気バルブ７０が着座するバルブシート６１（第２バルブシート）をそれぞれ有している。吸気ポート下流端部４２（吸気ポートの下流端部）から燃焼室３０に流れ込む吸入空気によって燃焼室３０内にタンブル流が生成される。以上のエンジンを前提として、クランク軸方向に直交する断面における、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）が次のようになっている。すなわち、第１の点Ｅから第２の点Ｃまでの排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かって上記ａ＋ｂの吸入空気全体（燃焼室に流れ込む吸入空気）の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。上記第１の点Ｅは、バルブシート直上部第２ポート壁４６（シリンダ中心の反対側にある前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線と、排気側シリンダ壁１２の縦線とのなす角度が９０度となる点である。上記第２の点Ｃは、排気側シリンダ壁１２と下死点のピストン冠面１５ａとが交わる点である。第１実施形態によれば、燃焼室３０内の空間を排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かって進む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが上下方向に空間的に狭まることにより、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が吸気ポート下流端部４２を流れるときより大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、上記ａ＋ｂの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に向かって上下方向に集められることで一塊となる。そして、排気側シリンダ壁１２に一塊で上記ａ＋ｂの吸入空気全体が衝突するため勢いが大きく衰えるということがない。つまり、流れの断面が塊状の上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、大きな速度を維持した（つまり大きな運動エネルギーを保存した）まま排気側シリンダ壁１２を流れ下る。これによって、従来技術のようにガイド板を設けることなく、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の速度増大分及び上記ａ＋ｂの吸入空気全体が一塊となって流れの勢いが増す分だけ現状のエンジンよりタンブル流を強めることができる。

第１実施形態では、高負荷域に合わせて、排気側シリンダ壁１２の上の所定点１に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。これによって、ダウンサイジング化されたエンジンにおいて高負荷域で大量のＥＧＲガスを導入しても、現状のエンジンより強めたタンブル流により高負荷域での燃焼を良好にしてノッキングの発生を抑制することができる。

第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において、所定点１（排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点１）は、ピストンのストローク中心ＳＣを通る水平線と排気側シリンダ壁１２（排気側のシリンダ壁）とが交わる点である。このとき、排気側シリンダ壁１２上にある所定点１が、タンブル流が作る楕円の接点となる。このため、所定点１で衝突した上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を流れ下る。この断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を流れ下る上記ａ＋ｂの吸入空気全体が、楕円の接線方向に向けて流れる。これによって、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の有する運動エネルギーを効率的に保存しつつ、最も強いタンブル流の一つを得ることができる。

なお、ここまでで第１実施形態の図４は説明していない。第１実施形態の図４は、第６実施形態で図１５を説明した後に、第６実施形態の図１５との対比で説明する。

（第２〜第５の実施形態）
図９，図１０，図１１，図１２は第２，第３，第４，第５の実施形態で、第１実施形態の図２と置き換わるものである。図９〜図１２において図２と同一の部分には、同一の符号を付している。

第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第１ポート壁４４及びこれに隣接する吸気ポート上側壁４０ａが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。同様に、クランク軸方向に直交する断面においてバルブシート直上部第２ポート壁４６及びこれに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。このため、吸気ポート上側壁４０ａの直線と吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは上流に向けて広がっている。

一方、第２〜第５の実施形態は第１実施形態のバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６のバリエーションである。第２〜第５の実施形態において、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６の各直線の傾きは、第１実施形態と同じである。一方、第２〜第５の各実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４に隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが、またはバルブシート直上部第２ポート壁４６に隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが、第１実施形態と相違する。すなわち、図９に示した第２実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが緩やかとなっている。そして、当該吸気ポート上側壁４０ａの直線と吸気ポート下側壁４０ｂとは平行になっている。

図１０に示した第３実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが急となっている。そして、当該吸気ポート下側壁４０ｂの直線と吸気ポート上側壁４０ａとは平行になっている。

図１１に示した第４実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが緩やかとなっている。また、第４実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが緩やかとなっている。そして、吸気ポート上側壁４０ａと吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは平行になっている。

図１２に示した第５実施形態では、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線に対して、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線の傾きが急となっている。また、第５実施形態では、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線に対して、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線の傾きが急となっている。そして、吸気ポート上側壁４０ａと吸気ポート下側壁４０ｂの直線とは平行になっている。

このように、バルブシート直上部第１ポート壁４４の直線とこれに隣接する吸気ポート上側壁４０ａの直線とを折れ線とする理由は、次の通りである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む上記ａの吸入空気の流れの方向は当該吸入空気をガイドするバルブシート直上部第１ポート壁４４によって定まるのであって、これに隣接する吸気ポート上側壁４０ａによっては定まらないためである。同様に、バルブシート直上部第２ポート壁４６の直線とこれに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂの直線とを折れ線とする理由は、次の通りである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む上記ｂの吸入空気の流れの方向は当該吸入空気をガイドするバルブシート直上部第２ポート壁４６によって定まるのであって、これに隣接する吸気ポート下側壁４０ｂによっては定まらないためである。

第２〜第５の実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において吸気ポート上側壁４０ａ及び吸気ポート下側壁４０ｂが直線である場合を記載したが、これに限られるものでない。吸気ポート上側壁４０ａや吸気ポート下側壁４０ｂが曲線である場合であってよい。

第２〜第５の実施形態でも、第１実施形態と同様の作用効果が得られる。

（第６実施形態）
図１３，図１４，図１５は第６実施形態で、第１実施形態の図２，図３，図４と置き換わるものである。図１３〜図１５において図２〜図４と同一の部分には、同一の符号を付している。第６実施形態でも、エンジン１が車両に対して縦に置かれる場合であるとする。このとき、図１５において左側がフロント側、右側がリヤ側となる。もちろん、第６実施形態も縦置きエンジンの場合に限定されるものでない。

第１実施形態では、クランク軸方向に直交する断面についてのみ吸気ポート下流端部４２を考察し、点Ａに向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に上下方向に狭まるように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成した。一方、第６実施形態は、クランク軸方向に直交する断面ではなく、すぐ後で述べるように、シリンダ円断面についてのみ吸気ポート下流端部４２を考察するものである。

第６実施形態ではクランク軸方向に直交する断面での上記ａ＋ｂの吸入空気全体の挙動が第１実施形態と相違する。これについて先に説明すると、第６実施形態においても、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ及びｂの吸入空気は、速度が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。そして、直進する上記ａ及びｂの各吸入空気を直線（図１３の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の上側の境界ｆｕｐを定める。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線が、第１及び第２のポート下流端部４３及び４５から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体の下側の境界ｆｄｗｎを定める。

図１３に示したように、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気が、燃焼室３０内の空間を進み排気側シリンダ壁１２上の点（この点を「Ｂ１」とする）に向かい衝突する。一方、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気は、燃焼室３０内の空間を進み排気側シリンダ壁１２上の点（この点を「Ｂ２」とする）に向かい衝突する。このように、バルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６から流れ込む上記ａ＋ｂの吸入空気全体は、空間的に上下方向に拡がりを持ったまま進み、排気側シリンダ壁１２上で上下方向に離れた点Ｂ１から点Ｂ２までの範囲に分布して衝突する。

第１実施形態の図２との比較のため、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とは、平行であるとする。そして、２つの点Ｂ１と点Ｂ２の間に、第１実施形態の所定点１（点Ａ）があるものとする。ここで、上側の境界ｆｕｐの直ぐ下を流れる吸入空気、下側の境界ｆｄｏｗｎの直ぐ上を流れる吸入空気を破線矢印で示す。また、点Ｂ１と点Ｂ２の間の排気側シリンダ壁１２に向かい衝突する吸入空気があるので、点Ｂ１から点Ａまでの間に点Ｂ３を、点Ａから点Ｂ２までの間に点Ｂ４を代表として採り、これら２つの点Ｂ３，Ｂ４及び点Ａに衝突する各吸入空気を同じく破線矢印で示す。このように、第６実施形態では、クランク軸方向に直交する断面において、排気側シリンダ壁１２に向かう上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に上下方向に狭まるようにはしていない。前述のように、クランク軸方向に直交する断面において、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線との交点を「所定点１」で定義した。このため、クランク軸方向に直交する断面を示す図１３の２つの点Ｂ１とＢ２は所定点１ではない。しかしながら、後述するように図１３の２つの点Ｂ１とＢ２はシリンダ円断面で定義される所定点２となる。

なお、図１３には、第１実施形態の図２との比較のため、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とが平行である場合を示した。しかしながら、バルブシート直上部第１ポート壁４４から流れ込む上記ａの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第２ポート壁４６から流れ込む上記ｂの吸入空気の直線とが平行である場合に、第６実施形態が限定されるものでない。また、排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１から点Ｂ２までの間に点Ａがある場合に限定されるものでない。例えば排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１及び点Ｂ２が２つとも点Ａの上にあったり、この逆に排気側シリンダ壁１２上の点Ｂ１及び点Ｂ２が２つも点Ａの下にあったりしてもかまわない。

さて、第６実施形態においても、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないで、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する（バルブシートレスのエンジンとする）ことによって、吸気ポート下流端部４２の形状の自由度が増す。そこで、第６実施形態では、クランク軸方向に直交する断面とは別の断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を考える。

図１５は円筒状のシリンダ１１及びこのシリンダ１１の上方に位置する吸気ポート４０の下流側を、紙面の手前側である排気側から紙面の向こう側である吸気側に向かって紙面手前の斜め上から透視して見た第６実施形態の概略斜視図である。円筒状のシリンダ１１の紙面手前側の半分が排気側燃焼室３０ａ、紙面向こう側の半分が吸気側燃焼室３０ｂである。当該概略斜視図では、シリンダ１１の円筒状の側壁を水平方向に切断して見ていることに相当するので、この切断面を、以下単に「シリンダ円断面」という。このとき、図１５はシリンダ円断面で見た概略斜視図となる。図１５に示した概略斜視図において、シリンダ円断面における紙面手前側を排気側、シリンダ円断面における紙面向こう側を吸気側とする方向を新たに「吸排気方向」で定義する。なお、図１５に「吸排気方向」を記載しているが、これは、シリンダ１１の上下方向をいうのではない。あくまで、排気ポート７０の下流側端（図示しない）がある側を紙面手前側とし、吸気ポート４０の下流側端４２がある側を紙面向こう側とする方向のことを意図させている。このようにシリンダ円断面における「吸排気方向」を定義するとき、図１５において右側がリヤ側、左側がフロント側に、つまり左右方向がクランク軸方向になる。

第６実施形態では、シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２の形状を検討する。シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２を図１５に示したようにフロント側とリヤ側とで区別する。以下、フロント側の吸気ポート下流端部４７を「第３ポート下流端部」、リヤ側の吸気ポート下流端部４９を「第４ポート下流端部」という。つまり、シリンダ円断面についての吸気ポート下流端部４２は、第３ポート下流端部４７及び第４ポート下流端部４９（以下「第３及び第４のポート下流端部４７及び４９」ともいう。）で構成される。すると、吸気バルブのバルブシート部品を圧入しないで、コールドスプレー法を用いて吸気バルブ６０のバルブシート４１を形成する第６実施形態では、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９の形状の自由度が増す。そこで、現状のエンジンより強いタンブル流を得るための具体的な第３及び第４のポート下流端部４７及び４９の形状はどうあるべきかを、図１５を参照して理論的に考察する。

図１５において、各吸気ポート４０，４０の第３及び第４のポート下流端部４７及び４９はそれぞれバルブシート４１の直上にあってバルブシート４１に隣接している。以下では、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁のうち、フロント側（図１５で左側）と、リヤ側（図１５で右側）とで区別する。フロント側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁４８を、「バルブシート直上部第３ポート壁」という。一方、リヤ側のバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁５０を、「バルブシート直上部第４ポート壁」という。

タンブル流の生成に特に強く影響するのは、図１５に示したように、バルブシート直上部第３ポート壁４８及びバルブシート直上部第４ポート壁５０（以下「バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０」ともいう。）の形状である。この理由は次の通りである。すなわち、ここでは、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を、次のｇ，ｈのようにおおよそ２つの部分に分けて考える。

ｇ：上流から各吸気ポート４０，４０のフロント側壁（以下「吸気ポートフロント側 壁」という。）４０ｃに沿って流れてくる吸入空気であって、上流から各吸気ポート ４０，４０の中心よりフロント側を流れてくる吸入空気、
ｈ：上流から各吸気ポート４０，４０のリヤ側壁（以下「吸気ポートリヤ側壁」とい う。）４０ｄに沿って流れてくる吸入空気であって、上流から各吸気ポート４０， ４０の中心よりリヤ側を流れてくる吸入空気、
各吸気ポートに４０，４０ついて全体のほぼ半分である上記ｇの吸入空気が、バルブシート直上部第３ポート壁４８にガイドされて排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。各吸気ポートに４０，４０ついて全体の残りほぼ半分である上記ｈの吸入空気が、バルブシート直上部第４ポート壁５０にガイドされて排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。このように、各吸気ポートに４０，４０ついて上記ｇ及びｈを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状によって定まるためである。

以下、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を上記ｇの吸入空気と上記ｈの吸入空気との２つに分ける場合で説明するが、この場合に限定されるものでない。例えば、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を、次のｌ，ｍ，ｎのようにおおよそ３つの部分に分けて考える。

ｌ：上流から各吸気ポート４０，４０の吸気ポートフロント側壁４０ｃに沿って流れて くる吸入空気、
ｍ：上流から各吸気ポート４０，４０の吸気ポートリヤ側壁４０ｄに沿って流れてくる 吸入空気、
ｎ：上記ｌ及びｍの除く残りの吸入空気、つまり上流から各吸気ポート４０，４０の中 心側を流れてくる大部分の吸入空気、
各吸気ポート４０，４０から上記ｌの吸入空気が、バルブシート直上部第３ポート壁４８にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。各吸気ポート４０，４０から上記ｍの吸入空気が、バルブシート直上部第４ポート壁５０にガイドされ排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。上記ｎの吸入空気は各吸気ポート４０，４０から上記ｌの吸入空気と上記ｍの吸入空気に挟まれた状態で排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む。このように、各吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気を３つに分けた場合で合っても、上記ｌ〜ｎを合わせた吸入空気全体の挙動が、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状によって定まるためである。

図１５においては、シリンダ１１の上面１４を一番上に実線の楕円で、下死点ＢＤＣにあるときのピストン冠面１５ａを一番下に実線の楕円でそれぞれ記載している。また、図１３で点Ａを通る水平面とシリンダ１１の壁面とが交わる線を、図１５においては上下方向の中央に二点鎖線の楕円で記載している。この二点鎖線の楕円の中心を水平方向に走る一点鎖線の直線がタンブル中心ＴＣである。また、図１３で点Ａより上下方向に離れた２つの点Ｂ１，Ｂ２を通る各水平面とシリンダ１１の壁面とが交わる線を、図１５においては二点鎖線の楕円より少し離れた上下の各位置に一点鎖線の楕円でそれぞれ記載している。図１５では、図１３に示した排気側シリンダ壁１２上の５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）がフロント側とリヤ側に２つ出現する。このため、リヤ側に位置する５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）を改めて点「Ａ１」，「Ｂ１１」，「Ｂ２１」，「Ｂ３１」，「Ｂ４１」，「Ｃ１」として区別する。また、フロント側に位置する５つの点（Ａ，Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｃ）を改めて点「Ａ２」，「Ｂ１２」，「Ｂ２２」，「Ｂ３２」，「Ｂ４２」，「Ｃ２」として区別する。

図１５では紙面向こう側の左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があり、各吸気ポート４０，４０から紙面手前側の排気側シリンダ壁１２に向けて吸入空気が流れ込む。２つの吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む各吸入空気の挙動は同様であるので、ここではリヤ側（図１５で右側）の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみの挙動を説明する。

バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０は、図１４にも示したように吸気ポート４０の断面でみたとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にシリンダ円断面で考える。図１５に示したようにシリンダ円断面においてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０が直線であるとする。バルブシート直上部第３ポート壁４８を直線とする理由は、上記ｇの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第４ポート壁５０を直線とする理由は、上記ｈの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。

ここで、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。以下、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気全体を「第３及び第４のポート下流端部４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体」ともいう。あるいは、単に「上記ｇ＋ｈの吸入空気全体」ともいう。そして、直進する上記ｇ及びｈの各吸入空気を直線（図１５の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のフロント側の境界ｆｆｒを定める。一方、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のリヤ側の境界ｆｒｒを定める。

この場合に、第６実施形態では、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする。以下、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点を「所定点２」という。このように、所定点２は、所定点１と相違して、シリンダ円断面で定義される値である。このため、図１５において所定点２は、一つの点ではなく、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの線分を意味することとなる。このようにすると、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、燃焼室３０の空間内でありながら、あたかも縮小管を流れるかのように、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる。ここで、図１５には、燃焼室３０内の空間を進む、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気と、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入吸気を破線矢印でそれぞれ示している。これより、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が、燃焼室３０内の空間をクランク軸方向（図１５で左右方向）に狭まりつつ流れることが分かる。このように、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を解析したとき、周囲に管壁を有していないにも拘わらず、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が徐々に大きくなる。そして、排気側シリンダ壁１２上の所定点２（点Ｂ１１から点Ｂ２１までの範囲）に到達するタイミングで第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、排気側シリンダ壁１２上の一箇所に第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。そして、所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大となりかつ一箇所に寄り集まって勢いを増す分だけ、吸気ポート下流端部４２を通過するときの吸入空気の速度のままである場合よりタンブル流が強化されることを本発明者が新たに見出したわけである。この場合、クランク軸方向に空間的に狭まりつつ排気側シリンダ壁１２に向かって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体に対して、周囲に管壁を有する場合の吸入空気の流れと同じにベルヌイの式が当てはまることとなる。

上記の所定点２が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにする理由は、次の通りである。すなわち、所定点２で排気側シリンダ壁１２に向かう上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積が最も小さくなり、流れの断面積が最も小さくなるときに上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最も大きくなる。排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２に沿い下方に向けて流れるのであるが、この排気側シリンダ壁１２に沿って流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最も大きくなるようにするためである。

上記のように、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気をそれぞれ直線で仮定すれば、理論上、上記の所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積は最小のゼロとなる。しかしながら、実際には排気側シリンダ壁１２に向かう上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの断面積をゼロにすることは物理的にできない。このため、上記の所定点２で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体気の流れの断面積ができるだけ小さくなるように、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の形状と、２つのバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０の位置関係を定める。

吸気行程で吸気バルブ６０が下方にリフトしているときに、ピストン１５が下死点ＢＤＣまで下降することによって、燃焼室３０内の圧力が吸気ポート４０内より低くなる。この圧力差によって吸気ポート４０内の吸入空気が排気側シリンダ壁１２に向けて引き込まれる。図１５においては、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上の所定点２に向かい衝突する。この場合、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が所定点２に到達するタイミングで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大となる。しかも、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に狭まることで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体がクランク軸方向の一箇所に集合して一塊となる。このため、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が所定点２に衝突しても、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れの勢いを大きくは失わない。この場合に、上記の所定点２は上下方向の点Ｂ１１から点Ｂ２２までの線分（直線部分）であるので、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分に分布して衝突する。排気側シリンダ壁１２上の上下方向の点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変える。この場合、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分は上下方向にあり、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に衝突し、向きを変えて流れる方向と一致している。このため、排気側シリンダ壁１２に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって排気側シリンダ壁１２を下方へと流れ下る。この排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ下る上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は点Ｃ１でピストン冠面１５ａに衝突する。

ピストン冠面１５ａに衝突した、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、吸気側シリンダ壁１３に向かっていた、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した、断面が塊状で流れの勢いを保持する上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このようにして、燃焼室３０の内部にタンブル流が生成される。このように、所定点２に衝突し排気側シリンダ壁１２を流れ下る上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、断面が塊状で流れの勢いを保持するので、ピストン冠面１５ａ上においてや吸気側シリンダ壁１３上においても流れの勢いが衰えることなくよく保存される。

第６実施形態の図１５と対応するのは、第１実施形態の図４である。図４では、図２に示した点Ａ，Ｃがフロント側とリヤ側に２つ出現する。このため、リヤ側の点Ａ，Ｃを改めて点「Ａ１」，「Ｃ１」、フロント側の点Ａ，Ｃを改めて点「Ａ２」，「Ｃ２」として区別する。

図４に示す第１実施形態でも、紙面の向こう側の左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があり、各吸気ポート４０，４０から紙面の手前側の排気側シリンダ壁１２に向けて上記ａ＋ｂの吸入空気全体が流れ込む。２つの吸気ポート４０，４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気の挙動は同様であるので、ここでも、リヤ側（図４で右側）の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に流入する吸入空気のみの挙動を説明する。

バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０は、図３にも示したように吸気ポート４０の断面でみたとき円筒壁の一部を構成している。ここでは、特にシリンダ円断面で考える。図４に示したようにシリンダ円断面においてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０が直線であるとする。バルブシート直上部第３ポート壁４８を直線とする理由は、上記ｇの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。バルブシート直上部第４ポート壁５０を直線とする理由は、上記ｈの吸入空気が、この場合に運動エネルギーの損耗となる剥離や乱れを生じることなく流れるためである。なお、話を簡単にするため、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄも直線であり、隣接する２つの直線は一つの直線を構成しているものとする。

ここで、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気及びバルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気は、速度（流速）が相対的に大きいために排気側シリンダ壁１２に向かって直進すると仮定する。そして、直進する上記ｇ及びｈの各吸入空気を直線（図４の細破線）で表すとする。このとき、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のフロント側の境界ｆｆｒを定める。一方、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線が、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から排気側燃焼室３０ａに向かって流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体のリヤ側の境界ｆｒｒを定める。ここまでは、第６実施形態と同様である。

次に、第６実施形態の図１５との違いを説明する。第１実施形態では、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線とが排気側シリンダ壁１２に衝突するまで平行な関係を保つものとしている。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体はクランク軸方向に離れた排気側シリンダ壁１２上の点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突する。これより、クランク軸方向に直交する断面を示す図２の点Ａ（図４の点Ａ１，Ａ２）は所定点１であったが、シリンダ円断面を示す図４の点Ａ１，Ａ２は、第６実施形態において定義した所定点２ではない。

ここで、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気を破線矢印で示す。また、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分の排気側シリンダ壁１２に衝突する吸入空気があるので、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に、点Ａ３，Ａ４，Ａ５の３つの点を代表として採り、３つの点Ａ３，Ａ４，Ａ５に衝突する各吸入空気を同じく破線矢印で示す。このように、第１実施形態ではシリンダ円断面において、燃焼室３０内の空間で吸入空気の流れがクランク軸方向に空間的に狭まっていない。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上でクランク軸方向に離れた点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突するのである。

排気側シリンダ壁１２上で点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側シリンダ壁１２の下方へと流れ、点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布してピストン冠面１５ａに衝突する。

ここで、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、フロント側の境界ｆｆｒの直ぐ右を流れる吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に衝突した後に流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り点Ｃ１の直ぐ右に衝突する。同様に、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、リヤ側の境界ｆｒｒの直ぐ左を流れる吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に衝突した後に流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り点Ｃ２の直ぐ左に衝突する。また、点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分の排気側シリンダ壁１２に衝突した吸入空気のその後の動きも破線矢印で示す。すなわち、点Ａ３，Ａ４，Ａ５に衝突した吸入空気は、流れる方向を変えて排気側シリンダ壁１２を流れ下り、ピストン冠面１５ａ上の点Ｃ３，Ｃ４，Ｃ５に衝突する。

このように、シリンダ円断面においては、燃焼室３０内の空間で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に空間的に狭まっていない。このため、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は、排気側シリンダ壁１２上でクランク軸方向に離れた点Ａ１から点Ａ２までの円弧部分に分布して衝突し、分布したまま流れ下る。そして、ピストン冠面１５ａ上でも点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布して衝突するのである。

ピストン冠面１５ａ上で点Ｃ１から点Ｃ２までの円弧部分に分布して衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え、ピストン冠面１５ａに沿い、所定の幅をもって吸気側シリンダ壁１３に向かって流れる。そのあとに吸気下死点ＢＤＣを経てピストン１５が上死点ＴＤＣへと上昇する。このピストン１５の上動を受け、上記吸気側シリンダ壁１３に向かっていた、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の所定の幅を有する流れが吸気側シリンダ壁１３の上方へと変わる。吸気側シリンダ壁１３を上方に所定の幅をもって流れる上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は吸気側ルーフ２６に衝突する。吸気側ルーフ２６に衝突した上記ｇ＋ｈの吸入空気全体は流れる方向を変え排気側ルーフ２７へと流れる。このようにして、燃焼室３０の内部にタンブル流が生成される。第１実施形態では、シリンダ円断面において、タンブル流が第６実施形態のように一本の流れではなくクランク軸方向に所定の幅を有する流れとなる。しかしながら、前述したようにクランク軸方向に直交する断面においては、上記ａ＋ｂの吸入空気全体の流れが空間的に狭まることで吸入空気の速度が増しかつ排気側シリンダ壁１２上の点Ａに上記ａ＋ｂの吸入空気全体が寄り集まることによって流れの勢いが増す。これによって、全体としては、タンブル流が現状のエンジンよりも強化されるのである。これで、図４の説明を終える。

シリンダ円断面を示す図１５では、点Ｂ１１から点Ｂ２１までの直線部分（以下、「Ｂ１，Ｂ２」で略記する。）である上記所定点２の位置がリヤ側に偏った位置にある場合を記載したが、図１５の場合に限定されるものでない。これについて説明すると、例えば、図１６に１つのシリンダ１１を、シリンダヘッド２０の真上から透視した、第６実施形態の他の例の一部拡大概略平面図を示す。当該概略平面図でも、シリンダ１１の円筒状の側壁を水平方向に切断して見ているので、この切断面を、以下単に「シリンダ円断面」という。このとき、図１６はシリンダ円断面で見た概略平面図となる。図１６においては、シリンダ円断面における左右方向が吸排気方向となり、点Ｇから点Ｈまでの左側半円部分（矢印参照）が排気側シリンダ壁１２となる。ここで、点Ｇ及びＨは、クランク軸方向と平行なシリンダ１１の中心を通る線とシリンダ１１の円との各交点である。この場合に、左側半円部分である排気側シリンダ壁１２上の任意の位置に所定点２（Ｂ１，Ｂ２）があればよい。言い換えると、シリンダ円断面における、吸排気方向の排気側シリンダ壁１２の上の所定範囲における点２が所定点２であることになる。例えば、所定点２の採り得る位置を具体的に示すと、次のカ、キ、クの３つの場合を図１６に重ねて示している。

カ：所定点２が、クランク軸方向に直交しシリンダ１１の中心を通る線（この線を以下 「クランク軸方向直交シリンダ中心線」という。）ＣＬ上にある場合、
キ：所定点２がクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりリヤ側に偏っている場合、
ク：所定点２がクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりフロント側に偏っている場 合、
簡単のため、図１６には一つのシリンダ当たり一つの吸気ポート４０を有するエンジンの場合を示しているが、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を有するエンジンの場合も同様である。

ここで、第６実施形態の作用効果を説明する。

第６実施形態では、第１実施形態が前提としたエンジンと同じエンジンを前提として、シリンダ円断面における、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）が次のようになっている。すなわち、シリンダ円断面において排気側シリンダ壁１２（排気側のシリンダ壁）の上の所定点２に向かって燃焼室３０に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように、バルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０を形成している。第６実施形態によれば、燃焼室内の空間を排気側シリンダ壁１２上の所定点２に向かって進む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の流れがクランク軸方向に空間的に狭まることにより、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が吸気ポート下流端部４２を流れるときより大きくなる。排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度が最大になるのである。しかも、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が排気側シリンダ壁１２に向かってクランク軸方向に集められることで一塊となる。そして、排気側シリンダ壁１２に一塊で上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が衝突するため勢いが大きく衰えるということがない。つまり、流れの断面が塊状の上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が、大きな速度を維持した（つまり大きな運動エネルギーを保存した）まま排気側シリンダ壁１２を流れ下る。これによって、従来技術のようにガイド板を設けることなく、上記ｇ＋ｈの吸入空気全体の速度増大分及び上記ｇ＋ｈの吸入空気全体が一塊となって流れの勢いが増す分だけ現状のエンジンよりタンブル流を強めることができる。

（第７実施形態）
図１７，図１８は１つのシリンダ１１を、シリンダヘッド２０の真上から透視した、第７実施形態の一部拡大概略平面図である。第６実施形態の図１５，図１６と同一部分には同一の符合を付している。

第７実施形態でも、シリンダ円断面における吸気ポート４０，４０の形状は第６実施形態と同様である。すなわち、第７実施形態でも、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第３ポート壁４８及びこれに隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとする。同様に、シリンダ円断面においてバルブシート直上部第４ポート壁５０及びこれに隣接する吸気ポートリヤ下側壁４０ｄが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとする。このため、図１７に示したように、吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線と吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線とは上流（図１７では右方）に向けて広がっている。

第６実施形態では図１５に示す斜視図においてシリンダ円断面における「吸排気方向」を定義したが、上下方向にクランク軸方向を採っている図１７においても、シリンダ円断面における「吸排気方向」を定義する。すなわち、図１７に示す平面図においてシリンダ円断面における右側を吸気側、シリンダ円断面における左側を排気側とする方向を「吸排気方向」で定義する。このように定義したシリンダ円断面における「吸排気方向」は、後述する第８実施形態以降（図１８〜図３３）について同じ意味で用いる。

図１５に示す第６実施形態では、左右方向（クランク軸方向）に２つの吸気ポート４０，４０があるものの、リヤ側の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみの挙動について考えた。一方、図１７，図１８に示す第７実施形態では、リヤ側の吸気ポート４０から流れ込む吸入空気及びフロント側の吸気ポート４０から流れ込む吸入空気の２つの吸入空気の挙動について考える。

ここで、図１７には２つの吸気ポート４０，４０の各吸気ポート下流端部４２，４２から流れ込む２つの吸入空気の挙動を記載している。図１８にはピストン冠面１５ａに衝突した後の２つの吸入空気の挙動を記載している。すなわち、第７実施形態では一つの燃焼室３０内に２つの所定点２（Ｂ１，Ｂ２）が存在する。以下、２つの所定点２を区別するため、フロント側の所定値２を「フロント側所定点２」、リヤ側の所定点２を「リヤ側所定点２」という。また、吸気ポート下流端部４２についてもフロント側とリヤ側を区別するため、フロント側の吸気ポート下流端部４２を「フロント側吸気ポート下流端部」といい、符合は「５１」とする。また、リヤ側の吸気ポート下流端部４２を「リヤ側吸気ポート下流端部」といい、符合は「５２」とする。ここで、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２は、それぞれ第３ポート下流端部４７と第４ポート下流端部４９から構成される。フロント側吸気ポート下流端部５１から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を単に「フロント側吸入空気」、リヤ側吸気ポート下流端部５２から流れ込む上記ｇ＋ｈの吸入空気全体を単に「リヤ側吸入空気」という。

さて、図１５に示す第６実施形態では、シリンダ円断面においてリヤ側の吸気ポート４０から排気側シリンダ壁１２に向けて流れ込む吸入空気のみに着目し、所定点２が排気側シリンダ壁１２の上にくるようにした。ここで、所定点２は、前述のように、シリンダ円断面において、バルブシート直上部第３ポート壁４８から流れ込む上記ｇの吸入空気の直線と、バルブシート直上部第４ポート壁５０から流れ込む上記ｈの吸入空気の直線との交点のことである。

一方、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を有する場合には、フロント側吸入空気及びリヤ側吸入空気（「フロント側及びリヤ側の吸入空気」ともいう。）で、一つの燃焼室３０内に２つのタンブル流を独立に生成させることが好ましい。これは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが一つの燃焼室３０内で衝突したり交差したり錯綜したりするのでは、各吸入空気の有する運動エネルギーが失われるためである。以下、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが一つの燃焼室３０内で衝突したり交差したり錯綜したりすることを、まとめて「フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉する」ともいう。あるいは単に「吸入空気の干渉」ともいう。フロント側吸入空気とリヤ側吸入空気の流れが干渉することによって各吸入空気の有する運動エネルギーの一部でも失われると、その失われた分、各吸入空気の速度（流速）が小さくなり、良好なタンブル流が生成されなくなるのである。

これについて説明すると、第７実施形態に対する比較例１のエンジンを図１９に、同じく第７実施形態に対する比較例２のエンジンを図２０，図２１に示す。ここで、比較例１のエンジンを示す図１９は、第７実施形態の図１７に対応する。比較例２のエンジンを示す図２０，図２１は、第７実施形態の図１７，図１８に対応する。図１９，図２０，図２１において図１７，図１８と同一部分には同一の符合を付している。

図１９に示す比較例１のエンジンは、シリンダ円断面においてフロント側所定点２及びリヤ側所定点２（「フロント側及びリヤ側の所定点２」ともいう。）を排気側シリンダ壁１２の上で一致させたものである。比較例１のエンジンでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れがクランク軸方向に空間的に狭まることによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が増した状態で排気側シリンダ壁１２に衝突する。しかも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が増した状態で同じ点（所定点２）に衝突するので、衝突した吸入空気の一部が四方に飛び散ることにもなり、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーが大きく失われることになると思われる。フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉することによってフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーが失われると、その失われた分、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各速度が小さくなり、良好なタンブル流が生成されなくなる。このように、シリンダ円断面においてフロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に近づけ過ぎることは避けるべきである。

一方、フロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に遠ざけ過ぎるのも問題である。これについては比較例２によって説明する。図２０，図２１に示す比較例２は、シリンダ円断面においてフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を第６実施形態の場合より大きくしたものである。このようにフロント側及びリヤ側の所定点２をクランク軸方向に大きく離したとしても、フロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａに衝突するまでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが干渉することはない。

しかしながら、図２１に示したようにピストン冠面１５ａに沿ってフロント側及びリヤ側の吸入空気が流れると、吸入空気の干渉が生じる。すなわち、ピストン冠面１５ａに衝突したフロント側吸入空気は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、ピストン冠面１５ａに沿いつつ吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる。この場合、図２１においてシリンダ１１の円に対し、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）で円の接線ｌ１を引いたときに、フロント側吸入空気は、ピストン冠面１５ａ上をこの円の接線ｌ１と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３に向かう（図２１の破線矢印参照）。一方、ピストン冠面１５ａに衝突したリヤ側吸入乳空気は、流れる方向を変え、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、ピストン冠面１５ａに沿いつつ吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる。この場合、図２１においてシリンダ壁１１の円に対し、リヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）で円の接線ｌ２を引いたときに、リヤ側吸入空気は、ピストン冠面１５ａ上をこの円の接線ｌ２と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３に向かう（図２１の破線矢印参照）。この結果、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが、吸気側シリンダ壁１３に到達する前にピストン冠面１５ａ上の点Ｄで交差する（干渉する）。ここで、フロント側及びリヤ側の吸入空気のピストン冠面１５ａに沿う流れがピストン冠面１５ａ上でなす、鋭角である角度γ１を「第２角度」で定義する。また、破線矢印で示すフロント側及びリヤ側の吸入空気をベクトルとしてみなすと、２つの各ベクトルはクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに平行な成分Ｃｐと、同じくクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに直交する成分Ｃｖとに分割することができる。このように各ベクトルを平行成分Ｃｐと直交成分Ｃｖに分割して考えると、ピストン冠面１５ａ上でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差したとき、２つの各ベクトルの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが互いに打ち消し合う。２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが打ち消し合うということはフロント側及びリヤ側の吸入空気が有する各運動エネルギーの一部が失われることを意味する。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れの交差後には、２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐのみが残り、この２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐが合流して一つの流れとなり、点Ｆに向かって流れる。この場合に、比較例２のエンジンでは、第２角度γ１が相対的に大きいために、２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖの打ち消し合いによって消失する運動エネルギーが相対的に大きくなる。なお、上記の点Ｆはクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬとシリンダ１１の円との交点である。

一方、第７実施形態では、図１７に示したように、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１としている。これについて説明すると、第７実施形態でも図１８に示したように、シリンダ１１の円に対し、フロント側及びリヤ側の所定点２でシリンダ１１の円の接線ｌ１，ｌ２をそれぞれ引く。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気が、この円の接線ｌ１，ｌ２と直交する方向の吸気側シリンダ壁１３にそれぞれ向かうとする（図１８の破線矢印参照）。このとき、第７実施形態でも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが吸気側シリンダ壁１３の手前のピストン冠面１５ａ上の点Ｄで交差する（干渉する）。第７実施形態でも、破線矢印で示しているフロント側及びリヤ側の吸入空気をベクトルとしてみなし、２つの各ベクトルをクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに平行な成分Ｃｐと、同じくクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに直交する成分Ｃｖとに分割する。このように各ベクトルを平行成分Ｃｐと直交成分Ｃｖに分割したとき、ピストン冠面１５ａ上でフロント側及びリヤ側の各吸入空気の流れが交差することによって、２つの各ベクトルの直交成分Ｃｖ，Ｃｖが互いに打ち消し合う。しかしながら、第７実施形態では、第２角度γ１が比較例２のエンジンよりも小さい。第２角度γ１が相対的に小さいと、その小さい分だけ２つの直交成分Ｃｖ，Ｃｖの打ち消し合いによって消失する運動エネルギーが小さくなる。第２角度γ１が相対的に小さいことで、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れの交差による、吸入空気の有する各運動エネルギーの消失が小さなものとなるのである。かつ、２つの平行成分Ｃｐ，Ｃｐの吸入空気が単独で流れるよりも、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが合流することで流れの抵抗が減少することから、合流した吸入空気の流れの勢いが却って増すものと考えられる。

実際には、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を変化させて、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れをシミュレーションする。そして、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れがピストン冠面１５ａ上でもできるだけ吸気側シリンダ壁１３に近い位置で交差するように、つまり第２角度γ１ができるだけ小さくなるようにフロント側及びリヤ側の所定点２の各位置を定める必要がある。

さらに述べると、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１に依存して、第２角度γ１が定まる。この場合におけるクランク軸方向の間隔Ｌ１と第２角度γ１の関係は、シリンダ１１のボア径を含むエンジンの仕様によって予め定まっている。つまり、第２角度γ１が最も小さくなるときのフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔は、エンジンの仕様によって予め定まっている。このフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔を「所定値Ｌａｄｑ１」とおくと、所定値Ｌａｄｑ１をシミュレーションや適合により予め求めておく。そして、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１がこの所定値Ｌａｄｑ１と一致するように、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２の形状を定める。

ここで、第７実施形態の作用効果を説明する。

第７実施形態では、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備え、２つの所定点２を有している。この場合に、シリンダ円断面において、各吸気ポートについて第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２に到達したとき、フロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる。このフロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる状態でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉するのでは、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの一部が失われてしまう。一方、第７実施形態では、シリンダ円断面において、第３及び第４のポート下流端部４７及び４９から流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉することがないように２つの所定点２をクランク軸方向に離して設定する。このため、フロント側及びリヤ側の吸入空気は、フロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａに衝突するまでは、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、独立に流れる。これによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の速度が最も大きくなる状態でフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２上で干渉することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失を防止できる。一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備えるエンジンであっても、相対的に強いタンブル流を生成することができるのである。

フロント側及びリヤ側の吸入空気は、排気側シリンダ壁１２に別々に衝突し、流れる方向を変え、流れの断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の筋となって、排気側シリンダ壁１２を下方に向かいピストン冠面１５ａに衝突する。ピストン冠面１５ａに別々に衝突したフロント側及びリヤ側の吸入空気は、ピストン冠面１５ａに沿い、吸気側シリンダ壁１３に向かう。このピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かうフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れはピストン冠面１５ａ上で交差する。この場合、比較例２のエンジンのように第２角度γ１が相対的に大きいと、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失が相対的に大きくなる。一方、第７実施形態では、第２角度γ１が相対的に小さくなるようにフロント側及びリヤ側の所定点２（排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１に設定している。これによって、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが交差することによるフロント側及びリヤ側の吸入空気の各運動エネルギーの損失を相対的に小さなものとすることができる。かつ、フロント側及びリヤ側の吸入空気の交差後にフロント側及びリヤ側の吸入空気の流れを合流させることでフロント側及びリヤ側の吸入空気全体の流れの勢いを却って増すことができる。

（第８実施形態）
図２２，図２３は第８実施形態で、第７実施形態の図１７，図１８と置き換わるものである。図１７，図１８と同一部分は同一の符合を付している。

図１７に示した第７実施形態では、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに対して線対称に配置した。一方、第８実施形態は、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬに対して非対称に配置したものである。具体的にはフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）を図２２，図２３に示すようにクランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりもフロント側（図２２，図２３でＣＬよりも上側）に配置している。

第８実施形態でも、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１に依存して第２角度γ２が定まる。この場合におけるクランク軸方向の間隔Ｌ１と第２角度γ２の関係は、シリンダ１１のボア径を含むエンジンの仕様によって予め定まっている。つまり、第２角度γ２が最も小さくなるときのフロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の最適な間隔は、エンジンの仕様によって予め定まっている。このフロント側及びリヤ側の所定点２のクランク軸方向の最適な間隔を「所定値Ｌａｄｑ２」とおくと、所定値Ｌａｄｑ２を適合により予め求めておく。そして、フロント側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）とリヤ側所定点２（Ｂ１，Ｂ２）のクランク軸方向の間隔Ｌ１がこの所定値Ｌａｄｑ２と一致するように、フロント側吸気ポート下流端部５１及びリヤ側吸気ポート下流端部５２の形状を定める。なお、第８実施形態の第２角度γ２と所定値Ｌａｄｑ２は、第７実施形態の第２角度γ１と所定値Ｌａｄｑ１に必ずしも一致するものでない。

図１７に示した第７実施形態では、図１８のようにフロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａ上の点Ｄで合流した後、吸気側シリンダ壁１３上の点Ｆに向かう。ここで、点Ｆは、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬの上にある。このため、第７実施形態のタンブル流は、クランク軸回りの旋回流として生成される。言い換えると、タンブル中心ＴＣがクランク軸方向と一致している。

一方、第８実施形態においても、図２３のようにフロント側及びリヤ側の吸入空気がピストン冠面１５ａ上の点Ｄで合流した後、吸気側シリンダ壁１３上の点Ｆに向かう。しかしながら、第８実施形態の点Ｆの位置は、第７実施形態の点Ｆの位置と異なり、クランク軸方向直交シリンダ中心線ＣＬよりもリヤ側に位置している。このため、第８実施形態により生成されるタンブル流のタンブル中心ＴＣは、クランク軸方向と一致しておらず、クランク軸方向から偏った位置にある。

このように、第８実施形態では、タンブル中心ＴＣがクランク軸方向と一致していなくても、第７実施形態と同様の作用効果が得られる。

（第９〜第１１の実施形態）
図２４，図２５，図２６は第９，第１０，第１１の実施形態で、第７実施形態の図１７と置き換わるものである。図２４，図２５，図２６において図１７と同一の部分には、同一の符号を付している。

第７実施形態では、シリンダ円断面において、２つの各吸気ポート２０，４０についてバルブシート直上部第３ポート壁４８及びこれに隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。同様に、シリンダ円断面において、２つの各吸気ポート２０，４０についてバルブシート直上部第４ポート壁５０及びこれに隣接する吸気ポートリヤ下側壁４０ｄが直線であり、隣接する２つの直線が一つの直線を構成しているとした。このため、２つの各吸気ポート２０，４０について吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線と吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線とは上流（図１７では右方）に向けて広がっている。

一方、第９〜第１１の実施形態は第７実施形態のバリエーションである。ここでは、第７実施形態との違いを主に説明する。まず、図２４に示した第９実施形態では、フロント側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。一方、リヤ側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線が、右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。次に、図２５に示した第１０実施形態では、フロント側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線が、右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。一方、リヤ側の吸気ポート４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。次に、図２６に示した第１１実施形態では、２つの各吸気ポート４０，４０について、バルブシート直上部第３ポート壁４８の直線に隣接する吸気ポートフロント側壁４０ｃの直線が、右斜め上や右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。２つの各吸気ポート４０，４０について、バルブシート直上部第４ポート壁５０の直線に隣接する吸気ポートリヤ側壁４０ｄの直線についても、右斜め上や右斜め下に向かうのではなく、右方（吸排気方向）に向かっている。

第９〜第１１の実施形態でも、第７実施形態と同様の作用効果が得られる。

（第１２実施形態）
図２７，図２８，図２９，図３０，図３１は第１２実施形態で、第１実施形態の図２，図３，図４、第６実施形態の図１５、第７実施形態の図１７，図１８と置き換わるものである。図２７，図２８において図２，図３と、図２９において図１５と、図３０，図３１において図１７，図１８と同一の部分には、同一の符号を付している。

第１２実施形態は、一つのシリンダ当たり２つの吸気ポート４０，４０を備えるエンジンを対象とし、前述した第１、第６及び第７の３つの実施形態を組み合わせたものである。第１２実施形態では、クランク軸方向に直交する断面及び吸排気方向の２つの断面において、流れ込むフロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点１及び所定点２に向かって狭まるように、バルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁を形成している。すなわち、図２７のようにクランク軸方向に直交する断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点１（点Ａ）に向かって狭まるように、２つの各吸気ポートについてバルブシート直上部第１及び第２のポート壁４４及び４６を形成している。かつ、図２９，図３０のようにシリンダ円断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の各流れが所定点２（点Ａ１，Ａ２）に向かって狭まるように、２つの各吸気ポートについてバルブシート直上部第３及び第４のポート壁４８及び５０を形成している。さらに、図２９，図３０のようにシリンダ円断面において、フロント側及びリヤ側の吸入空気の流れが排気側シリンダ壁１２の上で干渉することがないようにフロント側所定点２（点Ａ２）とリヤ側所定点２（点Ａ１）をクランク軸方向に離して設定している。また、図３０，図３１のようにシリンダ円断面において、第２角度γ１が相対的に小さくなるようにフロント側所定点２（点Ａ２）とリヤ側所定点２（点Ａ１）のクランク軸方向の間隔Ｌ１を所定値Ｌａｄｑ１離して設定している。ここで、クランク軸方向に直交する断面を示す図２７の所定点１（点Ａ）と、シリンダ円断面を示す図２９，図３０の所定点２（点Ａ１，Ａ２）とは空間的に同じ点であるので、第１２実施形態では、所定点１と所定点２とが一致している。

第１２実施形態によれば、第１、第６及び第７の３つの実施形態の作用効果を合わせた作用効果が得られる。

第１２実施形態の実際の作用効果を検証するため、エンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを本発明者が行っている。これについて説明すると、図３２は一つの気筒当たり２つの吸気ポートを有する現状のエンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。一方、図３３は一つの気筒当たり２つの吸気ポートを有する第１８実施形態のエンジンの燃焼室３０内に生成されるタンブル流に対して、ＣＦＤを用いたシミュレーションを行った結果を示した吸入空気の速度分布図である。以下では、フロント側吸入空気とリヤ側吸入空気を区別することなく、単に「２つの吸入空気」という。なお、現状のエンジンと第１８実施形態のエンジンとではエンジンの仕様が異なり、現状のエンジンに対して第１８実施形態のエンジンのほうがロングスローク化されている。

ＣＦＤを用いたシミュレーションにおいて、吸気行程でピストン１５が上死点から下降し、再び上死点に戻るまで（つまりピストン１５の１ストローク）の吸入空気の速度分布の動きを本発明者が２次元の動画で作成している。上記ピストン１５の１ストロークで例えば２回転から３回転するタンブル流が生成される。図３２，図３３は上記２次元の動画から、最も特徴的な瞬間を切り取って示している。ここで、図３２，図３３においては、タンブル流を多数の小さな速度ベクトルの分布で示している。一つ一つの速度ベクトルの矢印は吸入空気の流れる方向を示す。また、各速度ベクトルが表す吸入空気の速度の違いを明確にするため、最大の速度を有する速度ベクトルを太実線で、最小の速度を有する速度ベクトルを相対的に細実線で記載している。以下、最大の速度を有する速度ベクトルを、「最速ベクトル」、最小の速度を有する速度ベクトルを「最遅ベクトル」という。最遅ベクトルは基本的に渦の中心付近に生じる。また、最大の速度と最小の速度との中間にある速度を有する速度ベクトル（以下「中間速度ベクトル」という。）を全て破線で記載している。

図３２に示す現状のエンジンでは、特徴的な部分を一点鎖線で囲っている（Ｌ部，Ｍ部，Ｎ部参照）。すなわち、Ｌ部で示したように左半分に位置する排気側燃焼室３０ａで最速ベクトルが得られているものの、最速ベクトルの大部分が右斜め下の方向に向かっており、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れていない。おまけに、Ｍ部で示したように吸気側燃焼室３０ｂの側にはみ出して下向きの最速ベクトルの一群が生じている。一方、Ｎ部で示したように右半分に位置する吸気側燃焼室３０ｂで吸気側シリンダ壁１３を上方に向かうのは、中間速度ベクトルの一群でしかない。これでは燃焼室３０内の壁面を左回りに旋回する流れであるタンブル流を適切に生成することができない。

これに対して、図３３に示す第１２実施形態のエンジンにおいても、特徴的な部分を一点鎖線で囲っている（Ｐ部，Ｑ部，Ｒ部，Ｓ部参照）。すなわち、Ｐ部で示したように最速ベクトルの一群が排気側シリンダ壁１２を下方に向け揃って流れている。これは、クランク軸方向に直交する断面において２つの各所定点１に向かって進む２つの吸入空気の各流れが狭まるように、２つの吸気ポートについてバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁（４４，４６）を形成することで初めて可能となったものである。かつ、シリンダ円断面において２つの各所定点２に向かって進む２つの吸入空気の各流れが狭まるように、２つの吸気ポートについてバルブシート４１の直上部分の吸気ポート壁（４８，５０）を形成することで初めて可能となったものである。すなわち、排気側シリンダ壁１２に到達するタイミングで２つの吸入空気の各速度が最も大きくなる（運動エネルギーが大きくなる）。しかも、運動エネルギーの大きな２つの吸入空気が、拡散するのではなく排気側シリンダ壁１２上の所定点（所定点１及び所定点２）で寄り集まる。２つの吸入空気が一箇所に寄り集まって塊になることで２つの吸入空気の各流れの勢いが増すのである。排気側シリンダ壁１２に衝突した後の２つの吸入空気は、断面が塊状で流れの勢いを保持しつつ、流れの方向に連続する一本の各筋となる。排気側シリンダ壁１２に衝突した後、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気は排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れ下る。この排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れ下る、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気を速度ベクトルで表すと、同じ方向を向く一群の最速ベクトルとして表されるのである。このように、断面が塊状で流れの勢いを保持する２つの吸入空気はピストン冠面１５ａに衝突し、流れる方向を変えピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かう。このため、Ｑ部で示したようにピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向かう速度ベクトルには、最速ベクトルが多く含まれている。ピストン冠面１５ａに沿い吸気側シリンダ壁１３に向けて流れる、断面が塊状で流れの勢いを保持している２つの吸入空気は、吸気側シリンダ壁１３に到達する前にピストン冠面１５ａ上で交差する（干渉する）。この場合、第２角度γ１が相対的に小さいので、交差に伴う運動エネルギーの消失が小さなものとなる。また、２つの吸入空気が合流することで流れの勢いが却って増す。合流した２つの吸入空気は吸気側シリンダ壁１３に向かう。このように合流した２つの吸入空気は、吸気側シリンダ壁１３に衝突し流れる方向を変え吸気側シリンダ壁１３を上方に向かう。このため、Ｒ部で示したように吸気側シリンダ壁１３を上方に向かう速度ベクトルにも、最速ベクトルが多く含まれている。吸気側シリンダ壁１３を上方に流れる合流した２つの吸入空気は、断面が塊状で流れの勢いを保持した状態で流れる方向を変え、排気側シリンダ壁１２を下方に向けて流れる吸入空気に合流する。このため、Ｓ部で示したように、左斜め上方向から左方向に向きを変えて進む一群の中間速度ベクトルが、排気側シリンダ壁１２を下方に向かう最速ベクトルに合流している。このように、第１２実施形態では、排気側シリンダ壁１２、ピストン冠面１５ａ、吸気側シリンダ壁１３に沿って流れる一群の最速ベクトルが生じている（つまり強いタンブル流が生成されている）。

なお、図３３に示す第１２実施形態ではピストン冠面１５ａにキャビティ１５ａａが設けられているが、キャビティ１５ａａが設けられていても、強いタンブル流が生成されていることがわかる。

実施形態では、クランク軸方向に直交する断面と、シリンダ円断面の２つの断面について吸気ポート下流端部４２、特にバルブシート直上部の吸気ポート壁（４４，４６，４８，５０）の形状を考察した。この場合、クランク軸方向に直交する断面、シリンダ円断面は、物理的に厳密な意味で用いているのでない。例えば、物理的に厳密な意味でのクランク軸方向に直交する断面から多少外れた断面やシリンダ円断面から多少外れた断面であっても、許容される範囲であれば本発明を適用することができる。

第１実施形態から第１２実施形態までの各実施形態は、矛盾しない範囲で組み合わせ可能である。

実施形態では、バルブシート４１が硬質表面処理の方法を用いて形成される場合で説明したが、この場合に限定されるものでない。たとえば、バルブシート部品を吸気ポートのスロート部に圧入することによって、バルブシートを形成するエンジンに対しても、本発明の適用がある。

実施形態では、ガソリンエンジンの場合で説明したが、デーゼルエンジンであってかまわない。

実施形態では、ピストンが上下方向にストロークする場合で説明したが、この場合に限られるものでない。例えばピストンが水平方向にストロークする水平対向エンジンや、寝かされたエンジン（ピストンは上下方向以外の方向、水平方向以外の方向にそれぞれストロークする）に対しても本発明の適用がある。

１ エンジン
１１ シリンダ
１２ 排気側シリンダ壁（排気側のシリンダ壁）
１３ 吸気側シリンダ壁
１５ ピストン
１５ａ ピストン冠面
２６ 吸気側ルーフ（ペントルーフの天井のうち吸気側のルーフ）
２７ 排気側ルーフ（排気側のルーフ）
３０ 燃焼室
３０ａ 排気側燃焼室（シリンダ中心より排気側の燃焼室）
３０ｂ 吸気側燃焼室
４０ 吸気ポート
４０ａ 吸気ポート上側壁（吸気ポートの上側壁）
４０ｂ 吸気ポート下側壁（吸気ポートの下側壁）
４０ｃ 吸気ポートフロント側壁
４０ｄ 吸気ポートリヤ側壁
４１ バルブシート（第１バルブシート）
４２ 吸気ポート下流端部
４３ 第１ポート下流端部
４４ バルブシート直上部第１ポート壁（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）
４５ 第２ポート下流端部
４６ バルブシート直上部第２ポート壁（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）
４７ 第３ポート下流端部
４８ バルブシート直上部第３ポート壁（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）
４９ 第４ポート下流端部
５０ バルブシート直上部第４ポート壁（第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁）
５１ フロント側吸気ポート下流端部
５２ リヤ側吸気ポート下流端部
６０ 吸気バルブ
７０ 排気ポート
７１ バルブシート（第２バルブシート）

Claims (4)

1. クランク軸に連結されるピストンがシリンダ内でストロークすると共に、
   吸気側のルーフに吸気ポートが、排気側のルーフに排気ポートがそれぞれ開口するペントルーフ型燃焼室を備え、
   前記吸気ポートの燃焼室への開口端に吸気バルブが着座する第１バルブシートを、前記排気ポートの燃焼室への開口端に排気バルブが着座する第２バルブシートをそれぞれ有し、
   前記吸気ポートの下流端部から前記燃焼室に流れ込む吸入空気によって前記燃焼室内にタンブル流が生成されるエンジンにおいて、
   前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁を、前記シリンダ中心側と、前記シリンダ中心の反対側とで区別し、前記クランク軸方向に直交する断面における、前記シリンダ中心の反対側にある前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁から流れ込む吸入空気の直線と、前記排気側のシリンダ壁の縦線とのなす角度が９０度となる第１の点から前記排気側のシリンダ壁と下死点のピストン冠面とが交わる第２の点までの前記排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点１に向かって、または、シリンダ円断面における吸排気方向の前記排気側のシリンダ壁の上の所定範囲における点２に向かって前記燃焼室に流れ込む吸入空気の流れが狭まるように、前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁を形成することを特徴とするエンジン。
2. 高負荷域に合わせて、前記第１バルブシートの直上部分の吸気ポート壁を形成することを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
3. 前記クランク軸方向に直交する断面において、前記所定範囲における点１は、前記ピストンのストローク中心を通る水平線と排気側のシリンダ壁とが交わる点であることを特徴とする請求項１または２に記載のエンジン。
4. 一つのシリンダ当たり２つの吸気ポートを備え、２つの前記所定範囲における点２を有している場合に、前記シリンダ円断面において、前記吸気ポートの下流端部から前記燃焼室に流れ込む２つの吸入空気の流れが前記排気側のシリンダ壁の上で干渉することがないように前記２つの所定範囲における点２を前記クランク軸方向に離して設定することを特徴とする請求項１に記載のエンジン。

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