JPH02271058A - 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド - Google Patents
副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッドInfo
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- JPH02271058A JPH02271058A JP1091270A JP9127089A JPH02271058A JP H02271058 A JPH02271058 A JP H02271058A JP 1091270 A JP1091270 A JP 1091270A JP 9127089 A JP9127089 A JP 9127089A JP H02271058 A JPH02271058 A JP H02271058A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
- F02F1/00—Cylinders; Cylinder heads
- F02F1/24—Cylinder heads
- F02F1/26—Cylinder heads having cooling means
- F02F1/36—Cylinder heads having cooling means for liquid cooling
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- F02F2001/247—Arrangement of valve stems in cylinder heads the valve stems being orientated in parallel with the cylinder axis
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
［産業上の利用分野］
本発明は、副燃焼室式ディーゼルエンジンにおいて、副
燃焼室を液体で冷却し、それ以外の部分をファンで圧送
する冷却風で冷却する型式のシリンダヘッドに関する。 ［基本構造］ 本発明の前提となる副燃焼室式ディーゼルエンジンの副
燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッドの基本構造は、
次のようになっている。 例えば第１図乃至第５図又は第６図及び第７図に示すよ
うに、副燃焼室式ディーゼルエンジンＥのソリンダヘノ
ドＳの本体１・１０１の内部で、吸気ポート２・１０２
の終端側部分３・１０３の後側に排気ポート４・１０４
の始端側部分５・１０５を位置させ、排気ポート４・１
０４はその始端側部分５・１０５から後ろ向きに導出し
、吸気ポート終端側部分３・１０３及び排気ポート始端
側部分５・１０５の一側部（例えば後側部）に副燃焼室
６・１０６とこれの周囲を取り囲む液冷室７・１０７と
を位置させ、吸気ポート２・１０２の他側部（例えば左
側部）に冷却風入口側通路８・１０８を後ろ向きに形成
し、排気ポート４・１０４の他側部（例えば左側部）に
冷却風出口側通路９・１０９を後ろ向きに形成し、冷却
風入口側通路８・１０８の終端部１０・１１０に冷却風
出口側通路９・１０９の始端部１１・１１１を連通させ
て構成したものである。 ［従来技術］ 上記基本構造において、吸気ポート１０２、排気ポート
１０４及び液冷室１０７が密集する密集部分１１６を冷
却するための構造は、従来では第６図及び第７図に示す
ように構成されていた。 排気ポート１０４の始端側部分］、 ０５と副燃焼室１
０６の液冷室１０７とは、互いに接近して、区画壁１１
７で区画されている。 冷却風入口側通路１０８に供給されてきた冷却風１１８
は、その全てが冷却風出口側通路１０９に流れるのみで
あり、吸気ポート１０２、排気ポート１０４及び液冷室
１０７が密集する密集部分１１６には流れ込まない。 その密集部分１１６の冷却は、液冷室１０７を流れる冷
却液で行われる。 ［発明が解決しようとする課題］ 前述の基本構造のものは、行程容積が１０００以下の小
形ディーゼルエンジン、特に５００以下の超小形ディー
ゼルエンジンに実施する場合、その冷却性能が次の点で
良くない。 行程容積が小さいほど、吸気ボー１−１０２、排気ボー
１−１０４及び副燃焼室１０６は、シリンダ径に対する
寸法比率が大きくなって、互いに密に接近し合うことに
なるため、液冷室１０７の通路幅Ｉ７を充分広く形成す
ることができない。 このため、液冷室１０７を通過する冷却液は、制限され
て少なくなり、前記密集部分１１６を充分に冷却するこ
とができない。 このような背景において、上記従来技術では、上記密集
部分１１６は、液冷が不充分なうえ、空冷も殆ど行われ
ないため、局部的に熱が蓄積して過熱することから、次
の問題がある。 ■吸排気弁口間の肉壁部１２０は、熱応力でクラックが
発生しやすい。 ■シリンダヘッドＳが熱歪を起こし、ガスケット面から
ガスもれが発生しやすい。 ■吸気ポート１０２は、密集部分１１６での冷却性能が
悪い分たけ、空気の充填効率が低くなり、エンジンの出
力が低い。 ■液冷室１０７の冷却液の流量を充分多くできないため
、過負荷運転時や高負荷長時間連続運転時に、副燃焼室
１０６が過熱しやすい。 本発明は、上記従来技術の問題に鑑みてなされたもので
、前記密集部分の冷却状態を良好にすることをその課題
とする。 ［課題を解決する手段］ （第１発明） 本第１発明は、前記基本構造において、吸気ポート２、
排気ポート４及び液冷室７か密集する密集部分１６を冷
却するための構造として、次のようにしたことを特徴と
する。 例えば、第１図乃至第３図に示すように、冷却風入口側
通路８の終端部１０から、吸気ポート終端側部分３と排
気ポート始端側部分５との間の上寄り部分、及び排気ポ
ート始端側部分５と副燃焼室６の液冷室７との間の上寄
り部分を経て、排気ポート４の一側部（例えば右側部）
で液冷室７の後側に位置する一側後部空間（例えば右側
後部空間）１２に亙って、冷却風分岐通路１３を形成し
たものである。 （第２発明） 本第２発明は、上記第１発明において、次のようにした
ことを特徴とする。 例えば、第２図及び第３図に示すように、前記排気ポー
ト４の少なくとも始端側部分５の他側部側ポート壁部分
（例えば左側部側）１４を冷却風出口側通路９に向かっ
て膨出させたものである。 （第３発明） 本第３発明は、上記第２発明において、次のようにした
ことを特徴とする。 例えば、第３図に示すように、前記他側部側ポート壁部
分１４の内側面１５の少なくとも下半部をほぼ垂直面に
形成したものである。 ［作用］ （第１発明） 本第１発明は、次のように作用する。 吸気ポート２の他側部（例えば左側部）は冷却風入口側
通路８を通過する冷却風１８で冷却され、排気ポート４
の他側部（例えば左側部）は冷却風出口側通路９を通過
する冷却風１８で冷却される。 吸気ポート２、排気ポート４及び液冷室７が密集する密
集部分１６には、冷却風分岐通路１３を介して冷却風１
８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と排気ポート始
端側部分５との間、排気ポート始端側部分５と副燃焼室
６の液冷室７との間、排気ポート４の一側部（例えば右
側部）、液冷室７の後側が冷却される。 このため、密集部分１６の冷却状態が良好となり、蓄熱
による過熱をさけることができる。 （第２発明） 本第２発明は次のように作用する。 ■排気ポート４の始端部側部分５の他側部側ポート壁部
分（例えば左側部ポート壁部分）１４を膨出させた分だ
け、冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷
却風１６が冷却風出口通路９を通過しにくくなる。 このため、冷却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給
率が増加し、密集部分１６の冷却状態が一層良好となる
。 ■排気ポート４の始端部側部分５の他側部側ポート壁部
分（例えば左側部側ポート壁部分）１４を膨出させた分
だけ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくな
る。 したがって、排気抵抗を小さくできるので、エンジンの
出力を高くすることができる。 また、掃気性能を向上できるので、スモークの低減、燃
費の減少を図ることができる。 更に、排気ポート４の排気通路の断面積を大きくするに
あたって排気ポート４を上向きに拡張する必要がないの
で、エンジンの全高が高くなることかない。 （第３発明） 本第３発明は、次のように作用する。 冷却風出口側通路９の通路断面積が一層小さくなって冷
却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給率が増加し、
かつ排気ボー１−４の排気通路の通路断面積が一層大き
くなる。 ［効果］ （第１発明） 本第１発明は次の効果を奏する。 ■吸排気弁口間の肉壁部に熱応力が生じることがなく、
クラックの発生を防止できる。 ■シリンダヘッドの熱歪がなく、ガスケット面からのガ
スもれが防止できる。 ■吸気ポートは、密集部分でのの冷却性能が向上する分
だけ、空気の充填効率が高くなり、エンジンの出力を高
めることができる。 ■液冷室の冷却性能が向上するので、過負荷運転時や高
負荷長時間連続運転時においても副燃焼室の過熱を防止
できる。 （第２発明） 本第２発明は、上記■〜■の効果を一層向上させること
ができることに加えて、次の効果を奏する。 ■排気抵抗を小さくできるので、エンジンの出力を一層
高くすることができる。 ■掃気性能を向上できるので、スモークの低減、燃費の
減少を図ることができる。 ■排気ポートの排気通路の通路断面積を大きくするにあ
たって排気ポートを上向きに拡張する必要がないので、
エンジンの全高が高くなることがない。 （第３発明） 本第３発明によれば、上記■〜■の効果を一層向」ニさ
せることができる。 ［実施例］ 本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図乃至第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図のｌｌｌ−１線断面図、第４図はディーゼル
エンジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジ
ンの縦断面背面図である。 第４図及び第５図に示すように、Ｅオーバーヘッドバル
ブ方式で縦形のディーゼルエンジンでアリ、これはシリ
ンダブロック２８の上部にシリンダヘッドＳを組み付け
て構成しである。 シリンダブロック２８内にはクランク軸２９を横架し、
クランク軸２９ピストン３０を連結し、ピストン３０を
シリンダ３１内に挿入してイル。 クランク軸２９の前端には冷却ファン３２を取り付け、
冷却ファン３２をファンケース２１内に収容し、ファン
ケース２１から冷却風１８をシリンダヘッドＳの本体１
内、シリンダ３１の周囲、及びオイルクーラー２２にそ
れぞれ供給できるようにしである。 第１図及び第２図に示すように、シリンダヘッドＳの本
体１内では、吸気ポート２の終端側部分３の後側に排気
ポート４の始端側部分５を位置させ、排気ポート４はそ
の始端側部分５から後ろ向きに導出させている。 また、排気ポート終端側部分３の後側部及び排気ポート
始端側部分５の右側部に副燃焼室６とこれの周囲を取り
囲む液冷室７とを位置させている。 更に、吸気ポート２の左側部に冷却風入口側通路８を後
ろ向きに形成し、排気ポート４の左側部に冷却風出口側
通路９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側通路８の終端
部１０に冷却風出口側通路９の始端部１１を連通させて
いる。 このため、吸気ポート２の及び左側部は冷却風入口側通
路８を通過する冷却風１６で冷却でき、排気ポート４の
左側部は冷却風出口側通路９を通過する冷却風１６で冷
却できる。 また、冷却風入口側通路８の終端部１０から、吸気ポー
ト終端側部分３と排気ポート始端側部分５との間の上寄
り部分及び排気ポート始端側部分５と副燃焼室６の液冷
室７との間の上寄り部分を経て、排気ポート４の右側部
で液冷室７の後側に位置する右側後部空間１２に亙って
、冷却風分岐通路１３を形成している。 このため、吸気ポート２、排気ポート４及び冷却室７が
密集する密集部分１６には、冷却風分岐通路１３を介し
て冷却風１８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と排
気ポート始端側部分分５との間、排気ポート始端側部分
５と副燃焼室６の液冷室７との間、排気ポート４の右側
部、液冷室７の後側が冷却できる。 また、第２図及び第３図に示すように、排気ポート４の
始端側部分５の左側部側ポート壁部分１４を冷却風出口
側通路９に向かって膨出させている。 このため、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷却
風１８が冷却風出口通路９を通過しにくくなり、冷却風
分岐通路９への冷却風１８の分風供給率が増加する。 そのうえ、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくなり、
排気抵抗を小さくでき、かつ掃気性能を向上でき、かつ
排気ポート４の排気通路の断面積を大きくするにあたっ
て排気ポート４を上向きに拡張する必要がなくなる。 また、第３図に示すように、左側部側ポート壁部分１４
の内側面１５の下半部をほぼ垂直面に形成している。 このため、冷却風出口側通路９の通路断面積が一層小さ
くなり、冷却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給率
が増加する。 そのうえ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が一層
大きくなり、排気抵抗を更に小さくできるとともに掃気
性能を更に向上できる。 尚、第５図に示すように、液冷室７の冷却油は、ポンプ
２５の駆動により、オイルパン２４からオイル供給路２
６を介して供給できるようになっており、液冷室７で吸
熱した冷却油はオイルクーラー２２で冷却され、その後
、オイル復帰路２７を介してオイルパン２４内に復帰で
きるようになっている。 上記実施例は、オーバーヘッドバルブ方式の縦形エンジ
ンに関するものであるが、この発明はオーバーヘッドカ
ム方式のものに適用してもよく、また横形エンジン、傾
斜形エンジン、縦軸エンジンに適用してもよい。 横形エンジンの場合には、前記左右方向が上下方向に、
また、横軸エンジンの場合には、前記前後方向が上下方
向に変わる。 また、上記実施例では、吸気ポート２は左右向きに形成
しているが、前後向きに形成してもよい。
燃焼室を液体で冷却し、それ以外の部分をファンで圧送
する冷却風で冷却する型式のシリンダヘッドに関する。 ［基本構造］ 本発明の前提となる副燃焼室式ディーゼルエンジンの副
燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッドの基本構造は、
次のようになっている。 例えば第１図乃至第５図又は第６図及び第７図に示すよ
うに、副燃焼室式ディーゼルエンジンＥのソリンダヘノ
ドＳの本体１・１０１の内部で、吸気ポート２・１０２
の終端側部分３・１０３の後側に排気ポート４・１０４
の始端側部分５・１０５を位置させ、排気ポート４・１
０４はその始端側部分５・１０５から後ろ向きに導出し
、吸気ポート終端側部分３・１０３及び排気ポート始端
側部分５・１０５の一側部（例えば後側部）に副燃焼室
６・１０６とこれの周囲を取り囲む液冷室７・１０７と
を位置させ、吸気ポート２・１０２の他側部（例えば左
側部）に冷却風入口側通路８・１０８を後ろ向きに形成
し、排気ポート４・１０４の他側部（例えば左側部）に
冷却風出口側通路９・１０９を後ろ向きに形成し、冷却
風入口側通路８・１０８の終端部１０・１１０に冷却風
出口側通路９・１０９の始端部１１・１１１を連通させ
て構成したものである。 ［従来技術］ 上記基本構造において、吸気ポート１０２、排気ポート
１０４及び液冷室１０７が密集する密集部分１１６を冷
却するための構造は、従来では第６図及び第７図に示す
ように構成されていた。 排気ポート１０４の始端側部分］、 ０５と副燃焼室１
０６の液冷室１０７とは、互いに接近して、区画壁１１
７で区画されている。 冷却風入口側通路１０８に供給されてきた冷却風１１８
は、その全てが冷却風出口側通路１０９に流れるのみで
あり、吸気ポート１０２、排気ポート１０４及び液冷室
１０７が密集する密集部分１１６には流れ込まない。 その密集部分１１６の冷却は、液冷室１０７を流れる冷
却液で行われる。 ［発明が解決しようとする課題］ 前述の基本構造のものは、行程容積が１０００以下の小
形ディーゼルエンジン、特に５００以下の超小形ディー
ゼルエンジンに実施する場合、その冷却性能が次の点で
良くない。 行程容積が小さいほど、吸気ボー１−１０２、排気ボー
１−１０４及び副燃焼室１０６は、シリンダ径に対する
寸法比率が大きくなって、互いに密に接近し合うことに
なるため、液冷室１０７の通路幅Ｉ７を充分広く形成す
ることができない。 このため、液冷室１０７を通過する冷却液は、制限され
て少なくなり、前記密集部分１１６を充分に冷却するこ
とができない。 このような背景において、上記従来技術では、上記密集
部分１１６は、液冷が不充分なうえ、空冷も殆ど行われ
ないため、局部的に熱が蓄積して過熱することから、次
の問題がある。 ■吸排気弁口間の肉壁部１２０は、熱応力でクラックが
発生しやすい。 ■シリンダヘッドＳが熱歪を起こし、ガスケット面から
ガスもれが発生しやすい。 ■吸気ポート１０２は、密集部分１１６での冷却性能が
悪い分たけ、空気の充填効率が低くなり、エンジンの出
力が低い。 ■液冷室１０７の冷却液の流量を充分多くできないため
、過負荷運転時や高負荷長時間連続運転時に、副燃焼室
１０６が過熱しやすい。 本発明は、上記従来技術の問題に鑑みてなされたもので
、前記密集部分の冷却状態を良好にすることをその課題
とする。 ［課題を解決する手段］ （第１発明） 本第１発明は、前記基本構造において、吸気ポート２、
排気ポート４及び液冷室７か密集する密集部分１６を冷
却するための構造として、次のようにしたことを特徴と
する。 例えば、第１図乃至第３図に示すように、冷却風入口側
通路８の終端部１０から、吸気ポート終端側部分３と排
気ポート始端側部分５との間の上寄り部分、及び排気ポ
ート始端側部分５と副燃焼室６の液冷室７との間の上寄
り部分を経て、排気ポート４の一側部（例えば右側部）
で液冷室７の後側に位置する一側後部空間（例えば右側
後部空間）１２に亙って、冷却風分岐通路１３を形成し
たものである。 （第２発明） 本第２発明は、上記第１発明において、次のようにした
ことを特徴とする。 例えば、第２図及び第３図に示すように、前記排気ポー
ト４の少なくとも始端側部分５の他側部側ポート壁部分
（例えば左側部側）１４を冷却風出口側通路９に向かっ
て膨出させたものである。 （第３発明） 本第３発明は、上記第２発明において、次のようにした
ことを特徴とする。 例えば、第３図に示すように、前記他側部側ポート壁部
分１４の内側面１５の少なくとも下半部をほぼ垂直面に
形成したものである。 ［作用］ （第１発明） 本第１発明は、次のように作用する。 吸気ポート２の他側部（例えば左側部）は冷却風入口側
通路８を通過する冷却風１８で冷却され、排気ポート４
の他側部（例えば左側部）は冷却風出口側通路９を通過
する冷却風１８で冷却される。 吸気ポート２、排気ポート４及び液冷室７が密集する密
集部分１６には、冷却風分岐通路１３を介して冷却風１
８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と排気ポート始
端側部分５との間、排気ポート始端側部分５と副燃焼室
６の液冷室７との間、排気ポート４の一側部（例えば右
側部）、液冷室７の後側が冷却される。 このため、密集部分１６の冷却状態が良好となり、蓄熱
による過熱をさけることができる。 （第２発明） 本第２発明は次のように作用する。 ■排気ポート４の始端部側部分５の他側部側ポート壁部
分（例えば左側部ポート壁部分）１４を膨出させた分だ
け、冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷
却風１６が冷却風出口通路９を通過しにくくなる。 このため、冷却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給
率が増加し、密集部分１６の冷却状態が一層良好となる
。 ■排気ポート４の始端部側部分５の他側部側ポート壁部
分（例えば左側部側ポート壁部分）１４を膨出させた分
だけ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくな
る。 したがって、排気抵抗を小さくできるので、エンジンの
出力を高くすることができる。 また、掃気性能を向上できるので、スモークの低減、燃
費の減少を図ることができる。 更に、排気ポート４の排気通路の断面積を大きくするに
あたって排気ポート４を上向きに拡張する必要がないの
で、エンジンの全高が高くなることかない。 （第３発明） 本第３発明は、次のように作用する。 冷却風出口側通路９の通路断面積が一層小さくなって冷
却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給率が増加し、
かつ排気ボー１−４の排気通路の通路断面積が一層大き
くなる。 ［効果］ （第１発明） 本第１発明は次の効果を奏する。 ■吸排気弁口間の肉壁部に熱応力が生じることがなく、
クラックの発生を防止できる。 ■シリンダヘッドの熱歪がなく、ガスケット面からのガ
スもれが防止できる。 ■吸気ポートは、密集部分でのの冷却性能が向上する分
だけ、空気の充填効率が高くなり、エンジンの出力を高
めることができる。 ■液冷室の冷却性能が向上するので、過負荷運転時や高
負荷長時間連続運転時においても副燃焼室の過熱を防止
できる。 （第２発明） 本第２発明は、上記■〜■の効果を一層向上させること
ができることに加えて、次の効果を奏する。 ■排気抵抗を小さくできるので、エンジンの出力を一層
高くすることができる。 ■掃気性能を向上できるので、スモークの低減、燃費の
減少を図ることができる。 ■排気ポートの排気通路の通路断面積を大きくするにあ
たって排気ポートを上向きに拡張する必要がないので、
エンジンの全高が高くなることがない。 （第３発明） 本第３発明によれば、上記■〜■の効果を一層向」ニさ
せることができる。 ［実施例］ 本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図乃至第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図のｌｌｌ−１線断面図、第４図はディーゼル
エンジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジ
ンの縦断面背面図である。 第４図及び第５図に示すように、Ｅオーバーヘッドバル
ブ方式で縦形のディーゼルエンジンでアリ、これはシリ
ンダブロック２８の上部にシリンダヘッドＳを組み付け
て構成しである。 シリンダブロック２８内にはクランク軸２９を横架し、
クランク軸２９ピストン３０を連結し、ピストン３０を
シリンダ３１内に挿入してイル。 クランク軸２９の前端には冷却ファン３２を取り付け、
冷却ファン３２をファンケース２１内に収容し、ファン
ケース２１から冷却風１８をシリンダヘッドＳの本体１
内、シリンダ３１の周囲、及びオイルクーラー２２にそ
れぞれ供給できるようにしである。 第１図及び第２図に示すように、シリンダヘッドＳの本
体１内では、吸気ポート２の終端側部分３の後側に排気
ポート４の始端側部分５を位置させ、排気ポート４はそ
の始端側部分５から後ろ向きに導出させている。 また、排気ポート終端側部分３の後側部及び排気ポート
始端側部分５の右側部に副燃焼室６とこれの周囲を取り
囲む液冷室７とを位置させている。 更に、吸気ポート２の左側部に冷却風入口側通路８を後
ろ向きに形成し、排気ポート４の左側部に冷却風出口側
通路９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側通路８の終端
部１０に冷却風出口側通路９の始端部１１を連通させて
いる。 このため、吸気ポート２の及び左側部は冷却風入口側通
路８を通過する冷却風１６で冷却でき、排気ポート４の
左側部は冷却風出口側通路９を通過する冷却風１６で冷
却できる。 また、冷却風入口側通路８の終端部１０から、吸気ポー
ト終端側部分３と排気ポート始端側部分５との間の上寄
り部分及び排気ポート始端側部分５と副燃焼室６の液冷
室７との間の上寄り部分を経て、排気ポート４の右側部
で液冷室７の後側に位置する右側後部空間１２に亙って
、冷却風分岐通路１３を形成している。 このため、吸気ポート２、排気ポート４及び冷却室７が
密集する密集部分１６には、冷却風分岐通路１３を介し
て冷却風１８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と排
気ポート始端側部分分５との間、排気ポート始端側部分
５と副燃焼室６の液冷室７との間、排気ポート４の右側
部、液冷室７の後側が冷却できる。 また、第２図及び第３図に示すように、排気ポート４の
始端側部分５の左側部側ポート壁部分１４を冷却風出口
側通路９に向かって膨出させている。 このため、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷却
風１８が冷却風出口通路９を通過しにくくなり、冷却風
分岐通路９への冷却風１８の分風供給率が増加する。 そのうえ、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくなり、
排気抵抗を小さくでき、かつ掃気性能を向上でき、かつ
排気ポート４の排気通路の断面積を大きくするにあたっ
て排気ポート４を上向きに拡張する必要がなくなる。 また、第３図に示すように、左側部側ポート壁部分１４
の内側面１５の下半部をほぼ垂直面に形成している。 このため、冷却風出口側通路９の通路断面積が一層小さ
くなり、冷却風分岐通路９への冷却風１６の分風供給率
が増加する。 そのうえ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が一層
大きくなり、排気抵抗を更に小さくできるとともに掃気
性能を更に向上できる。 尚、第５図に示すように、液冷室７の冷却油は、ポンプ
２５の駆動により、オイルパン２４からオイル供給路２
６を介して供給できるようになっており、液冷室７で吸
熱した冷却油はオイルクーラー２２で冷却され、その後
、オイル復帰路２７を介してオイルパン２４内に復帰で
きるようになっている。 上記実施例は、オーバーヘッドバルブ方式の縦形エンジ
ンに関するものであるが、この発明はオーバーヘッドカ
ム方式のものに適用してもよく、また横形エンジン、傾
斜形エンジン、縦軸エンジンに適用してもよい。 横形エンジンの場合には、前記左右方向が上下方向に、
また、横軸エンジンの場合には、前記前後方向が上下方
向に変わる。 また、上記実施例では、吸気ポート２は左右向きに形成
しているが、前後向きに形成してもよい。
第１図乃至第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図は７リンダヘツドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図であり、第６図及び第７図は従来技術を説
明する図で、第６図は第２図対応図、第７図は第３図対
応図である。 Ｅ・・・ディーゼルエンジン、訃・・シリンダへ・ソド
、１・・・Ｓの本体、２・・・吸気ポート、３・・・２
の終端側部分、４・・・排気ポート、５・・・４の始端
側部分、６・・副燃焼室、７・・・液冷室、８・・・冷
却風内口側通路、９・・・冷却風出口側通路、１０・・
・８の終端部、１１・・・９の始端部、１２・・・右側
後部空間（−側後部空間）°、１３・・・冷却風分岐通
路、１４・・・５の左側部側ポート壁部分（他側部側ポ
ート壁部分）、１５・・・１４の内側面。 特許出願人 久保田鉄工株式会社 第１図 １２ 第３図 第７［４ 第２図 第４醐 第５図 手続析ｎ正書（自発） １ 事件の表示 平成１年特許願第９１２７０号 ２、発明の名称 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空
冷式シリンダヘッド ３ 補正をする者 事件との関係 特許出願人 名 称 久保田鉄工株式会社 ４、代理人 ５、補正命令の日付 平成 年 月 日発送７図を
、別紙の通り補正します。 明 細 書 ■１発明の名称 副燃焼室式ディーゼルエンンンの副燃焼室液冷型強制空
冷式シリンダヘッド ２、特許請求の範囲 と排気ポート（４）との間を通って第一冷却風通路（Ａ
）に連通させた、 ヘッド。 ヘッド。 を設けた、 請求項１・２又は３に記載の副燃焼室式デインジンの副
燃焼室液冷型強制空冷式シリンてヘッド。 に形成した、 ３、発明の詳細な説明 ［産業上の利用分野コ 本発明は、副燃焼室式デイ−セルエンジンにおいて、副
燃焼室を液体で冷却するとともに、それ以外の部分をフ
ァンから圧送された冷却風で空冷する型式のシリンダヘ
ッドに関する。 ［従来技術１ この種のシリンダヘッドとして、本発明者が知っている
ものには、第６図及び第７図に示すように、次のように
構成されたものがある。 Ｍｌ ｍ焼室式ディーゼルエンジンのシリンダヘッドＳ
の本体１０１の内部で、吸気ポート１０２の終端側部分
１０３の後側に排気ポート１０４の始端側部分１０５を
位置させることにより、吸気弁孔１０２ａと排気弁孔１
０４ａとを前後に並設し、吸気ポート終端側部分１０３
及び排気ポート始端側部分１０５の右側部に副燃焼室１
０６とこれの周囲を取り囲む液冷室１０７とを位置させ
、吸気ポート１０２の左側部に冷却風入口側通路１０８
を後ろ向きに形成し、排気ポート１０４の左側部に冷却
風出口側通路１０９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側
通路１０８の終端部１１．０に冷却風出口側通路１０９
の始端部１１１を連通させて構成したものである。 そして、上記の吸気ポート１０２・排気ポート１０４及
び液冷室１０７が密集する密集部分１１６を冷却するた
めの構造は、次のように構成されていた。 排気ポート１０４の始端側部分１０５と副燃焼室１０６
の液冷室１０７とは、互いに接近して、区画壁１１７で
区画されている。 冷却風入口側通路１０８に供給されてきた冷却風１１８
は、その全てが冷却風出口側通路１０９に流れるのみで
あり、吸気ポート１０２・排気ポート１０４及び液冷室
１０７が密集する密集部分１１６には流れ込まない。 その密集部分１１６の冷却は、液冷室１０７を流れる冷
却液で行われる。 ［発明が解決しようとする課題］ 一般に、行程容積が１０００ｃｃ以下の小形ディーゼル
エンジン、特に５００ｃｃ以下の超小形デイーセルエン
ジンでは、シリンダヘッドＳの冷却性能か次の点で良く
ない。 行程容積が小さいほど、吸気ポート１０２・排気ポート
１０４及び副燃焼室１０６は、シリンダ径に対する寸法
比率が大きくなって、互いに密に接近し合うことになる
ため、液冷室１０７の通路幅りを充分広く形成すること
ができない。 このため、液冷室１．０７を通過する冷却液は、少ない
量に制限されて、前記密集部分１１６を充分に冷却する
ことができない。 このような背景において、上記従来技術では、上記密集
部分１１６は、液冷が不充分なうえ、空冷も殆ど行われ
ないため、局部的に熱が蓄積して過熱することから、次
の問題がある。 ■吸排気弁口間の肉壁部１２０は、熱応力でクラックが
発生しやすい。 ■シリンダヘッドＳが熱歪を起こし、ガスケット面から
ガスもれが発生しやすい。 ■密集部分１１６での冷却す１能が悪い分だけ吸気ポー
ト１０２の冷却性能が十分でない。このため、エンジン
は、吸気の充填効率か低くて出力が低い。 ■液冷室１０７の冷却液の流量を充分に多くできないた
め、過負荷運転時や高負荷長時間連続運転時に、副燃焼
室１０６が過熱しやすい。 本発明は、前記の密集部分の冷却状態を良好にして、上
記の各種の問題点を解消することを目的とする。 ［課題を解決するための手段］ 本発明は、上記の目的を達成するために、シリンダヘッ
ド次のように構成したことを特徴ととしている。 例えば、第１図から第３図に示すように、副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンのシリンダへ・ラドＳに吸気弁孔２ａ
及び排気弁孔４ａを前後方向に並設し、 これら両弁孔２ａ・４ａの一側に、副燃焼室６とこの副
燃焼室６の周囲を取り囲む液冷室７とを配設するととも
に、 両弁孔２ａ・４ａの他側に、シリンダへ・ラドＳの前側
面から後側面に至る第一冷却風通路Ａを配設し、 シリンダヘッドＳ内に形成した吸気ポート２及び排気ポ
ート４のうちの少なくともいずれか一方と、副燃焼室６
の液冷室７との間に、第二冷却風通路１３を形成し、 第二冷却風通路１３を、吸気ポート２と排気ポート４と
の間を通って第一冷却風通路Ａに連通させたものである
。 ［作用コ 本発明は、次のように作用する。 冷却風１８は、第一冷却風通路Ａの入口部から第一冷却
風通路Ａ内に流入してその出口部から流出するとともに
、第二冷却風通路１３の入口部１３ａから第二冷却風通
路１３内に流入してその出口部］、 ３ ｂから流出す
る。 第一冷却風通路Ａ内を流れる冷却風１８により、吸気ポ
ート２及び排気ポート４の他側部（例えば左側部）が冷
却される。また、第二冷却風通路１３内を流れる冷却風
１８により、吸気ポート２の吸気弁孔２ａと排気ポート
４の排気弁孔４ａとの間、及び吸気ポート２と排気ポー
ト４のうちの少なくともいずれか一方と液冷室７との間
か冷却される。 このため、吸気ポート２・排気ポート４及び液冷室７が
密集する密集部分１６は、冷却状態が良好となり、蓄熱
による過熱を防止できる。 ［発明の効果］ 本発明は、第二冷却風通路を流れる冷却風で密集部分を
十分に冷却できることから、次の効果を奏する。 ■吸排気弁口間の肉壁部に熱応力が生じることを抑制し
て、クラックの発生を防止できる。 ■シリンダヘッドの熱歪が少なくなり、ガスケット面か
らのガスもれを防止できる。 ■吸気ポートの冷却性能が向上するので、吸気の充填効
率が高くなりエンジンの出力が高まる。 ■液冷室の冷却性能が向上するので、過負荷運転時や高
負荷長時間連続運転時においても副燃焼室の過熱を防止
できる。 ［実施例］ 本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図から第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図である。 第４図及び第５図に示すように、符号Ｅは、オーバーヘ
ッドバルブ方式で縦形のディーゼルエンジンであり、こ
れはシリンダブロック２８の上部にシリンダヘッドＳを
組み付けて構成しである。 シリンダブロック２８内にはクランク軸２９を横架し、
クランク軸２９をピストン３０に連結し、ピストン３０
をシリンダ３１内に挿入している。 クランク軸２９の前端には冷却ファン３２を取り付け、
冷却ファン３２をファンケース２１内に収容しである。 そして、冷却ファン３２で起こした冷却風１８を、ファ
ンケース２１からシリンダヘッドＳの本体１内・シリン
ダ３１の周囲・及びオイルクーラー２２にそれぞれ供給
できるようにしである。 尚、第５図に示すように、液冷室７の冷却油は、ポンプ
２５の駆動により、オイルパン２４からオイル供給路２
６を介して供給できるようになっており、液冷室７で吸
熱した冷却油は、オイルクーラー２２で冷却され、その
後、オイル復帰路２７を介してオイルパン２４内に復帰
できるようになっている。 第１図及び第２図に示すように、シリンダへ。 ドＳの本体１内では、吸気ポート２の終端側部分３の後
側に排気ポート４の始端側部分５を位置させることによ
り、吸気弁孔２ａ及び排気弁孔４ａを前後に配設しであ
る。排気ポート４は、その始端側部分５から後ろ向きに
導出させている。 また、吸気ポート終端側部分３の後側部及び排気ポート
始端側部分５の右側部に、副燃焼室６と、これの周囲を
取り囲む液冷室７とを位置させている。 更に、吸気ポート２の左側部に冷却風入口側通路８を後
ろ向きに形成し、排気ポート４の左側部に冷却風出口側
通路９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側通路８の終端
部１０に冷却風出口側通路９の始端部１１を連通させて
いる。上記の冷却風入口側通路８と冷却風出口側通路９
とで第一冷却風通路Ａが構成されている。 このため、吸気ポート２の左側部は冷却風入口側通路８
を通過する冷却風１８で冷却でき、排気ポート４の左側
部は冷却風出口側通路９を通過する冷却風１８で冷却で
きる。 また、冷却風入口側通路８の終端部１０から、吸気ポー
ト終端側部分３と排気ポート始端側部分５との間、及び
排気ポート始端側部分５と副燃焼室６の液冷室７との間
の上寄り部分を経て、排気ポート４の右側部で液冷室７
の後側に位置する右側後部空間１２に亙って、第二冷却
風通路１３を形成している。これにより、第二冷却風通
路１３の入口部１３ａが、吸気ポート２と排気ポート４
との間を通って第−冷却風通路へに連通されるとともに
、第二冷却風通路１３の出口部１３ｂが大気中に連通さ
れる。 このため、吸気ボー１−２・排気ポート４及び液冷室７
が密集する密集部分１６には、第二冷却風通路１３を介
して冷却風１８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と
排気ポート始端側部分５との間、排気ポート始端側部分
５と副燃焼室６の液冷室７との間、排気ポート４の右側
部、液冷室７の後側が冷却できる。 また、第２図及び第３図に示すように、第一冷却風通路
への風下側ポートである排気ポート４において、その始
端側部分５の左側部側ポート壁部分１４を冷却風出口側
通路９に向かって膨出させている。 このため、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷却
風１８が冷却風出口側通路９を通過しにくくなる。これ
により、第二冷却風通路１３への冷却風１８の万態供給
率が増加して、密集部分１６の冷却状態が一層良好とな
る。 そのうえ、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分た
け排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくなるの
で、排気抵抗が小さくなって掃気性能が向上し、エンジ
ン出力が高まる。また、掃気性能が向上するので、スモ
ークの低減・燃費の向上を図ることができる。 （２かも、排気ポート４の排気通路の断面積を大きくす
るにあたって排気ポート４を上向きに拡張する必要がな
いので、シリンダヘッドＳの高さが低くてすみ、エンジ
ンの全高が高くなるのを防止できる。 また、第３図に示すように、左側部側ポート壁部分１４
の内側面１５の下半部をほぼ垂直面に形成している。 このため、冷却風出口側通路９の通路断面積が・−層小
さくなり、第二冷却風通路１３への冷却風１８の万態供
給率が増加する。 そのうえ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が一層
大きくなるので、排気抵抗をさらに小さくして掃気性能
を向上できる。 上記実施例は、オーバーヘッドバルブ方式の縦形エンジ
ンに関するものであるか、この発明は、オーバーヘッド
カム方式のものに適用してもよく、また横形エンジン、
傾斜形エンジン、縦軸エンジンに適用してもよい。 なお、横形エンジンの場合には、前記左右方向が上下方
向に、また、縦軸エンジンの場合には、前記前後方向が
上下方向に変わる。 また、上記実施例では、吸気ポート２は左右向きに形成
しているが、前後向きに形成してもよい。
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図は７リンダヘツドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図であり、第６図及び第７図は従来技術を説
明する図で、第６図は第２図対応図、第７図は第３図対
応図である。 Ｅ・・・ディーゼルエンジン、訃・・シリンダへ・ソド
、１・・・Ｓの本体、２・・・吸気ポート、３・・・２
の終端側部分、４・・・排気ポート、５・・・４の始端
側部分、６・・副燃焼室、７・・・液冷室、８・・・冷
却風内口側通路、９・・・冷却風出口側通路、１０・・
・８の終端部、１１・・・９の始端部、１２・・・右側
後部空間（−側後部空間）°、１３・・・冷却風分岐通
路、１４・・・５の左側部側ポート壁部分（他側部側ポ
ート壁部分）、１５・・・１４の内側面。 特許出願人 久保田鉄工株式会社 第１図 １２ 第３図 第７［４ 第２図 第４醐 第５図 手続析ｎ正書（自発） １ 事件の表示 平成１年特許願第９１２７０号 ２、発明の名称 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空
冷式シリンダヘッド ３ 補正をする者 事件との関係 特許出願人 名 称 久保田鉄工株式会社 ４、代理人 ５、補正命令の日付 平成 年 月 日発送７図を
、別紙の通り補正します。 明 細 書 ■１発明の名称 副燃焼室式ディーゼルエンンンの副燃焼室液冷型強制空
冷式シリンダヘッド ２、特許請求の範囲 と排気ポート（４）との間を通って第一冷却風通路（Ａ
）に連通させた、 ヘッド。 ヘッド。 を設けた、 請求項１・２又は３に記載の副燃焼室式デインジンの副
燃焼室液冷型強制空冷式シリンてヘッド。 に形成した、 ３、発明の詳細な説明 ［産業上の利用分野コ 本発明は、副燃焼室式デイ−セルエンジンにおいて、副
燃焼室を液体で冷却するとともに、それ以外の部分をフ
ァンから圧送された冷却風で空冷する型式のシリンダヘ
ッドに関する。 ［従来技術１ この種のシリンダヘッドとして、本発明者が知っている
ものには、第６図及び第７図に示すように、次のように
構成されたものがある。 Ｍｌ ｍ焼室式ディーゼルエンジンのシリンダヘッドＳ
の本体１０１の内部で、吸気ポート１０２の終端側部分
１０３の後側に排気ポート１０４の始端側部分１０５を
位置させることにより、吸気弁孔１０２ａと排気弁孔１
０４ａとを前後に並設し、吸気ポート終端側部分１０３
及び排気ポート始端側部分１０５の右側部に副燃焼室１
０６とこれの周囲を取り囲む液冷室１０７とを位置させ
、吸気ポート１０２の左側部に冷却風入口側通路１０８
を後ろ向きに形成し、排気ポート１０４の左側部に冷却
風出口側通路１０９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側
通路１０８の終端部１１．０に冷却風出口側通路１０９
の始端部１１１を連通させて構成したものである。 そして、上記の吸気ポート１０２・排気ポート１０４及
び液冷室１０７が密集する密集部分１１６を冷却するた
めの構造は、次のように構成されていた。 排気ポート１０４の始端側部分１０５と副燃焼室１０６
の液冷室１０７とは、互いに接近して、区画壁１１７で
区画されている。 冷却風入口側通路１０８に供給されてきた冷却風１１８
は、その全てが冷却風出口側通路１０９に流れるのみで
あり、吸気ポート１０２・排気ポート１０４及び液冷室
１０７が密集する密集部分１１６には流れ込まない。 その密集部分１１６の冷却は、液冷室１０７を流れる冷
却液で行われる。 ［発明が解決しようとする課題］ 一般に、行程容積が１０００ｃｃ以下の小形ディーゼル
エンジン、特に５００ｃｃ以下の超小形デイーセルエン
ジンでは、シリンダヘッドＳの冷却性能か次の点で良く
ない。 行程容積が小さいほど、吸気ポート１０２・排気ポート
１０４及び副燃焼室１０６は、シリンダ径に対する寸法
比率が大きくなって、互いに密に接近し合うことになる
ため、液冷室１０７の通路幅りを充分広く形成すること
ができない。 このため、液冷室１．０７を通過する冷却液は、少ない
量に制限されて、前記密集部分１１６を充分に冷却する
ことができない。 このような背景において、上記従来技術では、上記密集
部分１１６は、液冷が不充分なうえ、空冷も殆ど行われ
ないため、局部的に熱が蓄積して過熱することから、次
の問題がある。 ■吸排気弁口間の肉壁部１２０は、熱応力でクラックが
発生しやすい。 ■シリンダヘッドＳが熱歪を起こし、ガスケット面から
ガスもれが発生しやすい。 ■密集部分１１６での冷却す１能が悪い分だけ吸気ポー
ト１０２の冷却性能が十分でない。このため、エンジン
は、吸気の充填効率か低くて出力が低い。 ■液冷室１０７の冷却液の流量を充分に多くできないた
め、過負荷運転時や高負荷長時間連続運転時に、副燃焼
室１０６が過熱しやすい。 本発明は、前記の密集部分の冷却状態を良好にして、上
記の各種の問題点を解消することを目的とする。 ［課題を解決するための手段］ 本発明は、上記の目的を達成するために、シリンダヘッ
ド次のように構成したことを特徴ととしている。 例えば、第１図から第３図に示すように、副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンのシリンダへ・ラドＳに吸気弁孔２ａ
及び排気弁孔４ａを前後方向に並設し、 これら両弁孔２ａ・４ａの一側に、副燃焼室６とこの副
燃焼室６の周囲を取り囲む液冷室７とを配設するととも
に、 両弁孔２ａ・４ａの他側に、シリンダへ・ラドＳの前側
面から後側面に至る第一冷却風通路Ａを配設し、 シリンダヘッドＳ内に形成した吸気ポート２及び排気ポ
ート４のうちの少なくともいずれか一方と、副燃焼室６
の液冷室７との間に、第二冷却風通路１３を形成し、 第二冷却風通路１３を、吸気ポート２と排気ポート４と
の間を通って第一冷却風通路Ａに連通させたものである
。 ［作用コ 本発明は、次のように作用する。 冷却風１８は、第一冷却風通路Ａの入口部から第一冷却
風通路Ａ内に流入してその出口部から流出するとともに
、第二冷却風通路１３の入口部１３ａから第二冷却風通
路１３内に流入してその出口部］、 ３ ｂから流出す
る。 第一冷却風通路Ａ内を流れる冷却風１８により、吸気ポ
ート２及び排気ポート４の他側部（例えば左側部）が冷
却される。また、第二冷却風通路１３内を流れる冷却風
１８により、吸気ポート２の吸気弁孔２ａと排気ポート
４の排気弁孔４ａとの間、及び吸気ポート２と排気ポー
ト４のうちの少なくともいずれか一方と液冷室７との間
か冷却される。 このため、吸気ポート２・排気ポート４及び液冷室７が
密集する密集部分１６は、冷却状態が良好となり、蓄熱
による過熱を防止できる。 ［発明の効果］ 本発明は、第二冷却風通路を流れる冷却風で密集部分を
十分に冷却できることから、次の効果を奏する。 ■吸排気弁口間の肉壁部に熱応力が生じることを抑制し
て、クラックの発生を防止できる。 ■シリンダヘッドの熱歪が少なくなり、ガスケット面か
らのガスもれを防止できる。 ■吸気ポートの冷却性能が向上するので、吸気の充填効
率が高くなりエンジンの出力が高まる。 ■液冷室の冷却性能が向上するので、過負荷運転時や高
負荷長時間連続運転時においても副燃焼室の過熱を防止
できる。 ［実施例］ 本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図から第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図である。 第４図及び第５図に示すように、符号Ｅは、オーバーヘ
ッドバルブ方式で縦形のディーゼルエンジンであり、こ
れはシリンダブロック２８の上部にシリンダヘッドＳを
組み付けて構成しである。 シリンダブロック２８内にはクランク軸２９を横架し、
クランク軸２９をピストン３０に連結し、ピストン３０
をシリンダ３１内に挿入している。 クランク軸２９の前端には冷却ファン３２を取り付け、
冷却ファン３２をファンケース２１内に収容しである。 そして、冷却ファン３２で起こした冷却風１８を、ファ
ンケース２１からシリンダヘッドＳの本体１内・シリン
ダ３１の周囲・及びオイルクーラー２２にそれぞれ供給
できるようにしである。 尚、第５図に示すように、液冷室７の冷却油は、ポンプ
２５の駆動により、オイルパン２４からオイル供給路２
６を介して供給できるようになっており、液冷室７で吸
熱した冷却油は、オイルクーラー２２で冷却され、その
後、オイル復帰路２７を介してオイルパン２４内に復帰
できるようになっている。 第１図及び第２図に示すように、シリンダへ。 ドＳの本体１内では、吸気ポート２の終端側部分３の後
側に排気ポート４の始端側部分５を位置させることによ
り、吸気弁孔２ａ及び排気弁孔４ａを前後に配設しであ
る。排気ポート４は、その始端側部分５から後ろ向きに
導出させている。 また、吸気ポート終端側部分３の後側部及び排気ポート
始端側部分５の右側部に、副燃焼室６と、これの周囲を
取り囲む液冷室７とを位置させている。 更に、吸気ポート２の左側部に冷却風入口側通路８を後
ろ向きに形成し、排気ポート４の左側部に冷却風出口側
通路９を後ろ向きに形成し、冷却風入口側通路８の終端
部１０に冷却風出口側通路９の始端部１１を連通させて
いる。上記の冷却風入口側通路８と冷却風出口側通路９
とで第一冷却風通路Ａが構成されている。 このため、吸気ポート２の左側部は冷却風入口側通路８
を通過する冷却風１８で冷却でき、排気ポート４の左側
部は冷却風出口側通路９を通過する冷却風１８で冷却で
きる。 また、冷却風入口側通路８の終端部１０から、吸気ポー
ト終端側部分３と排気ポート始端側部分５との間、及び
排気ポート始端側部分５と副燃焼室６の液冷室７との間
の上寄り部分を経て、排気ポート４の右側部で液冷室７
の後側に位置する右側後部空間１２に亙って、第二冷却
風通路１３を形成している。これにより、第二冷却風通
路１３の入口部１３ａが、吸気ポート２と排気ポート４
との間を通って第−冷却風通路へに連通されるとともに
、第二冷却風通路１３の出口部１３ｂが大気中に連通さ
れる。 このため、吸気ボー１−２・排気ポート４及び液冷室７
が密集する密集部分１６には、第二冷却風通路１３を介
して冷却風１８が流れ込み、吸気ポート終端側部分３と
排気ポート始端側部分５との間、排気ポート始端側部分
５と副燃焼室６の液冷室７との間、排気ポート４の右側
部、液冷室７の後側が冷却できる。 また、第２図及び第３図に示すように、第一冷却風通路
への風下側ポートである排気ポート４において、その始
端側部分５の左側部側ポート壁部分１４を冷却風出口側
通路９に向かって膨出させている。 このため、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分だ
け冷却風出口側通路９の通路断面積が小さくなり、冷却
風１８が冷却風出口側通路９を通過しにくくなる。これ
により、第二冷却風通路１３への冷却風１８の万態供給
率が増加して、密集部分１６の冷却状態が一層良好とな
る。 そのうえ、左側部側ポート壁部分１４を膨出させた分た
け排気ポート４の排気通路の通路断面積が大きくなるの
で、排気抵抗が小さくなって掃気性能が向上し、エンジ
ン出力が高まる。また、掃気性能が向上するので、スモ
ークの低減・燃費の向上を図ることができる。 （２かも、排気ポート４の排気通路の断面積を大きくす
るにあたって排気ポート４を上向きに拡張する必要がな
いので、シリンダヘッドＳの高さが低くてすみ、エンジ
ンの全高が高くなるのを防止できる。 また、第３図に示すように、左側部側ポート壁部分１４
の内側面１５の下半部をほぼ垂直面に形成している。 このため、冷却風出口側通路９の通路断面積が・−層小
さくなり、第二冷却風通路１３への冷却風１８の万態供
給率が増加する。 そのうえ、排気ポート４の排気通路の通路断面積が一層
大きくなるので、排気抵抗をさらに小さくして掃気性能
を向上できる。 上記実施例は、オーバーヘッドバルブ方式の縦形エンジ
ンに関するものであるか、この発明は、オーバーヘッド
カム方式のものに適用してもよく、また横形エンジン、
傾斜形エンジン、縦軸エンジンに適用してもよい。 なお、横形エンジンの場合には、前記左右方向が上下方
向に、また、縦軸エンジンの場合には、前記前後方向が
上下方向に変わる。 また、上記実施例では、吸気ポート２は左右向きに形成
しているが、前後向きに形成してもよい。
第１図乃至第５図は本発明の実施例に係る副燃焼室式デ
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図であり、第６図及び第７図は従来技術を説
明する図で、第６図は第２図対応図、第７図は第３図対
応図である。 Ａ・・・第一冷却風通路、Ｅ・・・ディーゼルエンジン
、Ｓ・・・シリンダヘッド、２・・・吸気ポート、２ａ
・・・吸気弁孔、４・・・排気ポート、４ａ・・・排気
弁孔、６・・・副燃焼室、７・・・液冷室、１３・・・
第二冷却風通路、１．３ ａ・・・入口部、１３ｂ・・
・出口部、１４・・・ポート壁部分、１５・・ポート壁
部分１４の内側面。 特許出願人 久保田鉄工株式会社 第３図 第７図 第２図
ィーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダ
ヘッドを説明する図で、第１図はシリンダヘッドの概略
斜視図、第２図はシリンダヘッドの横断面平面図、第３
図は第２図の■−■線断面図、第４図はディーゼルエン
ジンの縦断面右側面図、第５図はディーゼルエンジンの
縦断面背面図であり、第６図及び第７図は従来技術を説
明する図で、第６図は第２図対応図、第７図は第３図対
応図である。 Ａ・・・第一冷却風通路、Ｅ・・・ディーゼルエンジン
、Ｓ・・・シリンダヘッド、２・・・吸気ポート、２ａ
・・・吸気弁孔、４・・・排気ポート、４ａ・・・排気
弁孔、６・・・副燃焼室、７・・・液冷室、１３・・・
第二冷却風通路、１．３ ａ・・・入口部、１３ｂ・・
・出口部、１４・・・ポート壁部分、１５・・ポート壁
部分１４の内側面。 特許出願人 久保田鉄工株式会社 第３図 第７図 第２図
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、副燃焼室式ディーゼルエンジンＥのシリンダヘッド
Ｓの本体１の内部で、吸気ポート２の終端側部分３の後
側に排気ポート４の始端側部分５を位置させ、排気ポー
ト４はその始端側部分５から後ろ向きに導出し、 吸気ポート終端側部分３及び排気ポート始端側部分５の
一側部に副燃焼室６とこれの周囲を取り囲む液冷室７と
を位置させ、 吸気ポート２の他側部に冷却風入口側通路８を後ろ向き
に形成し、排気ポート４の他側部に冷却風出口側通路９
を後ろ向きに形成し、冷却風入口側通路８の終端部１０
に冷却風出口側通路９の始端部１１を連通させて構成し
た副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制
空冷式シリンダヘッドにおいて、冷却風入口側通路８の
終端部１０から、吸 気ポート終端側部分３と排気ポート始端側部分５との間
の上寄り部分、及び排気ポート始端側部分５と副燃焼室
６の液冷室７との間の上寄り部分を経て、排気ポート４
の一側部で液冷室７の後側に位置する一側後部空間１２
に亙って、冷却風分岐通路１３を形成した ことを特徴とする副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃
焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド ２、前記排気ポート４の少なくとも始端側部分５の他側
部側ポート壁部分１４を冷却風出口側通路９に向かって
膨出させた ことを特徴とする請求項１に記載の副燃焼室式ディーゼ
ルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド ３、前記他側部側ポート壁部分１４の内側面１５の少な
くとも下半部をほぼ垂直面に形成した ことを特徴とする請求項２に記載の副燃焼室式ディーゼ
ルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1091270A JP2553930B2 (ja) | 1989-04-10 | 1989-04-10 | 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド |
| AT0230989A AT402538B (de) | 1989-04-10 | 1989-10-05 | Zylinderkopf für einen teilweise flüssigkeitsgekühlten dieselmotor |
| KR1019890015027A KR960010278B1 (ko) | 1989-04-10 | 1989-10-19 | 디이젤엔진의 실린더 헤드 |
| ES8903818A ES2017331A6 (es) | 1989-04-10 | 1989-11-10 | Culata para motor diesel. |
| CH211/90A CH680938A5 (en) | 1989-04-10 | 1990-01-23 | Diesel engine cylinder head |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1091270A JP2553930B2 (ja) | 1989-04-10 | 1989-04-10 | 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02271058A true JPH02271058A (ja) | 1990-11-06 |
| JP2553930B2 JP2553930B2 (ja) | 1996-11-13 |
Family
ID=14021756
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1091270A Expired - Lifetime JP2553930B2 (ja) | 1989-04-10 | 1989-04-10 | 副燃焼室式ディーゼルエンジンの副燃焼室液冷型強制空冷式シリンダヘッド |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2553930B2 (ja) |
| KR (1) | KR960010278B1 (ja) |
| AT (1) | AT402538B (ja) |
| CH (1) | CH680938A5 (ja) |
| ES (1) | ES2017331A6 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11835013B2 (en) * | 2018-09-06 | 2023-12-05 | Man Truck & Bus Se | Cylinder head for an internal combustion engine and method for the production thereof |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6267621B2 (ja) * | 2014-10-10 | 2018-01-24 | 株式会社クボタ | エンジンのシリンダヘッド冷却装置 |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR850192A (ja) * | 1938-02-11 | 1939-12-09 | ||
| DE2609844A1 (de) * | 1976-03-10 | 1977-09-15 | Volkswagenwerk Ag | Luft- und oelgekuehlte brennkraftmaschine |
| EP0403033B1 (en) * | 1986-09-03 | 1993-04-28 | Kubota Ltd. | A forcedly air-cooled engine |
| EP0289912B1 (en) * | 1987-05-02 | 1991-12-18 | Kubota Limited | Partially liquid-cooling type forcedly air-cooling system for internal combustion engine |
-
1989
- 1989-04-10 JP JP1091270A patent/JP2553930B2/ja not_active Expired - Lifetime
- 1989-10-05 AT AT0230989A patent/AT402538B/de not_active IP Right Cessation
- 1989-10-19 KR KR1019890015027A patent/KR960010278B1/ko not_active IP Right Cessation
- 1989-11-10 ES ES8903818A patent/ES2017331A6/es not_active Expired - Fee Related
-
1990
- 1990-01-23 CH CH211/90A patent/CH680938A5/de not_active IP Right Cessation
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11835013B2 (en) * | 2018-09-06 | 2023-12-05 | Man Truck & Bus Se | Cylinder head for an internal combustion engine and method for the production thereof |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| ES2017331A6 (es) | 1991-01-16 |
| ATA230989A (de) | 1996-10-15 |
| JP2553930B2 (ja) | 1996-11-13 |
| KR900016605A (ko) | 1990-11-14 |
| CH680938A5 (en) | 1992-12-15 |
| KR960010278B1 (ko) | 1996-07-27 |
| AT402538B (de) | 1997-06-25 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
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