JPH1089078A - ディーゼルエンジンの吸気ポート - Google Patents
ディーゼルエンジンの吸気ポートInfo
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- JPH1089078A JPH1089078A JP8244982A JP24498296A JPH1089078A JP H1089078 A JPH1089078 A JP H1089078A JP 8244982 A JP8244982 A JP 8244982A JP 24498296 A JP24498296 A JP 24498296A JP H1089078 A JPH1089078 A JP H1089078A
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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
- F02F1/42—Shape or arrangement of intake or exhaust channels in cylinder heads
- F02F1/4228—Helically-shaped channels
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B31/00—Modifying induction systems for imparting a rotation to the charge in the cylinder
- F02B31/02—Modifying induction systems for imparting a rotation to the charge in the cylinder in engines having inlet valves arranged eccentrically to cylinder axis
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
- Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
- Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
- Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
Abstract
(57)【要約】
【課題】 ディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、
通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の
向上を両立する。 【解決手段】 旋回通路部４とスロート部３が連通した
スロート開口部５を燃焼室天井壁１１に対する高さＨを
持って形成し、スロート部３の開口半径をＲｔとし、ス
ロート開口部５の流量重心位置と最適流出位置とがスロ
ート部３の中心に対してなす角度をαとし、旋回通路部
４における吸気の降下角度をθとすると、スロート開口
部５の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決める。
通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の
向上を両立する。 【解決手段】 旋回通路部４とスロート部３が連通した
スロート開口部５を燃焼室天井壁１１に対する高さＨを
持って形成し、スロート部３の開口半径をＲｔとし、ス
ロート開口部５の流量重心位置と最適流出位置とがスロ
ート部３の中心に対してなす角度をαとし、旋回通路部
４における吸気の降下角度をθとすると、スロート開口
部５の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決める。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、ディーゼルエンジ
ンに備えられるヘリカル型吸気ポートの形状に関するも
のである。
ンに備えられるヘリカル型吸気ポートの形状に関するも
のである。
【０００２】
【従来の技術】燃料をシリンダに直接噴射する直噴式デ
ィーゼルエンジンにおいて、ヘリカル型吸気ポートから
シリンダに流入する吸気流が旋回するスワールを生起し
て、燃焼性を高めるものがある。
ィーゼルエンジンにおいて、ヘリカル型吸気ポートから
シリンダに流入する吸気流が旋回するスワールを生起し
て、燃焼性を高めるものがある。
【０００３】ヘリカル型吸気ポートは、直線状に延びる
直線通路部と、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたス
ロート部と、スロート部と直線通路部を結んで渦巻き状
に湾曲した旋回通路部とによって構成される。
直線通路部と、燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたス
ロート部と、スロート部と直線通路部を結んで渦巻き状
に湾曲した旋回通路部とによって構成される。
【０００４】従来、この種の吸気ポートとして、例えば
特開昭５９−１２１２３号公報に開示されたものは、平
面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定して、ス
ワールの強化と体積効率の向上を両立するようになって
いる。
特開昭５９−１２１２３号公報に開示されたものは、平
面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定して、ス
ワールの強化と体積効率の向上を両立するようになって
いる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな従来のディーゼルエンジンの吸気ポートにあって
は、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定し
ても、通路形状の高さを変更すると、シリンダに生起さ
れるスワールの強さが変化し、スワールの強化と体積効
率の向上を両立できないという間題点が考えられる。
うな従来のディーゼルエンジンの吸気ポートにあって
は、平面図上における吸気ポートの渦巻き形状を規定し
ても、通路形状の高さを変更すると、シリンダに生起さ
れるスワールの強さが変化し、スワールの強化と体積効
率の向上を両立できないという間題点が考えられる。
【０００６】本発明は上記の問題点を鑑みてなされたも
のであり、ディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、
通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の
向上を両立することを目的とする。
のであり、ディーゼルエンジンの吸気ポートにおいて、
通路形状の高さを規定してスワールの強化と体積効率の
向上を両立することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】請求項１に記載のディー
ゼルエンジンの吸気ポートは、燃焼室天井壁に開口する
円柱状をしたスロート部と、スロート部の上方に接続し
て渦巻き状に湾曲した旋回通路部と、旋回通路部の上流
側に接続する直線通路部とを備えるディーゼルエンジン
のヘリカル型吸気ポートにおいて、前記旋回通路部とス
ロート部が連通したスロート開口部を燃焼室天井壁に対
する高さＨを持って形成し、スロート部の開口半径をＲ
ｔとし、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置
とがスロート部の中心に対してなす角度をαとし、旋回
通路部における吸気の降下角度をθとすると、スロート
開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決め
る。
ゼルエンジンの吸気ポートは、燃焼室天井壁に開口する
円柱状をしたスロート部と、スロート部の上方に接続し
て渦巻き状に湾曲した旋回通路部と、旋回通路部の上流
側に接続する直線通路部とを備えるディーゼルエンジン
のヘリカル型吸気ポートにおいて、前記旋回通路部とス
ロート部が連通したスロート開口部を燃焼室天井壁に対
する高さＨを持って形成し、スロート部の開口半径をＲ
ｔとし、スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置
とがスロート部の中心に対してなす角度をαとし、旋回
通路部における吸気の降下角度をθとすると、スロート
開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決め
る。
【０００８】請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートは、請求項１に記載の発明において、前記スロ
ート部の中心についてスロート開口部が拡がる角度γに
係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定め、係数Ｃを０．２５≦
Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、スロート開口部の開姶点
とスロート部の中心を結ぶ直線に対してスワール旋回方
向に角度Ｃ・γをとった直線と、スロート部の中心とシ
リンダの中心を結ぶ直線とがなす角度をαとする。
気ポートは、請求項１に記載の発明において、前記スロ
ート部の中心についてスロート開口部が拡がる角度γに
係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定め、係数Ｃを０．２５≦
Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、スロート開口部の開姶点
とスロート部の中心を結ぶ直線に対してスワール旋回方
向に角度Ｃ・γをとった直線と、スロート部の中心とシ
リンダの中心を結ぶ直線とがなす角度をαとする。
【０００９】請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートは、請求項１または２に記載の発明において、
目標とするスワール比をＳｒとし、前記直線通路部と旋
回通路部の接統部の断面積をＡとし、ピストンのストロ
ークをＳｔとし、シリンダの開口直径をＢとすると、吸
気の降下角度θをθ＝ｃｏｓ-1（Ｓｒ・Ａ／Ｓｔ／Ｂ）
として算出し、旋回通路部の天井面の降下角度を算出さ
れた吸気の降下角度θと略一致させる。
気ポートは、請求項１または２に記載の発明において、
目標とするスワール比をＳｒとし、前記直線通路部と旋
回通路部の接統部の断面積をＡとし、ピストンのストロ
ークをＳｔとし、シリンダの開口直径をＢとすると、吸
気の降下角度θをθ＝ｃｏｓ-1（Ｓｒ・Ａ／Ｓｔ／Ｂ）
として算出し、旋回通路部の天井面の降下角度を算出さ
れた吸気の降下角度θと略一致させる。
【００１０】
【作用】請求項１に記載のディーゼルエンジンの吸気ポ
ートにおいて、直線通路部を通過した空気は旋回通路部
を経てスロート部の壁面に沿って螺旋状に旋回しながら
シリンダに流入する。強いスワールを生起するために
は、スロート部からシリンダ壁面に沿う方向に吸気流を
導く必要がある。
ートにおいて、直線通路部を通過した空気は旋回通路部
を経てスロート部の壁面に沿って螺旋状に旋回しながら
シリンダに流入する。強いスワールを生起するために
は、スロート部からシリンダ壁面に沿う方向に吸気流を
導く必要がある。
【００１１】シリンダに流入する吸気主流の向きは螺旋
流の旋回角度に依存し、スロート部の開口半径Ｒｔと、
旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の流
量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対し
てなす角度をαと、旋回通路部とスロート部が連通した
スロート開口部の位置および大きさによって決まる値α
と、旋回通路部における吸気の降下角度θと、スロート
開口部の燃焼室天井壁に対する高さＨとの関数となる。
流の旋回角度に依存し、スロート部の開口半径Ｒｔと、
旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部の流
量重心位置と最適流出位置とがスロート部の中心に対し
てなす角度をαと、旋回通路部とスロート部が連通した
スロート開口部の位置および大きさによって決まる値α
と、旋回通路部における吸気の降下角度θと、スロート
開口部の燃焼室天井壁に対する高さＨとの関数となる。
【００１２】スロート部を通過した吸気がシリンダの壁
面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリン
ダの中心とスロート部の中心を結んだ直線上である。
面に沿い、角運動量が最も大きくなる流出位置はシリン
ダの中心とスロート部の中心を結んだ直線上である。
【００１３】したがって、スロート開口部の流量重心位
置と最適流出位置とがスロートの中心に対してなす角度
をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
置と最適流出位置とがスロートの中心に対してなす角度
をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１４】したがって、スロート開口部の高さＨをＨ
＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロー
ト部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁
面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積
効率の向上を両立することができる。
＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロー
ト部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁
面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積
効率の向上を両立することができる。
【００１５】請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートにおいて、スロート部における螺旋流の起点は
スロート開口部の全体にわたる。そこでスロート開口部
から流出する吸気流量の重心が最もシリンダの壁面に沿
う流れを強化する位置となるようにするためには、実験
並びに数値解析結果から、スロート開口部が拡がる角度
γの０．２５〜０．４５倍の位置で与えられる。
気ポートにおいて、スロート部における螺旋流の起点は
スロート開口部の全体にわたる。そこでスロート開口部
から流出する吸気流量の重心が最もシリンダの壁面に沿
う流れを強化する位置となるようにするためには、実験
並びに数値解析結果から、スロート開口部が拡がる角度
γの０．２５〜０．４５倍の位置で与えられる。
【００１６】一方、吸気流がシリンダの壁面に沿い、角
運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心とスロ
ート中心を結んだ直線上である。
運動量が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心とスロ
ート中心を結んだ直線上である。
【００１７】したがって、スロート開口部の流量重心位
置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角
度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
置と最適流出位置とがスロート部の中心に対してなす角
度をαとすれば旋回距離ＬはＬ＝Ｒｔ・αで表される。
【００１８】したがって、スロート開口部の高さＨをＨ
＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロー
ト部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁
面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積
効率の向上を両立することができる。
＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとして決めることにより、スロー
ト部からシリンダに流出する吸気流の向きがシリンダ壁
面に沿わせることが可能となり、スワールの強化と体積
効率の向上を両立することができる。
【００１９】請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートにおいて、旋回通路部の天井の降下角度を吸気
の螺旋流の降下角度θに略一致させることにより、旋回
通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流
れ、このため吸気ポートの流量係数が向上する。
気ポートにおいて、旋回通路部の天井の降下角度を吸気
の螺旋流の降下角度θに略一致させることにより、旋回
通路部からスロート部に流入する吸気がスムースに流
れ、このため吸気ポートの流量係数が向上する。
【００２０】
【発明の効果】請求項１に記載のディーゼルエンジンの
吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出す
る吸気流をシリンダ壁面に沿わせて、シリンダに強いス
ワールを生起することことが可能となり、エンジンの燃
焼性を改善し、出力・排気性能の向上がはかれる。
吸気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出す
る吸気流をシリンダ壁面に沿わせて、シリンダに強いス
ワールを生起することことが可能となり、エンジンの燃
焼性を改善し、出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２１】請求項２に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する
吸気流をシリンダ壁面に的確に沿わせて、シリンダに強
いスワールを生起することことが可能となる。
気ポートによれば、スロート部からシリンダに流出する
吸気流をシリンダ壁面に的確に沿わせて、シリンダに強
いスワールを生起することことが可能となる。
【００２２】請求項３に記載のディーゼルエンジンの吸
気ポートによれば、旋回通路部からスロート部に流入す
る吸気がスムースに流れ、吸入空気量が増加し、エンジ
ンの出力・排気性能の向上がはかれる。
気ポートによれば、旋回通路部からスロート部に流入す
る吸気がスムースに流れ、吸入空気量が増加し、エンジ
ンの出力・排気性能の向上がはかれる。
【００２３】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を添付図
面に基づいて説明する。
面に基づいて説明する。
【００２４】図１に示すように、シリンダ１にはヘリカ
ル型の吸気ポート１０が接続される。シリンダ１にはヘ
リカル型の吸気ポート１０と図示しないディレクショナ
ル型吸気ポートがそれぞれ並んで接続しているととも
に、２本の排気ポートがそれぞれ並んで接続されてい
る。シリンダ１の中央部には図示しない燃料噴射弁が臨
み、燃料噴射弁からシリンダ１に噴射される燃料がシリ
ンダ１に吸入された吸気と混合し、ピストンで圧縮され
た状態で着火燃焼する。
ル型の吸気ポート１０が接続される。シリンダ１にはヘ
リカル型の吸気ポート１０と図示しないディレクショナ
ル型吸気ポートがそれぞれ並んで接続しているととも
に、２本の排気ポートがそれぞれ並んで接続されてい
る。シリンダ１の中央部には図示しない燃料噴射弁が臨
み、燃料噴射弁からシリンダ１に噴射される燃料がシリ
ンダ１に吸入された吸気と混合し、ピストンで圧縮され
た状態で着火燃焼する。
【００２５】ヘリカル型吸気ポート１０とディレクショ
ナル型吸気ポートは共にシリンダヘッドの右側壁に開口
し、ヘリカル型吸気ポート１０はディレクショナル型吸
気ポートを越えてシリンダ１の左側の領域まで延びてい
る。したがって、ヘリカル型吸気ポート１０の通路長は
ディレクショナル型吸気ポートより長い。
ナル型吸気ポートは共にシリンダヘッドの右側壁に開口
し、ヘリカル型吸気ポート１０はディレクショナル型吸
気ポートを越えてシリンダ１の左側の領域まで延びてい
る。したがって、ヘリカル型吸気ポート１０の通路長は
ディレクショナル型吸気ポートより長い。
【００２６】ヘリカル型の吸気ポート１０はその先端が
平面図上において渦巻き状に湾曲して、シリンダ１内に
横方向に旋回する吸気流、いわゆるスワールを生起す
る。
平面図上において渦巻き状に湾曲して、シリンダ１内に
横方向に旋回する吸気流、いわゆるスワールを生起す
る。
【００２７】吸気ポート１０は、直線通路部２と旋回通
路部４およびスロート部３から構成される。
路部４およびスロート部３から構成される。
【００２８】直線通路部２はその上流端がシリンダヘッ
ドの右側壁に開口し、その断面積を上流側から下流側に
かけて次第に減少させつつ、直線状に延びている。
ドの右側壁に開口し、その断面積を上流側から下流側に
かけて次第に減少させつつ、直線状に延びている。
【００２９】図２に示すように、燃焼室天井壁１１に開
口したスロート部３は、シリンダ１と平行な円柱状をし
ており、円筒面状の側面３２と天井壁３１によって画成
される。図２において、線分Ｏｓはスロート部３の中心
線である。図示しない吸気弁はスロート中心Ｏｓ上に配
置され、スロート部３を貫通して設けられる。
口したスロート部３は、シリンダ１と平行な円柱状をし
ており、円筒面状の側面３２と天井壁３１によって画成
される。図２において、線分Ｏｓはスロート部３の中心
線である。図示しない吸気弁はスロート中心Ｏｓ上に配
置され、スロート部３を貫通して設けられる。
【００３０】旋回通路部４は直線通路部２とスロート部
３を連通して、渦巻き状に湾曲している。
３を連通して、渦巻き状に湾曲している。
【００３１】スロート中心Ｏｓについて旋回通路部４と
スロート部３が連通したスロート開口部５が拡がる角度
γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定める。ただし、係数
Ｃは、０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定される。
スロート部３が連通したスロート開口部５が拡がる角度
γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定める。ただし、係数
Ｃは、０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定される。
【００３２】スロート開口部５の開姶点６とスロート中
心Ｏｓを結ぶ直線Ｍに対してスワール旋回方向に角度Ｃ
・γをとった直線Ｎと、スロート中心Ｏｓとシリンダ中
心Ｏｃを結ぶ直線Ｐとがなす角度をαとする。
心Ｏｓを結ぶ直線Ｍに対してスワール旋回方向に角度Ｃ
・γをとった直線Ｎと、スロート中心Ｏｓとシリンダ中
心Ｏｃを結ぶ直線Ｐとがなす角度をαとする。
【００３３】直線通路部２と旋回通路部４の接統部の断
面積をＡとする。この部分が直線通路部２の最小断面積
部分となる。
面積をＡとする。この部分が直線通路部２の最小断面積
部分となる。
【００３４】スロート部３の天井面３１と燃焼室天井壁
１１間の距離ｔが、旋回通路部４の高さとなる。
１１間の距離ｔが、旋回通路部４の高さとなる。
【００３５】ここでスロート開口部５の高さＨは、旋回
通路部４における吸気の降下角度をθ、スロート部３の
開口半径をＲｔとすると次式で決定する。
通路部４における吸気の降下角度をθ、スロート部３の
開口半径をＲｔとすると次式で決定する。
【００３６】 Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１） 旋回通路部４はその天井面の降下角度が吸気の降下角度
θと略一致するように形成される。吸気の降下角度θは
次式で表される。
θと略一致するように形成される。吸気の降下角度θは
次式で表される。
【００３７】 θ＝ｃｏｓ-1（Ｓｒ・Ａ／Ｓｔ／Ｂ） …（２） ただし、 Ｓｒ：エンジン性能から要求されるスワール比 Ｂ：シリンダ１の開口直径 Ｓｔ：ピストンのストローク とする。
【００３８】ここでスワール比Ｓｒは、インパルススワ
ールメータによって計測される吸気バルブのフルリフト
時の定常流試験によるスワール比であり次式で定義され
る。
ールメータによって計測される吸気バルブのフルリフト
時の定常流試験によるスワール比であり次式で定義され
る。
【００３９】 Ｓｒ＝２Ｈ×Ｓｔ×ρ／Ｑ／Ｑ …（３） ただし、 Ｈ：インパルススワールメータにより測定されたスワー
ル流の単位時間当たりの角運動量 ρ：空気の密度 Ｑ：測定時の空気質量流量 とする。
ル流の単位時間当たりの角運動量 ρ：空気の密度 Ｑ：測定時の空気質量流量 とする。
【００４０】以上のように構成され、次に作用について
説明する。
説明する。
【００４１】図３にヘリカル型吸気ポート１０によって
生起されるスワールの形態を示す。図中矢印ａで示すス
ワールはシリンダ１の壁面に沿う吸気流であり、図中矢
印ｂで示すスワールはスロート部３の壁面に沿う吸気流
である。ａのスワールがｂのスワールに比べて、シリン
ダ１に流入する過程で保持する角運動量が大きく、高ス
ワールを効果的に生起できる。したがって、強いスワー
ルを生起するためには、スロート部３からシリンダ１の
壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
生起されるスワールの形態を示す。図中矢印ａで示すス
ワールはシリンダ１の壁面に沿う吸気流であり、図中矢
印ｂで示すスワールはスロート部３の壁面に沿う吸気流
である。ａのスワールがｂのスワールに比べて、シリン
ダ１に流入する過程で保持する角運動量が大きく、高ス
ワールを効果的に生起できる。したがって、強いスワー
ルを生起するためには、スロート部３からシリンダ１の
壁面に沿う方向に吸気流を導く必要がある。
【００４２】直線通路部２を通過した空気は旋回通路部
４を経てスロート部３の壁面に沿って螺旋状に旋回しな
がらシリンダ１に流入する。このとき図４に矢印で示す
ようにシリンダ１に流入する吸気主流の向きは螺旋流の
旋回角度に依存し、螺旋流の降下角度θと流速ｖ、スロ
ート部３の開口半径Ｒｔ、そしてスロート開口部５の高
さＨの関数となる。スワール生起効率を最も高めるため
には、図８に矢印で示すように、スロート部３からシリ
ンダ１に流出する吸気流の向きがシリンダ１の壁面に沿
っていることが望ましく、以下の関係式が成り立つ。
４を経てスロート部３の壁面に沿って螺旋状に旋回しな
がらシリンダ１に流入する。このとき図４に矢印で示す
ようにシリンダ１に流入する吸気主流の向きは螺旋流の
旋回角度に依存し、螺旋流の降下角度θと流速ｖ、スロ
ート部３の開口半径Ｒｔ、そしてスロート開口部５の高
さＨの関数となる。スワール生起効率を最も高めるため
には、図８に矢印で示すように、スロート部３からシリ
ンダ１に流出する吸気流の向きがシリンダ１の壁面に沿
っていることが望ましく、以下の関係式が成り立つ。
【００４３】すべての吸気が速度ｖでシリンダ１の壁面
に沿って流出すると仮定すると、単位時間当たりの角運
動量Ｕは、次式で表される。
に沿って流出すると仮定すると、単位時間当たりの角運
動量Ｕは、次式で表される。
【００４４】 Ｕ＝Ｑ・ｖ・Ｂ／２・ｃｏｓθ …（４） また、流入速度ｖは直線通路部２の流速として、次式で
表される。
表される。
【００４５】 ｖ＝Ｑ／ρ／Ａ …（５） したがって、角運動量Ｕは、次式で表される。
【００４６】 Ｕ＝Ｑ・Ｑ・Ｂ・ｃｏｓθ／２／ρ／Ａ …（６） したがって、スワール比Ｓｒは次式で表される。
【００４７】 Ｓｒ＝Ｓｔ・Ｂ・ｃｏｓθ／Ａ …（７） したがって、吸気の降下角度θは前記（２）式で表され
る。
る。
【００４８】 θ＝ｃｏｓ-1（Ｓｒ・Ａ／Ｓｔ／Ｂ） …（２） この場合、スロート部３内での螺旋流の旋回距離Ｌは次
式で表される。
式で表される。
【００４９】 Ｌ＝ｔ／ｔａｎθ …（９） ここで効率的なスワール生起のための旋回距離Ｌは以下
のようにして見積もる。図４、図５の螺旋流の起点はス
ロート開口部５の全体にわたる。そこで図６に示すよう
にスロート開口部５から流出する流量の重心が最もシリ
ンダ１の壁面に沿う流れを強化する位置となるようにす
る。これは実験並びに数値解析結果から、通常スロート
開口部５の角度γの０．２５〜０．４５倍の位置で与え
られる。
のようにして見積もる。図４、図５の螺旋流の起点はス
ロート開口部５の全体にわたる。そこで図６に示すよう
にスロート開口部５から流出する流量の重心が最もシリ
ンダ１の壁面に沿う流れを強化する位置となるようにす
る。これは実験並びに数値解析結果から、通常スロート
開口部５の角度γの０．２５〜０．４５倍の位置で与え
られる。
【００５０】一方、シリンダ１の壁面に沿い、角運動量
が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心Ｏｃとスロー
ト中心Ｏｓを結んだ直線Ｐ上である。
が最も大きくなる流出位置はシリンダ中心Ｏｃとスロー
ト中心Ｏｓを結んだ直線Ｐ上である。
【００５１】したがって、スロート開口部５の流量重心
位置と最適流出位置とがスロート中心Ｏｓに対してなす
角度をαとすれば旋回距離Ｌは次式で表される。
位置と最適流出位置とがスロート中心Ｏｓに対してなす
角度をαとすれば旋回距離Ｌは次式で表される。
【００５２】 Ｌ＝Ｒｔ・α …（１０） よってスロート開口部５の高さは前記（１）式で表され
る。
る。
【００５３】 Ｈ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθ …（１） ここで、本式は吸気の角運動量をすべてシリンダ１の壁
面に沿う流れで代表させている、あるいはスロート開口
部５からの流れを流量の重心位置で代表させているとい
った誤差要因（実際より生起スワールを高めに評価す
る）があるが、一方流出速度ｖを直線通路部２の速度で
代表させており、実際にはスロート開口部５での縮流に
より増速する効果があるため、両者の誤差要因が相殺
し、本式による吸気ポート１０の設定が成立する。
面に沿う流れで代表させている、あるいはスロート開口
部５からの流れを流量の重心位置で代表させているとい
った誤差要因（実際より生起スワールを高めに評価す
る）があるが、一方流出速度ｖを直線通路部２の速度で
代表させており、実際にはスロート開口部５での縮流に
より増速する効果があるため、両者の誤差要因が相殺
し、本式による吸気ポート１０の設定が成立する。
【００５４】また、吸気の螺旋流の降下角度θに、旋回
通路部４の天井の降下角度を略一致させることにより、
旋回通路部４からスロート部３に流入する吸気がスムー
スに流れ、このため吸気ポート１０の流量係数が向上す
る。
通路部４の天井の降下角度を略一致させることにより、
旋回通路部４からスロート部３に流入する吸気がスムー
スに流れ、このため吸気ポート１０の流量係数が向上す
る。
【００５５】以上のようにして、スロート部３からシリ
ンダ１に流入する吸気流を効率よく旋回させることによ
り、スワール比が６を越える強いスワールを生起するこ
とが可能となり、燃焼性を改善し、エンジンの出力・排
気性能の向上がはかれる。
ンダ１に流入する吸気流を効率よく旋回させることによ
り、スワール比が６を越える強いスワールを生起するこ
とが可能となり、燃焼性を改善し、エンジンの出力・排
気性能の向上がはかれる。
【図１】本発明の実施形態を示す吸気ポート等の平面
図。
図。
【図２】同じく吸気ポートの縦断面図。
【図３】同じくスワールの生起される形態を示す図。
【図４】同じく作用を説明するための図。
【図５】同じく作用を説明するための図。
【図６】同じくスロート開口部の位置とスロート部へ流
入する空気流量の関係を示す図。
入する空気流量の関係を示す図。
【図７】同じく連通部高さとスワール比の関係を示す
図。
図。
【図８】同じくスロート開口部高さがスワール比に及ぽ
す影響を説明するための図。
す影響を説明するための図。
１ シリンダ ２ 直線通路部 ３ スロート部 ４ 旋回通路部 ５ スロート開口部 ６ 直線通路部とスロート部の開口開姶点 １１ 燃焼室天井壁 ３１ スロート部の天井面
Claims (3)
- 【請求項１】燃焼室天井壁に開口する円柱状をしたスロ
ート部と、 スロート部の上方に接続して渦巻き状に湾曲した旋回通
路部と、 旋回通路部の上流側に接続する直線通路部と、 を備えるディーゼルエンジンのヘリカル型吸気ポートに
おいて、 前記旋回通路部とスロート部が連通したスロート開口部
を燃焼室天井壁に対する高さＨを持って形成し、 スロート部の開口半径をＲｔとし、 スロート開口部の流量重心位置と最適流出位置とがスロ
ート部の中心に対してなす角度をαとし、 旋回通路部における吸気の降下角度をθとすると、 スロート開口部の高さＨをＨ＝Ｒｔ・α・ｔａｎθとし
て決めたことを特徴とするディーゼルエンジンの吸気ポ
ート。 - 【請求項２】前記スロート部の中心についてスロート開
口部が拡がる角度γに係数Ｃを乗じた角度Ｃ・γを定
め、 係数Ｃを０．２５≦Ｃ≦０．４５の範囲に設定し、 スロート開口部の開姶点とスロート部の中心を結ぶ直線
に対してスワール旋回方向に角度Ｃ・γをとった直線
と、スロート部の中心とシリンダの中心を結ぶ直線とが
なす角度をαとしたことを特徴とする請求項１に記載の
ディーゼルエンジンの吸気ポート。 - 【請求項３】目標にするスワール比をＳｒとし、 前記直線通路部と旋回通路部の接統部の断面積をＡと
し、 ピストンのストロークをＳｔとし、 シリンダの開口直径をＢとすると、 吸気の降下角度θをθ＝ｃｏｓ-1（Ｓｒ・Ａ／Ｓｔ／
Ｂ）として算出し、 旋回通路部の天井面の降下角度を算出された吸気の降下
角度θと略一致させたことを特徴とする請求項１または
２に記載のディーゼルエンジンの吸気ポート。
Priority Applications (3)
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|---|---|---|---|
| JP24498296A JP3562165B2 (ja) | 1996-09-17 | 1996-09-17 | ディーゼルエンジンの吸気ポート |
| US08/928,333 US5884598A (en) | 1996-09-17 | 1997-09-12 | Diesel engine intake port |
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|---|---|---|---|
| JP24498296A JP3562165B2 (ja) | 1996-09-17 | 1996-09-17 | ディーゼルエンジンの吸気ポート |
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| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1089078A true JPH1089078A (ja) | 1998-04-07 |
| JP3562165B2 JP3562165B2 (ja) | 2004-09-08 |
Family
ID=17126840
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24498296A Expired - Fee Related JP3562165B2 (ja) | 1996-09-17 | 1996-09-17 | ディーゼルエンジンの吸気ポート |
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| Country | Link |
|---|---|
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| US3945363A (en) * | 1973-08-28 | 1976-03-23 | Elsbett L | Reciprocating piston internal combustion engine with twist forming conduit means, especially in the intake system thereof |
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| JPS5849382Y2 (ja) * | 1978-09-19 | 1983-11-11 | トヨタ自動車株式会社 | 内燃機関のヘリカル吸気ポ−ト |
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| JPS5932648B2 (ja) * | 1979-06-25 | 1984-08-10 | トヨタ自動車株式会社 | 内燃機関の吸気通路構造 |
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| JP3517957B2 (ja) * | 1994-06-10 | 2004-04-12 | マツダ株式会社 | エンジンの吸気ポート構造およびその設定方法 |
| DE19538982B4 (de) * | 1994-10-19 | 2005-09-08 | Mtd Products Inc., Valley City | Ventilsteuervorrichtung für einen Verbrennungsmotor mit Einlaß- und Auslaßventilen |
-
1996
- 1996-09-17 JP JP24498296A patent/JP3562165B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1997
- 1997-09-12 US US08/928,333 patent/US5884598A/en not_active Expired - Fee Related
- 1997-09-17 DE DE19740962A patent/DE19740962B4/de not_active Expired - Fee Related
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| US7874278B2 (en) | 2006-01-27 | 2011-01-25 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Intake port of internal combustion engine |
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
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| DE19740962B4 (de) | 2006-01-12 |
| DE19740962A1 (de) | 1998-03-19 |
| US5884598A (en) | 1999-03-23 |
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