WO2004033883A1 - 狭角ｖ型エンジン - Google Patents

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WO2004033883A1
WO2004033883A1 PCT/JP2003/012892 JP0312892W WO2004033883A1 WO 2004033883 A1 WO2004033883 A1 WO 2004033883A1 JP 0312892 W JP0312892 W JP 0312892W WO 2004033883 A1 WO2004033883 A1 WO 2004033883A1
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engine
narrow
banks
intake
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PCT/JP2003/012892
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English (en)
French (fr)
Inventor
Masahiro Yamazaki
Original Assignee
Ygk Co., Ltd.
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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 
    • 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
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B75/22—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement
    • F02B75/221—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement with cylinder banks in narrow V-arrangement, having a single cylinder head
    • 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
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B75/22—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement

Definitions

  • the present invention relates to a V-type engine, and particularly to a narrow-angle V-type engine having a small puncture angle.
  • the puncture angle of the V-type engine is determined according to the number of cylinders, and is often set to 90 degrees for a 4-cylinder V-type engine and to 120 degrees for a 6-cylinder V-type engine.
  • Japanese Patent Application Laid-Open Publication No. Hei 10-110980 issued by the Japan Patent Office in 1989 proposes an engine with a narrow bank angle set at 30 degrees.
  • the purpose of the present invention is to arrange the intake port and the exhaust port on one side of the engine respectively. By stopping the engine, the height of the engine is reduced and the conversion efficiency of the exhaust is increased. In addition, the gas flow in the left and right banks is almost the same to achieve even combustion.
  • a V-type engine having a plurality of cylinders arranged alternately in two banks, a combustion chamber provided for each cylinder, an intake port connecting the combustion chamber to an intake manifold, and a combustion chamber An exhaust port connecting the chamber to the exhaust manifold is provided, so that the intake ports of the two banks all pass through one puncture, and the exhaust ports of the two punctures all pass through the other puncture
  • the angle between the two punctures is set to 8 degrees or less.
  • the intake ports of the two banks are combined into one puncture to reduce the height of the engine, and the exhaust ports of the two banks are combined with the other puncture to increase the catalyst conversion efficiency. Since the bank angle is set to 8 degrees or less, the tambou-no-ré ratio can be equalized between the two punctures (see Fig. 9). It is possible to realize combustion without fuel. 'The embodiments of the present invention and the advantages of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings. BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a narrow-angle V-type engine according to the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram for explaining the offset of the biston pins.
  • FIG. 3 is a diagram for explaining the structure of the intake side of the engine.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the structure of the exhaust side of the engine.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the structure of the exhaust side of the engine.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining valve timing of intake pulp.
  • FIG. 7 is a view for explaining a cam mechanism of the engine.
  • FIG. 8 is a view for explaining a cam mechanism of the engine.
  • FIG. 9 is a diagram showing a relationship between a puncture angle and a tumble ratio.
  • FIG. 10 is a diagram for explaining the shape of the g. Description of the preferred embodiment
  • the engine is viewed from the front and the left bank is on the left and the right bank is on the right.
  • FIG. 1 and 2 show the configuration of a V-type four-cylinder engine according to the present invention.
  • a plurality of cylinders 2 each opening on the upper surface of the cylinder block are formed in a row in the longitudinal direction of the engine; in each direction, a piston 4 slides in each cylinder 2. It has been installed as much as possible.
  • the piston 3 is swingably connected to the upper end of the connecting rod 4 via a piston pin 5, and the lower part of the connecting rod 4 is connected to a crankshaft 6 via a crankpin.
  • the reciprocating motion of the piston 3 is converted into rotation by the crankshaft 6 and transmitted to the drive wheels via a transmission, a final reduction gear, and a drive shaft (not shown).
  • the connecting rod 4 and the crankshaft 6 are not the position where the center line of the cylinder in the left bank and the center line of the cylinder in the right bank intersect, but the position where the center line intersects, as seen from the front of the engine. ⁇ . At a position O offset h above the engine. The reason why the crankshaft 6 is set upward as described above is to suppress the height of the engine.
  • the piston 3 and the connecting rod 4 are not on the center axis of the cylinder 2 and piston 3 but in the radial direction (cylinder) of the cylinder 2 and piston 3 from the center axis of cylinder 2 and piston 3. 2 and the direction perpendicular to the center axis of the piston 3) and are connected to the center of the engine at an offset of t.
  • the offset amount t is set to, for example, about 5% of the cylinder diameter.
  • the piston 3 has its crown surface parallel to the upper surface of the cylinder block 1, and the skirt portion closer to the outside of the cylinder block 1 (hereinafter referred to as the thrust side) has cylinders 2 and 3 as compared to the skirt portion closer to the engine center.
  • Biston 3 is elongated in the axial direction.
  • the top surface of the piston 3 is made parallel to the top surface of the cylinder block 1. This is to achieve rapid combustion.
  • the crown surface of the piston 3 flat with the upper surface of the cylinder block 1, the directional component of the flame speed that spreads like a flame can be increased.
  • the compression ratio can be increased by making the combustion chamber compact.
  • the skirt on the thrust side reduces the thrust because the position of the piston pin 5 is offset, and when the piston 3 slides, a momentum is exerted around the piston 5 and the piston 3 tilts. Therefore, the length of the skirt on the thrust side of the piston 3 is made longer to support the piston 3 and to stabilize the posture of the piston 3 during the reciprocating motion. Further, since the side force acting on the inner wall of the cylinder is increased by offsetting the crankshaft 6 upward, the area of the scart portion is increased to reduce the surface pressure. .Elongating the skirt is also effective in reducing the sound of the piston 3 (slap sound). Note that only the skirt part of the thrust-toe rule is extended, and the inner skirt part remains the same. Therefore, even when the biston 3 descends and reaches the bottom dead center, the rotation of the biston 3 and the counterweight is performed. Do not interfere.
  • Cylinder 2 consists of a left punctured cylinder and a right bank cylinder from the front of the engine.
  • the cylinders are alternately arranged in a zigzag pattern so that they are not arranged consecutively in the same puncture, and alternately in the left and right banks so that there are no cylinders at the same distance from the front end of the engine. Be placed.
  • the angle 0 (hereinafter, puncture angle) formed by the center line of the left puncture cylinder and the center line of the right puncture cylinder when the engine is viewed from the front is reduced to 8 degrees or less (preferably 8 degrees). Set. The reason why the temperature is set to 8 degrees or less is to make the tumble ratio substantially equal between the left and right punctures to realize stable combustion, and this point will be described in detail later.
  • a single cylinder head 10 is connected to the upper surface of the cylinder block 1.
  • the reason why the left and right banks can be made into one cylinder head is that the bank angle is small.By sharing the cylinder head between the left and right banks, the rigidity of the engine can be kept high. it can.
  • a concave portion 11 that forms a part of the combustion chamber is formed.
  • An intake port 20 and an exhaust port 30 are opened in the turning part 11, and an ignition gap of the ignition plug 7 protrudes.
  • the left puncture combustion chamber is provided with an intake valve 21 L and an exhaust valve 31 L to cut off communication with the intake port 20 and exhaust port 30.
  • Left bank exhaust valve 31 L is left camshaft 40
  • left puncture intake valve 21 L and right bank exhaust valve 31 R is center camshaft 41
  • right bank intake valve 21 R is right cam.
  • Each of the shafts 42 is driven to open and close.
  • the intake port 20 is connected via an intake manifold 50 to a box-shaped collector 60 into which fresh air is introduced, and the exhaust port 30 is shown via an exhaust manifold 70 Not connected to the exhaust pipe.
  • the pipe length of the intake manifold 50 is changed according to the length of the intake port 20 so that the left and right punctured intake ports 20 are formed. It compensates for the difference in length. That is, the intake manifold 50 connected to the intake port 20 of the right bank, which is shorter than that of the left puncture, is extended to the inside of the collector 60. The distance from 0 to the intake manifold opening is made equal.
  • the closing timing of the intake valve may be varied between the left and right banks to compensate for the difference in the length of the intake ports 20 between the left and right banks. If the timing of closing the intake valve for the left puncture where the ⁇ ⁇ intake port 20 is longer than the right puncture is delayed from the right bank, the volumetric efficiency can be made equal between the left and right punctures.
  • the length of the branch of the exhaust manifold 70 is changed according to the length of the exhaust port 3 ⁇ , so that the left and right Exhaust port 30 different length! / ⁇ is compensated.
  • the bending of the exhaust manifold 70 is increased and the length of the branch is increased, so that all the combustion chambers are separated from the combustion chamber.
  • the length of the pipe from the exhaust port 30 to the collecting section 71 of the exhaust manifold 70 is set equal.
  • injectors 80R and 80L for injecting fuel are provided on the P side and the air side, and the injectors 80R and 80L are mounted at left and right punctures. Is different. That is, a portion of the intake port 20 communicating with the combustion chamber of the left bank is provided with a fuel injector 80 L for injecting fuel into the air supplied to the combustion chamber of the left puncture, and the intake manifold 5 is provided. ⁇ The part that communicates with the combustion chamber of the right bank is a fuel injector for injecting fuel into the air supplied to the combustion chamber of the right puncture. 8 ORs are provided.
  • the reason why the injector mounting position is changed between the left puncture and the right bank is that the fuel injection position (the position of the injector 80R and 80L injection ports) is used for all the combustion chambers in the left puncture and the right bank. This is to equalize the mixture state of the air-fuel mixture and reduce the output due to uneven mixing of the air-fuel mixture and uneven distribution of fuel and air. Drops can be avoided.
  • the exhaust gas can be collected while hot and flow to the exhaust pipe, keeping the temperature of the exhaust gas flowing into the catalyst high and keeping the temperature of the catalyst high. Conversion efficiency can be improved. As a result, the warm-up force s of the exhaust catalyst immediately after the start of the engine is promoted, and the exhaust gas purification efficiency in a cold state can be improved. Further, since the lengths from the combustion chamber to the collecting portion 71 of the exhaust manifold 70 are equalized, a decrease in exhaust efficiency can be further reduced.
  • the cylinder head 10 rotatably supports three camshafts 40, 41, and 42.
  • the cam gears 43, 4 , 45 are provided.
  • the intake valves 21 R, 21 L and the exhaust pulp 31 R, 31 L are driven by cam surfaces formed on the outer circumference of these three camshafts.
  • the bank angle By reducing the bank angle to 8 degrees or less, the distance between the cylinders in the left and right banks is reduced, the cylinder head 10 can be united by the left and right punctures, and the intake valve 2 1 in the left bank
  • the camshaft driving the L and the camshaft driving the right punctured exhaust pulp 31R can be shared. Therefore, in the engine according to the present invention, the number of camshafts can be reduced to three in spite of the DOHC type V engine.
  • the cam gears 4 3, 4 4, 4 5 are gears of the same diameter, the cam gear 4 3 and the cam gear 4 4 mesh, and the cam gear 4 4 and the cam gear 4 5 And are intertwined.
  • the cam gear 44 of the central camshaft 41 meshes with the idler gear 47 that rotates integrally with the force spring 46.
  • This idle gear 47 also has the same diameter as the cam gears 43, 44, 45.
  • a chain is hung between the cam sprocket 46 and a crank sprocket (not shown) that rotates integrally with the crankshaft 6, and the rotation of the crankshaft 6 causes the crank sprocket and the cam sprocket to rotate. It is transmitted to cam gears 43, 44, 45 via 46, and the camshafts 40, 41, 42 are rotationally driven as indicated by arrows in the figure.
  • the cam sprocket 46 rotates at half the speed of the crank sprocket.
  • the cam drive mechanism can be made compact, and the number of parts can be reduced.
  • the chain drive is used here between the crank sprocket and the cam sprocket 46, the drive during this period may be a gear drive.
  • FIG. 9 shows the relationship between the bank angle and the tumble ratio.
  • the tumble ratio is the ratio between the average speed of the intake air and the speed of the tumble flow, and it is necessary to equalize the tumble ratios of the left and right banks in order to achieve unbiased combustion.
  • the intake port and the air port are grouped on one side of the engine.
  • the intake flow angle of one bank (the tangent to the center line of the intake port just before the valve seat and the cylinder center line) Angle) increases, and the vertical gas flow generated in the cylinder is hindered, causing a difference in the tumble ratio between the left and right banks, resulting in uneven combustion. Also, as the inflow angle increases, the intake resistance also increases.
  • the bank angle by setting the bank angle to 8 degrees or less, the ratio of the vertical vortex generated by flowing into the cylinder 2 from each intake valve, that is, the tumble ratio, is changed to the left and right puncture. And make the left and right banks burn Can be equalized.
  • the combustion interval is shifted in the left and right banks by an amount corresponding to the bank angle.
  • the puncture angle is set to 8 degrees or less.
  • the crankshaft 6 can be a single plane. That is, as shown in (a) and (b) of Fig. 10, the crankpins for cylinders 1 and 4 are in phase, respectively, and the crankpins for cylinders 2 and 3 are 180 ° each. It is in phase and all crank pins can be located in one plane. If the crankshaft 6 can be made a single plane, the manufacture of the crankshaft 6 becomes easy, and the cost can be reduced.
  • the two-cylinder engine is alternately combined so that the two combustion intervals are substantially equal.
  • each of the two-cylinder engines is balanced by the primary vibration, and there is no problem in terms of vibration even if these are combined, so it can be said that the above-mentioned engine also has no problem in vibration.
  • the above-described embodiment is a four-cylinder V-type engine.
  • the present invention can be applied to a V-type engine having a different number of cylinders such as a six-cylinder cylinder and eight cylinders.
  • the number of cylinders is not limited to an even number and may be an odd number.
  • two of the above 4-cylinder V-type engines are combined in parallel, and an 8-cylinder W-type It can also be an engine.
  • the present invention can be applied to a narrow-angle V-type engine having a small bank angle, and can reduce the height of the engine and reduce the size of the engine while increasing the air conversion efficiency and the engine combustion efficiency. Useful.

Abstract

２つのバンクに交互に配列される複数のシリンダ２を有するＶ型エンジンにおいて、各シリンダ（２）に対応して設けられる燃焼室と、燃焼室を吸気マニホールド（５０）に接続する吸気ポート（２０）と、燃焼室を排気マニホールド（７０）に接続する排気ポート（３０）とを備える。そして、２つのバンクの吸気ポート（２０）が全て一方のバンクを通るように構成するとともに、２つのバンクの排気ポート（３０）が全て他方のバンクを通るように構成し、２つのバンクのなす角を８度以下に設定する。

Description

狭角 V型ェンジ
発明の所属分野
本発明は V型エンジンに関し、 特に、 パンク角の小さな狭角 V型エンジンに関 する。
明 発明の背景 田
V型エンジンのパンク角はシリンダ数に応じて決定され、 4シリンダ V型ェン ジンの場合は 9 0度、 6シリンダ V型エンジンの場合は 1 2 0度に設定されるこ とが多いが、 日本国特許庁が 1 9 9 8年に発行した特開平 1 0— 1 1 9 8 0号 公報はバンク角を狭く 3 0度に設定したエンジンを提案している。
発明の概要 '
しかしながら、 上記従来技術のエンジンでは、 吸気をシリンダヘッドの上側か ら供給する構成であるため、 エンジンの全高が高くなる。 また、 排気がエンジン の両側からパンク毎に排出される構成であるため、 排気 i¾tが低くなって触媒の 転換効率が低くなるという P§題があった。 ―
この点に対し、 吸気ポート、 排気ポートをそれぞれエンジンの一方の側にまと めることも考えられるが、 上記エンジンではバンク角が 3 0度と大きいために吸 気ポートの流入角度 （バルブシート直前の吸気ポートの中心線の接線とシリンダ 中心線のなす角） 力 S左右のバンクで異なることとなり、 今度はシリンダ内のガス 流動が偏って燃焼にばらつきが生じるという別の問題が生じる。 パンク角が 1 5 度のものも存在する力 ガス流動が偏ってしまうことには変わりなく、 安定した 燃焼が得られない。
本発明の目的は、 吸気ポート、 排気ポートをそれぞれエンジンの一方の側にま とめることでエンジンの高さを抑えつつ排気の転換効率を高め、 さらに、 左右の バンクでガス流動をほぼ同じにして、 偏りのない燃焼を実現することである。 本発明によれば、 2つのバンクに交互に配列される複数のシリンダを有する V 型エンジンにおいて、 シリンダ毎に設けられる燃焼室と、 燃焼室を吸気マ二ホー ルドに接続する吸気ポートと、 燃焼室を排気マ二ホールドに接続する排気ポート とを備え、 2つのバンクの吸気ポートが全て一方のパンクを通るように構成する とともに、 2つのパンクの排気ポートが全て他方のパンクを通るように構成し、 2つのパンクのなす角を 8度以下に設定したものが される。
したがって、 本発明によれば、 エンジンの高さを抑えるために 2つのバンクの 吸気ポートが一方のパンクにまとめられ、 また、 触媒の転換効率を高めるために 2つのバンクの排気ポートが他方のパンクにまとめられる力 S (第 3図、 第 4図参 照） 、 バンク角が 8度以下に設定されるので、 2つのパンクでタンブノレ比を均等 にすることができ （第 9図参照） 、 偏りのない燃焼を実現することができる。 '本発明の実施形態、 本発明の利点については、 寸された図面を参照しながら 以下に詳細に説明する。 図面の簡単な説明
第 1図は、 本宪明に係る狭角 V型エンジンの構成図である。
第 2図は、 ビストンピンのオフセットを説明するための図である。
第 3図は、 エンジンの吸気側の構造を説明するための図である。
第 4図は、 エンジンの排気側の構造を説明するための図である。
第 5図は、 エンジンの排気側の構造を説明するための図である。
第 6図は、 吸気パルプのバルブタイミングを説明するための図である。
第 7図は、 エンジンのカム機構を説明するための図である。
第 8図は、 エンジンのカム機構を説明するための図である。
第 9図は、 パンク角とタンブル比の関係を示した図である。 第 1 0図は、 トの形状を説明するための図である。 好ましい実施例の説明
以下の説明では、 便宜上、 エンジンを正面から見て、 左側を左バンク、 右側を 右バンクとして説明を進める。
第 1図、 第 2図は、 本発明に係る V型 4気筒エンジンの構成を示す。 シリンダ プロック 1の左右のバンクには、 それぞれシリンダブ口ック上面に開口する複数 のシリンダ 2がエンジンの長手； ^向に並んで複数形成されており、 各シリンダ 2 にはそれぞれビストン 3が摺動可能に収装されている。 ピストン 3はコンロッド 4の上端にビストンピン 5を介して揺動可能に連結されており、 コンロッド 4の 下部はクランクピンを介してクランクシャフト 6に連結されている。 ピストン 3 の往復運動はクランクシャフト 6により回 動に変換され、図示しな ヽ変速機、 終減速装置、 ドライブシャフトを介して駆動輪に伝達される。
コンロッド 4とクランクシャフト 6とは、 エンジンを正面から見た^ \ 左バ ンクのシリンダの中心線と右バンクのシリンダの中心線とが交差する位置 O cで はなく、 中心線が交差する位置〇。よりもエンジン上方に hだけオフセットさせ た位置 Oにおいて連結される。 このようにクランクシャフト 6を上方に才フセッ トさせているのは、 エンジンの高さを抑えるためである。
また、 ピストン 3とコンロッド 4は、 第 2図に示すように、 シリンダ 2及ぴピ ストン 3の中心軸上ではなく、 シリンダ 2及びビストン 3の中心軸からシリンダ 2及びビストン 3の径方向 (シリンダ 2及ぴピストン 3の中心軸に垂直な方向） であってエンジン中心側に tだけオフセットしたところで連結される。 オフセッ ト量 tは、 例えばシリンダ径の 5 %程度に設定される。 このようにピストンピン 5をエンジン中心側にオフセットさせるのは、 クランクシャフト 6を上方にオフ セットさせたことによりピストン 3が摺動する際にピストン 3からシリンダ 2の 内壁に作用する力 （サイドフォース） が大きくなるので、 これを小さくするため である。 なお、 このエンジンでは、 サイドフォースをさらに小さくするために、 コンロッド 4の連桿比を従来のものに比べて大きくしている。
ピストン 3は、 その冠面がシリンダブロック 1の上面に平行になるように、 ま た、 シリンダブロック 1外側寄り （以下、 スラスト側） のスカート部がエンジン 中心寄りのスカート部に比べてシリンダ 2及びビストン 3の軸方向に長くなる形 状をしている。
ピストン 3の冠面をシリンダブ口ック 1の上面と平行にするのは、 点火プラグ 7の点火ギヤップ近傍で発生する火炎核から火炎が勢!/ヽよく燃え広がり、 力つ熱 が逃げにくい形状とし、 急速燃焼を実現するためである。 つまり、 ピストン 3の 冠面をシリンダブ口ック 1の上面と 亍にすることで、 状に燃え広がる炎の 速度の 方向成分を大きくすることができ、 また、 燃焼室をコンパクトにする とともにビストン冠面の表面積を小さくし、 燃焼室で発生した熱エネルギーがシ リンダへッド 1やビストン 3の冠面から逃げるのを抑えることができる。 また、 燃焼室をコンパクトにすることにより圧縮比を上げることもできる。
スラスト側のスカート部を長くするのは、 ピストンピン 5の位置をオフセット させたためスラストが小さくなり、 ビストン 3が摺動する際にビストンピン 5周 りにモーメントが努生し、 ピストン 3が傾転しょうとするので、 ピストン 3のス ラスト側のスカート部を長くすることでこれを支持し、 往復運動時のビストン 3 の姿勢を安定させるためである。 また、 クランクシャフト 6を上方にオフセット させたことでシリンダ内壁に作用するサイドフォースが大きくなるので、 スカー ト部の面積を増大させて面圧を下げるためでもある。 .スカート部を長くすること により、 ピストン 3の打音 （スラップ音） を低減することにも効果がある。 なお、 長くするのはスラストイ則のスカート部だけであり、 内側のスカート部は そのままであるので、 ビストン 3が下降して下死点に達したときであってもビス トン 3とカウンターウェイトの回転 が干渉することはない。
また、 シリンダ 2は、 エンジン前方から左パンクのシリンダと右バンクのシリ ンダが交互に千鳥状 （ジグザグ） に配置され、 同じパンクにおいて連続して配置 されないように、 また、 エンジンの前端から同じ距離にはシリンダが複数存在し ないように左右のバンクで交互交替的に配置される。 さらに、 エンジンを正面か ら見たときの左パンクのシリンダの中心線と右パンクのシリンダの中心線とが成 す角 0 (以下、 パンク角） を、 8度以下 （好ましくは 8度） に設定する。 8度以 下とするのは左右のパンクでタンブル比を略均等にし、 安定した燃焼を実現する ためであり、 この点については後で詳しく説明する。
シリンダブ口ック 1の上面には単一のシリンダへッド 1 0が接続される。 この ように左右のバンクで一つのシリンダへッドにできるのは、 バンク角が小さいか らであり、 シリンダへッドを左右のバンクで共用することにより、 エンジンの剛 性を高く保つことができる。
シリンダへッド 1 0の下面のシリンダ 2の上側開口に対応する位置にはそれぞ れ燃焼室の一部を形成することになる凹部 1 1が形成されている。 回部 1 1には 吸気ポート 2 0、 排気ポート 3 0が開口するとともに、 点火ブラグ 7の点火ギヤ ップが突出している。
左パンクの燃焼室には吸気ポート 2 0、 排気ポート 3 0との連通を遮断するた めの吸気バルブ 2 1 L、 排気バルブ 3 1 Lが設けられており、 同様に、 右バンク の燃焼室には吸気パルプ 2 1 R、 ^気バルブ 3 1 Rが設けられている。 左バンク の排気バルブ 3 1 Lは左側カムシャフト 4 0、 左パンクの吸気バルブ 2 1 Lと右 バンクの排気バルブ 3 1 Rは中央カムシャフト 4 1、 右バンクの吸気バルブ 2 1 Rは右側カムシャフト 4 2によってそれぞれ開閉駆動される。 吸気ポート 2 0は 吸気マ二ホールド 5 0を介して、 新気が導入される箱型形状のコレクタ 6 0に接 続され、 また、 排気ポート 3 0は排気マ二ホールド 7 0を介して図示しない排気 管に接続される。
第 3図から第 5図に示すように、 上記エンジンでは、 吸気ポート 2 0が全て右 パンクを通るように、 また、 気ポート 3 0が全て左パンクを通るようにまとめ られており、 P及気ポート 2 0、 排気ポート 3 0の長さが左バンクと右パンクとで それぞれ異なっている。
そこ 、 吸気側に関しては、 第 3図に示すように、 吸気マ二ホールド 5 0の管 長を吸気ポート 2 0の長さに応じて変ィ匕させることで左右のパンクの吸気ポート 2 0の長さの違いを捕償している。 すなわち、 左パンクのものよりも長さが短く なる右バンクの吸気ポート 2 0に連結する吸気マ-ホールド 5 0をコレクタ 6 0 の内部まで延長し、 全ての燃焼室について燃焼室から吸気ポート 2 0を経て吸気 マ二ホールドの開口に至るまでの距離を等長にしている。
あるいは、 第 6図に示すように吸気バルブの閉じるタイミングを左右のバンク で変ィ匕させることによりこの左右のバンクの吸気ポート 2 0の長さの違いを補償 するようにしてもよい。 この^ \ 吸気ポート 2 0が右パンクよりも長くなる左 パンクについて吸気バルブの閉じるタイミングを右バンクよりも遅らせるように すれば、 体積効率を左右のパンクで等しくすることができる。
また、 排気側に関しては、 第 4図、 第 5図に示すように、 排気マユホールド 7 0の枝部の長さを排気ポート 3◦の長さに応じて変化させることにより左右のバ ンクの排気ポート 3 0の長さの違！/ヽを補償している。 ここでは、 排気ポート 3 0 の長さが右バンクよりも短くなる左バンクについて、 排気マ二ホールド 7 0の屈 曲を大きくして枝部を長くすることにより、 全ての燃焼室について燃焼室から排 気ポート 3 0を経て排気マ二ホールド 7 0の集合部 7 1に至るまでの管長を等長 に設定している。
また、 第 3図に示すように、 P及気側には燃料を噴射するインジェクタ 8 0 R、 8 0 Lが設けられており、 ィンジェクタ 8 0 R、 8 0 Lの取り付け位置は左右の パンクで異なっている。 すなわち、 吸気ポート 2 0の左バンクの燃焼室に連通す る部分には左パンクの燃焼室に供給する空気に燃料を噴射するための燃料ィンジ ェクタ 8 0 Lが設けられ、 吸気マ二ホールド 5◦の右バンクの燃焼室に連通する 部分には右パンクの燃焼室に供給する空気に燃科を噴射するための燃料ィンジェ クタ 8 O Rがそれぞれ設けられている。 左パンクと右バンクとでインジェクタの 取り付け位置を変えているのは、 左パンクと右バンクのすべての燃焼室について 燃料噴射位置 （ィンジェクタ 8 0 R、 8 0 Lの噴口の位置) 力 ら燃焼室までの距 離を等しくするためであり、 これにより、 混合気の混合状態を等しくし、 混合気 - の混合ばらつきや燃料、 空気の分配が不均一になることによる出力の低下ゃ燃賽 性能の低下を避けることができる。
なお、 吸気ポート 2 0、 排気ポート 3 0をそれぞれ片側のパンクにまとめたこ とにより、 排気を熱いうちに集め排気管に流すことができ、 触媒に流入する排気 の温度を高く保って、 触媒の転換効率を改善することができる。 これにより、 始 動直後における排気触媒のウォームアップ力 s促進されるとともに、 冷間時の排気 浄化効率も向上させることができる。 また、 燃焼室から排気マ二ホールド 7 0の 集合部 7 1までの長さを等しくしたことにより、 排気効率の低下をより少なくす ることができる。
また、 第 7図、 第 8図は上記エンジンのカム機構を示したものである。 シリン ダへッド 1 0には、 3つのカムシャフト 4 0、 4 1、 4 2が回転可能に支持され ており、 各カムシャフトのエンジン前端側の端部にはそれぞれカムギア 4 3、 4 4、 4 5が設けられている。 吸気バルブ 2 1 R、 2 1 L、 排気パルプ 3 1 R、 3 1 Lはこれら 3本のカムシャフトの外周に形成されたカム面によって駆動される。 バンク角を 8度以下と小さくしたことにより、 左右のバンクのシリンダ間距離 が狭まり、シリンダへッド 1 0を左右のパンクで一つにすることができ、さらに、 左バンクの吸気バルブ 2 1 Lを駆動するカムシャフトと右パンクの排気パルプ 3 1 Rを駆動するカムシャフトを共用化することができる。 よって、 本宪明に係る エン ンでは、 D O H C型の V型エンジンであるにも拘わらず、 カムシャフトの 本数を減らして 3本にすることができる。
カム駆動機構について説明すると、 カムギア 4 3、 4 4、 4 5は同径のギアで あり、 カムギア 4 3とカムギア 4 4とが嚙み合い、 カムギア 4 4とカムギア 4 5 とが嚙み合っている。 また、 中央カムシャフト 4 1のカムギア 4 4が力ムスプロ ケット 4 6と一体回転するアイドラギア 4 7と嚙み合っている。 このアイドラギ ァ 4 7もカムギア 4 3、 4 4、 4 5と同径である。 カムスプロケット 4 6と、 ク ランクシャフト 6と一体回転するクランクスプロケッ.ト （図示せず） との間には チェーンが掛け回されており、 クランクシャフト 6の回転がクランクスプロケッ ト、 カムスプロケット 4 6を介してカムギア 4 3、 4 4、 4 5に伝達され、 カム シャフト 4 0、 4 1、 4 2が図中矢印で示すように回転駆動される。 なお、 カム スプロケット 4 6はクランクスプロケットの半分の速度で回転する。
カムギア間の同期をチェーンのみで取ろうとすると、 高回転時にチェーンが伸 びるため、 クランク軸の回転に同期した正確なカム,駆動は困難になるが、 上記ギ ァとチェーンを併用した駆動とすることによりカムギア間の同期を正確にとるこ とができる。 また、 それによりカムの駆動機構をコンパクトにすることができ、 部品点数も削減することができる。 なお、 ここではクランクスプロケットとカム スプロケット 4 6の間をチェーン駆動としたが、 この間の駆動もギア駆動として も良い。
また、 第 9図はバンク角とタンブル比の関係を示したものである。 タンブル比 とは吸気の平均速度とタンブル流の速度との比であり、 偏りのなレヽ燃焼を実現す るためには左右のバンクのタンブル比を等しくする必要がある。
従来の V型エンジンにおいて吸気ポート、 お気ポートをそれぞれエンジンの一 方の側にまとめた 、 一方のバンクで吸気の流入角度 （バルブシート直前の吸 気ポートの中心線の接線とシリンダ中心線とのなす角） が大きくなってシリンダ 内に発生する縦方向のガス流動が阻害され、 左右のバンクでタンブル比に差が生 じ、 燃焼に偏りが生じる。 また、 流入角度が大きくなると吸気抵抗も増大する。 これに対し、 本発明に係るエンジンでは、 バンク角を 8度以下に設定したこと により、 各吸気バルブからシリンダ 2内に流れ込むことにより発生する縦方向の 渦の比、 すなわちタンブル比を左右のパンクで略均等にし、 左右のバンクの燃焼 を均等にすることができる。
したがって、 本発明によれば、 いずれのパンクにおいてもシリンダによるガス 流動により燃料の粒と空気をよく混ぜ合わせて偏りのない燃焼を実現させること ができ、 V型エンジンであるにも拘わらず直列エンジンと変わらな!/、燃焼効率を 得ることができる。
さらに、 バンク角が狭くてもバンク角に対応した分だけ燃焼間隔が左右のバン クでずれる力 本発明のようにパンク角を 8度以下に設定した: ^は、 事実上燃 焼間隔が不等になることを無視することができ、 クランクシャフト 6をシングノレ プレーンにすることができる。 すなわち、 第 1 0図の （a ) 、 (b ) に示すよう に、 1番と 4番シリンダ用のクランクピンがそれぞれ同位相、 2番と 3番シリン ダのクランクピンがそれぞれ 1 8 0° 位相となり、 一つの平面に全てのクランク ピンが位置させることができる。 クランクシャフト 6をシングルプレーンにでき れば、 クランクシャフト 6の製造が容易になり、 コストダウンを図ることができ る。
なお、 本発明におけるエンジンの場合は 2シリンダエンジンを、 2つ燃焼間隔 がほぼ等しくなるように交互に組み合わせたものと考えることができる。 元来、 2シリンダエンジンはそれぞれが 1次の振動ではバランスしており、 これを糸且み 合わせても振動上は何ら問題がないため、 上記エンジンも振動上の問題はないと いえる。
以上、 本発明の実施の形態について説明したが、 上記実施形態は本発明を適用 したエンジンの一例を示したに過ぎず、 本発明の技術的範囲を上記実施形態の構 成に限定する趣旨ではない。
例えば、 上記実施形態は 4シリンダの V型エンジンである力 本発明は、 6シ ' リンダ、 8シリンダ等、 他のシリンダ数の V型エンジンであっても適用すること ができる。 また、 シリンダの数も偶数個に限らず奇数個であっても構わない。 さ らに、 上記 4シリンダの V型エンジンを並列に 2つ,組み合せて 8シリンダの W型 エンジンにすることもできる。 産業上の利用可能性
本発明は、 バンク角の小さな狭角 V型エンジンに適用することができ、 ェンジ ンの高さを抑えてエンジンを小型ィヒしつつ、 お気の転換効率、 エンジンの燃焼効 率を高めるのに有用である。

Claims

請 求 の 範 囲
1. 隣接する 2つのバンクに交互に配列される複数のシリンダ （2) と、 嫌己シリンダ （2) に収装されるピストン （3) と、
前記シリンダ （2) に対応して設けられる燃焼室と、
爾己燃焼室を吸気マ二ホールド （50) に接続する吸気ポート （20) と、 前記燃焼室を排気マ二ホールド （70) に接続する排気ポート （30) と、 クランクシャフト (6) と、
前記ビストン（3)と前記クランクシャフト（6)とを連結するコンロッド（4) と、
を備えた狭角 V型エンジンにおいて、
tfjfB 2つのバンクの吸気ポート （ 20 ) が全て一方のバンクを通るように構成 するとともに、 前記 2つのバンクの排気ポート （30) が全て他方のノ ンクを通 るように構成し、 前記 2つのバンクのなす角を 8度以下に設定したことを特徴と する狭角 V型エンジン。
2. 前記 2つのパンクに対して単一のシリンダヘッド （10) を設けたことを特 徴とする請求項 1に記載の狭角 V型エンジン。
3. tin己エンジンを正面から見た^ ·、 tin己コンロッド （4) とクランクシャフ ト （6) が連結する位置は灘己 2つのバンクのシリンダ （2) の中心線が交差す る位置よりも上方にオフセットしていることを樹敫とする請求項 1または 2に記 載の狭角 V型エンジン。 -
4. Ιίίϊΰビストン （ 3 ) の冠面はシリンダブ口ック （ 1 ) の上面と ^であるこ とを顿敷とする請求項 1力 3のいずれカ一つに記載の狭角 V型エンジン。
5. 前記ピストン （3) と前記コンロッド （4) はピストンピン （5) を介して 連結されており、
前記ピストンピン （5) は、 前記ピストン （3) 及びシリンダ （2) の中心線 よりもエンジン中心寄りにオフセットしていることを特徴とする請求項 1から 4 のいずれかひとつに記載の狭角 V型エンジン。
6. 前記ピストン （3) のエンジン外側寄りのスカート部がエンジン中心寄りの スカート部よりも長くなつていることを特徴とする請求項 1力 ら 5のいずれかひ とつに記載の狭角 V型：
7. 嫌己吸気マ二ホールド （50) と連通し、 前記吸気マ-ホールド （50) の 燃焼室と反対側の端が開口するコレクタ （60) を備え、
全ての燃焼室にっレ、て燃焼室から前記吸気マ二ホールド （50) の開口までの 長さが等しくなるように、 Ιΐίΐ己 2つのバンクの吸気ポート （20) のうち長さが 短いほうに接続する吸気マ二ホールド （50) を前記コレクタ （60) の内部ま で延長し觸己コレクタ （60) の内部で開口させたことを特徴とする請求項 1か ら 6のいずれ力ひとつに記載の狭角 V型エンジン。
8. 前記 2つのバンクの吸入効率が等しくなるように、 Iff!己 2つのバンクの吸気 ポート （20).のうち長さが長いほうの吸気バルブを閉じるタイミングを、 長さ が短いほうの吸気バルブを閉じるタイミングょりも遅くしたことを特徴とする請 求項 1から 6のいずれかひとつに記載の狭角 V型エンジン。
9. 燃料を吸気中に噴射するインジェクタ （80R、 80L) を 2つのパンクそ れぞれに対して備え、 全ての燃焼室について燃焼室から燃料噴射位置までの距離が等しくなるように 2つのバンクでインジェクタ （80R、 80 L) の取り付け位置を変えたことを 特徴とする請求項 1から 8のいずれカひとつに記載の狭角 V型ェ：
10. 全ての燃焼室について燃焼室から排気マ二ホールド （70) の集合部まで の距離が等しくなるように、 liifS 2つのバンクの 気ポート （30) のうち長さ が短いほうに接続する排気マ二ホールド （70) の枝部の長さを、 長さが長いほ うに接続する排気マ-ホールド （70) の枝部の長さよりも長くしたことを特徴 とする請求項 1カら 9のいずれ力一つに記載の狭角 V型：
11. 一方のバンクのエンジン中心寄りのポートを開閉するバルブと他方のバン クのエンジン中心寄りのポートを開閉するバルブとを単一のカムシャフト（41) で駆動するように構成したことを特徴とする請求項 1から 10の！/ヽずれかひとつ に記載の狭角 V型こ
12. 前記クランクシャフト (6) を、 全てのクランクピンが同一平面状にある シングルプレーンにしたことを糊敷とする請求項 1力 ら 11のいずれ力一つに記 載の狭角 V型：
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