WO2009054154A1 - 多点点火エンジン - Google Patents

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Masahiro Yamazaki
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Ygk Co., Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a multipoint ignition engine that realizes ultra lean combustion.
  • the present invention is extremely rare depending on the shape of the combustion chamber and the number and position of ignition points.
  • the purpose is to realize thin combustion.
  • a multipoint ignition engine includes a cylinder block, a piston that slides inside the cylinder port, a cylinder head provided on an upper portion of the cylinder port, and the cylinder block.
  • a spark ignition engine having an ignition point for igniting an air-fuel mixture in a combustion chamber defined by the piston and the cylinder head, a bottom surface of the cylinder head defining the combustion chamber is Three or more ignition points are arranged on or near the concentric circle of 55 to 70% of the diameter of the cylinder mouthpiece, and the excess air ratio of the combustion chamber is 1 Burn at 5 or higher.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram showing a configuration of a multipoint ignition engine in the present embodiment.
  • FIG. 2 is an enlarged view for explaining the combustion chamber of FIG.
  • FIG. 3 is a perspective view of FIG. 2 as viewed from above.
  • FIG. 4 is another embodiment of FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of FIG. 1 cut in a direction perpendicular to the sliding direction of the piston.
  • Fig. 6 is a cross-sectional view taken along line AA in Fig. 5.
  • FIG. 7 is another embodiment of FIG.
  • FIG. 8 is a diagram corresponding to FIGS. 5 and 7 in the case of the conventional two-point ignition.
  • Figure 9 is a map showing the relationship between the excess air ratio, thermal efficiency, and the number of ignition points when the ignition timing is 0—constant.
  • Fig. 10 is a map showing the relationship between d Z D and thermal efficiency when the NOx level is constant.
  • Fig. 11 is a map showing the relationship between the ignition timing, N O X level, and thermal efficiency when the excess air ratio is constant.
  • Fig. 12 is a map showing the relationship between crank angle and cylinder pressure.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram showing the configuration of the multipoint ignition engine in the present embodiment.
  • the piston 16 is slidable up and down in the cylinder, and is connected to the crank via a rod.
  • Fig. 1 shows the case where piston 16 is at top dead center.
  • the inner wall of the cylinder head 3 define a combustion chamber 1, and the bottom surface of the cylinder head 3 that defines the combustion chamber 1 has a thin spherical shell shape with a radius R.
  • the intake valve 6 and the exhaust valve 8 are provided so as to face the combustion chamber 1 and are narrowly set so that they are within 30 ° of each other.
  • the volume of combustion chamber 1 has a higher compression ratio that is the value obtained by dividing the volume of combustion chamber 1 when piston 16 is at bottom dead center by the volume of combustion chamber 1 when it is at top dead center.
  • the compression ratio is 13.2 or more.
  • An intake port 4 is connected to the combustion chamber 1 via an intake valve 6, and an exhaust port 9 is connected via an exhaust valve 8.
  • the air filtered by the air cleaner 11 is supplied with fuel by the injector 10, and is sucked into the combustion chamber 1 as an air-fuel mixture according to the opening / closing of the intake valve 6. It is desirable that this mixture is uniformly mixed before entering the combustion chamber 1 in the intake port.
  • the exhaust gas after combustion is discharged to the exhaust port 9 in response to the opening and closing of the exhaust valve 8.
  • Water jackets 7 and 12 are provided on the outer periphery of the cylinder block 30 and the parts other than the intake and exhaust ports 4 and 9 of the cylinder head 3, respectively. Cooling water is supplied to the cylinder block 3 It flows from the cooling water inlet 1 3 to the water jacket 1 2 of 0, flows out of the cooling water outlet 5 through the water jacket 7 of the cylinder head 3.
  • the water jacket 1 2 is the outer periphery of the cylinder block 30 and is It is provided in the region above the upper end of the piston 16 when the ton 16 is at bottom dead center.
  • a heat insulating material 14 for suppressing heat exchange between the cylinder socket 30 and the outside.
  • a heat insulating material 15 is provided on the outer periphery of the water jacket 12 above the cylinder block 30.
  • the heat of the engine taken away by the cooling water can be used for hot water supply or heating to improve the thermal efficiency of the entire system, and the heat insulation materials 1 and 4 can be directly radiated from the engine surface to the atmosphere. Waste heat can be used effectively by reducing the heat released by convection.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the combustion chamber 1 when the piston 16 in FIG. 1 is at the top dead center.
  • Fig. 3 shows the squish area 2 of Fig. 2 as viewed from above.
  • a squish zone 2 is formed on the outer periphery of the combustion chamber 1, and the thickness is about the same as the head gasket. In this squish zone 2, the gap between the top surface of the piston 16 and the bottom surface of the cylinder head 3 is reduced just before the piston 16 reaches the top dead center. Pushed toward the center of combustion chamber 1.
  • the width S of the squish area 2 is about 2.5 mm or less.
  • shape of the squish area 2 may be a new moon shape as shown in FIG. 4 instead of an annular shape as shown in FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the combustion chamber 1 of FIG. 1 cut in a direction perpendicular to the sliding direction of the piston 16.
  • a twist is given to the intake port 4, and swirl, that is, swirl, can be given to the air-fuel mixture.
  • the axis of intake port 4 may be offset by a from the center of the cylinder, that is, the center of combustion chamber 1.
  • Squishya swirl is intended to promote mixing, not to accelerate the movement of the flame on the gas flow.
  • each ignition point 21 is provided, and they are provided on the circumference of the diameter d at a position that is symmetric or equivalent.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. Spark plug 20
  • the cylinder head 3 is provided with a truncated cone-shaped recess 23 so that the center 21 of the cylinder is on the circumference of the base circle R along the combustion chamber wall 22.
  • three ignition points 21 are provided, and the intake pulp 6 and the intake port 4 are offset from the cylinder center by a, and the three ignition points 21 are arranged so that their distances are equal to each other.
  • the remaining two ignition points 21 are in line symmetry with respect to a straight line connecting any one ignition point 21 and the center of the cylinder.
  • d (0.5 5 to 0.7) D is set as in the case of four ignition points 21.
  • Fig. 8 is a diagram corresponding to Figs. 5 and 7 for a conventional two-point ignition engine.
  • the distance from the ignition point 21 to the farthest position is T. At this position, a large pressure difference occurs near the ignition point 21 near the end of combustion. There was a problem that there was a limit.
  • Figure 9 is a map showing the relationship between the excess air ratio, thermal efficiency, and number of ignition points when the ignition timing ⁇ is constant.
  • the broken line in the figure is too dilute, meaning that combustion becomes unstable and thermal efficiency decreases.
  • the excess air ratio is a value obtained by dividing the air-fuel ratio by the stoichiometric air-fuel ratio. When the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio, the excess air ratio is 1.
  • Fig. 10 is a map showing the relationship between d ZD and thermal efficiency when NO X level is constant.
  • 0 on the horizontal axis is a one-point ignition state at the center of the combustion chamber 1
  • 1 on the horizontal axis is a state in which four ignition points are arranged on the entire circumference.
  • thermal efficiency improves and gradually decreases after peaking.
  • the multipoint ignition around the entire circumference is higher in thermal efficiency than the central one point ignition.
  • the optimum value of d ZD is 0.5 5 to 0.7.
  • Figure 11 is a map showing the relationship between ignition timing, NO x level, and thermal efficiency when the excess air ratio is constant.
  • the ignition timing is delayed with the excess air ratio kept constant, initially the NO X level rapidly decreases, but the gradient gradually decreases.
  • the thermal efficiency increases gradually. In other words, if the thermal efficiency is too high, the target NO x level cannot be achieved. Therefore, the ignition timing is delayed and the ignition timing ⁇ and thermal efficiency when the target NO X level can be achieved are obtained, and the parameters shown in Fig. 9 and Fig. 10 are obtained.
  • the excess air ratio can be set to 1.7, and the thermal efficiency that satisfies the target NO X level of 70 ppm can be obtained.
  • Fig. 12 is a map showing the relationship between the crank angle and the cylinder pressure. The broken line shows the gas pressure characteristics during motoring when only air is compressed and expanded without burning.
  • the gas temperature is highest at Pma a X, but if the temperature at this time is below 20 70 K (Kelvin, 0 Kelvin is 2 73 ° C), NO X level 70 ppm can be achieved. .
  • a combination of leaning and retarding at the ignition timing is required. With trade-offs.
  • leaning can both reduce NOX levels and improve thermal efficiency, but it is essential to ensure stable combustion during leaning.
  • combustion chamber 1 is geometrically symmetric and the air-fuel mixture is uniformly distributed, ignition is performed simultaneously without providing a phase difference between the plurality of spark plugs. Thereby, the control system can be simplified.
  • the multi-point ignition engine of the present embodiment can be applied to any fuel that starts combustion by spark ignition, such as gasoline, city gas, LPG, natural gas, and biofuel.

Abstract

燃焼室（１）を画成するシリンダヘッド（３）の底面はほぼ球殻状に形成され、点火点（２１）は、シリンダブロック（３０）の直径の５５～７０％の同心円上又はその近傍に３つ以上配置され、燃焼室（１）の空気過剰率を１．５以上で燃焼させる。

Description

多点点火エンジン 技術分野
本発明は、 超希薄燃焼を実明現する多点点火エンジンに関する。
細
背景技術
従来より、 火花点火エンジンにおいては燃焼室の中心で点火する ことが知られている。 また J P 5 0— 9 4 5 4 Aでは、 燃焼の急速 化をはかるために、 2個の点火プラグを離して配設している。 発明の開示
しかし、 例えば発電用やヒートポンプ用の安価な小型エンジンな どで空気過剰率をきわめて大きく （薄く） し、 窒素酸化物 （NO x) レベルを低減すると同時に高い熱効率を得るためには、 従来より も 急速に燃焼速度を向上させる必要があり、 超希薄混合気に点火し急 速に燃焼させる技術が必須となる。
ここで、 混合気が薄くなると火炎の伝播速度が低下し、 エンジン の回転が不安定になるリーン限界が存在するが、 このリーン限界を 従来よりも大きくすることが必要である。
本発明は、 燃焼室の形状と点火点の数及び位置関係によって超希 薄燃焼を実現することを目的とする。
本発明による多点点火エンジンは、 シリンダブ口ックと、 前記シリ ンダブ口ックの内部で摺動するビス トンと、前記シリ ンダブ口ックの 上部に設けられるシリンダヘッ ドと、前記シリンダブ口ック、前記ピ ス トン及び前記シリ ンダへッ ドによって画成される燃焼室内の混合 気に点火する点火点とを備える火花点火エンジンにおいて、前記燃焼 室を画成するシリンダへッ ドの底面はほぼ球殻状に形成され、前記点 火点は、シリ ンダブ口ックの直径の 5 5〜 7 0 %の同心円上又はその 近傍に 3つ以上配置され、 前記燃焼室の空気過剰率を 1 . 5以上で燃 焼させる。
本発明によれば、 均一に混合されたきわめて薄い予混合気であ ても、 3箇所以上で同時に点火して安定に燃焼させることができ、 また燃焼室の一部を球殻としているので、 スワールゃスキッシュに よるガス流動の効果を高めることができる。 従って、 空気過剰率を 大きく して N O xを低減するとともに、 高い熱効率を実現すること ができる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本実施形態における多点点火エンジンの構成を示す全体 構成図である。
図 2は、 図 1の燃焼室を説明する拡大図である。
図 3は、 図 2を上方から見た透視図である。 図 4は、 図 3の別実施形態である。
図 5は、 図 1をビス トンの摺動方向に垂直な方向で切断した断面 図である。
図 6は、 図 5の A— A断面である。
図 7は、 図 5の別実施形態である。
図 8は、従来の 2点点火の場合の図 5、図 7に対応する図である。 図 9は、 点火時期 0—定の場合の空気過剰率、 熱効率及び点火点 の数の関係を示したマップである。
図 1 0は、 N O X レベル一定の場合の d Z Dと熱効率との関係を 示すマップである。
図 1 1は、 空気過剰率一定の場合の点火時期と、 N O X レベル及 ぴ熱効率との関係を示すマップである。
図 1 2は、 クランク角とシリ ンダ内圧力との関係を示すマップで ある。 発明を実施するための最良の形態
以下、 図面などを参照しながら本実施形態の詳細について説明す る。
図 1は本実施形態における多点点火エンジンの構成を示す全体構 成図である。 ビス トン 1 6はシリ ンダ内で上下に摺動可能に設けら れ、 コンロ ッ ドを介してクランクに連結されている。 図 1はピス ト ン 1 6が上死点にある場合を示しており、 この状態でビス トン頂面 とシリンダへッ ド 3の内壁とによって燃焼室 1が画成され、 この燃 焼室 1を画'成するシリンダへッ ド 3の底面は、 半径 Rの薄い球殻状 である。 吸気バルブ 6及び排気バルブ 8は燃焼室 1に対向するよう に設けられ、 互いに挟角 3 0 ° 以内となるように狭く設定されてい る。
燃焼室 1 の容積は、 ピス トン 1 6が下死点にあるときの燃焼室 1 の容積を、 上死点にあるときの燃焼室 1の容積で除した値である圧 縮比が高くなるように決定されており、 例えば、 燃料が天然ガスの 場合の圧縮比は 1 3 . 2以上である。
燃焼室 1には吸気バルブ 6を介して吸気ポート 4が接続され、 排 気バルブ 8を介して排気ポート 9が接続される。 エアクリーナ 1 1 で濾過された空気は、 インジェクタ 1 0で燃料が供給され、 混合気 と して吸気バルブ 6の開閉に応じて燃焼室 1に吸入される。 この混 合気は吸気ポート内で燃焼室 1に入るまでに均一にミキシングされ ることが望ましい。 また燃焼後の排ガスは排気バルブ 8の開閉に応 じて排気ポート 9へと排出される。
シリ ンダブロック 3 0の外周部及ぴシリ ンダへッ ド 3の吸排気ポ ート 4、 9以外の部分には、 それぞれウォータジャケッ ト 7、 1 2 が設けられ、 冷却水はシリ ンダブロック 3 0のウォータジャケッ ト 1 2へ冷却水入口 1 3から流入し、 シリ ンダヘッ ド 3のウォータジ ャケッ ト 7を経て、 冷却水出口 5から外部へと流出する。 ウォータ ジャケッ ト 1 2は、 シリンダブロック 3 0の外周部であって、 ビス トン 1 6が下死点のときにおけるビス トン 1 6の上端より上の領域 に設けられる。
また、 シリ ンダブロック 3 0の外面であって、 前述のウォータジ ャケッ ト 1 2より下の領域には、 シリ ンダブ口ック 3 0 と外部との 熱交換を抑制するための断熱材 1 4が設けられる。 同様にシリ ンダ ブロック 3 0の上部であってウォータジャケッ ト 1 2の外周部にも 断熱材 1 5が設けられる。
冷却水で奪ったエンジンの熱は、 給湯や暖房に利用することでシ ステム全体としての熱効率を向上させることができるとともに、 断 熱材 1 4、 1 5によってエンジンの表面から直接大気中へ輻射や対 流により放出する熱を少なくすることによって、 有効に廃熱を利用 することができる。
図 2は、 図 1におけるピス トン 1 6が上死点にあるときの燃焼室 1の拡大図である。 図 3は図 2のスキッシュ域 2を上から見た図で ある。 燃焼室 1の外周部にはスキッシュ域 2が形成され、 厚さはへ ッ ドガスケッ ト程度である。 このスキッシュ域 2では、 ピス トン 1 6が上死点に達する直前にビス トン 1 6頂面とシリ ンダへッ ド 3の 底面との間隔が小さくなるので、 ここで圧力が上昇した混合気が燃 焼室 1 の中央部に向かって押し出される。
スキッシュ域 2の幅が大きすぎると、 スキッシュ域 2まで火炎が 行き届かなくなり、 冷却されて消炎し未燃焼の炭化水素が残留する こと となる。 また、 この未燃焼の炭化水素により冷却損失が大きく なるので、 熱効率が悪化してしまう。 そのためスキッシュ域 2の幅 Sは 2 . 5 mm程度かそれ以下とする。
また、 スキッシュ域 2の形状は図 3のように円環状とする代わり に、 図 4に示すように新月状と してもよい。
図 5は図 1の燃焼室 1をピス トン 1 6の摺動方向に垂直な方向で 切断した断面図である。 図 5に示すように吸気ポート 4にはひねり が与えられており、 混合気に旋回流、 すなわちスワールを与えるこ とができる。 また、 図 7に示すように吸気ポート 4の軸心をシリ ン ダ中心、 すなわち燃焼室 1の中心から aだけオフセッ トさせてもよ レヽ o
なお、 スキッシュゃスワールは混合を促進するのが目的であり、 火炎の動きをガス流動に乗せて速くするためではない。
本実施形態では混合気の燃焼時間を短縮するために、 点火プラグ
2 0を 3個以上設けている。 図 5及び図 7では、 点火プラグ 2 0の 代わりに、 点火プラグ 2 0の取り付けネジの燃焼室壁面 2 2の端部 1 9、 すなわちプラグ穴 1 9を示す。 点火プラグ 2 0の点火ギヤッ プ中心 2 1はこのプラグ穴 1 9のほぼ中心にある。
図 5では点火点 2 1が 4つ設けられ、 直径 dの円周上に対称もし くはこれに準ずる位置に設けられる。 この点火点 2 1が配置される 円の直径 dは d = ( 0 . 5 5〜 0 . 7 ) Dとなるように設定される。 ここで、 Dはシリ ンダの直径である。
図 6は図 5の A— A断面図である。 点火プラグ 2 0の点火ギヤッ プ中心 2 1が、燃焼室壁面 2 2に沿う基円 Rの円周上にくるように、 シリンダへッ ド 3には円錐台状のくぼみ 2 3が設けられる。
図 7では点火点 2 1が 3つ設けられ、 吸気パルプ 6及び吸気ポー ト 4をシリ ンダ中心から aだけオフセッ トさせて、 3つの点火点 2 1は互いの距離が等しくなるように配置される。 すなわち、 任意の 1つの点火点 2 1 とシリ ンダ中心を結ぶ直線に対して、 残る 2つの 点火点 2 1が線対称となる位置にある。 この場合も点火点 2 1が 4 つの場合と同様に、 d = ( 0 . 5 5〜 0 . 7 ) Dに設定される。
図 8は従来の 2点点火エンジンの場合の図 5、 図 7に対応する図 である。 2点の点火ギャップ間の距離 Lは L = 0 . 5 Dとするのが 最適とされる。 これは火炎が同心円状に進行すると仮定して、 火炎 が干渉し出す前の初期の燃焼質量割合が大きくなるようにするため である。 しかし、 点火点 2 1から最も遠い位置までの距離は Tとな り、 この位置では燃焼の終了間際に点火点 2 1付近との間に大きな 圧力差が生じるので、 混合気の希薄化には限界があるという問題が あった。
次に図 9〜図 1 1を参照しながら本実施形態における多点点火ェ ンジンの点火点 2 1の数、 配置、 空気過剰率及び点火時期を決定す る方法を説明する。
図 9は点火時期 Θが一定の場合の空気過剰率、 熱効率及び点火点 の数の関係を示したマップである。図の破線部は希薄になり過ぎて、 燃焼が不安定となって熱効率が低下することを意味する。 横軸の空 気過剰率は、 空燃比を理論空燃比で除した値であり、 空燃比が理論 空燃比のとき空気過剰率は 1 となる。
目標 NO X レベルを達成できるときの点火時期 Θにおける熱効率 77は、 空気過剰率が大きくなると改善される。 しかし、 2点点火の 場合は空気過剰率は 1. 4程度が限度である。 これに対して 3点点 火の場合は空気過剰率が 1. 7程度まで、 4点点火の場合は空気過 剰率が 2. 0程度まで安定して運転することができる。 従って、 点 火点の数は 3つ以上で、 空気過剰率は 1. 5以上で燃焼させること が好ましい。
図 1 0は NO X レベル一定の場合の d ZDと熱効率との関係を示 すマップである。 横軸の 0は燃焼室 1の中心で 1点点火の状態、 同 じく横軸の 1は 4個の点火点を全周に配置している状態である。 点 火点 2 1の間隔の増大とともに、 熱効率は改善されピークを迎えた 後に徐々に低下する。 しかし、 中心 1点点火より全周での多点点火 の方が、 熱効率は高くなつているのが特徴的である。 このように d ZDは 0. 5 5〜 0. 7が最適となる。
図 1 1は空気過剰率一定の場合の点火時期と、 NO X レベル及び 熱効率との関係を示すマップである。 図 1 1において、 空気過剰率 を一定にして点火時期を遅らせて行く と、 最初は NO X レベルは急 激に低下するが徐々に勾配は小さくなる。 一方、 熱効率はだんだん 勾配が大きくなつて行く。 すなわち、 熱効率を高く しすぎると目標 の NO x レベルを達成できなくなる。 そこで、 点火時期を遅らせていき、 目標の NO X レベルを達成で きるときの点火時期 Θ と熱効率を求め、 図 9や図 1 0の特性を求め るときのパラメータとする。 このようにして例えば、 3点点火の場 合で空気過剰率を 1. 7 として、 目標の NO X レベル 7 0 p p mを 満たす熱効率を求めることができる。
図 1 2は、 クランク角とシリンダ内圧力との関係を示すマップで あり、 破線は燃焼をさせずに、 空気のみを圧縮して膨張させたとき のモータリ ング時のガス圧力特性である。
点火後圧力は急激に立ち上がり、 ピークに達した後は膨張により 低下して行く。 このピーク点を P m a Xで表す。 従来の均一に混合 された混合気を用いた火花点火エンジンでは、 この Pm a X となる 点火時期は上死点後 1 5° であった。
しかし、 本実施形態における多点点火エンジンでは、 空気過剰率 が 1. 7 という極端に薄い混合気を安定して燃焼させているので、 Pm a Xとなる点火時期は 9〜 1 2° となる。 表面積の小さいコン パク トな燃焼室 1で薄い混合気を急速に燃焼させるのでノ ッキング が発生しにく く、 また圧縮比が高くても Pm a Xを与える 0 を進め ることができる。
Pm a Xの時にガス温度が最高になるが、 この時の温度が 2 0 7 0 K (ケルビン、 0ケルビンは 2 7 3 °C) 以下ならば NO X レベル 7 0 p p mを達成することができる。 そのためにリーン化と点火時 期のリタ一ドの組み合わせが必要になるが、 リタ一ドは必ず熱効率 にトレードオフを伴う。 一方、 リーン化は N O X レベルの低減と熱 効率の改善を両立させることができるが、 リーン時の安定した燃焼 確保が必須となる。
また、 幾何学的に対称な燃焼室 1で均一な混合気の分布状態であ れば、 複数の点火プラグの間で位相差を設けずに同時に点火する。 これにより制御系を簡素化することができる。
なお、 本実施形態の多点点火エンジンはガソリ ン、 都市ガス、 L P G、 天然ガス、 バイオ燃料など、 火花点火により燃焼を開始させ る燃料であればすべてに適用することができる。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 火花点火エンジンにおいて、
シリンダブロックと、
前記シリンダブ口ックの内部で摺動するビス トンと、
前記シリンダブ口ックの上部に設けられるシリンダヘッドと、 前記シリ ンダブ口ック、前記ビス トン及ぴ前記シリンダへッ ドによ つて画成される燃焼室内の混合気に点火する点火点とを備え、
前記燃焼室を画成するシリ ンダへッ ドの底面はほぼ球殻状に形成 され、
前記点火点は、シリンダブ口ックの直径の 5 5〜 7 0 %の同心円上 又はその近傍に 3つ以上配置され、
前記燃焼室の空気過剰率を 1 . 5以上で燃焼させることを特徴とす る火花点火エンジン。
2 . 請求項 1に記載の火花点火エンジンにおいて、
前記点火点は 3つ又は 4つであることを特徴とする火花点火ェン ジン。
3 . 請求項 1に記載の火花点火エンジンにおいて、
前記燃焼室に吸気を吸入する吸気ポートは、 ひねりを有している、 又は前記シリ ンダブロ ックの軸心からオフセッ トしていることを特 徴とする火花点火エンジン。
4 . 請求項 1に記載の火花点火エンジンにおいて、
前記点火点は 3つであり、前記燃焼室に吸気を吸入させる吸気ポー トは前記シリンダブロックの軸心からオフセットしていることを特 徴とする火花点火エンジン。
5 . 請求項 1に記載の火花点火エンジンにおいて、
前記ビス トンの運動を回転運動に変換するコンロッ ドと、前記コン 口ッドに連結されるクランクとを備え、
膨張行程中の前記燃焼室内の圧力が最大となるときの前記クラン クの角度が、前記ビストンが上死点となった後 9 ° 〜 1 2 ° となるよ うに点火時期を設定したことを特徴とする火花点火エンジン。
6 . 請求項 1に記載の火花点火エンジンにおいて、
前記シリ ンダブ口ックの外周部に設けられ、内部を冷却水が流通す るウォータジャケットと、
前記シリ ンダブ口ックの外周部に設けられ、前記外周部と外部との 熱伝達を抑制する断熱材とを備え、
前記ウォータジャケットは、 前記ピストンが下死点に達したときの 前記ビス トンの上端より上の領域に設けられ、 前記領域より下の領 域に前記断熱材が設けられることを特徴とする火花点火エンジン。
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