JP2009222000A - 燃料直噴エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】 ペントルーフ型のピストンを備えた燃料直噴エンジンにおいて、スキッシュ流および逆スキッシュ流の強さをスキッシュエリアの円周方向で可及的に均一化する。
【解決手段】 ペントルーフ型のピストン１３を備えた燃料直噴エンジンでは、スキッシュエリア２６の幅Ｗが円周方向に変化するため、スキッシュ流および逆スキッシュ流の大きさが円周方向に変化してしまう。ピストンピン軸線Ｌ２に対して直交する方向のスキッシュエリア２６に臨むピストン１３の頂面に、スキッシュ容積を拡大する凹部１３ｅ，１３ｆを形成することでスキッシュ流および逆スキッシュ流を弱め、ピストンピン軸線Ｌ２方向のスキッシュ容積と、それに直交する方向のスキッシュ容積とを略等しくすることができる。これにより、スキッシュ流および逆スキッシュ流を円周方向に均一化して混合気の燃焼状態を改善し、出力の向上や排気有害物質の削減に寄与することができる。
【選択図】 図３

Description

本発明は、ピストンピン軸線と平行な方向に延びる頂部を挟んで傾斜する二つの傾斜面を含み、ピストン中心軸方向の高さが円周方向に変化するペントルーフ型の頂面を有するピストンと、前記ピストンの頂面に対向するペントルーフ型の下面を有するシリンダヘッドと、前記ピストンの頂面の中央部に凹設されたキャビティと、前記ピストンの前記キャビティよりも径方向外側部分と前記シリンダヘッドの下面との間に形成された環状のスキッシュエリアとを備えた燃料直噴エンジンに関する。

一般的に燃料直噴エンジンのピストンの頂面は平坦に形成されているが、ピストンの頂面をペントルーフ状に突出させた燃料直噴エンジンが知られている。

ペントルーフ状の頂面を有するピストンにより発生するスキッシュ流の強さはキャビティ入口径とシリンダボア径との比、つまりスキッシュエリアの径方向の幅に依存することが知られている。ペントルーフ状の頂面を有するピストンでは、フュエルインジェクタの各噴孔からキャビティ内に噴射される燃料の到達距離を等しく設定すると、キャビティ入口が楕円状になってスキッシュエリアの径方向の幅が円周方向に変化してしまう。具体的には、スキッシュエリアの幅が広い部分（ピストンの頂面が低い部分）ではスキッシュ流が強くなり、スキッシュエリアの幅が狭い部分（ピストンの頂面が高い部分）ではスキッシュ流が弱くなる問題がある。

そこで本出願人は、下記特許文献１により、ピストン中心軸と直交する平面におけるキャビティ入口径Ｄとシリンダボア径Ｂとの比Ｄ／Ｂが円周方向に変化する燃料直噴ディーゼルエンジンにおいて、前記キャビティの径方向外側のピストンの頂面とシリンダヘッドの下面との間に形成されるスキッシュクリアランスが、前記比Ｄ／Ｂの減少に応じて増加し、前記比Ｄ／Ｂの増加に応じて減少するように設定した燃料直噴エンジンを提案している。

この燃料直噴エンジンによれば、ピストンの頂面とシリンダヘッドの下面との間に形成されるスキッシュクリアランスを、比Ｄ／Ｂが小さいところで、つまりスキッシュクリエリアの径方向の幅が大きいところで大きく設定し、また比Ｄ／Ｂが大きいところで、つまりスキッシュクリエリアの径方向の幅が小さいところで小さく設定することで、スキッシュ流および逆スキッシュ流の強さをピストンの円周方向に均一化し、空気および燃料の均一な混合を促進して排気有害物を低減することができる。
特開２００８−００２３９９号公報

ところで上記従来のものは、スキッシュクリアランスに着目してスキッシュ流および逆スキッシュ流の強さをピストンの円周方向に均一化することを狙ったものであるが、スキッシュ流および逆スキッシュ流の強さを決める主要なパラメータはスキッシュクリアランスだけではないため、スキッシュ流および逆スキッシュ流の強さをピストンの円周方向に均一化する上で必ずしも充分なものではなかった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ペントルーフ型のピストンを備えた燃料直噴エンジンにおいて、スキッシュ流および逆スキッシュ流の強さをスキッシュエリアの円周方向で可及的に均一化することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ピストンピン軸線と平行な方向に延びる頂部を挟んで傾斜する二つの傾斜面を含み、ピストン中心軸方向の高さが円周方向に変化するペントルーフ型の頂面を有するピストンと、前記ピストンの頂面に対向するペントルーフ型の下面を有するシリンダヘッドと、前記ピストンの頂面の中央部に凹設されたキャビティと、前記ピストンの前記キャビティよりも径方向外側部分と前記シリンダヘッドの下面との間に形成された環状のスキッシュエリアとを備えた燃料直噴エンジンにおいて、ピストンピン軸線に対して直交する方向の前記スキッシュエリアに臨む前記ピストンの頂面および前記シリンダヘッドの少なくとも一方に前記スキッシュ容積を拡大する凹部を形成することで、ピストンピン軸線方向のスキッシュ容積とピストンピン軸線に対して直交する方向のスキッシュ容積とを略等しくしたことを特徴とする燃料直噴エンジンが提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記ピストンの二つの傾斜面の一方に対向する吸気バルブ孔と、前記二つの傾斜面の他方に対向する前記吸気バルブ孔よりも小径の排気バルブ孔と、前記吸気バルブ孔を開閉するとともに、閉弁状態で傘部の下面が前記シリンダヘッドの下面に対して上方に沈み込む吸気バルブと、前記排気バルブ孔を開閉するとともに、閉弁状態で傘部の下面が前記シリンダヘッドの下面に対して上方に沈み込む排気バルブとを備え、前記吸気バルブの沈み込み容積は前記排気バルブの沈み込み容積よりも大きく、前記吸気側の凹部の容積は前記排気側の凹部の容積よりも小さいことを特徴とする燃料直噴エンジンが提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記吸気バルブ孔および前記排気バルブ孔は各々２個ずつ形成され、ピストン中心軸方向に見て、前記吸気側の凹部は前記２個の吸気バルブ孔の間に該吸気バルブ孔と重ならないように形成され、前記排気側の凹部は前記２個の排気バルブ孔の間に該排気バルブ孔と重ならないように形成されることを特徴とする燃料直噴エンジンが提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記吸気側の凹部の深さは前記吸気バルブの沈み込み量と略等しく、前記排気側の凹部の深さは前記排気バルブの沈み込み量と略等しいことを特徴とする燃料直噴エンジンが提案される。

また請求項５に記載された発明によれば、ピストンピン軸線と平行な方向に延びる頂部を挟んで傾斜する二つの傾斜面を含み、ピストン中心軸方向の高さが円周方向に変化するペントルーフ型の頂面を有するピストンと、前記ピストンの頂面に対向するペントルーフ型の下面を有するシリンダヘッドと、前記ピストンの頂面の中央部に凹設されたキャビティと、前記ピストンの前記キャビティよりも径方向外側部分と前記シリンダヘッドの下面との間に形成された環状のスキッシュエリアとを備えた燃料直噴エンジンにおいて、Ｎを２以上の自然数とし、前記キャビティの内壁面と、ピストン中心軸から放射方向に延びて互いに均等な挟み角を有するＮ個の半平面とで、前記スキッシュ容積をＮ個の仮想的なスキッシュ容積区分に区画したとき、前記各々の仮想的なスキッシュ容積区分が略等しくなるように、ピストンピン軸線に対して直交する方向を含む前記スキッシュエリアに臨む前記ピストンの頂面および前記シリンダヘッドの下面の少なくとも一方に凹部を形成することを特徴とする燃料直噴エンジンが提案される。

請求項１の構成によれば、ピストンのペントルーフ型の頂面の中心にキャビティを形成すると、ピストンピン軸線方向のスキッシュエリアの径方向幅が小さくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が小さくなり、ピストンピン軸線に直交する方向のスキッシュエリアの径方向幅が大きくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が大きくなるが、ピストンピン軸線に対して直交する方向のスキッシュエリアに臨むピストンの頂面およびシリンダヘッドの下面の少なくとも一方に、スキッシュ容積を拡大する凹部を形成することでスキッシュ流および逆スキッシュ流を弱め、ピストンピン軸線方向およびピストンピン軸線に対して直交する方向のスキッシュ流および逆スキッシュ流を略等しくすることができる。これにより、スキッシュ流および逆スキッシュ流を円周方向に均一化して混合気の燃焼状態を改善し、出力の向上や排気有害物質の削減に寄与することができる。

また請求項２の構成によれば、吸気バルブの沈み込み容積が排気バルブの沈み込み容積よりも大きく、吸気側の凹部の容積が排気側の凹部の容積よりも小さいので、吸気バルブの沈み込み容積が大きい分だけ大きく減少した吸気側のスキッシュ流および逆スキッシュ流を、吸気側の凹部の容積を小さくしてスキッシュ流および逆スキッシュ流を小さく減少させることで補償し、かつ排気バルブの沈み込み容積が小さい分だけ小さく減少した排気側のスキッシュ流および逆スキッシュ流を、排気側の凹部の容積を大きくしてスキッシュ流および逆スキッシュ流を大きく減少させることで補償し、吸気バルブおよび排気バルブの沈み込み容積に関わらずにスキッシュ流および逆スキッシュ流の大きさを円周方向に均一化することができる。

また請求項３の構成によれば、吸気バルブ孔および排気バルブ孔は各々２個ずつ形成され、ピストン中心軸方向に見て、吸気側の凹部は２個の吸気バルブ孔の間に該吸気バルブ孔と重ならないように形成され、排気側の凹部は２個の排気バルブ孔の間に該排気バルブ孔と重ならないように形成されるので、ピストンの頂面に形成した凹部が吸気バルブ孔あるいは排気バルブ孔と重なり、その部分でスキッシュエリアの厚さが局部的に増加するのを防止することができる。

また請求項４の構成によれば、吸気側の凹部の深さは吸気バルブの沈み込み量と略等しく、排気側の凹部の深さは排気バルブの沈み込み量と略等しいので、閉弁した吸気バルブおよび排気バルブの傘部の下面におけるスキッシュエリアの厚さと、吸気側および排気側の凹部の上面におけるスキッシュエリアの厚さとが不連続に変化するのを防止することで、より一層均一なスキッシュ流および逆スキッシュ流の生成に寄与することができる。

また請求項５の構成によれば、ピストンのペントルーフ型の頂面の中心にキャビティを形成すると、ピストンピン軸線方向のスキッシュエリアの径方向幅が小さくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が小さくなり、ピストンピン軸線に直交する方向のスキッシュエリアの径方向幅が大きくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が大きくなるが、スキッシュ容積をＮ個の仮想的なスキッシュ容積区分に区画したとき、各々の仮想的なスキッシュ容積区分が略等しくなるように、ピストンピン軸線に対して直交する方向のスキッシュエリアに臨むピストンの頂面およびシリンダヘッドの下面の少なくとも一方に凹部を形成したので、スキッシュ流および逆スキッシュ流を円周方向に均一化して混合気の燃焼状態を改善し、出力の向上や排気有害物質の削減に寄与することができる。

以下、本発明の実施の形態を添付の図面に基づいて説明する。

図１〜図１２は本発明の実施の形態を示すもので、図１はディーゼルエンジンの要部縦断面図、図２は図１の２−２線矢視図、図３は図１の３−３線矢視図、図４はピストンの上部斜視図、図５は図３の５−５線断面図、図６は図３の６−６線断面図、図７は図３の７−７線断面図、図８は補正後のキャビティの断面形状を示す、前記図５に対応する図、図９は補正後のキャビティの断面形状を示す、前記図６に対応する図、図１０は仮想的なキャビティ区分の説明図、図１１はキャビティ区分の方向を円周方向に変化させたときの、該キャビティ区分の容積の変化率を示すグラフ、図１２はスキッシュ容積の円周方向の変化を示すグラフである。

図１〜図３に示すように、燃料直噴型のディーゼルエンジンは、シリンダブロック１１に形成されたシリンダ１２に摺動自在に嵌合するピストン１３を備えており、ピストン１３はピストンピン１４およびコネクティングロッド１５を介して図示せぬクランクシャフトに接続される。シリンダブロック１１の上面に結合されるシリンダヘッド１６の下面に、ピストン１３の頂面に対向する２個の吸気バルブ孔１７，１７と、２個の排気バルブ孔１８，１８とが開口しており、吸気バルブ孔１７，１７に吸気ポ−ト１９が連通し、排気バルブ孔１８，１８に排気ポート２０が連通する。吸気バルブ孔１７，１７は吸気バルブ２１，２１で開閉され、排気バルブ孔１８，１８は排気バルブ２２，２２で開閉される。ピストン中心軸Ｌｐ上に位置するようにフュエルインジェクタ２３が設けられるとともに、フュエルインジェクタ２３に隣接するようにグロープラグ２４が設けられる。

図１および図４から明らかなように、ピストン１３の頂面と、そこに対向するシリンダヘッド１６の下面とは平坦ではなく断面三角形のペントルーフ状に傾斜しており、この形状により、吸気ポ−ト１９および排気ポート２０の湾曲度を小さくするとともに吸気バルブ孔１７，１７および排気バルブ孔１８，１８の直径を確保し、吸気効率および排気効率を高めることができる。

ピストン１３の頂面には、ピストン中心軸Ｌｐを中心とするキャビティ２５が凹設される。キャビティ２５の径方向外側には、ピストンピン１４と平行に直線状に延びる頂部１３ａ，１３ａから吸気側および排気側に向かって下向きに傾斜する一対の傾斜面１３ｂ，１３ｂと、傾斜面１３ｂ，１３ｂの下端近傍に形成されてピストン中心軸Ｌｐに直交する一対の平坦面１３ｃ，１３ｃと、頂部１３ａ，１３ａの両端を平坦に切り欠いた一対の切欠き部１３ｄ，１３ｄとが形成される。

ピストン中心軸Ｌｐに沿って配置されたフュエルインジェクタ２３は、ピストン中心軸Ｌｐ上の仮想的な点である燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心として円周方向に６０°間隔で離間する６つの方向に燃料を噴射する。６本の燃料噴射軸のうちの２本の第１燃料噴射軸Ｌｉ１は、ピストン中心軸Ｌｐ方向に見てピストンピン１４と重なっており、他の４本の第２燃料噴射軸Ｌｉ２は、ピストンピン１４の方向に対して６０°の角度で交差している。またピストン中心軸Ｌｐに直交する方向に見て、６本の第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２は斜め下向きに傾斜しており、その下向きの度合いは第１燃料噴射軸Ｌｉ１については小さく、第２燃料噴射軸Ｌｉ１については大きくなっている（図６および図７参照）。

尚、フュエルインジェクタ２３が実際に燃料を噴射する噴射点はピストン中心軸Ｌｐから径方向外側に僅かにずれているが、前記燃料噴射点Ｏｉｎｊは前記第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２がピストン中心軸Ｌｐと交差する点として定義される。

次に、図５〜図７を参照して先願発明（特開２００８−００２３９９号公報参照）のキャビティ２５の断面形状を詳述する。先願発明のキャビティ２５の断面形状を説明する理由は、先願発明のキャビティ２５の断面形状を補正して本願発明のキャビティ２５の断面形状を得るからである。図５はピストンピン１４に対して直交する方向の断面であり、図６はピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面（第２燃料噴射軸Ｌｉ２を含む断面）であり、図７はピストンピン１４に沿う方向の断面（第１燃料噴射軸Ｌｉ１を含む断面）である。

先願発明は、ピストン中心軸Ｌｐを通る任意の断面において、キャビティ２５の形状を可及的に一致させることを狙ったものである。キャビティ２５の断面形状はピストン中心軸Ｌｐを挟んで左右二つの部分に分かれており、その二つの部分は図７のピストンピン１４方向の断面では概ね直線状に繋がっているが、図５のピストンピン１４直交方向の断面と、図６のピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面とでは、ピストン１３のペントルーフ形状に応じて山型に繋がっている。但し、キャビティ２５の断面形状の主要部、つまり図５〜図７に網かけをして示す部分の形状は完全に一致している。

図５〜図７から明らかなように、ピストン中心軸Ｌｐを中心として形成されたキャビティ２５は、ピストン１３の頂面から下向きに直線状に延びる周壁部２５ａと、周壁部２５ａの下端からピストン中心軸Ｌｐに向かってコンケーブ状に湾曲する曲壁部２５ｂと、曲壁部２５ｂの径方向内端からピストン中心軸Ｌｐに向かって斜め上方に直線状に延びる底壁部２５ｃと、ピストン中心軸Ｌｐ上で底壁部２５ｃの径方向内端に連なる頂部２５ｄとで構成される。

キャビティ２５に対向するシリンダヘッド１６の下面を示す線Ｌ−Ｒ１，Ｌ−Ｒ２から下方に距離Ｈａだけ離れて平行に延びるラインをピストン頂面基本線Ｌ−ａ１，Ｌ−ａ２とする。同様にシリンダヘッド１６の下面を示す線Ｌ−Ｒ１，Ｌ−Ｒ２から下方に距離Ｈｂｃだけ離れて平行に延びる線をキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１，Ｌ−ｂｃ２とし、シリンダヘッド１６の下面を示す線Ｌ−Ｒ１，Ｌ−Ｒ２から下方に距離Ｈｄだけ離れて平行に延びる線をキャビティ頂部基本線Ｌ−ｄ１，Ｌ−ｄ２とする。

燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒａの円弧と前記ピストン頂面基本線Ｌ−ａ１，Ｌ−ａ２との交点をａ１，ａ２とする。同様に燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒｂの円弧と前記キャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１，Ｌ−ｂｃ２との交点をｂ１，ｂ２とし、燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒｃの円弧と前記キャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１，Ｌ−ｂｃ２との交点をｃ１，ｃ２とし、燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒｄの円弧と前記キャビティ頂部基本線Ｌ−ｄ１，Ｌ−ｄ２との交点をｄ１，ｄ２とする。交点ｅ１，ｅ２は、前記交点ｄ１，ｄ２からピストン頂面基本線Ｌ−ａ１，Ｌ−ａ２に下ろした垂線が該ピストン頂面基本線Ｌ−ａ１，Ｌ−ａ２に交差する点である。

キャビティ２５の周壁部２５ａは直線ａ１ｂ１，ａ２ｂ２の上にあり、キャビティ２５の底壁部２５ｃは直線ｃ１ｄ１，ｃ２ｄ２に一致し、キャビティ２５の曲壁部２５ｂは直線ａ１ｂ１，ａ２ｂ２および直線ｃ１ｄ１，ｃ２ｄ２を滑らかに接続する。

しかして、交点ａ１，ｃ１，ｄ１，ｅ１あるいは交点ａ２，ｃ２，ｄ２，ｅ２によって決まる網かけした断面形状が，ピストン中心軸Ｌｐを通る任意の断面において等しくなるように、キャビティ２５の形状が設定される。

前記交点ａ１，ａ２は本発明の第１特定点Ａｎに対応し、前記交点ｅ１，ｅ２は本発明の第２特定点Ｂｎに対応し、前記交点ｄ１，ｄ２は本発明の第３特定点Ｃｎに対応するものである。

図６および図７に示す第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２を通る断面については、図７に示すピストンピン１４方向の断面（燃料噴射断面Ｓ１）における網かけ部分と、図６に示すピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面（燃料噴射断面Ｓ２）における網かけ部分とは同形になる。

図７に示すピストンピン１４方向の断面において、第１燃料噴射軸Ｌｉ１がキャビティ２５と交差する点を燃料衝突点Ｐ１とし、図６に示すピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面において、第２燃料噴射軸Ｌｉ２がキャビティ２５と交差する点を燃料衝突点Ｐ２とする。二つの燃料衝突点Ｐ１，Ｐ２は、網かけした同一形状の断面上の同じ位置に存在している。従って、燃料衝突点Ｐ２の位置は燃料衝突点Ｐ１の位置よりも低くなり、燃料噴射点Ｏｉｎｊから延びる第２燃料噴射軸Ｌｉ２は第１燃料噴射軸Ｌｉ１よりも更に下向きに燃料を噴射することになる。

燃料噴射点Ｏｉｎｊから燃料衝突点Ｐ１までの距離Ｄ１は、燃料噴射点Ｏｉｎｊから燃料衝突点Ｐ２までの距離Ｄ２に略一致する。また燃料衝突点Ｐ１におけるキャビティ２５の接線と第１燃料噴射軸Ｌｉ１とが成す燃料衝突角α１は、燃料衝突点Ｐ２におけるキャビティ２５の接線と第２燃料噴射軸Ｌｉ２とが成す燃料衝突角α２に略一致する。

以上のように先願発明によれば、ピストン中心軸Ｌｐを通る任意の断面において、燃料噴射点Ｏｉｎｊの近傍のごく一部（交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた領域）を除いて、キャビティ２５の断面形状が同一に形成されている。特に、第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２を含む二つの断面（図６および図７参照）においてもキャビティ２５の断面形状が同一に形成されており、しかも前記二つの断面において燃料噴射点Ｏｉｎｊから燃料衝突点Ｐ１，Ｐ２までの距離Ｄ１，Ｄ２が略等しく設定され、かつ燃料衝突点Ｐ１，Ｐ２における燃料衝突角α１，α２が略等しく設定されるので、キャビティ２５の各部における空気および燃料の混合状態を円周方向に均一化し、混合気の燃焼状態を改善してエンジン出力の増加および排気有害物質の低減を図ることができる。

また図５および図６に示すピストン１３の頂面が傾斜する断面においても、キャビティ２５の開口のエッジ（交点ａ２の部分）が成す角度が、図７に示すピストン１３の頂面が平坦な場合に比べて鋭角化することがないため、その部分の熱負荷を軽減して耐熱性を高めることができる。

ところで先願発明は、図５〜図７におけるキャビティ２５の断面形状が、網かけをして示す部分では完全に一致しているものの、燃料噴射点Ｏｉｎｊの近傍の交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた白抜きの領域で不一致になっている。その理由は、キャビティ２５の断面形状のピストン中心軸Ｌｐを挟む二つの部分が、図７のピストンピン１４方向の断面では概ね直線状に繋がっているが、図５のピストンピン１４直交方向の断面と、図６のピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面とでは、ピストン１３のペントルーフ形状に応じて山型に繋がっているため、交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた白抜きの領域の面積が、図７のピストンピン１４方向の断面で最も大きく、図６のピストンピン１４に対して６０°で交差する方向の断面で減少し、図５のピストンピン１４直交方向の断面で更に減少するためである。

本実施の形態は、交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた白抜きの領域の面積が最大になるピストンピン１４方向のキャビティ２５の断面形状（図７参照）を基準とし、その他の方向の断面形状を拡大する方向（つまり、キャビティ２５の深さを増加させる方向）に補正することで、前記交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた白抜きの領域の面積の差異を補償し、キャビティ２５の全ての方向の断面で空気および燃料の混合状態の一層の均一化を図るものである。

図８は、図５のピストンピン１４直交方向におけるキャビティ２５の断面形状の補正手法を説明するものであり、鎖線の形状は先願発明のものを示し、実線の形状は本実施の形態のものを示している。

本実施の形態によるキャビティ２５の断面形状の補正は、交点ｂ１および交点ｃ１の位置を、それぞれ交点ｂ１′および交点ｃ１′となるように下方に移動させることで、網かけ部分の面積を増加させることにより行われる。

先ずキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１と、直線ｅ１ｄ１の下方への延長線との交点をｆ１として決定する。続いて交点ｆ１を通るキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１を、交点ｆ１を中心として所定角度βだけ下方に回転させ、新たなキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１′を設定する。続いて燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒｂの円弧と新たなキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１′との交点を前記ｂ１′として決定し、燃料噴射点Ｏｉｎｊを中心とする半径Ｒｃの円弧と新たなキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１′との交点を前記ｃ１′として決定する。

しかして、補正後のキャビティ２５の断面形状では、キャビティ２５の周壁部２５ａは直線ａ１ｂ１′の上にあり、キャビティ２５の底壁部２５ｃは直線ｃ１′ｄ１に一致し、キャビティ２５の曲壁部２５ｂは直線ａ１ｂ１′および直線ｃ１′ｄ１を滑らかに接続している。

尚、キャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１とピストン中心軸Ｌｐとの交点をｆとし、この交点ｆを中心としてキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１を所定角度βだけ下方に回転させることで、新たなキャビティ底面基本線Ｌ−ｂｃ１′を設定しても良い。

このように、キャビティ２５の内壁面における経路ＡｎＣｎのうち、経路ＡｎＣｎの最下部から第３特定点Ｃｎまでの区間は第２燃料噴射軸Ｌｉ２と近接するが、その区間の形状を変化させることでキャビティ２５の内壁面への燃料の付着を抑制して燃焼悪化を防止することができる。

本実施の形態では、正味平均有効圧力ＮＭＥＰが、煤が発生しない状態で、先願発明に対して２％程度向上した。

図９は、図６のピストンピン１４に対して６０°で交差する方向におけるキャビティ２５の断面形状の補正手法を説明するものであり、鎖線の形状は先願発明のものを示し、実線の形状は本実施の形態のものを示している。

図７（ピストンピン１４方向）および図５（ピストンピン１４直交方向）における交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた白抜きの領域の面積の差異に比べ、図７（ピストンピン１４方向）および図６（ピストンピン１４に対して６０°で交差する方向）の前記面積の差異は小さいため、図９（ピストンピン１４に対して６０°で交差する方向）におけるキャビティ２５の断面形状の拡大量は、図８（ピストンピン１４直交方向）におけるキャビティ２５の断面形状の拡大量よりも小さなものとなる。

以上、ピストン中心軸Ｌｐの一側のキャビティ２５の断面形状の補正について説明したが、ピストン中心軸Ｌｐの他側のキャビティ２５の断面形状の補正も全く同様にして行われる。

以上のように、本実施の形態によれば、先願発明が有する問題点、つまり燃料噴射点Ｏｉｎｊの近傍の交点ｅ１，ｄ１，ｄ２，ｅ２で囲まれた領域におけるキャビティ２５の各断面形状の不一致が補償されるので、キャビティ２５の各部における空気および燃料の混合状態を円周方向に一層均一化し、混合気の燃焼状態を改善してエンジン出力の更なる増加および排気有害物質の更なる低減を図ることができる。

図１０は、本実施の形態によるキャビティ２５の断面形状の補正を、別の視点で捕らえる説明図である。

同図において、キャビティ２５の中心を通るピストン中心軸Ｌｐから、６個の半平面Ｘ１〜Ｘ６が放射状に延びている。隣接する２個の半平面Ｘ１〜Ｘ６が成す角度（挟み角）は全て６０°であり、各半平面Ｘ１〜Ｘ６の間を２等分する６本の２等分線は、ピストン中心軸Ｌｐの方向に見て第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２と重なっている。キャビティ２５は６個の半平面Ｘ１〜Ｘ６によって６個の仮想的なキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆに分割されており、本実施の形態によれば、上述したキャビティ２５の断面形状の補正により、６個のキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの容積を理論的には同一に設定することが可能である。

しかしながら、６個のキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの容積を完全に同一に設定する必要はなく、それを略同一に設定するだけでも、特許文献１の発明あるいは先願発明に比べて燃料の混合状態を円周方向により均一化することができる。具体的には、６個のキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの容積のばらつき、つまり最大容積のキャビティ区分と最小容積のキャビティ区分の容積との差分を特許文献１の発明あるいは先願発明に比べて小さくすれば、燃料の混合状態を円周方向により均一化することができる。

図１１は、キャビティ区分の方向（つまり、キャビティ区分の挟み角の２等分線の方向）をピストンピン１４の方向を基準（０°）としてピストン中心軸Ｌｐまわりに左右に各６０°の範囲で移動させたとき、そのキャビティ区分の容積の変化率を示すものである。破線は従来例に対応し、実線は本実施の形態に対応する。

何れのものも、キャビティ区分の挟み角の２等分線の方向がピストンピン１４の方向に対して６０°で交差するとき（図１０のキャビティ区分２５Ｂ，２５Ｃ，２５Ｅ，２５Ｆ参照）を基準とし、そのときの変化率を０％としている。破線で示す従来例では、キャビティ区分の挟み角の２等分線の方向がピストンピン１４の方向に一致するとき（図１０のキャビティ区分２５Ａ，２５Ｄ参照）、変化率は最大になって７％程度であるが、実線で示す実施の形態では、同じ位置で変化率は最大になるが、その値は大幅に減少して僅か０．５％に抑えられている。

次に、スキッシュ流および逆スキッシュ流の均一化について説明する。

ピストン１３が上死点にあるとき、ピストン１３の頂面の頂部１３ａ，１３ａ、傾斜面１３ｂ，１３ｂ、平坦面１３ｃ，１３ｃおよび切欠き部１３ｄ，１３ｄとシリンダヘッド１６の下面との間に環状のスキッシュエリア２６（図８および図９参照）が形成される。ピストン中心軸Ｌｐ方向に見たキャビティ２５の形状はピストンピン軸線Ｌ２方向に長径が一致する楕円形状になる。その理由は、ピストン１３の頂面が平坦でなく、ペントルーフ状に形成されているからである（図３参照）。

前記スキッシュエリア２６の径方向の幅、つまり傾斜面１３ｂ，１３ｂ、平坦面１３ｃ，１３ｃおよび切欠き部１３ｄ，１３ｄの部分での幅は一定ではなく、ピストン１３の円周方向に異なっている。その理由は、上述したようにピストン中心軸Ｌｐ方向に見たキャビティ２５の形状がピストンピン軸線Ｌ２方向に長径が一致する楕円形状になるからであり、その結果、ピストンピン軸線Ｌ２方向のスキッシュエリア２６の幅Ｗが小さくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が小さくなり、ピストンピン軸線Ｌ２に直交する方向のスキッシュエリア２６の幅Ｗが大きくなってスキッシュ流および逆スキッシュ流が大きくなる（図３参照）。

図７はピストンピン１４の方向に沿うピストン１３の縦断面である。この断面位置ではピストン１３が直線状の頂部１３ａ，１３ａに沿って切断されており、頂部１３ａ，１３ａの両端には下向きに傾斜した切欠き部１３ｄ，１３ｄが形成されている。切欠き部１３ｄ，１３ｄの位置におけるスキッシュエリア２６の幅Ｗはピストン１３の円周方向において最小である。

図５はピストンピン１４に直交する方向に沿うピストン１３の縦断面であり、この断面位置ではピストン１３が平坦面１３ｃ，１３ｃを含む部分において切断されている。平坦面１３ｃ，１３ｃを含む部分におけるスキッシュエリア２６の幅Ｗはピストン１３の円周方向において最大であるが、その部分におけるピストン１３の頂面に２個の凹部１３ｅ，１３ｆが形成される。

図３および図４から明らかなように、吸気側の凹部１３ｅは２個の吸気バルブ孔１８，１８の間に挟まれたピストン１３の頂面に形成されており、排気側の凹部１３ｆは２個の排気バルブ孔１８，１８の間に挟まれたピストン１３の頂面に形成されておいる。吸気側の凹部１３ｅの面積（あるいはピストンピン軸線Ｌ２方向の幅Ａｉ）は排気側の凹部１３ｆの面積（あるいはピストンピン軸線Ｌ２方向の幅Ａｅ）よりも大きいが、吸気側の凹部１３ｅの深さＢｉは排気側の凹部１３ｆの深さＢｅよりも小さく設定されており、かつ吸気側の凹部１３ｅの容積Ｃｉよりも排気側の凹部１３ｆの容積Ｃｅの方が大きくなっている。

この実施の形態では、吸気側の凹部１３ｅの幅Ａｉを基準にすると、排気側の凹部１３ｆの幅Ａｅは、Ａｅ＝０．６７Ａｉとなり、吸気側の凹部１３ｅの深さＢｉを基準にすると、排気側の凹部１３ｆの深さＢｅは、Ｂｅ＝１．８６Ｂｉとなり、吸気側の凹部１３ｅの容積Ｃｉを基準にすると、排気側の凹部１３ｆの容積Ｃｅは、Ｃｅ＝１．２１Ｃｉとなる。

図９から明らかなように、吸気バルブ孔１７の弁座に着座した吸気バルブ２１の傘部２１ａの下面は、ピストン１３の頂面との干渉を回避すべくシリンダヘッド１６の下面よりも上方に沈み込んでおり、排気バルブ孔１８の弁座に着座した排気バルブ２２の傘部２２ａの下面は、ピストン１３の頂面との干渉を回避すべくシリンダヘッド１６の下面よりも上方に沈み込んでいる。２個の吸気バルブ孔１７，１７と吸気側の凹部１３ｅとは、ピストン中心軸Ｌｐ方向に見てオーバーラップしておらず、かつ２個の排気バルブ孔１８，１８と排気側の凹部１３ｆとは、ピストン中心軸Ｌｐ方向に見てオーバーラップしていない。よって、仮にオーバーラップさせた場合に発生する、吸気バルブ２１，２１の傘部２１ａ，２１ａの下面と吸気側の凹部１３ｅの上面との間のスキッシュクリアランスｈの急増を防止し、かつ排気バルブ２２，２２の傘部２２ａ，２２ａの下面と排気側の凹部１３ｆの上面との間のスキッシュクリアランスｈの急増を防止することができる。

吸気バルブ２１の傘部２１ａの沈み込み量Ｄｉは吸気側の凹部１３ｅの深さＢｉ（図４参照）に略一致しており、これにより図３の領域ａで吸気バルブ２１の傘部２１ａの下面のスキッシュクリアランスｈと、吸気側の凹部１３ｅの上面のスキッシュクリアランスｈとが急変するのが防止される。また排気バルブ２２の沈み込み量Ｄｅは排気側の凹部１３ｆの深さＢｅ（図４参照）に略一致しており、これにより図４の領域ｂで排気バルブ２２の傘部２２ａの下面のスキッシュクリアランスｈと、排気側の凹部１３ｆの上面のスキッシュクリアランスｈとが急変するのが防止される。

以上のように、スキッシュエリア２６の幅Ｗが大きくなるピストンピン軸線Ｌ２に対して直交する方向に凹部１３ｅ，１３ｆを形成したので、スキッシュエリア２６の幅Ｗが大きいことで強くなるスキッシュ流あるいは逆スキッシュ流を、凹部１３ｅ，１３ｆの容積Ｃｉ，Ｃｅにより弱め、ピストン１３の円周方向の全域でスキッシュ流あるいは逆スキッシュ流を均一化することができる。特に、凹部１３ｅ，１３ｆは第１、第２燃料噴射軸Ｌｉ１，Ｌｉ２から外れた位置に形成されているため、フュエルインジェクタ２３からキャビティ２５内に噴射された燃料が、凹部１３ｅ，１３ｆの部分からキャビティ２５の外部に吹き零れることが防止される。

また吸気バルブ２１，２１の沈み込み容積Ｅｉ（吸気バルブ孔１７の面積×吸気バルブ２１の沈み込み量）は排気バルブ２２，２２の沈み込み容積Ｅｅ（排気バルブ孔１８の面積×排気バルブ２２の沈み込み量）よりも大きく、吸気側の凹部１３ｅの容積Ｃｉは排気側の凹部１３ｆの容積Ｃｅよりも小さいので、吸気バルブ２１，２１の沈み込み容積Ｅｉが大きい分だけ大きく減少した吸気側のスキッシュ流および逆スキッシュ流を、吸気側の凹部１３ｅの容積Ｃｉを小さくしてスキッシュ流および逆スキッシュ流を小さく減少させることで補償し、かつ排気バルブ２２，２２の沈み込み容積Ｅｅが小さい分だけ小さく減少した排気側のスキッシュ流および逆スキッシュ流を、排気側の凹部１３ｆの容積Ｃｅを大きくしてスキッシュ流および逆スキッシュ流を大きく減少させることで補償し、吸気バルブ２１，２１および排気バルブ２２，２２の沈み込み容積Ｅｉ，Ｅｅに関わらずにスキッシュ流および逆スキッシュ流の大きさを円周方向に均一化することができる。

図１２は、ピストン中心軸Ｌｐを中心とする挟み角が１０°の領域毎のスキッシュ容積の変化を示すもので、ピストン１３の頂面に凹部１３ｅ，１３ｆを形成した本実施の形態のものが、従来例に比べてスキッシュ容積の円周方向の変化が小さくなっていることが分かる。

また本願発明を別の観点から捕らえると、以下のように表現することができる。

キャビティ２５を６個の仮想的なキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆに分割する６個の半平面Ｘ１〜Ｘ６により、スキッシュ容積（スキッシュエリア２６の容積）を６個の仮想的なスキッシュ容積区分に区画したとき、各々の仮想的なスキッシュ容積区分が略等しくなるように前記凹部１３ｅ，１３ｆを形成することで、スキッシュ流および逆スキッシュ流を円周方向に均一化して混合気の燃焼状態を改善し、出力の向上や排気有害物質の削減に寄与することができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態ではピストン１３の頂面側に凹部１３ｅ，１３ｆを形成しているが、その凹部をシリンダヘッド１６の下面側に形成しても良く、ピストン１３の頂面側およびシリンダヘッド１６の下面側の両方に形成しても良い。

また実施の形態ではピストン１３の頂部１３ａ，１３ａがピストンピン軸線Ｌ２と平行に配置されているが、その頂部１３ａ，１３ａは必ずしもピストンピン軸線Ｌ２と平行である必要はなく、ピストンピン軸線Ｌ２およびピストン中心軸Ｌｐを通る平面内に配置されていれば良い。

また実施の形態では、仮想的なキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの数およびスキッシュ容積区分の数を６個に設定しているが（Ｎ＝６）、前記キャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの数およびスキッシュ容積区分の数は２個以上であれば良い（Ｎは２以上の自然数）。

このとき、キャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの数およびスキッシュ容積区分の数と燃料噴射軸の数とは、必ずしも一致させる必要はないが、それを一致させることで、一つのキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆおよびスキッシュ容積区分に一つの燃料噴射軸が対応することになり、燃料の混合状態を円周方向により均一化することができる。尚、キャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆおよびスキッシュ容積区分の挟み角の２等分線を燃料噴射軸に一致させれば、一つのキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆおよびスキッシュ容積区分の中心に燃料噴射軸が位置することになり、燃料の混合状態を更に均一化することができる。

また実施の形態では、仮想的なキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの容積には、上死点にあるピストン１３の頂面とシリンダヘッド１６の下面とに挟まれた部分の容積を含めず、キャビティ２５の開口端縁までの容積（即ち、ピストン頂面基本線Ｌ−ａ１，Ｌ−ａ２より下の容積）としたが、それを含めたものを仮想的なキャビティ区分２５Ａ〜２５Ｆの容積として定義しても、同様の作用効果を奏することができる。

また実施の形態ではディーゼルエンジンについて説明したが、本願発明はディーゼルエンジンに限定されず、燃焼室内に燃料を直接噴射する任意の形式のエンジンに対して適用することができる。

ディーゼルエンジンの要部縦断面図 図１の２−２線矢視図 図１の３−３線矢視図 ピストンの上部斜視図 図３の５−５線断面図 図３の６−６線断面図 図３の７−７線断面図 補正後のキャビティの断面形状を示す、前記図５に対応する図 補正後のキャビティの断面形状を示す、前記図６に対応する図 仮想的なキャビティ区分の説明図 キャビティ区分の方向を円周方向に変化させたときの、該キャビティ区分の容積の変化率を示すグラフ スキッシュ容積の円周方向の変化を示すグラフ

符号の説明

１３ ピストン
１３ａ 頂部
１３ｂ 傾斜面
１３ｅ 凹部
１３ｆ 凹部
１６ シリンダヘッド
１７ 吸気バルブ孔
１８ 排気バルブ孔
２１ 吸気バルブ
２１ａ 傘部
２２ 排気バルブ
２２ａ 傘部
２５ キャビティ
２５Ａ〜２５Ｆ キャビティ区分
２６ スキッシュエリア
Ｂｉ 吸気側の凹部の深さ
Ｂｅ 排気側の凹部の深さ
Ｃｉ 吸気側の凹部の容積
Ｃｅ 排気側の凹部の容積
Ｄｉ 吸気バルブの沈み込み量
Ｄｅ 排気バルブの沈み込み量
Ｅｉ 吸気バルブの沈み込み容積
Ｅｅ 排気バルブの沈み込み容積
Ｌ２ ピストンピン軸線
Ｌｐ ピストン中心軸
Ｘ１〜Ｘ６ 半平面

Claims (5)

1. ピストンピン軸線（Ｌ２）と平行な方向に延びる頂部（１３ａ）を挟んで傾斜する二つの傾斜面（１３ｂ）を含み、ピストン中心軸（Ｌｐ）方向の高さが円周方向に変化するペントルーフ型の頂面を有するピストン（１３）と、前記ピストン（１３）の頂面に対向するペントルーフ型の下面を有するシリンダヘッド（１６）と、前記ピストン（１３）の頂面の中央部に凹設されたキャビティ（２５）と、上死点にある前記ピストン（１３）の前記キャビティ（２５）よりも径方向外側部分と前記シリンダヘッド（１６）の下面との間にスキッシュ容積を画定する環状のスキッシュエリア（２６）とを備えた燃料直噴エンジンにおいて、
   ピストンピン軸線（Ｌ２）に対して直交する方向の前記スキッシュエリア（２６）に臨む前記ピストン（１３）の頂面および前記シリンダヘッド（１６）の下面の少なくとも一方に前記スキッシュ容積を拡大する凹部（１３ｅ，１３ｆ）を形成することで、ピストンピン軸線（Ｌ２）方向のスキッシュ容積とピストンピン軸線（Ｌ２）に対して直交する方向のスキッシュ容積とを略等しくしたことを特徴とする燃料直噴エンジン。
2. 前記ピストン（１３）の二つの傾斜面（１３ｂ）の一方に対向する吸気バルブ孔（１７）と、前記二つの傾斜面（１３ｂ）の他方に対向する前記吸気バルブ孔（１７）よりも小径の排気バルブ孔（１８）と、前記吸気バルブ孔（１７）を開閉するとともに、閉弁状態で傘部（２１ａ）の下面が前記シリンダヘッド（１６）の下面に対して上方に沈み込む吸気バルブ（２１）と、前記排気バルブ孔（１８）を開閉するとともに、閉弁状態で傘部（２２ａ）の下面が前記シリンダヘッド（１６）の下面に対して上方に沈み込む排気バルブ（２２）とを備え、
   前記吸気バルブ（２１）の沈み込み容積（Ｅｉ）は前記排気バルブ（１８）の沈み込み容積（Ｅｅ）よりも大きく、前記吸気側の凹部（１３ｅ）の容積（Ｃｉ）は前記排気側の凹部（１３ｆ）の容積（Ｃｅ）よりも小さいことを特徴とする、請求項１に記載の燃料直噴エンジン。
3. 前記吸気バルブ孔（１７）および前記排気バルブ孔（１８）は各々２個ずつ形成され、ピストン中心軸（Ｌｐ）方向に見て、前記吸気側の凹部（１３ｅ）は前記２個の吸気バルブ孔（１７）の間に該吸気バルブ孔（１７）と重ならないように形成され、前記排気側の凹部（１３ｆ）は前記２個の排気バルブ孔（１８）の間に該排気バルブ孔（１８）と重ならないように形成されることを特徴とする、請求項２に記載の燃料直噴エンジン。
4. 前記吸気側の凹部（１３ｅ）の深さ（Ｂｉ）は前記吸気バルブ（２１）の沈み込み量（Ｄｉ）と略等しく、前記排気側の凹部（１３ｆ）の深さ（Ｂｅ）は前記排気バルブ（２２）の沈み込み量（Ｄｅ）と略等しいことを特徴とする、請求項３に記載の燃料直噴エンジン。
5. ピストンピン軸線（Ｌ２）と平行な方向に延びる頂部（１３ａ）を挟んで傾斜する二つの傾斜面（１３ｂ）を含み、ピストン中心軸（Ｌｐ）方向の高さが円周方向に変化するペントルーフ型の頂面を有するピストン（１３）と、前記ピストン（１３）の頂面に対向するペントルーフ型の下面を有するシリンダヘッド（１６）と、前記ピストン（１３）の頂面の中央部に凹設されたキャビティ（２５）と、上死点にある前記ピストン（１３）の前記キャビティ（２５）よりも径方向外側部分と前記シリンダヘッド（１６）の下面との間にスキッシュ容積を画定する環状のスキッシュエリア（２６）とを備えた燃料直噴エンジンにおいて、 Ｎを２以上の自然数とし、前記キャビティ（２５）の内壁面と、ピストン中心軸（Ｌｐ）から放射方向に延びて互いに均等な挟み角を有するＮ個の半平面（Ｘ１〜Ｘ６）とで、前記スキッシュ容積をＮ個の仮想的なスキッシュ容積区分に区画したとき、前記各々の仮想的なスキッシュ容積区分が略等しくなるように、ピストンピン軸線（Ｌ２）に対して直交する方向を含む前記スキッシュエリア（２６）に臨む前記ピストン（１３）の頂面および前記シリンダヘッド（１６）の下面の少なくとも一方に凹部（１３ｅ，１３ｆ）を形成することを特徴とする燃料直噴エンジン。

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