JPH10502425A

JPH10502425A - シリンダライナの分流冷却系を有する内燃機関のブロック及びその冷却方法

Info

Publication number: JPH10502425A
Application number: JP7525928A
Authority: JP
Inventors: ローレンスシーケネディー
Original assignee: デトロイトディーゼルコーポレイション
Priority date: 1994-04-05
Filing date: 1995-04-05
Publication date: 1998-03-03
Also published as: KR100319179B1; EP0755484A4; US5505167A; DE69522681T2; WO1995027131A2; KR970702425A; BR9507303A; EP0755484A1; DE69522681D1; WO1995027131A3; EP0755484B1; CA2187205A1

Abstract

(57)【要約】内燃機関のブロックであって、シリンダブロックとシリンダライナとの間に成形され、内燃機関の燃焼室の高温領域を取り囲み、これに隣接した周囲溝を有し、この溝に、冷却流が提供されて、ライナの常用な領域を均一且つ効果的に冷却する。所定範囲内の高さに対する幅のアスペクト比と、所定の範囲内の均等直径と有する頂部ライナ冷却溝の流れ特性は高速冷却流を提供し、シリンダライナの両側で、ライナの周囲全体に均一な温度を保障する。

Description

【発明の詳細な説明】シリンダライナの分流冷却系を有する内燃機関のブロック及びその冷却方法関連出願に関する相互参照本願は、「シリンダライナの分流冷却装置を有する内燃機関のブロック及びその冷却方法」の名称で１９９３年５月５日に出願され、本願に援用された米国出願第０７５,４５１号の一部継続出願である。技術分野本発明は、内燃機関、特に燃料噴射式デイーゼルサイクルエンジンに関し、さらに詳しくは、シリンダライナの冷却を行う、シリンダブロック及びシリンダライナの構造に関する。発明の背景シリンダボアの領域内の互いに連結されたクーラント通路を適所配置された多数の鋳造物を備えた内燃機関のシリンダブロックに与えるのが従来の慣行である。このことは、エンジンブロックの温度を予め定めた許容可能な低温度範囲に維持させ、これによって、ピストンシリンダの過剰な熱歪みと、これと関連した、ピストンアッセンブリとピストンシリンダとの間の好ましくない干渉を排除する。フランジ型の交換可能なシリンダライナを有する従来のデイーゼルエンジンでは、冷却液はライナの頂部隣接部と接触せず、むしろシリンダブロックの支持フランジより下側に接触するように制限されている。この支持フランジは、通常は、必然的にかなりの厚さのものである。かくして、シリンダライナの最も高く加熱される部分、すなわち、燃焼室に隣接した領域は、直接冷却されない。さらに、ライナの周囲全体の均一冷却は、ライナの頂部付近で達成することは困難である、というのは、シリンダヘッドに対する冷却液移送穴の配置は、他の最優先すべき設計ポイントによって制限されてしまうからである。冷却液移送穴の数は通常は限定されており、多くのエンジン設計において、冷却液移送穴は均等に間隔を隔てられていない。上述のことはすべて、長年にわたって、内燃機関、特にデイーゼルサイクルエンジンにおける従来の実施であった。しかしながら、近年は、エンジンユニットの馬力を高める強い要求があり、現在、炭化水素の量を減少させることによって排気ガスを改善する再設計の要求がある。これら両方の要求は、より高温で作動するエンジンを生じさせ、このことは、他方で、冷却系に対しより大きな要求を引き起こす。シリンダライナの最も重要な領域は、ピストンの上死点位置であるピストンリングの上方反転位置であり、この位置では、ピストンはデッドストップ、すなわち、速度ゼロである。市販のデイーゼルエンジンの作動では、このピストング反転位置の温度は２００℃（４００°Ｆ）を超えないように維持されなければならないと信じられている。より大きな出力及びより少ない炭化水素排気物の要求を満たすため、燃料噴射圧力は約４０％（約１４０６kg／cm²を約１９６８kg／cm²まで〔２０,０００ｐｓｉを約２８,０００ｐｓｉまで〕）高められ、またエンジンタイミングを遅延された。まとめると、これらの作動パラメータは、上述した従来の冷却技術によってピストンリングの上方反転位置のピストンシリンダライナの許容可能温度を維持することを困難にさせる。本発明の概要本発明は、ライナの回り全体に形成され、ライナの頂部の近くに配置された連続した溝を設けることにより、これらの問題点を解決している。エンジン冷却液の流体流れ全体の５乃至１０％を、特別なクーラント供給ラインあるいは長い内部クーラント供給通路を用いることなく、これらの溝に差し向けることができる。この迂回流は、ライナの回り全体、且つ、上部に、均一な高速流を提供して、ピストンリングの上方行程に隣接したシリンダライナの領域を効果的に冷却し、かくしてライナの内面に限界(CRITICAL)潤滑油膜を良好に保持するのに寄与する。かかる均一な冷却はまた、ライナボアの歪みを最小にして、長い寿命をもたらす。さらに、本発明は、既存のエンジン設計に組み込むのに、小規模な設計変更をするに過ぎない。本発明は、シリンダブロックとシリンダライナとの間に形成され、内燃機関の燃焼室の高温領域を囲み且つこれに隣接する円周方向の溝を備え、この溝に、主冷却液流から冷却液流が迂回され、ライナのこの限界領域を均一かつ効果的に冷却する。溝を通る冷却液流は、流体の速度と圧力との間の公知のベルヌーイの関係によって誘発される。シリンダブロックをシリンダヘッドと接合する通路を通る主冷却液流の高速の流れは、これと交わる溝の出口穴圧力水頭を減ずる。主冷却液流の比較的停滞している領域の上流側に配置された溝の入口穴は、溝出口穴より圧力水頭が大きいので、溝を通る流れを誘発する。また、本発明は、（ｉ）（オイル劣化、過剰な磨耗などを防止するため）シリンダ壁のガス側、すなわち、燃焼側及び（ii）冷却液の沸騰を防止するためシリンダ壁の冷却液側両方で最適な熱除去特性をもたらす寸法形状のライナ冷却溝の頂部を提供することを含む。これは、約０.０８５：１から約０.１７５：１、好ましくは、少なくとも約０.１３０：１のアスペクト比を維持することによって達成される。また、これは、約１.８ミリメートル（約０.００６フィート）から約３.４ミリメートル（約０.０１１２フィート）の範囲の、好ましくは、約２. ４ミリメートル（約０.００８フィート）の、上記アスペクト比と均等な直径(EQ UIVALENTDIAMETER)を提供することによって達成される。本発明のこれらの、そして、他の目的は、後述する発明を実施するための最良の形態の記載および添付図面から明らかである。図面の簡単な説明図１は、シリンダライナを取付ける前の状態の本発明に従って構成されたシリンダブロックの部分平面図であり、１つのシリンダボアとこれに隣接するシリンダボアを部分的に示している。図２は、シリンダライナを取付けた状態での図１の２−２線に沿った断面図であり、さらに、本発明に従ってシリンダブロックに形成された冷却流体溝の入口を、シリンダライナを通る部分断面で詳細に示している。図３は、図１の３−３線にほぼ沿った断面図である。図３ａは、二次クーラント室への入口が、シリンダブロックではなくライナに形成されている、もう一つの実施例である。図４は、図２と同様の部分断面図であり、シリンダボアがリペアブッシュをを備えている、本発明のもう一つの実施例を示している。図５は、シリンダブロック内の一つのシリンダの一部分を破断した斜視図であり、本発明によるシリンダライナの頂部にある二次クーラント室とこれを通る冷却液流の経路の詳細を示している。図６は、図３と同様の拡大図であり、本発明によるもう一つの断面流れ領域形状のライナ冷却溝の頂部を示している。図７は、シリンダライナ温度と本発明の幅領域における冷却溝の幅との関係を示すグラフである。図８は、冷却溝を通る冷却液流体の流れと、選択された溝寸法に対するポンプ流(PUMP FLOW)との関係と示すグラフである。本発明を実施するための最良な形態図１乃至図３に示すような本発明の１つの実施形態によれば、全体的に１０で示されるシリンダブロックが、連続的に整列した複数のシリンダボア１２を有する。各シリンダボアは、同様に構成され、円筒のシリンダライナ１４を受け入れるようになっている。シリンダボア１２は、所定直径の半径方向主内壁１６と、より大きい直径の上部壁１８とを有し、これらの接合部にストップショルダ２０を形成する。シリンダライナ１４は、一様な直径の半径方向内壁面２２を有し、本出願と同じ譲受人に譲渡され、ここに援用する米国特許第3865087 号に全体的に示されるように、壁面２２内に通常のピストンリング等を備えた往復ピストンを受け入れる。シリンダライナ１４はさらに、その一端に半径方向フランジ２４を有し、この半径方向フランジ２４は、ストップショルダ２８を形成するように半径方向フランジよりも小さい直径の上方係合部２６の残部から半径方向外方に突出する。シリンダライナの上方係合部２６の全体は、シリンダライナがシリンダヘッドとヘッドボルトとの締め付け荷重によって在来の仕方で所定位置に固定された状態で、シリンダブロックときつく嵌合（0.0005インチ乃至0.0015インチのクリアランス）して干渉し合って嵌まるように寸法決めされる。シリンダライナの相当な部分を取り囲む主クーラント室３０が、シリンダライナのまわりで、シリンダブロックの隣接した壁内に設けられる。冷却流体は主クーラント室内を流入口（図示せず）から１つ、或いは、２つ以上の流出口３２を通って循環するようになっている。シリンダボアを取り囲む主クーラント室３０の全体輪郭又は境界は、図１に仮線で示され、一対の、すなわち、直径方向に対向した流出口３２を有する。かくして、上記の説明は前に触れた米国特許第3865087 号に示すような在来の設計による内燃機関のものである。図１乃至図３にさらに示すように、本発明によれば、２次冷却室がシリンダライナの最上領域のまわりで上方係合部２６の軸方向長さの範囲内に設けられる。２次冷却室は、特にシリンダライナの上方係合部２６の半径方向外壁内に、機械加工され、或いは、組立られ、ストップショルダー２８で始まる軸方向の大きさ又は長さを備え、上方係合部２６に亘って略半ばまで延びる、円周方向に延びた溝３４として設けられる。２次冷却室は、互いに直径方向に向かい合った流入ポート３６の形態で、各々がシリンダブロックの半径方向内壁内に構成されたホタテガイ状凹部によって主クーラント室３０と連通する一対の流体クーラント通路を有する。各ホタテガイ状凹部は、図２に明確にわかるように、主クーラント室３０に通じる位置から溝３４の軸方向の大きさ又は長さのちょうど範囲内の位置まで軸線方向長さに延び、各凹部は流出ポート３２から略９０°に配置される。２次冷却室はまた、複数の流出口３８を有する。流出口３８は、主クーラント室の各流出口３２に設置され、且つ、これと連通する半径方向通路である。半径方向に向けられた通路、すなわち、２次冷却室流出口３８は、実質的にベンチュリであるように、その直径が、主クーラント室流出ポート３２の直径に対して寸法決めされる。図示しないが、ピストンアッセンブリのピストンの頂部リングは、ピストンアッセンブリがその零速度の位置、即ちピストンの頂部リング反転位置にあるとき、２次冷却室に隣接するようになっていることを理解すべきである。１４９mmのシリンダボア内径に対する特定の設計に関しては、重要な相対流体クーラント流れパラメータは以下のとおりである：周方向溝３４：軸方向長さ（高さ） − １１.５−１２.０mm 深さ − １.０mm ホタテガイ状凹部（入口３６）：半径方向長さ（深さ） − ２.０mm ホタテガイ状部を加工するためのカッタ径 − ３・００インチシリンダボアに外接する円弧角 − ２０° シリンダボアの弦の長さ − ２５.９mm 主冷却室出口ポート３２：径 − １５mm 二次冷却室出口／ベンチュリ／半径方向通路３８：径 − ６mm ベンチュリ／半径方向通路３８に亘る圧力降下 − ０.１４ｐｓｉ二次冷却室を通って分岐される冷却材流れ − ７.５％一般的には、上記の比パラメータは、入口および出口３６、３８（すなわち、入口の流れ面積全体および出口の流れ面積全体）および溝３４を通る流れ面積を等しく維持することに基づいて選定される。かくして、図１〜図３の実施の形態では、各入口３６および出口３８を通る流れ面積は、溝３４の流れ面積の２倍である。運転中、冷却流体が主クーラント室３０を通して循環されるとき、冷却流体は比較的高い流体速度で主クーラント室出口３２を出ていく。例えば、主クーラント室内で、流体速度は、出口３２に比べたその量のせいで、おそらく１フィート毎秒よりも小さくなってしまうであろう。しかしながら、各出口３２では、流体速度は７〜８フィート毎秒ほどになり、高い流体速度の領域として知られることになるだろう。もしも二次冷却室がなかったとしたら、主冷却室は、シリンダライナの全周に亘って均一にならないだろう。むしろ、その周囲の種々の箇所で、特に直径の両側に２つの出口が設けられている図１〜図３に示した実施の形態に関しては、約９０度の箇所、すなわち、各出口の中間に、クーラント流れの停滞領域又は帯域が形成されることになるだろう。これは、望ましくない歪を生じさせたり、潤滑油膜の喪失をもたらすおそれのあるホットスポットを発生させ、早すぎる磨耗やふきぬけを生じさせることになるであろう。本発明によれば、主クーラント室からの冷却流体はホタテガイ状凹部によって形成される各二次冷却室を通して引かれ、次いで、それぞれの出口３８の各々に通じる各流れ経路に分割され、次いで、ベンチュリすなわち出口３８を形成する半径方向通路を通過し、主冷却室出口３２を出ていく。流体の速度と圧力の間のベルヌイの関係により、各出口３２を通る主クーラント流れの高い速度の流れは、ベンチュリすなわち半径方向３８との交差位置で圧力水頭を減少させる。かくして、副冷却室または溝３４内のクーラントは、半径方向通路３８内にあるクーラントよりも圧力水頭が実質的に高くなり、それによって、溝３４に亘って比較的高い流体速度の流れを生じさせる。実際、二次溝３４を通る流体の速度は、上記の実施例では、少なくとも約３フィート毎秒、或いは、ことによると６フィート毎秒もの速度になることがわかった。従って、これは、燃焼室に隣接したシリンダライナの最上領域でシリンダライナの単位面積あたりかなりの部分の熱エネルギーを除去する大変効率的な手段を提供する。シリンダボアの内側半径方向壁内に作られている入口３６を形成するホタテガイ状凹部の代替例として、シリンダライナに、同じ寸法（すなわち、同じ軸線方向長さおよび周方向又は弦の長さ）の、かつ、上記の凹部と同じ相対的場所内の図３ａに示されているような平らな弦領域３６´を作ってもよい。その効果は同じである。すなわち、主クーラント室からのクーラント流れを二次冷却室溝３４のクーラント流れと連通させる溝を提供する。第４図には、特に、再製造されたシリンダブロックに適用可能な、本発明の変形実施形態が示され、これによって、シリンダボアが、シリンダブロック１０内に加圧嵌合され、シリンダライナを受けるための同じストップショルダ２０を有する補修ブッシュ５０を有する。同様に、補修ブッシュ及びシリンダライナは、これらを貫通して、出口３８を提供し、これにより、第二冷却室と主出口３２との間に冷却液流をもたらす一対の半径方向通路を有する。また、第４図でわかるように、出口３８の半径方向に延びた通路は、ボス５２からドリルし、その後、適当な機械加工用プラグ５４でボスを塞ぐことによって、シリンダブロック内に容易に機械加工することができる。本発明の別の特徴は、真空流誘導冷却を別にして、上方冷却溝それ自体の流れ特性である。このことを、主として、図５ないし図８と関連して説明する。第５図に示されるように、上方ライナ冷却溝も、入口３６も設けられていない従来技術においては、出口３２から９０°離れ、Ａで示された主冷却室３０の点は、停滞領域、すなわち、冷却液流がない。その結果、ライナにホットスポットを生成してしまいやすかった。前述のように、追加のクーラント溝及び特別の入口箇所の追加により、停滞領域を大幅になくすことができた。しかしながら、最適冷却、すなわち、ライナの周囲のガス側及び冷却液側で、沸点より低い許容可能なレベルの均一なシリンダ壁の温度を保証するためには、上方溝それ自体の形状を最適化する必要がある。このことは、溝の幅ａをその高さｈで除した最も好ましいアスペクト比を決定することを意味する。この設計規準はまた、冷却溝３４の流体半径を、溝３４内のクーラント通路の断面積を、冷却溝３４の湿った周囲の長さで除したものとして定義される各々と同一視できるということでもある。以下の公式において、等価直径ｄｅは流体半径ｒ_hの４倍に等しい。ライナ丸みチャンネル内の流れＱｓは、直径ＤｍのＨｄ／Ｂｌｋ水移送孔を流れる流れＱｍの関数である。Ｑｍ＝Ｑ／１２フィート＾３／秒ここに、ｇｐｍ中のＱは、全体のエンジン冷却液流速である。Ｖｍ＝Ｑｍ／Ａｍ：Ｂｌｋヘッド移送孔を流れる流速（フィート／秒）Ｐ１−Ｐ２＝ｒ^*Ｖｍ＾２／２＊ｇｃ：チャンネルを横切る圧力差（ポンド／フィート＾２）ｇｃ＝３２．２１ｂｍ−フィート／ポンド−秒＾２ａ＝溝の幅ｂ＝溝の高さｌ＝．３８３９４フィート:溝の長さｒ＝６３.７４１ｂｍ／フィート＾３：華氏２００度における５０／５０Ｗｔｒ／ＥＧ密度ｆ＝摩擦係数（ムーディ・ダイアグラムを用いて繰り返す）ｄｅ＝２^*ａ^*ｂ／（a＋ｂ）：等価オリフィス直径（フィート）Ｎｒ＝ｒ^*Ｖｓ^*ｄｅ／ｕ：ムーディ／ダイアグラムにおいて用いるレイノルズ数ｕ＝０.０００５４８１ｂｍ／フィート−秒：華氏２００度における５０／５０Ｗｔｒ／ＥＧ粘度ｅ＝．０００１２５フィート：チャンネル表面粗さ評価ｅ／ｄｅ＝ムーディ／ダイアグラムにおいて用いる相対粗さムーディ／ダイアグラムにおいて用いるリファイン摩擦係数ｆＡｓ＝ａ^*ｂ：溝領域（フィート＾２）Ｑｓ＝Ｖｓ^*Ａｓ：溝冷却液流（フィート＾３／秒）Ｑｓｔ＝２^*１２^*Ｑｓ^*６０^*１７２８／２３１：合計エンジン溝流（ｇｐｍ）（移送孔当たり２溝で、１２移送孔）伝熱：チャンネル冷却液への熱流速（１チャンネルグラディエントに対して）は、ｑ＝（Ｔｇ／Ｔｂ）／１／ｈｇＡ＋ｄｘ／Ｋｌ^*ｐｉ^*ｄｅ^*ｌ＋１／ｈ^*ｐｉ^*ｄｅ^*ｌ）、Ｂｔｕ／ｈｒｔｇ＝平均ピークシリンダ温度（華氏）Ｔｂ＝溝内のバルク流体温度（流れ方向の平均）（華氏）ｈｇ＝シリンダ伝熱対流係数、Ｂｔｕ／ｈｒ−フィート＾２−華氏温度Ａ＝．００７４フィート＾２：実験データおよび燃焼シミュレーションモデルにより算出されたシリンダ伝熱面積ｄｘ＝（９−ａ）／２５．４^*１２：チャンネルにおけるライナ壁厚（フィート）ｋｌ＝３０Ｂｔｕ／ｈｒ−フィート＾²−華氏温度：ライナ熱伝導率ｈ＝Ｎｕｄ^*ｋｃ／ｄｅ：冷却液側対流係数、Ｂｔｕ／ｈｒ−フィート＾２−華氏温度Ｎｕｄ＝．２３^*Ｎｒ＾０．８^*Ｐｒ＾０．４：流体直径に基づくヌッセルト数Ｐｒ＝ｃｐ^*ｕ／Ｋｃ＝８．２２８：プラントル数ｃｐ＝０．８８４Ｂｔｕ／ｌｂｍ−華氏温度：華氏２００度における５０／５０Ｗｔｒ／ＥＧの比熱ｋｃ＝０．２１２Ｂｔｕ／ｈｒ−フィート−華氏温度：華氏２００度における５０／５０Ｗｔｒ／ＥＧの熱伝導率Ｔｗｃ＝Ｔｂ＋ｑ／ｈ^*ｐｉ^*ｌ：冷却液側ライナ壁温度（華氏）ｄＴ＝Ｔｗｃ＝２４６：沸騰ポテンシャル（華氏）Ｔｗｇ＝ｑ／（ｄｘ／Ｋｌ^*ｄｅ^*ｌ）＋Ｔｗｃ：ガス側のライナ壁温度（華氏）Ｔｍ＝ｑ／（（ｄｘ−２）／Ｋｌ^*ｐｉ^*ｄｅ^*ｌ）＋Ｔｗｃ：熱電対におけるライナ壁温度；ライナ壁から２．０mm ｑｔ＝２４^*ｑ／６０：合計エンジン溝熱リジェクション、Ｂｔｕ／分図１ないし図３ならびに図５および図６に示されるような頂部プライナを備えた１２.７リットル、４サイクルディーゼルエンジン（出願人のシリーズ６０エンジン）のテストをしたところ、以下の結果が得られた。

【手続補正書】特許法第１８４条の８【提出日】１９９５年１１月６日【補正内容】請求の範囲１．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックか、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダブロックに取付けられたシリンダライナと、前記シリンダライナを取り囲み、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却流体を循環させるための流入口及び少なくとも１つの流出口を有する主冷却室と、前記シリンダライナの最上部のまわりに配置された二次冷却室とを有し、前記二次冷却室は、少なくとも１つの流入口と、少なくとも１つの流出口とを有し、前記流入口及び流出口は、前記二次冷却室のまわりを循環する冷却流体が、前記二次冷却室のまわりで２つの別々の流路に分岐され、前記二次冷却室流出口を通って出るように、前記二次冷却室の周囲でかなりの距離互いに間隔を隔てられ、かなりの大きさの流速で、かつ、前記シリンダライナの最上部における前記シリンダライナの単位面積あたりの熱エネルギーの実質的に増加された除去率で冷却流体を前記二次冷却室の中を通すため、前記二次冷却チャンバは、断面が略長方形であり、約０.０８５：１から約０.１７５：１の範囲のアスペクト比を有する、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。２．前記アスペクト比が、約０.１３０：１から約０.１７５：１の範囲であること、を特徴とする請求項１に記載の発明。３．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダブロックに取付けられたシリンダライナと、前記シリンダライナを取り囲み、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却流体を循環させるための流入口及び少なくとも１つの流出口を有する主冷却室と、前記シリンダライナの最上部のまわりに配置された二次冷却室とを有し、前記二次冷却室は、少なくとも１っの流入口と、少なくとも１つの流出口とを有し、前記流入口及び流出口は、前記二次冷却室のまわりを循環する冷却流体が、前記二次冷却室のまわりで２つの別々の流路に分岐され、前記二次冷却室流出口を通って出るように、前記二次冷却室の周囲でかなりの距離互いに間隔を隔てられ、前記二次冷却室は、隣接するシリンダブロックに開放し、該シリンダブロックと共に取り囲まれた室を構成し、前記二次冷却室の湿った周囲に対する前記二次冷却室の通路の断面積によって定められる前記二次冷却室の均等な直径が、約１.１８３mm（約０.００６ft）から約３.４１mm（約０.０１１２ft）の範囲である、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。４．前記均等な直径は、２.４４mm(約０.００８ft)から約３.４１mm(約０.０１１２ft)の範囲であること、を特徴とする請求項３に記載の発明。５．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に位置し、前記シリンダボアに固着されたシリンダライナと、前記シリンダライナを囲み、流流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却液を循環させるための主冷却室と、前記シリンダライナの最上部分のまわりに位置した二次冷却室と、を有し、該二次冷却室は少なくとも１つの流流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、これにより、前記冷却液を前記主冷却室及び前記二次冷却室のまわりに同時に循環させることができ、前記流流入口と流出口は前記二次冷却室の円周の周りに可なりの距離だけ互いから間隔を隔てられ、それによって、前記二次冷却室のまわりに循環される冷却液は前記二次冷却室のまわりに２つの別々の流れ経路に分割され、前記共通の流出口から流出し、前記二次冷却室の前記流出口は前記主冷却室の流出口と流体連通しており、且つベンチュリーを有し、それによって、主冷却室からの冷却液が前記主冷却室の流出口を流れると、前記ベンチュリーの前後に圧力降下が生じ、この圧力降下は、前記シリンダライナの最上部分に前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率をもたらすのに十分な流れ速度で前記二次冷却室の中に冷却液の流れを生じさせ、前記二次冷却室は、横断面がほぼ矩形であり、且つ少なくとも約０.１３０：１のアスペクト比を有する、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。６．内燃機関のシリンダブロック内のシリンダライナを冷却する方法であって、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダボアに取付けられたシリンダライナを用意し、前記シリンダライナを囲み、流流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却液を循環させるための主通路を用意し、前記シリンダライナの最上部分のまわりに同心的に位置した二次冷却室を用意し、該二次冷却室は流流入口及び流出口を備え、それにより、前記冷却液を前記主冷却室及び前記二次冷却室のまわりに同時に循環させることができ、前記二次冷却室の前記流出口は前記主冷却室の流出口と流体連通しており、且つベンチュリーを有し、それによって、主冷却室からの冷却液が前記主冷却室の流出口を流れると、前記ベンチュリーの前後に圧力降下が生じ、この圧力降下は、前記流出口を流れる流れ速度に対して十分な大きさの流れ速度で前記二次冷却室の中に冷却液の流れを生じさせ、それによって、前記シリンダライナの最上部分に前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率をもたらし、前記二次冷却室は、横断面がほぼ矩形であり、且つ約０.０８５乃至約０.１７５の範囲のアスペクト比を有し、それによって、前記シリンダライナの最上部分に可なりの大きさの流れ速度及び前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率で前記二次冷却室の中に冷却液の流れをもたらす、シリンダライナの冷却方法。７．前記アスペクト比が、少なくとも０．１３０：１である、請求項１の発明。８．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダボアに取付けられたシリンダライナと、前記シリンダライナを囲み、流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却液を循環させるための主冷却室と、前記シリンダライナの最上部分のまわりに配置された二次冷却室とを有し、該二次冷却室は少なくとも１つの流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記流流入口と流出口は前記二次冷却室の円周の周りに可なりの距離だけ互いから間隔を隔てられ、それにより、前記二次冷却室のまわりに循環される冷却液を前記二次冷却室のまわりに２つの別々の流れ径路に分割され、前記二次冷却室の流出口から流出し、前記二次冷却室は、横断面がほぼ矩形であり、且つ少なくとも約０.１３０：１のアスペクト比と、２.４４mm(約０.００８ft)から約３.４１mm(約０.０１１２ft)の均等な直径とを有し、これによって、前記シリンダライナの最上部分に可なりの大きさの流れ速度及び前記シリンダライナの単位而積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率で前記二次冷却室の中に冷却液の流れをもたらす、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。【図５】【図６】

Claims

【特許請求の範囲】１．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダブロックに取付けられたシリンダライナと、前記シリンダライナを取り囲み、入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却流体を循環させるための主冷却室と、前記シリンダライナの最上部のまわりに配置された二次冷却室とを有し、前記二次冷却室は、少なくとも１つの入口と、少なくとも１つの流出口とを有し、前記入口及び流出口は、前記二次冷却室のまわりを循環する冷却流体が、前記二次冷却室のまわりで２つの別々の流路に分岐され、前記二次冷却室流出口を通って出るように、前記二次冷却室の周囲でかなりの距離互いに間隔を隔てられ、かなりの大きさの流速で、かつ、前記シリンダライナの最上部における前記シリンダライナの単位面積あたりの熱エネルギーの実質的に増加された除去率で冷却流体を前記二次冷却室の中を通すため、前記二次冷却チャンバは、断面が略長方形であり、約０.０８５：１から約０.１７５：１の範囲のアスペクト比を有する、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。２．前記アスペクト比が、約０.１３０：１から約０.１７５：１の範囲であること、を特徴とする請求項１に記載の発明。３．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に配置され、前記シリンダブロックに取付けられたシリンダライナと、前記シリンダライナを取り囲み、入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却流体を循環させるための主冷却室と、前記シリンダライナの最上部のまわりに配置された二次冷却室とを有し、前記二次冷却室は、少なくとも１つの入口と、少なくとも１つの流出口とを有し、前記入口及び流出口は、前記二次冷却室のまわりを循環する冷却流体が、前記二次冷却室のまわりで２つの別々の流路に分岐され、前記二次冷却室流出口を通って出るように、前記二次冷却室の周囲でかなりの距離互いに間隔を隔てられ、前記二次冷却室は、隣接するシリンダブロックに開放し、該シリンダブロックと共に取り囲まれた室を構成し、前記二次冷却室の湿った周囲に対する前記二次冷却室の通路の断面積によって定められる前記二次冷却室の均等な直径が、約１.１８３mm（約０.００６ft）から約３.４１mm（約０.０１１２ft）の範囲である、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。４．前記均等の直径は、２.４４mm(約０.００８ft)から約３.４１mm(約０.０１１２ft)の範囲であること、を特徴とする請求項３に記載の発明。５．内燃機関とシリンダブロックの組合せにおいて、前記シリンダブロックが、少なくとも１つのシリンダボアと、前記シリンダボア内に同心的に位置し、前記シリンダボアに固着されたシリンダライナと、前記シリンダライナを囲み、流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却液を循環させるための主冷却室と、前記シリンダライナの最上部分のまわりに位置した二次冷却室と、を有し、該二次冷却室は少なくとも１つの流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、それにより、前記冷却液を前記主冷却室及び前記二次冷却室のまわりに同時に循環させることができ、前記流入口と流出口は前記二次冷却室の円周の周りに可なりの距離だけ互いから間隔を隔てられ、それによって、前記二次冷却室のまわりに循環される冷却液は前記二次冷却室のまわりに２つの別々の流れ経路に分割され、前記共通の流出口から流出し、前記二次冷却室の前記流出口は前記主冷却室の流出口と流体連通しており、且つベンチュリーを有し、それによって、主冷却室からの冷却液が前記主冷却室の流出口を流れると、前記ベンチュリーの前後に圧力降下が生じ、この圧力降下は、前記シリンダライナの最上部分に前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率をもたらすのに十分な流れ速度で前記二次冷却室の中に冷却液の流れを生じさせ、前記二次冷却室は、横断面がほぼ矩形であり、且つ少なくとも約０.１３０：１のアスペクト比を有する、内燃機関とシリンダブロックの組合せ。６．内燃機関のシリンダブロック内のシリンダライナを冷却する方法であって、前記シリンダボア内に同心的に位置し、前記シリンダボアに固着されたシリンダライナを用意し、前記シリンダライナを囲み、流入口及び少なくとも１つの流出口を有し、前記シリンダライナの主部分のまわりに冷却液を循環させるための主通路を用意し、前記シリンダライナの最上部分のまわりに同心的に配置された二次冷却室を用意し、該二次冷却室は流入口及び流出口を備え、それにより、前記冷却液を前記主冷却室及び前記二次冷却室のまわりに同時に循環させることができ、前記二次冷却室の前記流出口は前記主冷却室の流出口と流体連通しており、且つベンチュリーを有し、それによって、主冷却室からの冷却液が前記主冷却室の流出口を流れると、前記ベンチュリーの前後に圧力降下が生じ、この圧力降下は、前記流出口を流れる流れ速度に対して十分な大きさの流れ速度で前記二次冷却室の中に冷却液の流れを生じさせ、それによって、前記シリンダライナの最上部分に前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率をもたらし、前記二次冷却室は、横断面がほぼ矩形であり、且つ約０.０８５乃至約０.１７５の範囲のアスペクト比を有し、それによって、前記シリンダライナの最上部分に可なりの大きさの流れ速度及び前記シリンダライナの単位面積当たりの熱エネルギーの著しく高い除去率で前記二次冷却室の中に冷却液の流れをもたらす、シリンダライナの冷却方法。