WO2007132606A1 - エンジンの吸気ポ－ト構造 - Google Patents

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    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an intake port of an engine in which first and second intake ports extending in a direction orthogonal to a cylinder row line are respectively communicated with first and second intake valve holes that open to a combustion chamber.
  • first and second intake ports extending in a direction orthogonal to a cylinder row line are respectively communicated with first and second intake valve holes that open to a combustion chamber.
  • one intake port arranged on the right side with respect to the cylinder axis is curved to the left side and connected in a tangential direction to the inner periphery of the cylinder to generate a swirl in the clockwise direction.
  • the other intake port located on the left side with respect to the axis is curved to the left so as to avoid the one intake port, and then curved to the right in front of the one intake port and over the one intake port.
  • Patent Document 1 Japanese Unexamined Patent Publication No. 7-34884
  • both of the two intake ports are connected tangentially to the inner periphery of the cylinder to generate a swirl.
  • a helical port is used instead of a straight port as the intake port, it is not necessary to connect the intake port tangentially to the inner periphery of the cylinder, so there is no need to bend the intake port. If one helical port is used, swirl generated at both ports May interfere with sufficient performance.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to generate sufficient swirl while simplifying the structure of two intake ports connected to a combustion chamber of an engine. Means for solving the problem
  • the first and second intake ports extending in the direction orthogonal to the cylinder row line are opened to the combustion chamber.
  • the first intake port has a throat portion formed in a straight line and opens in a tangential direction of the inner periphery of the cylinder.
  • the second intake port is a helical port that has a throat portion formed in a spiral shape and generates a second swirl in the same direction as the first swirl inside the first swirl
  • the second intake port includes a spiral outer wall formed along a peripheral edge of the second intake valve hole, A spiral inner wall formed on the radially outer side of the valve stem located at the center of the second intake valve hole; a first introduction wall extending in a tangential direction of the second intake valve hole; (1) Having a second introduction wall that is continuously connected to the spiral inner wall from a state parallel to the introduction wall, and the distance between the first and second introduction walls is reduced toward the downstream side in the flow direction of the intake air. Accordingly, an engine intake port structure is proposed in which the distance between the walls in the direction orthogonal to the distance between the first and second introduction walls is increased. .
  • the first and second intake ports are located on one side of a cylinder row.
  • the engine intake port structure is proposed.
  • the first intake port formed of a straight port has a throat portion formed in a straight line and opens in a tangential direction of the inner periphery of the cylinder to generate a first swirl.
  • the second intake port formed of a helical port has a throat portion formed in a spiral shape to generate a second swirl in the same direction as the first swirl inside the first swirl.
  • the second feature of the present invention even if the width of the throat portion of the second intake port having the spiral outer wall and the spiral inner wall in order to generate the swirl is narrowed as viewed in the cylinder axial direction, As the distance between the walls of the first and second introduction walls connected to the outer wall and the spiral inner wall decreases toward the downstream side in the flow direction of the intake air, the distance between the first and second introduction walls increases in the direction orthogonal to the distance between the walls. By increasing the distance between the walls, the increase in intake flow resistance at the throat can be minimized.
  • the first and second intake ports are arranged on one side of the cylinder row line, the length of the intake port is minimized and the structure of the cylinder head is provided. Can be simplified.
  • Fig. 1 is a horizontal sectional view of a cylinder head of a diesel engine (a sectional view taken along a line 11 in Fig. 3). (First example)
  • FIG. 2 is an enlarged view of the main part of FIG. (First example)
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line 3-3 of FIG. (First example)
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line 4-4 of FIG. (First example)
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line 5-5 of FIG. (First example)
  • Fig. 6 is a perspective view of the first and second intake ports (seen in the direction of arrow 6 in Fig. 3). (First example)
  • FIG. 7 is a view taken in the direction of arrow 7 in FIG. (First example)
  • 1 to 7 show an embodiment of the present invention.
  • an in-line four-cylinder diesel engine has four pistons 12 slidably fitted to four cylinders 1 la ′ formed on a cylinder block 11.
  • the reentrant combustion chamber 13 is recessed in the top surface of each piston 12.
  • the first and second intake valve holes 15 and 16 that face the top surface of each cylinder 11 and the first and second exhaust valve holes 17 are formed on the lower surface of the cylinder head 14 coupled to the upper surface of the cylinder block 11. , 18 are open, the first and second intake valve holes 15, 16 communicate with the first and second intake valve holes 15, 16, and the first and second exhaust valve holes 17, 18 communicate with each other.
  • the first and second exhaust ports 21 and 22 communicate with each other.
  • the first and second intake ports 19, 20 are arranged on one side with respect to the cylinder row line L1 connecting the centers of the four cylinders 11a ..., and the first and second exhaust ports 21, 22 are the other. Placed on the side.
  • the first and second intake ports 19 and 20 independently extend in a substantially straight line in a direction perpendicular to the cylinder row line L1, and the downstream ends of the first and second exhaust ports 21 and 22 join.
  • Piston 12 is top dead center
  • the squish area is formed between the upper surface of the piston 12 and the lower surface of the cylinder head 14.
  • the first and second intake valves 23, 24 include valve bodies 23a, 24a for opening and closing the first and second intake valve holes 15, 16, and valve stems 23b, 24b connected to the valve bodies 23a, 24a.
  • the valve stems 23b, 24b arranged parallel to the cylinder axis L2 are slidably supported by the valve guides 25, 25 and are urged in the valve closing direction by the intake valve springs 26, 26.
  • One end of the intake rocker arm 28 supported by the hydraulic tappet 27 is in contact with the stem ends of the first and second intake valves 23 and 24, and a roller 29 provided in the middle is an intake cam provided on the intake camshaft 30. Abuts 31.
  • the first and second exhaust valves 32, 33 include a valve body 32a, 33a for opening and closing the first and second exhaust valve holes 17, 18, and a noreb stem 32b, 33b connected to the noreb body 32a, 33a.
  • the valve stems 32b and 33b arranged parallel to the cylinder axis L2 are slidably supported by the valve guides 34 and 34, and are urged in the valve closing direction by the exhaust valve springs 35 and 35.
  • One end of the exhaust outlet arm 37 supported by the hydraulic tappet 36 is in contact with the stem ends of the first and second exhaust valves 32 and 33, and a roller 38 provided in the middle is an exhaust provided on the exhaust camshaft 39.
  • Contact cam 40 is provided to contact cam 40.
  • the tip of the injector 41 positioned on the cylinder axis L2 and the tip of the glow plug 42 inclined with respect to the cylinder axis L2 are arranged so as to face the combustion chamber 13.
  • the first intake port 19 is a straight port in which the throat portion 43 immediately upstream of the first intake valve hole 15 extends linearly, and is viewed in the cylinder axis L2 direction. It is connected in a tangential direction to the inner periphery of the cylinder 11a. Therefore, the first intake valve 23 is opened.
  • the first swirl S1 is generated so as to surround the cylinder axis L2 by flowing in the tangential direction of the inner circumference of the cylinder 1 la. To do.
  • the second intake port 20 is a helical port that extends spirally so that the throat portion 44 immediately upstream of the second intake valve hole 16 surrounds the valve stem 24 b of the second intake valve 24.
  • the slot 44 includes a spiral outer wall 44a formed to be tangentially connected to the inner periphery of the second intake valve hole 16, and a spiral formed radially outside the valve stem 24b of the second intake valve 24.
  • An inner wall 44b is provided, and the distance between the turning outer wall 44a and the turning inner wall 44b is narrowed toward the downstream side in the intake flow direction.
  • the first introduction wall 45 connected to the upstream side of the turning outer wall 44a has a substantially linear force.
  • the second introduction wall 46 connected to the turning inner wall 44b facing the first introduction wall 45 is closer to the downstream side. Curved in a direction approaching the first introduction wall 45.
  • the width of the second intake port 20 viewed in the cylinder axis L2 direction that is, the distance W between the first and second introduction walls 45 and 46 (see FIG. 2) is narrower toward the downstream side. Distribution resistance further increases.
  • the distance H between the walls of the second intake port 20 (see FIG. 4) as viewed in the direction perpendicular to the cylinder axis L2 increases toward the downstream side.
  • the narrowing of the throat portion 44 of the 20 and the narrowing of the width W of the second intake port 20 on the upstream side thereof are compensated by the wide force S of the height H of the second intake port 20 to provide a highly restrictive helical
  • the increase in the flow resistance of the intake air of the second intake port 20 consisting of the ports can be minimized.
  • the first intake port 19 which is a straight port, is connected tangentially to the inner periphery of the cylinder 11a.
  • 1 swirl S1 is generated, and a second swirl S2 in the same direction as the first swirl S1 is generated inside the first swirl S1 by the second intake port 20 consisting of a helical port.
  • Strong swirl can be generated effectively by minimizing SI and S2 interference.
  • the swirl SI and S2 can be generated efficiently while the first and second intake ports 19 and 20 are arranged substantially linearly in the direction perpendicular to the cylinder row line L1. Therefore, the machining cost of the cylinder head 14 can be reduced, the cylinder head 14 can be made compact, and the structure of the cylinder head 14 can be simplified.
  • first and second intake ports 19, 20 are arranged on one side with respect to the cylinder axis L1, and extend to the opposite side of the cylinder axis L1 (first and second exhaust ports 21, 22 side). Therefore, the length of the first and second intake ports 19, 20 can be kept to a minimum, thereby further reducing the processing cost of the cylinder head 14 and further reducing the cylinder head 14.
  • the structure of the cylinder head 14 can be further simplified.
  • the power exemplified by an in-line four-cylinder engine can be applied to an engine having an arbitrary number of cylinders.
  • the cylinder row direction L1 of the present invention is defined as a direction parallel to the crankshaft.

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Abstract

　エンジンの燃焼室において、ストレートポートよりなる第１吸気ポ－ト（１９）はスロート部（４３）が直線状に形成されてシリンダ（１１ａ）内周の接線方向に開口することで第１スワール（Ｓ１）を発生させ、ヘリカルポートよりなる第２吸気ポート（２０）はスロート部（４４）が螺旋状に形成されて前記第１スワール（Ｓ１）の内側に該第１スワール（Ｓ１）と同方向の第２スワール（Ｓ２）を発生させるようにする。このように、第１、第２吸気ポ－ト（１９，２０）を全体として殆ど湾曲させなくても、相互に干渉しない第１、第２スワール（Ｓ１，Ｓ２）を効率的に発生させることが可能になり、シリンダヘッドの加工コストの低減、シリンダヘッドのコンパクト化、シリンダヘッドの構造の簡素化が可能になる。

Description

明 細 書
エンジンの吸気ポ一ト構造
技術分野
[0001] 本発明は、シリンダ列線に対して直交する方向に延びる第 1、第 2吸気ポートを、燃 焼室に開口する第 1、第 2吸気バルブ孔にそれぞれ連通させたエンジンの吸気ポー ト構造に関する。
背景技術
[0002] 各シリンダに対応してストレートポートよりなる 2個の吸気ポートを備えたエンジンに おいて、 2個の吸気ポートのスロート部をそれぞれ湾曲させてスワールを発生させるよ うにしたものが、下記特許文献 1により公知である。
[0003] 即ち、シリンダ軸線に対して右側に配置された一方の吸気ポートは左側に湾曲して シリンダ内周に接線方向に接続することで、シリンダ内に時計方向のスワールを発生 させ、またシリンダ軸線に対して左側に配置された他方の吸気ポートは前記一方の 吸気ポートを避けるようにー且左側に湾曲した後に、前記一方の吸気ポートを超えた 前方で右側に湾曲してシリンダ内周に接線方向に接続することで、シリンダ内に時計 方向のスワールを発生させるようになつている。
特許文献 1 :日本特開平 7— 34884号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0004] ところで、上記従来のものは、 2個の吸気ポートを共にシリンダ内周に接線方向に接 続してスワールを発生させるため、両吸気ポートを強く湾曲させて取り回す必要があ り、かつ前記他方の吸気ポートをシリンダ列線を越えてシリンダヘッドの吸気側力 排 気側に延ばす必要があるため、シリンダヘッドの加工コストの増力！]、シリンダヘッドの 大型化、シリンダヘッドの構造の複雑ィ匕の要因となる問題があった。
[0005] また吸気ポートとしてストレートポートに代えてヘリカルポートを採用すれば、吸気ポ 一トをシリンダ内周に接線方向に接続する必要がな 、ため、吸気ポートを湾曲させる 必要がなくなるが、 2個のヘリカルポートを採用すると、両ポートで発生するスワール が干渉して十分な性能が得られなくなる可能性がある。
[0006] 本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、エンジンの燃焼室に連なる 2個の 吸気ポートの構造を簡素化しながら十分なスワールを発生させることを目的とする。 課題を解決するための手段
[0007] 上記目的を達成するために、本発明の第 1の特徴によれば、シリンダ列線に対して 直交する方向に延びる第 1、第 2吸気ポートを、燃焼室に開口する第 1、第 2吸気バ ルブ孔にそれぞれ連通させたエンジンの吸気ポート構造にぉ 、て、前記第 1吸気ポ トはスロート部が直線状に形成されてシリンダ内周の接線方向に開口することで第 1スワールを発生するストレートポートであり、前記第 2吸気ポートはスロート部が螺旋 状に形成されて前記第 1スワールの内側に該第 1スワールと同方向の第 2スワールを 発生するヘリカルポートであることを特徴とするエンジンの吸気ポート構造が提案され る。
[0008] また本発明の第 2の特徴によれば、前記第 1の特徴に加えて、前記第 2吸気ポート は、前記第 2吸気バルブ孔の周縁に沿って形成される螺旋外壁と、前記第 2吸気バ ルブ孔の中心に位置するバルブステムの径方向外側に形成される螺旋内壁と、前記 螺旋外壁に連なって前記第 2吸気バルブ孔の接線方向に延びる第 1導入壁と、前記 第 1導入壁と平行な状態から前記螺旋内壁に連続的に接続する第 2導入壁とを有し 、吸気の流れ方向下流側に向カゝつて第 1、第 2導入壁の壁間距離が減少するのに従 つて、前記第 1、第 2導入壁の壁間距離と直交する方向の壁間距離が増加するように 形成されることを特徴とするエンジンの吸気ポ―ト構造が提案される。
[0009] また本発明の第 3の特徴によれば、前記第 1または第 2の特徴に加えて、シリンダ列 線の一方の側に前記第 1、第 2吸気ポートが位置することを特徴とするエンジンの吸 気ポート構造が提案される。
発明の効果
[0010] 本発明の第 1の特徴によれば、ストレートポートよりなる第 1吸気ポートはスロート部 が直線状に形成されてシリンダ内周の接線方向に開口することで第 1スワールを発 生させ、ヘリカルポートよりなる第 2吸気ポートはスロート部が螺旋状に形成されて前 記第 1スワールの内側に該第 1スワールと同方向の第 2スワールを発生させる。このよ うに、第 1、第 2吸気ポートを全体として殆ど湾曲させなくても、相互に干渉しない第 1 、第 2スワールを効率的に発生させることが可能になり、シリンダヘッドの加工コストの 低減、シリンダヘッドのコンパクト化、シリンダヘッドの構造の簡素化が可能になる。
[0011] また本発明の第 2の特徴によれば、スワールを発生させるために螺旋外壁および螺 旋内壁を有する第 2吸気ポートのスロート部のシリンダ軸線方向に見た幅を絞っても 、螺旋外壁および螺旋内壁に連なる第 1、第 2導入壁の壁間距離が吸気の流れ方向 下流側に向かって減少するのに従って、前記第 1、第 2導入壁の壁間距離と直交す る方向の壁間距離を増加させることで、スロート部における吸気の流通抵抗の増加を 最小限に抑えることができる。
[0012] また本発明の第 3の特徴によれば、シリンダ列線の一方の側に第 1、第 2吸気ポート を配置したので、吸気ポートの長さを最小限に抑えてシリンダヘッドの構造を簡素化 することができる。
図面の簡単な説明
[0013] [図 1]図 1はディーゼルエンジンのシリンダヘッドの水平断面図（図 3の 1 1線断面図 )である。（第 1実施例）
[図 2]図 2は図 1の要部拡大図である。（第 1実施例）
[図 3]図 3は図 1の 3— 3線断面図である。（第 1実施例）
[図 4]図 4は図 1の 4 4線断面図である。（第 1実施例）
[図 5]図 5は図 1の 5— 5線断面図である。（第 1実施例）
[図 6]図 6は第 1、第 2吸気ポ―トの斜視図（図 3の 6方向矢視図)である。（第 1実施例 )
[図 7]図 7は図 6の 7方向矢視図である。（第 1実施例）
符号の説明
[0014] 11a シリンダ
13 燃焼室
15 第 1吸気バルブ孔
16 第 2吸気バルブ孔
19 第 1吸気ポート 20 第 2吸気ポート
24b ノ ノレブステム
43 スロート部
44 スロート部
44a 螺旋外壁
44b 螺旋内壁
45 第 1導入壁
46 第 2導入壁
H 壁間距離
LI シリンダ列線
SI 第 1スワール
S2 第 2スワール
W 壁間距離
発明を実施するための最良の形態
[0015] 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。
実施例 1
[0016] 図 1〜図 7は本発明の実施の形態を示すものである。
[0017] 図 1〜図 5に示すように、直列 4気筒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 4個のシリンダ 1 la' · ·に摺動自在に嵌合する 4個のピストン 12· · ·を備えて おり、各ピストン 12の頂面にリエントラント型の燃焼室 13が凹設される。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 14の下面に、各シリンダ 11の頂面に対向す る第 1、第 2吸気バルブ孔 15, 16と、第 1、第 2排気ノ レブ孔 17, 18とが開口してお り、第 1、第 2吸気バルブ孔 15, 16に第 1、第 2吸気ポ―ト 19, 20が連通し、第 1、第 2排気バルブ孔 17, 18に第 1、第 2排気ポート 21, 22が連通する。
[0018] 4個のシリンダ 11a…の中心を結ぶシリンダ列線 L1に対して、第 1、第 2吸気ポート 19, 20は一側に配置され、第 1、第 2排気ポート 21, 22は他側に配置される。第 1、 第 2吸気ポート 19 , 20は各々独立してシリンダ列線 L 1に対して直交する方向に略直 線状に延び、第 1、第 2排気ポート 21, 22は下流端が合流する。ピストン 12が上死点 にあるとき、ピストン 12の上面とシリンダヘッド 14の下面との間にスキッシュエリアが形 成される。
[0019] 第 1、第 2吸気バルブ 23, 24は、第 1、第 2吸気バルブ孔 15, 16を開閉するバルブ ボディ 23a, 24aと、バルブボディ 23a, 24aに連なるバルブステム 23b, 24bとを備え ており、シリンダ軸線 L2に対して平行に配置されたバルブステム 23b, 24bはバルブ ガイド 25, 25に摺動自在に支持され、吸気バルブスプリング 26, 26により閉弁方向 に付勢される。一端が油圧タペット 27に支持された吸気ロッカアーム 28の他端が第 1 、第 2吸気バルブ 23, 24のステムエンドに当接し、中間部に設けたローラ 29が吸気 カムシャフト 30に設けた吸気カム 31に当接する。
[0020] 第 1、第 2排気バルブ 32, 33は、第 1、第 2排気バルブ孔 17, 18を開閉するバルブ ボディ 32a, 33aと、ノ ノレブボディ 32a, 33aに連なるノ ノレブステム 32b, 33bとを備え ており、シリンダ軸線 L2に対して平行に配置されたバルブステム 32b, 33bはバルブ ガイド 34, 34に摺動自在に支持され、排気バルブスプリング 35, 35により閉弁方向 に付勢される。一端が油圧タペット 36に支持された排気口ッカアーム 37の他端が第 1 、第 2排気バルブ 32, 33のステムエンドに当接し、中間部に設けたローラ 38が排気 カムシャフト 39に設けた排気カム 40に当接する。
[0021] シリンダ軸線 L2上に位置するインジェクタ 41の先端と、シリンダ軸線 L2に対して傾 斜したグロ一プラグ 42の先端とが燃焼室 13に臨むように配置される。
[0022] しかして、吸気カムシャフト 30が回転すると吸気カム 31にローラ 29を押圧された吸 気ロッカアーム 28が油圧タペット 27を支点として揺動し、第 1、第 2吸気ノ レブ 23, 2 4のステムエンドを吸気ノ レブスプリング 26, 26の弹発カに抗して押圧することで開 弁駆動する。また排気カムシャフト 39が回転すると排気カム 40にローラ 38を押圧さ れた排気口ッカアーム 37が油圧タペット 36を支点として揺動し、第 1、第 2排気バル ブ 32, 33のステムエンドを排気バルブスプリング 35, 35の弹発力に杭して押圧する ことで開弁駆動する。
[0023] 図 6および図 7に示すように、第 1吸気ポート 19は、第 1吸気バルブ孔 15の直上流 のスロート部 43が線状に延びるストレートポートであり、シリンダ軸線 L2方向に見てシ リンダ 11a内周に対して接線方向に連なっている。従って、第 1吸気バルブ 23が開弁 して第 1吸気ポ―ト 19からシリンダ 11a内に吸気が導入されるとき、その吸気がシリン ダ 1 la内周の接線方向に流れることでシリンダ軸線 L2を囲むように第 1スワール S1 が発生する。
[0024] 第 2吸気ポ―ト 20は、第 2吸気バルブ孔 16の直上流のスロート部 44が第 2吸気バ ルブ 24のバルブステム 24bを囲むように螺旋状に延びるヘリカルポートである。スロ ート部 44は、第 2吸気バルブ孔 16内周に接線方向に連なるように形成される螺旋外 壁 44aと、第 2吸気ノ レブ 24のバルブステム 24bの径方向外側に形成される螺旋内 壁 44bとを備えており、旋回外壁 44aおよび旋回内壁 44bの壁間距離は吸気の流れ 方向下流側ほど狭くなるように絞られている。これにより第 2吸気ポ―ト 20が発生する 第 2スワール S2が強められる反面、スロート部 44おける吸気の流通抵抗が増加して しまう問題がある。
[0025] 旋回外壁 44aの上流側に連なる第 1導入壁 45はほぼ直線状に延びている力 この 第 1導入壁 45に対向して旋回内壁 44bに連なる第 2導入壁 46は、下流側ほど第 1導 入壁 45に接近する方向に湾曲して 、る。シリンダ軸線 L2方向に見た第 2吸気ポ―ト 20の幅、つまり第 1、第 2導入壁 45, 46の壁間距離 W (図 2参照）は下流側ほど狭ま つているため、吸気の流通抵抗は更に増加してしまう。し力しながら本実施の形態で は、シリンダ軸線 L2に直交する方向に見た第 2吸気ポート 20の壁間距離 H (図 4参 照）は下流側ほど広がっているため、第 2吸気ポート 20のスロート部 44の狭まりと、そ の上流側の第 2吸気ポート 20の幅 Wの狭まりとを、該第 2吸気ポート 20の高さ Hの広 力 Sりで補償し、絞りの強いヘリカルポートよりなる第 2吸気ポート 20の吸気の流通抵抗 の増加を最小限に抑えることができる。
[0026] 以上のように、シリンダ 11aの内部に連なる第 1、第 2吸気ポート 19, 20のうち、スト レートポートよりなる第 1吸気ポート 19をシリンダ 11a内周に接線方向に接続して第 1 スワール S1を発生させ、またヘリカルポートよりなる第 2吸気ポート 20により前記第 1 スワール S1の内側に該第 1スワール S1と同方向の第 2スワール S2を発生させるので 、第 1、第 2スワール SI, S2の干渉を最小限に抑えて強いスワールを効果的に発生 させることができる。し力も第 1、第 2吸気ポ一ト 19, 20をシリンダ列線 L1に対して直 交する方向に略直線的に配置しながら効率的にスワール SI, S2を発生させることが できるので、シリンダヘッド 14の加工コストの低減、シリンダヘッド 14のコンパクト化、 シリンダヘッド 14の構造の簡素化が可能になる。
[0027] 特に、第 1、第 2吸気ポート 19, 20がシリンダ軸線 L1に対して片側に配置されてい て、シリンダ軸線 L1の反対側（第 1、第 2排気ポート 21, 22側）に延びていないので、 第 1、第 2吸気ポート 19, 20の長さを最小限に抑えることができ、これによりシリンダへ ッド 14の加工コストの更なる低減、シリンダヘッド 14の更なるコンパクト化、シリンダへ ッド 14の構造の更なる簡素化が可能になる。
[0028] 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。
[0029] 例えば、実施の形態では直列 4気筒のエンジンを例示した力 本発明は任意の気 筒数のエンジンに対して適用することができる。尚、単気筒エンジンや V型 2気筒ェン ジンの場合には、本発明の気筒列線方向 L1とは、クランクシャフトと平行な方向とし て定義される。

Claims

請求の範囲
[1] シリンダ列線 (L1)に対して直交する方向に延びる第 1、第 2吸気ポート（19, 20)を 、燃焼室（13)に開口する第 1、第 2吸気バルブ孔（15, 16)にそれぞれ連通させた エンジンの吸気ポ ト構造にお!ヽて、
前記第 1吸気ポート（ 19)はスロート部 (43)が直線状に形成されてシリンダ (11a) 内周の接線方向に開口することで第 1スワール（S 1)を発生するストレートポートであ り、前記第 2吸気ポート (20)はスロート部 (44)が螺旋状に形成されて前記第 1スヮー ル (S1)の内側に該第 1スワール (S1)と同方向の第 2スワール（S2)を発生するヘリ カルポートであることを特徴とするエンジンの吸気ポート構造。
[2] 前記第 2吸気ポート (20)は、前記第 2吸気バルブ孔（16)の周縁に沿って形成され る螺旋外壁 (44a)と、前記第 2吸気バルブ孔（16)の中心に位置するバルブステム（ 24b)の径方向外側に形成される螺旋内壁 (44b)と、前記螺旋外壁 (44a)に連なつ て前記第 2吸気バルブ孔（16)の接線方向に延びる第 1導入壁 (45)と、前記第 1導 入壁 (45)と平行な状態から前記螺旋内壁 (44b)に連続的に接続する第 2導入壁 (4 6)とを有し、吸気の流れ方向下流側に向力つて第 1、第 2導入壁 (45, 46)の壁間距 離 (W)が減少するのに従って、前記第 1、第 2導入壁 (45, 46)の壁間距離 (W)と直 交する方向の壁間距離 (H)が増加するように形成されることを特徴とする、請求項 1 に記載のエンジンの吸気ポート構造。
[3] シリンダ列線 (L1)の一方の側に前記第 1、第 2吸気ポート（19, 20)が位置すること を特徴とする、請求項 1または請求項 2に記載のエンジンの吸気ポート構造。
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