(57)【要約】【課題】  排気ポート間に十分なスペースを確保し鋳抜きにより冷却水路を形成したエンジンの冷却水路構造を提供する。【解決手段】  排気ポート４の内周面の相互に最も接近した一側にそれぞれ平面部９を有し，この平面部９の間にポート間冷却水路１４が鋳抜きにより形成される。【選択図】      図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの冷却水路構造において、シリンダヘッドの一対の排気ポートの内周面に相対向する平面部をそれぞれ形成し、シリンダヘッドの鋳造時に該平面部に挟まれるよう上記一対の排気ポート間にポート間冷却水路を鋳込み形成したことを特徴とするエンジンの冷却水路構造。
【請求項２】
上記ポート間冷却水路を少なくとも上記排気ポートの上側に位置する上部冷却水路に対して連通させ、上記両排気ポートの併設方向における上記ポート間冷却水路の幅を上記上部冷却水路の幅より小さく、且つ、上記両排気ポートの燃焼室側開口部に形成されたシートリング圧入部の間隔より大きく設定したことを特徴とする請求項１記載のエンジンの冷却水路構造。
【請求項３】
上記上部冷却水路の幅は、上記排気ポートの内周面に形成された平面部間の間隔と略等しいことを特徴とする請求項２記載のエンジンの冷却水路構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はエンジンの冷却水路構造に係り、詳しくは一対の排気ポート間に冷却水路を形成した冷却水路構造に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
周知のようにシリンダヘッドの排ガスが流通する排気ポート周辺は高温になり、特に４弁式エンジンのようにシリンダヘッドに一対の排気ポートが形成されたエンジンでは、両排気ポート間に排ガスの熱が溜まってノッキングを発生し易くなり、エンジン性能を低下させる大きな要因になっていた。このような不具合に対しては、両排気ポート間に冷却水路を形成する対策が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
当該特許文献１に開示された冷却水路構造では、両排気ポート及び点火プラグの間でＸ字状をなすように一対の冷却水路をドリルにより穿設し、両排気ポートを流通する排ガスの熱を冷却水路内の冷却水に逃がすことにより点火プラグ側への熱伝達を防止している。しかしながら、ドリルを用いた機械加工を実施するには専用の加工工程を別途設ける必要が生じ、手間や時間の増加により製造コストを高騰させる要因になるという問題があった。
【特許文献１】特公平２−４３０２５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
そこで、両排気ポート間の冷却水路を鋳抜きにより形成することが考えられるが、両排気ポート間に十分なスペースが取れず、特に小型エンジンの場合、鋳抜きにより両排気ポート間の冷却水路を形成することが困難であった。
本発明の目的は、排気ポート間に十分な幅のスペースを確保して冷却水路を鋳抜きにより形成可能としたエンジンの冷却水路構造を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するため、請求項１の発明は、シリンダヘッドの一対の排気ポートの内周面に相対向する平面部をそれぞれ形成し、シリンダヘッドの鋳造時に該平面部に挟まれるよう一対の排気ポート間にポート間冷却水路を鋳込み形成したものである。
従って、シリンダヘッドの肉厚が十分に確保されてポート間冷却水路を鋳抜きにより形成可能となる。
【０００６】
請求項２の発明は、請求項１において、ポート間冷却水路を少なくとも排気ポートの上側に位置する上部冷却水路に対して連通させ、両排気ポートの併設方向におけるポート間冷却水路の幅を上記上部冷却水路の幅より小さく、且つ、両排気ポートの燃焼室側開口部に形成されたシートリング圧入部の間隔より大きく設定したものである。
従って、シートリング圧入部の間隔は、ポート間冷却水路の幅に影響されることなくより小さな値に設定されるため、このシートリング圧入部の間隔とシリンダボア径による制限とを考慮した上で、大きな排気弁のバルブ径を設定可能となる。
【０００７】
一方、このようにポート間冷却水路の幅がシートリング圧入部の間隔より大きく設定されると共に、両排気ポートに挟まれずに上側に位置する上部冷却水路の幅は更に大きく設定されているため、これらのポート間冷却水路及び上部冷却水路に十分な断面積が確保されて、内部を循環する冷却水により排ガスの熱が溜まり易い両排気ポート間を効率よく冷却可能となる。
【０００８】
請求項３の発明は、請求項２において、上部冷却水路の幅が、排気ポートの内周面に形成された平面部間の間隔と略等しいものである。
従って、上部冷却水路の幅が平面部間の間隔と略等しいため、上部冷却水路に十分な断面積が確保される。
【発明の効果】
【０００９】
以上説明したように請求項１の発明のエンジンの冷却水路構造によれば、排気ポート間に十分な幅のスペースを確保してポート間冷却水路を鋳抜きにより形成することができる。
請求項２の発明のエンジンの冷却水路構造によれば、請求項１に加えて、シートリング圧入部の間隔をポート間冷却水路の幅より小さく設定することにより、排気弁のバルブ径を確保して排気効率の低下を未然に防止できると共に、ポート間冷却水路及び上部冷却水路の断面積を拡大して内部に多量の冷却水を循環させ、もって両排気ポート間を効率よく冷却してノッキングを確実に抑制することができる。
【００１０】
請求項３の発明のエンジンの冷却水路構造によれば、請求項２に加えて、特に小型エンジンにおいても排気弁のバルブ径を大きく設定しながら、上部冷却水路の断面積を十分に確保することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
以下、本発明具体化したエンジンの冷却水路構造の一実施形態を説明する。
本実施形態のエンジンは直列３気筒の４弁式ガソリンエンジンとして構成されており、図１はそのシリンダヘッド１の１気筒分を示している。シリンダヘッド１の下面にはペントルーフ型の燃焼室２が凹設され、エンジンを正面から見て燃焼室２の右斜面には一対の吸気ポート３の一端が開口形成され、燃焼室２の左斜面には一対の排気ポート４の一端が開口形成されている。両吸気ポート３の他端は集合してシリンダヘッド１の右側面に開口し、同様に両排気ポート４の他端は集合してシリンダヘッド１の左側面に開口している。
【００１２】
燃焼室２内の中央にはねじ孔５が形成され、ねじ孔５はプラグホール６を介してシリンダヘッド１の上面に開口している。プラグホール６内には図示しない点火プラグがねじ孔５を利用して固定され、先端の電極を燃焼室２内に露出させている。
燃焼室２内において吸排気ポート３，４の開口部にはそれぞれザグリ加工によりシートリング圧入部７が環状に形成され、シートリング圧入部７には図示しないシートリングが圧入される。図示はしないが、両吸気ポート３には軸線Ｌinに沿ってそれぞれ吸気弁が配設され、両排気ポート４には軸線Ｌexに沿ってそれぞれ排気弁が配設され、これらの吸排気弁はバルブスプリングの付勢力によりシートリング上に傘部を当接させて閉弁保持されると共に、エンジンの運転時にはカムシャフトにより所定のタイミングで開弁される。
【００１３】
図４に示す両排気ポート４は、図５〜７に示すように排ガスの流通方向の部位に応じて断面形状を変化させており、集合箇所に近い下流側の部位では、図５に示すように略円形の断面形状をなしている。又、排気ポート４内に排気弁のバルブガイドが突出する中間部位では、バルブガイドの基部に肉盛りを形成するために、図６に示すように排気ポート４の断面形状は上部に凹み８を有する略円形をなしている。
【００１４】
又、シートリング圧入部７に近い排気ポート４の上流側の部位では、図７に示すように両排気ポート４の断面形状は基本的に円形をなすと共に、その内周面の相互に最も近接した一側にそれぞれ平面部９が形成されており、両平面部９は互いに平行を保って相対向している。この平面部９の形成により両排気ポート４間を区画するシリンダヘッドの肉厚Ｔは、例えば排気ポート４を完全な円形断面とした場合に比較して大幅に厚くなっている。
【００１５】
一方、図２に示すように、シリンダヘッド１の内部にはシリンダヘッド１側から落ちて溜まった潤滑オイルを図示しないオイルパンに導くオイル通路２０が形成されている。又、このオイル通路２０下方のシリンダヘッド１の内部には冷却水路１１が全体に亘って隈なく形成され、この冷却水路１１はシリンダヘッド１の鋳造時に中子を利用して形成されたものである。エンジンの運転中においてシリンダヘッド１の冷却水路１１内にはシリンダブロック側から供給された冷却水が循環し、これにより燃焼室２や排気ポート４の熱が冷却水に逃がされてシリンダヘッド１の冷却作用が奏される。
【００１６】
シリンダヘッド１内の冷却水路１１の一側は両排気ポート４の上側及び下側まで延設されて、両排気ポート４の上側に上部冷却水路１２を形成し、両排気ポート４の下側に下部冷却水路１３を形成している。これらの上部及び下部冷却水路１２，１３は、排気ポート４の間に形成されたポート間冷却水路１４を介して相互に連通している。これによりシリンダブロック側から下部冷却水路１３に供給された冷却水がポート間冷却水路１４を経て上部冷却水路１２に案内されて冷却作用を奏する。
【００１７】
図２，３では上部及び下部冷却水路１２，１３との関係を明らかにするためにポート間冷却水路１４の領域をハッチングで囲んでおり、図２に示すようにポート間冷却水路１４はエンジンの正面から見て略三角状をなして排気ポート４の上流側の部位に位置し、図３に示すようにポート併設方向（同図の左右方向）において略一定の幅を有して、両排気ポート４の平面部９と対応している。
【００１８】
尚、当該ポート間冷却水路１４は、上部及び下部冷却水路１２，１３等の他の冷却水路１１と共にシリンダヘッド１の鋳造時に中子を利用して鋳抜かれたものである。
上部及び下部冷却水路１２，１３は主要部１２ａ，１３ａと接続部１２ｂ，１３ｂとからなり、主要部１２ａ，１２ａはポート併設方向に拡張されて両排気ポート４の上側や下側を覆い、この主要部１２ａ，１３ａから幅の狭い接続部１２ｂ，１３ｂ（図３に上部冷却水路１２の接続部１２ｂを示す）が延設されてポート間冷却水路１４の上部又は下部に接続されている。
【００１９】
図３に示すように、例えばポート併設方向における上部冷却水路１２の接続部１２ｂの幅ｔ1は１０mmに設定され、ポート間冷却水路１４の幅ｔ2は３．５mmに設定される一方、両排気ポート４のシートリング圧入部７の間隔ｔ3（中心間距離でなく外周間の距離）は３mmに設定されている。即ち、本実施形態では、ポート間冷却水路１４の幅ｔ2が上部冷却水路１２の接続部１２ｂの幅ｔ1より小さく、且つ、シートリング圧入部７の間隔ｔ3より大きく設定されており、以下、このような寸法設定が採られた根拠、及びこの寸法設定によって得られる作用効果について述べる。
【００２０】
まず、シートリング圧入部７の間隔ｔ3は、燃焼室２の高温時に発生するシートリング脱落を防止するために最小値として３mm程度を確保する必要がある。本実施形態では、従来技術として説明した冷却水路構造のようにポート間冷却水路１４のスペースを確保するために両排気弁のバルブピッチを拡大する手法は採られず、シートリング圧入部７の間隔ｔ3を最小値の３mmに設定した上で、シリンダボア径による制限を考慮して実現可能な最大限のシートリング圧入部７の径、即ち、排気弁のバルブ径が設定されている。
【００２１】
一方、両排気ポート４を冷却するために、周辺の冷却水路１１の断面積は可能な限り大きく設定することが望ましい。図３に示すように、上部冷却水路１２の接続部１２ｂは、ポート間冷却水路１４近傍の下部を除いて大半の部分が両排気ポート４間より上方に位置することから、下部の幅を排気ポート４の断面形状に倣って縮小させるだけで、接続部１２ｂの下部以外の部分は両排気ポート４に制限されることなく十分な幅として１０mmが設定されている。
【００２２】
これに対してポート間冷却水路１４は両排気ポート４に挟まれているため、両排気ポート４間を区画するシリンダヘッド１の肉厚Ｔ内に形成する必要があり、必然的に両排気ポート４による制限を受けない上部冷却水路１２の接続部１２ｂの幅ｔ1（１０mm）に比較してポート間冷却水路１４の幅ｔ2は小さなものとなる。しかしながら、上記のように両排気ポート４に平面部９を形成することでシリンダヘッド１に十分な肉厚Ｔが確保されているため、ポート間冷却水路１４の幅ｔ2をかなり増大可能となり、その結果、ポート冷却水路１４の幅ｔ2としては上記シートリング圧入部７の間隔ｔ3（３mm）よりも大きな３．５mmが設定されている。
【００２３】
以上のように両排気ポート４の制限を受けない上部冷却水路１２の接続部１２ｂに十分な幅ｔ1を確保することは勿論、両排気ポート４の制限を受けるポート間冷却水路１４についても排気ポート４に平面部９を形成することで可能な限りの幅ｔ2を確保しているため、これらの上部冷却水路１２及びポート間冷却水路１４には十分な断面積が確保される。よって、下部冷却水路１３からポート間冷却水路１４を経て上部冷却水路１２側に多量の冷却水を循環させて、排ガスの熱が溜まり易い両排気ポート４間を効率よく冷却でき、もってエンジンのノッキングを抑制することができる。
【００２４】
一方、このようなポート間冷却水路１４の形成に影響されることなく、シートリング圧入部７の間隔ｔ3を最小値まで縮小することで排気弁のバルブ径を最大限に設定しているため、極めて良好な排気効率を実現でき、もって上記ノッキングの抑制と相俟ってエンジン性能を大幅に向上させることができる。
以上で実施形態の説明を終えるが、本発明の態様はこの実施形態に限定されるものではない。例えば上記実施形態では、直列３気筒の４弁式ガソリンエンジンの冷却水路構造として具体化したが、一対の排気ポート４間にポート間冷却水路１４を形成したエンジンであればこれに限ることはなく、ディーゼルエンジンに適用したり、気筒配列やバルブレイアウト等を変更したりしてもよい。
【００２５】
又、上記実施形態では、両排気ポート４間を区画するシリンダヘッド１の肉厚Ｔを確保するために、両排気ポート４に平面部９を形成したが、従来技術のように排気ポート４の離間に伴って排気弁のバルブ径を縮小させてしまう虞がなければ、その手法は限定されるものではない。よって、例えば排気効率を低下させない程度に両排気ポート４の径を縮小させて肉厚Ｔを確保するようにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００２６】
【図１】実施形態の冷却水路構造が適用されたエンジンのシリンダヘッドを示す部分平断面図である。
【図２】排気ポート間の冷却水路を示す図１のII−II線断面図である。
【図３】同じく排気ポート間の冷却水路を示す図２のIII−III線断面図である。
【図４】図２に対応して排気ポートの形状を示す断面図である。
【図５】排気ポートの断面形状を示す図４のV−V線断面図である。
【図６】同じく排気ポートの断面形状を示す図４のVI−VI線断面図である。
【図７】同じく排気ポートの断面形状を示す図４のVII−VII線断面図である。
【符号の説明】
【００２７】
１      シリンダヘッド
２      燃焼室
３      吸気ポート
４      排気ポート
７      シートリング圧入部
９      平面部
１２    上部冷却水路
１４    ポート間冷却水路
ｔ1,ｔ2  幅
ｔ3      間隔
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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