(57)【要約】  本発明は、シリンダヘッドのボア内部の軸について回転可能であるエンジン用の軸流回転バルブに関する。前記、軸流回転バルブは、ピストンが往復運動するそれぞれのシリンダと連通するバルブおよびシリンダと関連する点火手段を有する。バルブは、吸気周縁開口部および排気周縁開口部を備え、前記ボア内のウインドウを通じて周期的にシリンダと連通する。燃焼室は、上死点における前記ピストンの頂部、前記シリンダヘッド及び前記バルブの間の空間に形成される。点火手段は第１および第２の点火プラグを備え、それぞれの前記点火プラグの一端には前記燃焼室に露出したノーズを有し、前記複数のノーズは前記ウインドウの軸端の中で前記ウインドウの両側に配置する。
2008511778.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダヘッドのボア内の軸の周りに回転可能な少なくとも１つの回転バルブであって、前記バルブがそれぞれのピストンが往復運動するシリンダと連通する回転バルブと、
前記シリンダと関連した点火手段であって、前記回転バルブが、前記シリンダ直径の０．８５倍より小さい外側直径を有するように構成された点火手段と、
前記バルブの一端で吸気軸開口部から伸び前記バルブの周縁部の吸気周縁開口部で終わる吸気ポートと、前記バルブの反対側の端部の排気軸開口部から伸び前記バルブの周縁部の排気周縁開口部で終わる排気ポートとであって、前記バルブの前記周縁開口部は前記バルブが回転するにつれ前記ボアのウインドウを通じて、前記シリンダと定期的に連通するとともに、前記ウインドウは第１のウインドウ端部を前記吸気軸開口部の近くに有し、第２のウインドウ端部を前記吸気軸開口部から離れたところに有するように構成された吸気ポート及び排気ポートと、
前記ピストンの上死点における頂部と前記シリンダヘッドと前記バルブとの間の空間中に構成された燃焼室であって、前記ヘッドが前記ウインドウを取り囲み前記シリンダの壁まで伸びる燃焼面を有する燃焼室と、
を備える軸流回転バルブ式内燃機関において、
前記ウインドウと前記バルブは前記シリンダの軸が横たわる第一平面の実質的に中心に配置されており、
前記点火手段が第１および第２の点火プラグを備え、
それぞれの前記点火プラグの一端には前記燃焼面を通って前記燃焼室に露出したノーズを有し、
前記バルブのノーズは前記ウインドウの軸端の内側で前記ウインドウを挟んだ反対側に配置することを特徴とする軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項２】
各々の前記点火プラグの軸と前記第１の平面との間の角度が４０度未満であり、各前記点火プラグの軸と前記燃焼面との交点が、少なくとも前記シリンダ直径の０．１倍の距離だけ半径方向に前記シリンダの壁の内側にある、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項３】
前記少なくとも１つの回転バルブが、少なくとも２つの回転バルブを備え、前記回転バルブのそれぞれのシリンダが直列となっている、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項４】
前記燃焼室が、第１および第２のスキッシュゾーンを有し、それぞれの前記第１および第２のスキッシュゾーンの少なくとも一部が、それぞれ前記シリンダの壁と第１および第２の点火プラグノーズとの間に位置する、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項５】
前記第１および第２のそれぞれのスキッシュゾーンが、前記シリンダの軸と前記第１および第２の点火プラグノーズの中心との間を結ぶ半径方向の各直線の両側に少なくとも３５度円周方向に延びている、請求項４に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項６】
前記スキッシュゾーンが、前記ウインドウの外側に、連続的な円周のスキッシュゾーンを形成し、少なくとも前記シリンダと中心を同じくする円と前記シリンダの壁との間に延びており、ここで、前記円の直径は前記ウインドウの幅と前記シリンダの軸から前記点火プラグノーズの半径方向に最も外側までの距離の２倍との間である、 請求項５に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項７】
前記第１のウインドウ端部と前記燃焼面との交差部が、前記ウインドウ端部と前記ボアの交差部よりも、前記シリンダの軸により近く、ウインドウリップを形成している、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項８】
前記ウインドウリップが、前記ウインドウリップと前記第１の平面に平行な任意の平面との交差によって生成されたウインドウリッププロファイルを有し、前記ウインドウリッププロファイルの接平面と前記軸との間の角度が、前記ウインドウリッププロファイルの長さの少なくとも５０％に亘って、７０度未満である、前記請求項７に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項９】
前記吸気周縁開口部が、第１の開口端部を前記吸気軸開口部の近くに有し、前記吸気ポートがスロートと前記第１の吸気端部から前記吸気軸開口部まで延びたポート床とを有し、前記ポート床と前記軸との間の距離は前記ポート床が前記スロートから前記第１の吸気端部まで延びるに従って次第に拡大し、前記ポート床と前記軸との間の距離は前記ポート床が前記スロートから前記吸気軸開口部まで延びるに従って次第に拡大し、前記スロートと前記第１の吸気端部との間の前記ポート床の形状が前記ポート床に隣接し前記軸に対して６０度未満の角度で前記吸気周縁開口部を通り抜ける直接的な空気の流れに適合する、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１０】
前記吸気ポートがスロートを有し前記吸気周縁開口部が前記吸気軸開口部の近くに第１の開口端を有し、前記第１の開口端部から前記スロートへの軸方向の距離が前記吸気周縁開口部の軸方向の長さの少なくとも０．２倍であり、前記吸気ポートが前記第１の開口端部から前記吸気軸開口部まで延びるポート床を有し、前記ポート床が前記スロートから前記第１の開口端部へ延びるに従って前記ポート床と前記軸との間の距離は次第に拡大し、前記ポート床が前記スロートから前記吸気軸開口部へ延びるに従って前記ポート床と前記軸との間の距離は次第に拡大しこれによって前記スロート断面積は前記吸気軸開口部の断面積より少なくとも２％小さくなり、前記ポート床と前記軸を含み前記ポート床を横切る任の第２平面との交差部にポート床プロファイルが生成され、前記第１の開口端部と前記スロートとの間にある前記ポート床プロファイルの少なくとも７５％に亘って前記ポート床プロファイルの接平面と前記軸との間の角度が６０度より小さい、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１１】
前記吸気周縁開口部の法線方向面積が、前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％大きい、請求項１０に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１２】
前記第１のウインドウ端部と前記燃焼面との交差部が、前記第１のウインドウ端部と前記ボアとの交差部よりも前記シリンダの軸に近く、これによりウインドウリップを形成する、請求項１０に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１３】
前記ウインドウリップが、前記ウインドウリップと前記第１の平面に平行な任意の第３平面との交差によって生成されるウインドウリッププロファイルを有し、前記ウインドウリッププロファイルの接平面と前記軸との間の角度が前記ウインドウリッププロファイルの長さの５０％以上にわたって７０度よりも小さい、請求項１２に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１４】
前記第２の平面が吸気周縁開口部の中心を通り、前記第３の平面が前記第１の平面に一致し、前記ポート床プロファイルと前記ウインドウリッププロファイルとが、前記第２の平面と前記第１の平面とが整列する前記バルブの回転位置で、実質的に共通の接平面を有する、請求項１３に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１５】
前記ウインドウ端部と前記ボアとの交差部の両端の軸方向の距離が、前記シリンダの直径の０．６倍よりも大きい、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１６】
前記第２のウインドウ端部と前記ボアとの交差部が、前記第１のウインドウ端部と前記ボアとの交差部よりも、軸方向に前記シリンダの壁により近い、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１７】
前記ウインドウの前記両側面が実質的に前記シリンダと平行である、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１８】
前記吸気周縁開口部の幅が前記ウインドウの幅よりも広い、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【請求項１９】
前記エンジンが、高いボアストローク比を有する、請求項１に記載の軸流回転バルブ式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、高い容積効率を兼ね備えつつ速い燃焼を達成することを可能にする軸流回転バルブ式内燃機関の改良に関する。
【背景技術】
【０００２】
本発明は、同一のバルブ内に吸気ポートおよび排気ポートを有する軸流回転バルブに関する。特に、本発明は、シリンダボア径の８５％未満の外側直径を有する回転バルブに、そして、1つのシリンダにつき１つのバルブを有する回転バルブエンジンにあてはまる。軸流回転バルブは、バルブの回転軸線がシリンダ軸と実質的に直角をなし、そして、バルブの外から中へそして中から外への流れがバルブ軸とほぼ平行であるものとして定義される。
【０００３】
同一バルブに吸気ポートと排気ポートとを備える軸流回転バルブを用いた多シリンダ直列形エンジンにおいて、２種類の異なる軸流回転バルブがある。第１のタイプは１つのシリンダにつき１つのバルブを有し、第２のタイプは多くのシリンダ用に１つのバルブを有する。
【０００４】
本発明は、１つのシリンダにつき1つのバルブを有する軸流回転バルブに当てはまる。一般に、これらの多シリンダ構成では、クランクシャフト軸と直角をなすバルブ軸を有する。しかしながら、これが、必ずしも当てはまらなければならないというわけではない。いくつかののレイアウトにおいては、クランクシャフト軸と直角をなす平面に対して、ある角度をなすバルブ軸を有する理由があるかもしれない。
【０００５】
第２のタイプにおいて、列になった全てのシリンダ用に１つのバルブがあり、従って、バルブ軸はクランクシャフト軸と平行でなければならない。吸気路長および排気路長がシリンダごとに異なるため、この配置には基本的に欠陥がある。結果として、エンジンは、パフォーマンスを最適化するために、吸気路長と排気路長の調整ができない。これらによる調整は、現代の全てのエンジンに求められている機能である。
【０００６】
このような２つのタイプの区別は、多シリンダ直列形エンジンのみに当てはまる。単一のシリンダのエンジンでは少なくとも１シリンダにつき１バルブしかないからである。さらに、単一のシリンダのエンジンでは幾何学的な制約を与える隣接したシリンダがないので、クランクシャフト軸に対するバルブ軸の向きについての制約はない。
【０００７】
上記両のタイプの軸流回転バルブ配置は、長年提案されてきた。しかし、いずれも、商業化には成功していない。その原因のひとつは、劣った吸気、劣った燃焼室形状、劣った点火プラグ位置および、低い乱流を有する従来技術の配置によるものである。
【０００８】
現代の内燃機関が競争力を持つためには、以下の要素が重要である。第１に、十分な吸気量を有すること、すなわち、高速で高い容積効率を達成できなければならない。第２に、燃焼室形状と同燃焼室内に位置する１つまたは複数の点火源を有し、それらが、燃焼室内の端部への火炎が広がる経路を最小にし、質量燃焼速度を最大化しなければならない。最後に、吸入ストロークの間、空気と燃料との混合気体の適切なシリンダ内での運動を生成し、火炎が燃焼室を進む速度を最大にするために、これを圧縮ストロークの終盤で小さな乱流へと分解できなければならない。
【０００９】
ポペットバルブエンジンのこれら３つのパラメータを最適化するのに必要な構成は過去１００年に亘り進歩しており、今日ではこれらのパラメータを最適化する方法について一般的なコンセンサスが存在する。軸流回転バルブはポペットバルブで見つからない多くの物理的制約が生じ、それは、ポペットバルブ内燃機関で確立された解決策が、回転バルブにはただちに転用可能ではないことを意味する。ポペットバルブ技術においては、最適な装置構成についての一般的なコンセンサスが存在するまでに、燃焼室のレイアウトが、長年にわたって進化してきた。シリンダの中心に単一の点火プラグを載置することが最適な配置であるということが普遍的に認められている。これは、燃焼室の端部への炎の経路長を最小にし、炎がシリンダの壁に近づくにつれて質量燃焼速度を最大化するので最適な配置である。
【００１０】
１つのシリンダにつき単一の回転バルブを有するエンジンでは、エンジンのレイアウトにおいて何か他の重要な点を妥協しない限り、点火プラグをシリンダの中心に位置させることはできない。この点で、点火プラグが中央に位置するポペットバルブエンジンと比較すると、１つのシリンダにつき1つのバルブを有する全ての軸流回転バルブには不利な点が内在している。回転バルブエンジンが、商業的に成功するためには、この固有の不利な点について、対処がされなければならない。
【００１１】
特に、本発明は軸流回転バルブのための燃焼室レイアウトに対処し、ここで、吸気および排気ポートは同じバルブに組み込まれ、バルブ直径は典型的にシリンダボア径の８５％未満である。
【００１２】
従前の軸流回転バルブ装置は、一般に２つのカテゴリに分類される。第１のカテゴリのバルブは、外側直径がシリンダボア径と等しいかそれよりより大きいバルブである。これらのバルブは、概してシリンダボア径の１．０から１．３倍の直径を有する。これらの装置では１つのシリンダにつき１つのバルブを使用する多シリンダ直列形の配置の適用はない。ボアの間隔とそこからエンジン長がシリンダボア径ではなく、バルブ直径によって決まるからである。このように、これらのバルブを使用するいかなる多シリンダ配置も、不必要に長くて商業的ではないエンジンを生産することになる。一般に、それらの応用は、単一のシリンダのエンジンに限られている。この種の提案の例は、米国特許第4,404,934号明細書に示されている。
【００１３】
単一のシリンダの配置において、バルブ軸は、常にシリンダの中心近くに位置する。バルブ直径がボア径と同じかそれ以上の場合は、従来の場所の側には点火プラグを配置するスペースがない。バルブは通常、ピストンの最上部からある距離を離して位置し、プラグはバルブの下に配置する。この種の装置の典型的実施例は米国特許第3,948,227号明細書である。これらの配置は、非常に劣った燃焼室形状を有し、ピストンとバルブとの距離が大きいために、（特に、小さなシリンダ排気量のエンジンの場合、）満足な圧縮比を達成するのに困難を伴う。
【００１４】
少なくとも米国特許第3,948,227号明細書において提案される装置はプラグがシリンダの中心の近くに位置する効果がある。米国特許第4,404,934号明細書のような他の装置はバルブの下で、シリンダ壁の近くにプラグを備えている。前記燃焼室形状およびプラグ位置の組合せは、非常に遅い燃焼および低い熱効率にという結果をもたらす。
【００１５】
前述した第２のタイプの多シリンダ直列形軸流回転バルブ配列は、国際公開第96/32569号パンフレットに示される。ここで、バルブ軸はクランクシャフトと平行である。この装置は、点火プラグがシリンダの間ではなく、むしろシリンダの側面に位置するという利点を有する。このプラグ配置は、従って、隣接したシリンダによってもはや拘束されず、バルブの下に配置することができる。国際公開第96/32569号パンフレットでは、1本のプラグが好適なレイアウトであるが、２本のプラグも使用できると述べられている。隣接するシリンダを考慮する必要がなくプラグの位置を自由に配置できるにもかかわらず、プラグの位置は非常に貧弱であり、シリンダ壁に近接し燃焼室の本体からは奥まった場所にある。貧弱な点火プラグ場所は、燃焼室形状と組み合わされて、単一シリンダエンジンおよび多シリンダエンジンの双方で、燃焼が非常に劣る結果となる。多シリンダ装置においては、先に述べた不均衡な吸気および排気路長の課題がある。
【００１６】
第２に、バルブがシリンダボア径より小さい直径を有する配置がある。この配置は、バルブ軸がクランクシャフト軸と直角をなし、多シリンダ直列形エンジンに利用されるだろう利点があり、点火プラグが回転バルブの側に嵌入され、それによって、点火プラグがバルブの下に位置することを要求するデザイン上の固有の制約を克服する。
【００１７】
概してこれらの配置では、回転バルブはシリンダ軸とずらして配置され、それによって点火プラグがシリンダの中心の近くに位置することができる。バルブオフセットは、良好な燃焼パフォーマンスを達成するために、点火プラグが十分にシリンダの中心に近くなるように配置することができる。典型的実施例は、米国特許第4,852,532号明細書または米国特許第5,526,780号明細書である。
【００１８】
しかしながら、オフセットバルブを使用すると、エンジン設計上における構造上の多くの側面において、妥協しなければならないか複雑になってしまう。そのような例の１つは、シリンダヘッド・ボルトの位置である。これらは、隣接するシリンダ間の中間点での構造上、幾何学上およびヘッドギャスケットの視点から最適に配置される。これは、オフセットバルブで達成するのがしばしば困難である。
【００１９】
本出願において開示する本発明の一態様は、１つのシリンダにつき２つの点火プラグを使用することと関係する。１つのシリンダにつき２本のプラグ構成は、米国特許第3,945,364号明細書に示される。しかし、上記発明の配置は、ガスの流れがバルブ軸と直角をなし、軸流回転バルブでない。国際公開第96/32569号パンフレットでは、バルブ軸は、クランクシャフト軸と平行で、近接するシリンダからの制約を受けることなく、プラグはエンジンの下方の側面に位置することを可能としている。全てのシリンダが等しい長さの吸気路と排気路とを有することができるので、これらのバルブの配置は、国際公開第96/32569号パンフレットに開示された課題を克服する。しかしながら、吸気口からの吸気が短絡して廃棄ポートに直接流れるオーバーラップ期間では、シリンダが適切に掃気されないという課題があることが示されている。この配置では、バルブ直径はシリンダボア径よりほぼ３０％大きな直径を有する。結果として、２本の点火プラグは、シリンダ壁と隣接した回転バルブの下で、シリンダをはさんだ反対側に位置する。これは壁に位置する単一のプラグからの改良だが、依然非常に貧弱な解決策であり、貧弱な燃焼室形状と組み合わされると、遅い燃焼速度と低い熱効率を生じる。また、燃焼中の充填ガス内の小規模乱気流の存在が、劇的にガス内の火炎速度を上げることが、長年にわたるポペットバルブエンジンの広範囲な研究から良く知られている。
【００２０】
乱気流は全てのエンジンで非常に重要であるが、特に回転バルブエンジンでそうである。ここで、小規模乱気流の存在は潜在的に非常に燃焼速度を上げることができ、回転バルブエンジンで見つけらた点火プラグの位置を最適化できないという不可避な問題を改善するのに役立つ。回転バルブエンジンについての、シリンダ内のフローと小規模乱気流の生成の課題に取り組んだものとして知られている従来技術は存在しない。
【００２１】
圧縮ストローク終盤で小規模乱気流を発生させるために、いくつかの方法が、従来のポペットバルブエンジンで考案された。これを行うのに知られている３つの現存する主要な方法は、「スワール（swirl）」、「タンブル（tumble）」及び「スキッシュ（squish）」である。スワールおよびタンブルの場合は、吸気ストロークの間にシリンダ内にバルク・フロー・フィールド（bulk flow field）を発生させることによって行い、これが、圧縮ストロークの間に小規模乱流に減衰する。
【００２２】
タンブルは、シリンダ軸と直角をなす軸について回転するシリンダ内の流れ渦として定義される。タンブルのために設計されるエンジンでは、吸気ストロークの間に、単一の大きな渦動が作られる。続く圧縮ストロークにおいてピストンが上昇するにつれて、それが臨界アスペクト比に達するまで渦が圧縮され、そしてより小さい渦に分解される。ピストンが上がり続けるにつれて、それらが小規模乱気流になるまで、これらのより小さい渦は何度も分解し続ける。
【００２３】
アスペクト比は対象物の横幅を高さで割ったものとして定義され、例外としてこれが１より小さいときにはその逆数（高さを横幅で割ったもの）が用いられる。ピストンが下死点（bdc）に位置するときは、オーバースクエア・エンジンのアスペクト比はボアをストロークで割ったものとして導かれる。
【００２４】
別の側面においては、本発明は、回転バルブエンジンのタンブルを起こす方法に関する。タンブルを考える場合には、２種類のエンジンを考慮しなければならない。第１に、従来どおりボアストローク比が約１：１のエンジン。第２に、高いボアストローク比を有するエンジンである。従来のボアストローク比と高いボアストローク比とのいずれでも、軸流回転バルブエンジンにおいてタンブルを起こす方法を教える従来技術は知られていない。
【００２５】
大部分の市販のエンジンは、約１：１のボアストローク比を有する。これらのエンジンにおいて、ピストンが下死点にあるとき、アスペクト比は１であり、これは単一の大きなタンブル渦動の形成を誘発する。
【００２６】
高速エンジンは、しかしながら、最大エンジン速度でピストンやロッドが受ける加速を減少させるために、（ボアがストロークより大きい）オーバースクエア・エンジンを使用する。それらは高いボアストローク比を有すると言われている。本出願において、高いボアストローク比を有するエンジンとは、ボアストローク比が１．４：１を超えるものと定義する。
【００２７】
潜在的に本出願において開示されるタイプの回転バルブを用いたエンジンは、非常に高い吸気量を有しており、特に高速エンジンの用途によく適している。しかしながら、ピストンが下死点にあるときのアスペクト比は１．４よりも大きく、これは単一のタンブル渦の形成を誘発しない。
【００２８】
スキッシュは、上死点（tdc）の直前にピストン頂部に沿って移動するガスの噴流として定義される。ピストンがtdcに向かって移動するにつれて、ピストン頂部および隣接したヘッド表面に近い領域に閉じ込められたガスは、ピストン頂部からピストンおよびヘッドがあまり近くにない領域へ非常に高速で流される。tdcにおいてピストン頂部とこれに隣接するヘッド表面が相互に非常に近接してくる領域は、スキッシュゾーンとして知られている。
【００２９】
ポペットバルブエンジンでは、従来からスキッシュは、圧縮ストローク終盤での小規模乱気流を発生させる方法として用いられる。ある回転バルブの従来技術の図面は、スキッシュの領域を示し、その詳細およびスキッシュの位置は、ポペットバルブエンジンで従来から使用されているのと同じ方法で作用するように設計されていることを示唆している。これと反対の内容を示す公開された事実は知られていない。上記のように、回転バルブエンジンでは、ポペットバルブで通常見られるよりもより高いレベルの小規模乱気流が要求される。このような高いレベルの乱気流がなければ、結果として低火炎速度および低い熱効率を生じることになる。周知の従来技術は、従来のスキッシュの使用だけでは、せいぜい、低レベルの小規模乱気流しか生み出さないことを示している。
【特許文献１】米国特許第４４０４９３４号明細書
【特許文献２】米国特許第３９４８２２７号明細書
【特許文献３】国際公開第９６／３２５６９号パンフレット
【特許文献４】米国特許第４８５２５３２号明細書
【特許文献５】米国特許第５５２６７８０号明細書
【特許文献６】米国特許第３９４５３６４号明細書
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００３０】
本発明は、上述した従来技術の回転バルブと関連する１つまたはそれ以上の不利な点を克服しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【００３１】
発明の概要
本発明は、軸流回転バルブ式内燃機関により構成されており、同内燃機関は、
シリンダヘッドのボア内の軸の周りに回転可能な少なくとも１つの回転バルブであって、それぞれのピストンが往復運動するシリンダと連通する回転バルブと、
前記シリンダと関連した点火手段であって、前記回転バルブが、前記シリンダ直径の０．８５倍より小さい外側直径を有するように構成された点火手段と、
前記バルブの一端で吸気軸開口部から伸び前記バルブの周縁部の吸気周縁開口部で終わる吸気ポートと、前記バルブの反対側の端部の排気軸開口部から伸び前記バルブの周縁部の排気周縁開口部で終わる排気ポートとであって、前記バルブの前記周縁開口部は前記バルブが回転するにつれ前記ボアのウインドウを通じて、前記シリンダと定期的に連通するとともに、前記ウインドウは第１のウインドウ端部を前記吸気軸開口部の近くに有し、第２のウインドウ端部を前記吸気軸開口部から離れたところに有するように構成された吸気ポート及び排気ポートと、
前記ピストンの上死点における頂部、前記シリンダヘッド及び前記バルブの間の空間中に構成された燃焼室であって、前記ヘッドが前記ウインドウを取り囲み前記シリンダの壁まで伸びる燃焼面を有する燃焼室と、
を備える軸流回転バルブ式内燃機関において、
前記ウインドウと前記バルブは前記シリンダの軸が横たわる第１の平面の実質的に中心に配置されており、
前記点火手段が第１および第２の点火プラグを備え、
それぞれの前記点火プラグの一端には前記燃焼面を通って前記燃焼室に露出したノーズを有し、
前記バルブのノーズは前記ウインドウの軸端の内側で前記ウインドウを挟んだ反対側に配置することを特徴としている。
【００３２】
好ましくは、各々の前記点火プラグの軸と前記第１の平面との間の角度が４０度未満であり、各前記点火プラグの軸と前記燃焼面との交点が、少なくとも前記シリンダ直径の０．１倍の距離だけ半径方向に前記シリンダの壁の内側にある。
【００３３】
好ましくは、前記少なくとも１つの回転バルブが、少なくとも２つの回転バルブを備え、前記回転バルブのそれぞれのシリンダが直列となっている。
【００３４】
好ましくは、前記燃焼室が、第１および第２のスキッシュゾーンを有し、それぞれの前記第１および第２のスキッシュゾーンの少なくとも一部が、それぞれ前記シリンダの壁と第１および第２の点火プラグノーズとの間に位置する。
【００３５】
好ましくは、前記第１および第２のそれぞれのスキッシュゾーンが、前記シリンダの軸と前記第１および第２の点火プラグノーズの中心との間を結ぶ半径方向の各直線の両側に少なくとも３５度円周方向に延びている。
【００３６】
好ましくは、前記スキッシュゾーンが、前記ウインドウの外側に、連続的な円周のスキッシュゾーンを形成し、少なくとも前記シリンダと中心を同じくする円と前記シリンダの壁との間に延びており、ここで、前記円の直径は前記ウインドウの幅と前記シリンダの軸から前記点火プラグノーズの半径方向に最も外側までの距離の２倍との間である。
【００３７】
好ましくは、前記第１のウインドウ端部と前記燃焼面との交差部が、前記ウインドウ端部と前記ボアの交差部よりも、前記シリンダの軸により近く、ウインドウリップを形成している。
【００３８】
好ましくは、前記ウインドウリップが、前記ウインドウリップと前記第１の平面に平行な任意の平面との交差によって生成されたウインドウリッププロファイルを有し、前記ウインドウリッププロファイルの接平面と前記軸との間の角度が、前記ウインドウリッププロファイルの長さの少なくとも５０％に亘って、７０度未満である。
【００３９】
好ましくは、前記吸気周縁開口部が、第１の開口端部を前記吸気軸開口部の近くに有し、前記吸気ポートがスロートと前記第１の吸気端部から前記吸気軸開口部まで延びたポート床とを有し、前記ポート床と前記軸との間の距離は前記ポート床が前記スロートから前記第１の吸気端部まで延びるに従って次第に拡大し、前記ポート床と前記軸との間の距離は前記ポート床が前記スロートから前記吸気軸開口部まで延びるに従って次第に拡大し、前記スロートと前記第１の吸気端部との間の前記ポート床の形状が前記ポート床に隣接し前記軸に対して６０度未満の角度で前記吸気周縁開口部を通り抜ける直接的な空気の流れに適合する。
【００４０】
好ましくは、前記吸気ポートがスロートを有し前記吸気周縁開口部が前記吸気軸開口部の近くに第１の開口端部を有し、前記第１の開口端部から前記スロートへの軸方向の距離が前記吸気周縁開口部の軸方向の長さの少なくとも０．２倍であり、前記吸気ポートが前記第１の開口端部から前記吸気軸開口部まで延びるポート床を有し、前記ポート床が前記スロートから前記第１の開口端部へ延びるに従って前記ポート床と前記軸との間の距離は次第に拡大し、前記ポート床が前記スロートから前記吸気軸開口部へ延びるに従って前記ポート床と前記軸との間の距離は次第に拡大しこれによって前記スロート断面積は前記吸気軸開口部の断面積より少なくとも２％小さくなり、前記ポート床と前記軸とを含み前記ポート床を横切る任意の第２平面との交差部にポート床プロファイルが生成され、前記第１の開口端部と前記スロートとの間にある前記ポート床プロファイルの少なくとも７５％に亘って前記ポート床プロファイルの接平面と前記軸との間の角度が６０度より小さい。
【００４１】
好ましくは、前記吸気周縁開口部の法線方向面積、すなわち同開口部を法線方向に見た面積が、前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％大きい。
【００４２】
好ましくは、前記第１のウインドウ端部と前記燃焼面との交差部が、前記第１のウインドウ端部と前記ボアとの交差部よりも前記シリンダの軸に近く、これによりウインドウリップを形成する。
【００４３】
好ましくは、前記ウインドウリップが、前記ウインドウリップと前記第１の平面に平行な任意の第３平面との交差によって生成されるウインドウリッププロファイルを有し、前記ウインドウリッププロファイルの接平面と前記軸との間の角度が前記ウインドウリッププロファイルの長さの５０％以上にわたって７０度よりも小さい。
【００４４】
好ましくは、前記第２の平面が吸気周縁開口部の中心を通り、前記第３の平面が前記第１の平面に一致し、前記ポート床プロファイルと前記ウインドウリッププロファイルとが、前記第２の平面と前記第１の平面とが整列する前記バルブの回転位置で、実質的に共通の接平面を有する。
【００４５】
好ましくは、前記ウインドウ端部と前記ボアとの交差部の両端の軸方向の距離が、前記シリンダの直径の０．６倍よりも大きい。
【００４６】
好ましくは、前記第２のウインドウ端部と前記ボアとの交差部が、前記第１のウインドウ端部と前記ボアとの交差部よりも、軸方向に前記シリンダの壁により近い。
【００４７】
好ましくは、前記ウインドウの前記両側面が実質的に前記シリンダと平行である。
【００４８】
好ましくは、前記吸気周縁開口部の幅が前記ウインドウの幅よりも広い。
【００４９】
好ましくは、前記エンジンが、高いボアストローク比を有する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００５０】
図1に示される回転バルブ組立体は、バルブ１およびシリンダヘッド１０を備える。
バルブ１は、吸気ポート２および排気ポート３を有する。バルブ１は、一定直径の円筒状の中心部分４を有する。吸気ポート２は、吸気軸開口部５から延びて、中心部４の周縁上の吸気周縁開口部７で終わる。排気ポート３は、バルブ１の反対側端部の排気軸開口部６から延びて中心部４の周縁上の排気周縁開口部８で終わる。排気周縁開口部８は、吸気周縁開口部７と軸方向に重なり合い、吸気周縁開口部７とは円周上にずらして配置されている。吸気周縁開口部７および排気周縁開口部８は、ほぼ矩形である。吸気周縁開口部７は、吸気軸開口部５の近くに第１の端部２０を有し、吸気軸開口部５から離れたところに第２の端部２１を有する。バルブ１は、シリンダヘッド１０の軸１２の周りに回転するように、ベアリング９により支持している。軸１２は、シリンダ軸１８と直角をなす。ベアリング９は、バルブ１を軸１２の周りを回転できるようにする一方、中心部分４の周縁部とシリンダヘッドの１０のボア１１との間に、小さなランニングクリアランスを維持する。
【００５１】
シリンダヘッド１０は、シリンダブロック１４の上に載置される。ピストン１５は、シリンダブロック１４において形成されるシリンダ１３において往復運動する。バルブ１が回転するにつれて、吸気周縁開口部７および排気周縁開口部８は周期的にシリンダヘッド１０のウインドウ１６に連通し、そして、燃焼室１７とバルブ１との間の流体の通過を可能にする。
【００５２】
ウインドウ１６は、形状においてほぼ矩形であり、その第１のウインドウ端部２３は吸気軸開口部５に近く、第２のウインドウ端部２４は、吸気軸開口部５から離れたところにある。ウインドウリップ２８は、第１の端部２３に形成される。
【００５３】
浮動シール４１の列が、ウインドウ１６を囲み、バルブ１とシリンダヘッド１０との間のガスの封止に影響を与える。図１に示されるシール４１は、ウインドウ１６の対向端部にある円周封止である。しかしながら、その（シールの）配列は（図１には示されていない）軸１２にほぼ平行でウインドウ１６の隣接した両側の軸方向のシールも備えている。浮動シール４１の列は、例えば、米国特許第4,852,532号明細書、第5,509,386号明細書または第5,526,780号明細書のいずれかの中において開示されたものでも良い。
【００５４】
図２において、Φは、吸気周縁開口部７の軸方向での両端部の中間位置における、軸１２から、吸気周縁開口部７の最先端部３４と後縁部３５とをそれぞれ結んだ２本の直線による弧に対する角度である。図３は、吸気ポート２のスロート２２による横断面である。ポート床１９は、前記で定義された角度Φの弧に対応する吸気ポート２の壁の一部として定義される。
【００５５】
図４は、軸１２と吸気周縁開口部７の中心とを同時に含む平面による回転バルブ１の横断面図である。周縁開口部７が、端部３４と３５とを有するほぼ矩形の形状であり軸１２とはほぼ平行と説明しているが、典型的には１０度以下の少量の角度だけ端部３４と３５との一方または双方を傾斜させることが有益となるアプリケーションがある。同様な問題は、ウインドウ１６にも生じる。これは、吸気周辺開口部７の中心あるいは、ウインドウ１６の中心の定義の問題を生ぜしめるが、これら問題への対応のため次のようなその中心の定義がなされる。
【００５６】
吸気周縁開口部７の中心は、吸気周縁開口部７の端部３４と３５との中心点として定義され、軸方向の位置は吸気周縁開口部７の軸方向の両端部の間の中心点である。ウインドウ１６の中心は、ウインドウ１６の両端部の中心点として定義され、軸方向の位置はウインドウ１６の軸方向の両端部の中心点である。
【００５７】
吸気ポート２のスロート２２は、第１の端部２０と吸気軸開口部５との間においてポート部の断面積が最小となる位置における軸１２に垂直な部分として定義される。最小のポート断面積が軸１２に垂直な２箇所以上で存在する場合は、スロート２２は軸方向に第１の端部２０に最も近い部分として定義される。本出願において、全てのポートの断面積は、軸１２に垂直な平面により測定される。吸気ポート２のスロート２２は、吸気周縁開口部７の第１の端部２０から距離A離れた位置にあり、ここで、Aは吸気周縁開口部７の軸方向の長さＬの０．２倍以上の長さである。吸気周縁開口部７の軸方向の長さＬは、吸気周縁開口部７の軸方向の両端部間の軸方向の長さとして定義される。
【００５８】
本出願のために、吸気ポート床１９を形成する表面の形状は、ポート床１９と軸１２を含む平面群との交差部による２次元のプロファイルの記載に限定する。図４には、そのようなポート床プロファイル３７の典型的な例を示している。ポート床プロファイル３７は、ポート床１９がバルブ軸１２を通る平面と交差する２次元のプロファイルとして定義される。
【００５９】
スロート２２の上流で、ポート床１９と軸１２との半径方向の距離は、スロート２２からポート床１９が軸開口部に延びるにつれて次第に拡大する。スロート２２の下流側では、ポート床１９と軸１２との間の半径方向の距離は、スロート２２からポート床１９が第１の端部２０に延びるにつれて次第に拡大する。その結果、スロート２２の断面積は、ほぼ円形の吸気軸開口部５の断面積より小さい。好ましくは、スロート２２の断面積は、吸気開口部５の断面積より少なくとも２％小さい。
【００６０】
スロートにおいて、ポート床１９に対する接平面は、軸１２と通常は平行である。
吸気周縁開口部７の第１の端部２０において、ポート床プロファイル３７の接平面は、軸１２と角度αで交差する。第１の端部２０の軸方向に外側で、ポート床プロファイル３７の接平面は可変の角度α１で軸１２を横切る。この実施例において、第１の端部２０とスロート２２との間の領域で、α１は常に６０度より小さい。本出願では、タンジェント角は、ポート床プロファイル３７の接平面が軸１２と交差する角度と定義する。
【００６１】
根本のバルブ形状のために、タンジェント角αのサイズは、交差する平面の角度方位に大きく依存する。しかしながら、いかなるバルブでも最大のタンジェント角は、通常は、交差する平面が吸気周縁開口部７の中心を通るときに起きる。ポート床１９の形状は、このように、実際的に大きな半径を有し、ポート床１９に近接するフローは、そのフローがポート床から分離されるという危険を冒すことなく、向きを変えることができる。向きを変えた後に、ポート１９に隣接したフローは、軸１２との角度αで吸気周縁開口部を通りウインドウ１６の中へと方向付けられる。ポート床１９の重要な特徴は、角度α（図４を参照）によってポート床１９に隣接する。向きのフローの向きを変えることであり、ここで、αは６０度未満であり、典型的には３０度程度の低さとなり得る。結果として、ポート床１９からのフローの分離は、回避される。
【００６２】
図５に示される別の実施例のポート床１９は、第１の端部２０に隣接する部分の細部が異なっている。第１の端部２０に隣接する部分の小さな半径Ｒは、ポート床１９の性能にほとんど影響を与えず、ポート床１９に隣接するフローは、６０度未満の角度で吸気開口部７を通って方向付けられる。同様に、第１の端部に隣接する小さな半径Ｒ部分が小さな面取りで置き換わっても、ポート床１９の性能には影響を与えない。
【００６３】
スロート２２と第１の端部２０との間のポート床１９の大部分が小さなタンジェント角を有していれば、ポート床への機能的な要求は満たされる。タンジェント角が大きいポート床１９の小さい部分は、残りのポート床１９のタンジェント角が小さいときは、ポート床１９に隣接するフローの方向にほとんど影響を及ぼさない。このことは、いかなる第１の端部２０に隣接したポート床の急速な形状変化にも特に当てはまり、そうした形状変化は、半径Ｒのように、吸気周縁開口部７とポート床１９とを融合させるのに必要となる。なぜなら、このような局所的な急速な形状変化は、吸気周縁開口部を通してのフローの方向を実質的に変化させないからである。結果として、ポート床プロファイル３７は、ポート床プロファイル３７の長さのある比率に亘って、あるタンジェント角に制限を受ける。好ましくは、スロート２２および第１の端部２０間のポート床プロファイル３７は、ポート床プロファイル３７の長さの少なくとも７５％以上に亘ってタンジェント角を６０度未満とするべきである。
【００６４】
図１において、ウインドウリップ２８の表面は、ポート床１９と吸気周縁開口部７の第１の端部２０との交差部において、ポート床１９に対してほぼ接している。ウインドウリップ２８は、フローがウインドウ１６を通り抜ける際に、そのフローが表面に沿うような、表面を提供する。この方法によって、ポート床１９に隣接した流れは、最終的にシリンダ１３に入る位置まで、表面に沿って流れる。ウインドウリップ２８は、燃焼室１７内で所謂リエントラント(re-entrant) 領域を発生させ、これは一般に燃焼室の設計では避けようとされるものである。しかしながら、このゾーンは、燃焼に悪影響を与えないことが示されている。
【００６５】
ウインドウリップの表面の形状を特定するときに、ポート床表面の形状に関して先に述べたものと同様の問題が発生する。ウインドウリップの表面の形状を描くために、ウインドウリッププロファイル３８を記載すれば十分であり、ここでそのプロファイルは、軸１２とウインドウの中心１６とを含む第１の平面と平行な平面と、リップ２８との交差部によって生成できる。典型的ウインドウリッププロファイル３８を、図６および７に示している。好ましくは、軸１２とウインドウリッププロファイル３８への接平面との間の角度は、少なくともウインドウリッププロファイル３８の長さの少なくとも５０％に亘って７０度未満である。
【００６６】
図６において、第１の端部２０におけるポート床プロファイル３７への接平面とボア１１との交差部におけるウインドウリッププロファイル３８の接平面とは等しい。
【００６７】
図７は、図６と同じ視点の図だが、第１の端部２０でのバルブ１の詳細が異なっている。
吸気周縁開口部７の第１の端部２０にそぎ縁（feather edge）を有することは、しばしば好ましいことではない。これは、第１の端部２０に小さいステップを残して、図７に示すように第１のウインドウ端部２３から第１の端部２０を並置することによって克服できる。
第１の端部２０におけるポート床プロファイル３７に対する接平面とボア１１との交差部におけるウインドウリッププロファイル３８の接平面とは、Θ度だけ異なっている。最大２０度までの違いは、許容可能である。
【００６８】
図７の第１の端部２０での異なるバルブの詳細では、半径方向外向きに小さく拡張したステップをつくり、そのステップは中心セクション４の周縁で終わっている。このステップは、ポート床プロファイル３７の一部を形成し、このステップの半径方向の深さは、ポート床プロファイル３７の長さの一部を形成する。類似した考慮は、ウインドウリッププロファイル３８にもあてはまる。
【００６９】
図８を参照すると、ポート屋根２５はこの表面に隣接する空気を９０度近く向きを変える表面を提供する。ポート屋根２５は、フローの方向を変えるための少なくとも１つの大径部半径を有する。フローがポート屋根２５の壁に衝突するという事実と前記の大きな半径によって、ポート屋根２５に近いフローは、非常に小さいフローの損失で、９０度近く方向を変えるということが確実になる。ポート屋根２５に隣接したフローは、このように９０度に近い角度を曲がり、ウインドウ１６を実質的にウインドウ１６に垂直に通る。
【００７０】
ポート床１９に隣接した流れは、６０度より小さい角度αを回転し、シリンダ軸に対して（９０−α）度でウインドウ１６を通り抜けるポート床１９およびポート屋根２５の間で発生しているそれらのフローは、９０度とα度との間のさまざまな角度に曲げられ、シリンダ軸１８との角度が０度と（９０−α）度との間で変化する角度で、吸気周縁開口部７を通過する。この方法の潜在的問題点は、吸気周縁開口部７の領域が効率的に利用されないことである。吸気周縁開口部７のフローは、そのフローが吸気周縁開口部と垂直になったときに最大となる。この特定の課題は、吸気周縁開口部７に、スロート２２の断面積よりも実質的に大きな法線方向面積をつくることで対処される。結果として、吸気周縁開口部７を通じてのフロー効率の損失は、そうでなければ必要とされる以上の大きな吸気周縁開口部７を有することによって補償される。概して、吸気周縁開口部７はスロート２２の断面領域よりも５０％大きな法線方向面積を持つことができる。
【００７１】
吸気周縁開口部７の法線方向面積は、吸気周縁開口部７の端部２０と２１との間、および、端部３４と３５との間に含まれた領域であり、軸１２と吸気周縁開口部７の中心とを含む平面に垂直な平面に投射したものである。
【００７２】
図８は、ピストン１５が吸気ストロークの下死点にあるときの、１：１の従来のボアストローク比を有するエンジンのフローの流線を示している。フローの流線は、シリンダ１３を通る特定のガス粒子の経路を示し、このような装置構成で強いタンブルガス運動が発生することを図式的に示している。
【００７３】
誘導ストロークの間、隣接するポート屋根２５で起きるフローは、およそ吸気周縁開口部７と垂直に吸気周縁開口部７を通り、隣接するシリンダ壁２６へと下方へ流れる。ポート床１９に隣接して発生するフローは、吸気周縁開口部７を吸気周縁開口部に対しα度の角度で通過し、その後、ウインドウリップ２８に沿ってウインドウ１６を通り抜けて、燃焼室１７に入り、そこで離れたシリンダ壁に向かって流れ、同シリンダ壁でポート屋根２５からの流れと収斂する。ポート床１９からの流れがシリンダ壁２６に近づくにつれて、そこではポート屋根からのフローも下方向に流れており、ポート床の流れは（９０−α）度から向きを変え、シリンダ１３のボアをシリンダ壁２６に沿って下方へ流れる。
【００７４】
この過程までに、吸気空気は、吸気軸開口部５から離れ、シリンダ壁に押し当たり、タンブルフロー形成のための理想的な条件を創造する。シリンダ１３の一方に対して集中する下方への空気のフローは、ピストン１５の頂部に当たり、１８０度向きを変え、反対側のシリンダ壁２７を上方向へ移動し、そこでバルブ１からの吸気空気にひきずられて、再びシリンダ壁２６を下方向に向きを変える。
【００７５】
この原理を使用している軸流回転バルブは、極めて高いタンブルと共に優れた吸気量を有する。エンジンがボアストローク比約１：１を有すると仮定した場合、シリンダ１３の中心と比較したバルブ位置に関わりなく、このタイプの回転バルブは高いタンブルフローを生み出す。従って、バルブ１は、シリンダ軸１８からずらして配置することができ、これによって、点火プラグがタンブルフローの生成に悪影響を与えることなく、シリンダ１３の中心近くの適切な位置に点火プラグを位置させることができる。点火プラグがシリンダの中心からいくらかずれていても、このタイプのエンジンは顕著な燃焼を有する。
【００７６】
この解決方法は、通常のボアストローク比を有する回転バルブエンジンにおけるタンブル生成の課題に満足のいく対処を行う一方、エンジンが下死点のとき（タンブルの視点から）好ましくないアスペクト比となる高いボアストローク比のエンジンの課題に対しては対処をしていない。更に、この解決方法は、多シリンダ直列形エンジンの製造の際には他の問題点をもたらすオフセットバルブ構成に依存している。
【００７７】
図１０は、高速エンジンで従来多く見られる、高いボアストローク比（２：１）を有する内燃機関を示す。軸１２は、シリンダ軸１８と交差する。点火プラグ２９は、各々、燃焼室１７に面するノーズ４０がある。ノーズ４０は、燃焼室１７に露出した点火プラグ２９の部分として定義される。点火プラグ２９はバルブ１の両側に位置し、シリンダ軸１８に向かって傾いている。バルブ１は、小さな外側直径を有し、これにより、それぞれ点火プラグノーズ４０をシリンダ１３の壁の内側に位置させながら、プラグ２９をバルブ１の側に嵌入することができる。        
【００７８】
図１１は、シリンダヘッド１０のファイヤフェイス（fire face）３３を示す図である。ウインドウ１６は、シリンダ軸１８から回転バルブ軸１２に沿って軸方向に、偏って配置される。ボア１１と交差する点における第２のウインドウ端部２４は、ボア１１と交差する点における第１のウインドウ端部２３よりもシリンダ１３の壁に近い。このウインドウオフセットは、上記の通りにタンブルフローの発生を補助する。シリンダヘッドボア１１と交差するウインドウ１６は、長辺が軸１２と実質的に平行な、ほぼ矩形である。ボア１１と交差するウインドウ１６は、通常はシリンダボア径の６０％から９０％の間の長さを有する。ウインドウ１６の側面は、シリンダ軸１８とほぼ平行である。点火プラグノーズ４０は、ウインドウ１６の両側に位置している。燃焼室１７のウインドウ１６の外側部分は、スキッシュゾーン３０である。ウインドウ１６を囲み、シリンダ１３の壁まで延びるシリンダヘッド１０の表面は、燃焼面３６として定義される。
【００７９】
高いボアストローク比を有する回転バルブ構造において、流入する空気の流れは、ピストン１５が下死点にある際に、好ましくないシリンダ１３の形状のために、先に記述したようなタイプの強いタンブル渦を作らない。           
【００８０】
図９を参照すると、流入する空気の流れは、前述したようにシリンダ１３に入る。それは、シリンダ１３の内部をガス噴流（jet）として、ピストン１５の頂部の方へ進行する。前述したようにそれ自体の下に後退することができなくて、ガス噴流はピストン１５の頂部とシリンダ壁２６とによって形成される表面に衝突し、ここで、噴流は２つに分かれる。分裂した後に、前記噴流はそれ自体の後ろにカーブして、燃焼室１７に向かってシリンダ１３の壁を周り、その過程で２つのほぼ対象形の渦を形成する。図９に示される渦は、シリンダ軸１８に対して傾いている。このフローは３次元だが、このフローの軸１２に垂直な平面への投射により、図１０で示すような２つの反対向きに回転する反回動渦３１が生み出される。これらの反回動渦は、「二重交差タンブル」渦を形成する。タンブルの平面が従来のボアストローク比のエンジンについて前述したタンブルの平面に対して垂直であるため、前記タンブルは「交差タンブル」と呼ぶ。下死点（bdc）におけるこれらの渦のアスペクト比は、シリンダ半径（シリンダボア／２）をストロークで除したものとして与えられる。２：１のボアストローク比を有するエンジンの場合、下死点（bdc）におけるこれらの渦のアスペクト比は１であり、タンブル生成には最適の比率である。
【００８１】
両方の渦が対称形で且つ大きさが等しい場合に、最も強い二重タンブル渦が発生する。渦がかなり異なる大きさを有する場合、より強い渦がより弱い渦を破壊する傾向がある。対称形の渦は、ウインドウ１６をシリンダ軸１８の中央に置くことによって発生する。
【００８２】
ウインドウ１６から現れシリンダ１３へと向かう ガス噴流ができる限り狭く、噴流がシリンダ軸１８について対象になる方向に向いているときにも、最も強い二重タンブル渦が発生する。これは、ウインドウ１６をできる限り狭くし、ウインドウ１６の側面を平らでシリンダ軸１８に平行にすることによって達せられる。
【００８３】
ウインドウ１６および吸気周縁開口部７の幅は、吸気バルブの開放に必要とされる継続時間によって決定される。この継続期間は、吸気周縁開口部７とウインドウ１６との双方の幅の組合せの関数である。従来から、吸気バルブが前回のときに、吸気周縁開口部７とウインドウ１６とからのフロー領域を最大化するために、これらの幅は等しい値とされる。本発明による配置では、タンブルの生成を最大化するためにウインドウ１６の幅は最小化される。これは、吸気周縁開口部７の幅の対応する増加を必要とする。従って、ウインドウ１６の幅は、典型的に、吸気周縁開口部７の幅より小さい
【００８４】
高いボアストローク比を有するエンジン用の上述の構成は、二重の流れのタンブル場の代わりに垂直のタンブル場を形成する、従来のボアストローク比のエンジンと同様に良く機能することに注目すべきである。
【００８５】
軸１２をシリンダ軸１８に近接して配置するという要件は、バルブ直径がシリンダボア径よりも小さい軸流回転バルブで以前に検討されて来なかった他の制約をもたらす。バルブ１は、点火プラグ２９がシリンダ軸１８の近くに位置するように、シリンダ軸１８にずらして配置することはもはやできない。図１１は、ウインドウ１６の外側のスキッシュゾーン３０に位置する２つの点火プラグノーズを示す。点火プラグノーズ４０は、シリンダ１３の中心よりもシリンダ壁により近く、これは、燃焼の見地から容認できないものとして、従来の論理では却下されたであろう配置である。点火プラグ２９の配置についてのもう１つの通常と異なる側面は、点火プラグ４０のノーズがスキッシュゾーン３０の中心に位置していることである。大部分の従来のエンジンにおいて、点火プラグノーズ４０は、スキッシュゾーンから距離を置いて位置する。例えば従来のフォーバルブのポペットバルブエンジンでは、点火プラグは燃焼室の中心に位置し、スキッシュゾーンはシリンダ壁に隣接した場所に位置する。
【００８６】
２つの点火プラグノーズ４０がスキッシュゾーン３０の中に位置するこの特殊な構成は、中心に配置した点火プラグのそれのように機能することが実証されてきた。空気燃料混合気体は、ウインドウ１６の両側の点火プラグ２９によって点火される。その後まもなく、スキッシュゾーン３０によって生成されたガス噴流は、火炎前面をウインドウ１６の中心へと押し込む。２つの点火プラグ２９があるので、ウインドウ１６の両側からの火炎前面は、シリンダ軸１８に近いウインドウ１６の中へと圧入され、そこでそれらの火炎は結合して１つの大きな火炎前面となる。その後で、あたかもそれが単一の中心点火プラグから点火されたかのように、火炎前面が燃焼室１７全体に広がる。従来のボアストローク比の場合のタンブルフローか、高いボアストローク比を有するエンジンの場合の二重タンルブルかどちらによって生成された場合でも、小規模乱気流は、火炎速度が非常に急速となることを確実にする。中心に位置する火炎前面および速い火炎速度の組合せは、燃焼速度が非常に速く、対応する熱効率も高いことを意味する。
【００８７】
点火プラグノーズ４０の位置は、中央のバルブおよび隣接するシリンダの回転バルブの構成によって与えられる幾何学的な制約の中で、できるだけシリンダの中心に近くなければならない。点火プラグノーズ４０は、ウインドウ１６およびシリンダ１３の壁の間で、且つ、軸方向にウインドウ１６の長さの範囲内で、完全に放射状に位置する。点火プラグノーズ４０の中心は、好ましくは、半径方向にシリンダ１３の壁の内側にシリンダ１３の直径の０．１倍より大きな距離を離して位置する。図１２および１３は、上述の結果と同様の結果を達成するスキッシュゾーン３０の別の構成を示す。図12において、半径方向に延びたスキッシュゾーン３０は、隣接した点火プラグノーズ４０で終了し、ノンスキッシュゾーン３２と呼ばれるスキッシュのない領域を残す。スキッシュゾーン３０は、点火プラグノーズに直接半径方向の外側に面し、火炎前面をウインドウ１６の中へ押し出すのに十分である。
【００８８】
同様の状況は、図１３においても存在し、ここで、スキッシュゾーン３０は点火プラグノーズ４０の外側に発生している。しかしながら、図１１と図１２とに示した、放射状に配置された対称形のスキッシュゾーンの方が好ましい。半径方向に流入するシリンダガスが、最小限の分散で、火炎前面をシリンダの中心へ導くのを助けるからである。
【００８９】
受け入れられる最小のスキッシュゾーン３０は、半径方向にはシリンダ１３の壁から点火プラグノーズ４０に向かって内向きに延び、また、円周上では点火プラグの中心を通る半径方向の直線の両側に角度βの弧をなすスキッシュゾーンとして定義され、ここでβは３５度より大きな角度である。しかしながら、スキッシュゾーンの中に小さな局所的なリリーフ部（relief）が点火プラグノーズ４０を直接取り囲む領域に位置していることも許容できる。
【００９０】
図１４は、複数のシリンダを有するエンジンに適した、交互の点火プラグの配置を示す。点火プラグ２９が相互に干渉せずに隣接するシリンダ１３に適合するように、点火プラグ２９はクランクシャフト軸３９からずらして配置している。隣接したシリンダ１３上の点火プラグ１９は、反対方向にずらして配置している。いずれの１つのシリンダ１３内の２つの点火プラグ２９は、各々の対角線上の反対側に位置している。
【００９１】
実際には、点火プラグ２９はウインドウ１６の長さ方向に沿ってどの位置にも配置することができ、相互に対角線上の反対の位置にあることを要しないということが分かっている。主要な必要条件は、点火プラグノーズ４０をウインドウの両端部に有し、火炎前面をウインドウ１６内へ押し出すのに十分なスキッシュゾーン３０が、点火プラグノーズ４０の半径方向外側にあることである。
【００９２】
本願明細書において使われるように、「備える」の語は、「含む」かまたは「有する」などの包含的な意味で用いられ、「のみより構成される」のような排他的な意味には用いてはいない。
【図面の簡単な説明】
【００９３】
【図１】図１は、本発明の回転バルブを有し、通常の１：１のボアストローク比を有する内燃機関の断面図である。
【図２】図２は、図１の線II−IIで示す回転バルブの軸に垂直でバルブ開口部の軸端の中間点を通る平面内における、図１に表された回転バルブの断面図である。
【図３】図３は、図１の線III−IIIで示す回転バルブの軸に垂直でスロートを通る平面内における、図１に表された回転バルブの断面図である。
【図４】図４は、図２の線IV−IVで示すバルブ軸と吸気開口部の中心を含む平面内における図２の回転バルブの断面図である。
【図５】図５は、本発明の回転バルブの別の実施例を示す、図４と同様な断面図である。
【図６】図６は、図１のエンジンバルブのポート床とシリンダヘッドのウインドウリップの一部を拡大した断面図である。
【図７】図７は、本発明の回転バルブエンジンの別の実施例におけるウインドウリップの詳細を示す、図６と同様な断面図である。
【図８】図８は、図１と同じ断面図であるが、ピストンが下死点にあるときのバルブ内とシリンダ内との流れの流線の様子を図解している。
【図９】図９は、高いボアストローク比を有する本発明の回転バルブ式内燃機関の別の実施例による等角断面図であり、ピストンが下死点に位置し誘発ストロークの間に、２つの交差する流れによるタンブル領域が生成されていることを模式的に示すものである。
【図１０】図１０は、図９で示したのと同じ内燃機関のX−Xによる横断面図であり、２つの交差するタンブルフローを模式的に示したものである。
【図１１】図１１は、図９および１０で示すエンジンのシリンダヘッドアセンブリのファイヤフェイス（fire face）側を示す平面図である。
【図１２】図１２は、他のスキッシュゾーンの実施例を示す、図１１と同様な平面図である。
【図１３】図１３は、さらに他のスキッシュゾーンの実施例を示す、図１１と同様な平面図である。
【図１４】図１４は、本発明の多シリンダ回転バルブシリンダ・ヘッドアセンブリのファイヤフェイス（fire face）を示す平面図である。
【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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【国際調査報告】
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