(57)【要約】  エンジン用の軸流回転バルブ（１）は回転軸線（１２）を中心として回動可能である。バルブの吸気ポート（２）は軸線方向開口（５）から延在し，周縁開口（７）として終止する。吸気ポートのスロート（２２）は，軸線方向開口よりも断面積が少なくとも2%小さく，軸線方向開口に最も近接する周縁開口の端部から，周縁開口長さの少なくとも０．２倍の距離を隔てている。ポートフロア（１９）が第１端部から軸線方向開口まで延在している。ポートフロアのプロファイル（３７）は，ポートフロアと，ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成されている。そのプロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度（α）は，プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って６０度未満である。
2008511779.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃エンジン用の軸流回転バルブであって，該バルブが，その回転軸線と，該バルブの一端における略円形の軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，前記第１端部から第１の距離を隔てたスロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増することにより，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さく，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成される回転バルブにおいて，前記第１の距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍であり，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満である回転バルブ。
【請求項２】
請求項１記載の回転バルブであって，前記面が，前記周縁開口の中心を含むものである回転バルブ。
【請求項３】
請求項１記載の回転バルブであって，前記ポートが，吸気ポートである回転バルブ。
【請求項４】
請求項１記載の回転バルブであって，前記周縁開口の法線面積が，前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％だけ大きい回転バルブ。
【請求項５】
請求項１記載の回転バルブであって，前記バルブが，前記エンジンのシリンダヘッドにおけるボア内で回転可能であり，前記ボア内のウインドウが燃焼室と連通し，前記周縁開口は，前記バルブの回転に際して前記ウインドウと周期的に連通し，浮動シール列が前記ウインドウを包囲してガスシールを行う回転バルブ。
【請求項６】
回転バルブ型エンジンであって，シリンダヘッドのボア内における回転軸線を中心として回転可能な回転バルブと，燃焼室に連通する前記ボア内のウインドウとを具え，前記バルブが，その一端における略円形の軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，前記周縁開口が，前記バルブの回転に際して前記ウインドウと周期的に連通し，浮動シール列が前記ウインドウを包囲してガスシールを行うものとされ，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，前記第１端部から第１の距離を隔てたスロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増することにより，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さく，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成されるエンジンにおいて，前記第１の距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍であり，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満であるエンジン。
【請求項７】
内燃エンジン用の軸流回転バルブであって，該バルブが，その回転軸線と，該バルブの一端における軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，スロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増する回転バルブにおいて，前記スロートと前記第１端部との間における前記ポートフロアの形状を，前記ポートフロアに近接して前記周縁開口を通過する気流が前記回転軸線に対して６０度未満の角度に向けられるように設定した回転バルブ。
【請求項８】
請求項７記載の回転バルブであって，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さい回転バルブ。
【請求項９】
請求項７記載の回転バルブであって，前記軸線方向開口が略円形である回転バルブ。
【請求項１０】
請求項７記載の回転バルブであって，前記第１端部から前期スロートまでの距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍である回転バルブ。
【請求項１１】
請求項７記載の回転バルブであって，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成され，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満である回転バルブ。
【請求項１２】
請求項１１記載の回転バルブであって，前記面が，前記周縁開口の中心を含むものである回転バルブ。
【請求項１３】
請求項７記載の回転バルブであって，前記ポートが，吸気ポートである回転バルブ。
【請求項１４】
請求項７記載の回転バルブであって，前記周縁開口の法線面積が，前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％だけ大きい回転バルブ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は軸流回転バルブ型の内燃エンジンに関し，特に，エンジンの吸気性能を向上し得る軸流回転バルブの構造的配置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
本発明は，同一のバルブ本体に吸気ポート及び排気ポートの両者を設けた軸流回転バルブに関するものである。特に，本発明は，外径がシリンダボア径の８５％未満である回転バルブや，１つのシリンダに１つのバルブを設けた回転バルブ型エンジンに好適に適用されるものである。ここに，「軸流回転バルブ」とは，バルブの回転軸線がシリンダ軸線に対してほぼ直交し，かつ，バルブ内への流れやバルブからの流れがバルブ軸線に対してほぼ直交するバルブと定義される。
【０００３】
同一のバルブ本体に吸気及び排気ポートの両者を設けた軸流回転バルブを使用する直列多気筒エンジンにおいて，軸流回転バルブは２つの形式に分類される。第１の形式は１つのシリンダに１つのバルブを割り当てたものであり，第２の形式は複数のシリンダに１つのバルブを割り当てたものである。
【０００４】
本発明は，１つのシリンダに１つのバルブが割り当てられる形式の軸流回転バルブに適用されるものである。一般的に，この種の多気筒配置においては，バルブ軸線がクランクシャフト軸線に対して直交している。しかし，これは必須の構成ではない。レイアウトによっては，バルブ軸線をクランクシャフト軸線に対する直交面に対して傾斜させるのが合理的である場合もあり得る。
【０００５】
第２の形式においては列内の全てのシリンダに対して１つのバルブが割り当てられており，したがってバルブ軸線はクランクシャフト軸線に対して平行でなければならない。このような配置は基本的に欠陥であり，その理由は吸排気路長がシリンダ毎に異なるからである。その結果，この種のエンジンは，現代の全てのエンジンに要求される特徴，すなわち，性能を最適化するためのチューニングを施した吸排気路長を適用することができない。
【０００６】
これら二種類の形式の違いは，直列多気筒エンジンにおいてのみ有意である。すなわち，単気筒エンジンでは，シリンダに対して少なくとも１つのバルブが必要とされるからである。さらに，単気筒エンジンでは幾何学的な制約条件となる隣接シリンダが存在しないため，クランクシャフト軸線に対するバルブ軸線の方向性が制約されない。
【０００７】
これら二種類の形式を対象とする軸流回転バルブは，多年に亘って提案されている。それにも拘らず，成功裏に実用化されたものはない。その理由の一部は，従来構造が，吸排気性能において不十分であり，乱流を生じさせにくいことに由来する。より競合的であるため，最近の内燃エンジンは，適切な吸排気性能を有することにより高速時に高い容積効率を達成する必要がある。さらに，競合的なエンジンであるためには，吸入行程の間に空気及び燃料の混合気にシリンダ内で適切な運動を生じさせ，その混合気から圧縮行程の終盤において小規模の乱流を生成することにより，燃焼室内における火炎の伝播速度を最大化する必要がある。
【０００８】
ポペットバルブ型エンジンにおいて，これら三つのパラメータを最適化するために必要とされる配置は百年以上に亘って進化を遂げており，今日では，これらパラメータの最適化手法についてコンセンサスが得られている。軸流回転バルブは，ポペットバルブの場合に見出せなかった多くの物理的制約が課されることとなる。すなわち，ポペットバルブ型エンジンについて確立されている解決手段は，回転バルブに対して直ちに転用できるものではない。
【０００９】
従来の一般的常識とは異なり，軸流回転バルブは，特に，バルブ開放速度が非常に高い最近の４バルブエンジンと対比して往々にして十分な吸排気性能を有するものではない。この問題の根源は，バルブ軸線がシリンダ軸線に対して直交していることである。その結果，気流が，吸気ポートからシリンダ内に流入する場合や，シリンダから排出されて排気ポートに流入する場合に，９０°の角度に亘る転向を必要とする。比較のため，最近のポペットバルブ型エンジンは，いずれも吸気ポートを非常に小さい角度（実際問題として４０°未満）でポペットバルブ軸線と交差する配置としている。さらに，ポペットバルブはシリンダ軸線に対して非常に小さい角度で傾斜している。すなわち，流入気流が吸気ポートからシリンダに流入する際に転向する角度は非常に小さい角度であり，これにより，気流を大きな角度に亘って転向させる場合に不可避的となる流れ損失が最小化されるものである。
【００１０】
軸流回転バルブにおける吸排気性能と，ガスシールシステムとは，互いに相関関係がある。ウインドウの形状及び寸法は，ガスシール装置の属性に応じて決定される。多くのガスシール装置では，小さいウインドウを使用する必要がある。このような配置においては，ウインドウを通過する流れをウインドウの法線方向に向けることにより，ウインドウの排気係数を最大化することが本質的な条件である。
【００１１】
吸気ポートのルーフに近接する流れを９０°の角度で転向させることは，問題とならない。その理由は，流れを転向させる際の有効径が大きく，流れがルーフに近づく方向に生じるからである。これに対して，吸気ポートのフロアに近接する流れを９０°に亘って転向させることは相当の困難性を伴う。一般的に，流れを転向させる半径が小さく，流れがルーフから遠ざかる方向に生じるからである。したがって，流れが必然的にポートフロアから剥離し，渦流を発生させて大きな流れ損失を生じさせる。従来の回転バルブは，このような問題を無視するか，又はポートフロアに近接する流れを９０°の角度で転向させることにより，ウインドウを通過する流れの方向をウインドウに対して直角方向とするものである。
【００１２】
剥離問題に対処するため，従来は，吸気ポートのフロア半径を増加させていた。その典型例は，特許文献１：米国特許第４４０４９３４号明細書に開示されている。その要点は，バルブ外径を，フロア半径を増加させない場合の外径よりも大きくすることである。その結果，バルブ径がシリンダボア径に近づき，スパークプラグの配置が制約され，後述するように熱効率の低下につながる。
【特許文献１】米国特許第４４０４９３４号明細書
【００１３】
バルブの大径化は，バルブの吸排気性能を向上する上で有用である。その理由は，流れ領域の開放速度がバルブ周速の関数だからである。それにも拘らず，特許文献１に係るバルブは，満足すべき吸排気性能を発現するものではない。これは，吸排気ポートの直径がバルブ径と比較して非常に小さく（バルブ径の４０％未満），ガスシール機構に含まれるウインドウの長さが非常に小さく，例えばシリンダ径の４０％未満だからである。
【００１４】
本発明は，ガスシールを達成するため，好適には矩形ウインドウの周縁に沿って配置された浮動シール列を使用するものである。その典型例は，特許文献２：米国特許第４８５２５３２号明細書に開示されている。このようなガスシール装置の利点は，非常に長いウインドウ（シリンダボア径の９０％程度まで）を形成可能であり，ひいては非常に高い開閉速度と大きな流れ面積を達成可能であり，これに伴って潜在的に優れた吸排気性能を実現することができる。しかし，従来のバルブはその潜在能力を十分に発揮するものでなく，ウインドウの長さは比較的控えめに設定されていた。
【特許文献２】米国特許第４８５２５３２号明細書
【００１５】
さらに，浮動シール列を使用する従来構造は，流れを９０°の角度で転向させる際の大きな流れ損失と，小さいポート面積とに由来して，ウインドウの開口面積を大きくするのが困難であった。特許文献２に開示された構造が，その典型例である。多くの従来提案と対比して大径化されているとは言え，吸気ポートの直径は，依然としてバルブ径の６０％に止まっている。ポートフロアが非常に小径であるため，流れを９０°の角度で転向させる際に壁面からの剥離が生じてその近傍に渦流を発生させる。このような特定の問題を解消するため，特許文献３：米国特許第５５０９３８６号明細書には，ポートフロアをウインドウに近接するバルブ中心に向けて隆起させることにより，フロアの半径を増加可能とし，ポートフロアに近接する流れの流れ損失を低下させる構成が開示されている。しかし，依然としてウインドウの軸線方向長さが比較的小さく，半径が比較的小さい条件下で流れを９０°の角度で転向させる必要がある。その結果，この配置では依然として損失が相当に大きい。この特定の問題はポートフロアの半径を増加させることにより解決できるものではない。そなわち，ポートフロアが結果的にバルブ軸線に接近し，バルブスロート面積を減少させるからである。
【特許文献３】米国特許第５５０９３８６号明細書
【００１６】
ウインドウの流れ面積が，対応するポペットバルブの流れ面積よりも潜在的に大きいにも拘らず，その潜在能力を発揮する配置は知られていない。既知の構造の全てとは言わないまでも，その殆どが，潜在的に大きい流れ面積の利点にも拘らず，対応するポペットバルブ型エンジンと対比して高い吸排気性能を発揮するものではない。
【００１７】
高い吸排気性能それ自体は，満足すべきエンジン性能を保証するための十分条件ではない。ポペットバルブ型エンジンについての広範な研究から，燃焼中の混合気中における小規模の乱流の存在が，混合気を通しての火炎の伝播速度を飛躍的に高めることが既知である。このような小規模乱流の要因は，吸入行程の間にシリンダ内に生成される流れ場である。吸気ポートのジオメトリを，シリンダのジオメトリと相俟ってシリンダ内に適当な流れ場を生成し得るように設定することが肝要である。
【００１８】
乱流は全てのエンジンにおいて非常に重要であるが，小規模乱流の存在が潜在的に燃焼速度を大幅に高め，エンジンにおけるスパークプラグの非最適位置での配置の影響を緩和するのに有用である回転バルブ型エンジンにおいて特に重要である。回転バルブ型エンジンにおけるシリンダ内での流れ及び小規模乱流の生成に考慮を払った文献は，未だ知られていない。
【００１９】
従来のポペットバルブ型エンジンにおいて，圧縮行程の終盤に小規模乱流を生成させる幾つかの方向が案出されている。これを行うための既知の主要な方法は，いわゆる「スワール」，「タンブル」及び「スキッシュ」の３種である。スワール及びタンブルの場合には，そのために吸入行程の間にシリンダ内でバルク流れ場を形成し，その流れ場から圧縮行程の間に小規模乱流を生成させるものである。
【００２０】
タンブルは，シリンダ軸線に対して直交する軸線周りで回転する，シリンダ内の渦流として定義される。タンブル用に設計されたエンジンにおいては，吸入行程の間に単一の主要な渦を生成させる。引き続く圧縮行程の間にピストンが持ち上げられると，渦は臨界アスペクト比に達するまで圧縮され，その時点でより小さな渦に分解する。ピストンが更に持ち上げられると，これらの小さな渦が反復的に分解して小規模乱流を生成させる。
【００２１】
アスペクト比は，一般的には物体の幅を高さで除した比として定義され，その比が１に満たない場合にはその逆数（高さを幅で除した比）を使用する。ピストンが下死点（ｂｄｃ）にある場合，オーバースクエア型エンジンのアスペクト比はボア径をストローク長さで除した比である。
【００２２】
１つの観点によれば，本発明は，回転バルブ型エンジンにおけるタンブルの生成方法に関するものである。タンブルを考慮する場合，２種類の形式のエンジンについて検討する必要がある。第１の形式はボアストローク比が約１：１である通常のエンジンであり，第２の形式はボアストローク比がより大きいエンジンである。通常のボアストローク比，又は高いボアストローク比を有する軸流回転バルブ型エンジンにおいて，どのようにタンブルを発生させるかについて教示する従来技術は存在していない。
【００２３】
商業的に入手可能なエンジンの殆どは，ボアストローク比が約１：１である。これらのエンジンにおいて，ピストンが下死点にある場合のアスペクト比は１であり，これは単一の主要タンブル渦流を形成するものである。
【００２４】
しかし，高速エンジンはオーバースクエアエンジン（ボア径がストローク長さよりも大きいエンジン）を使用することにより，最高エンジン速度におけるピストン及びロッドの加速を減少させている。これらのエンジンは，高いボアストローク比を有するとされてる。本明細書においては，高いボアストローク比を有するエンジンを，ボアストローク比が１．４：１を超えるエンジンと定義する。
【００２５】
本明細書において開示される形式の回転バルブ型エンジンは，吸排気性能が潜在的に優れており，特に高速エンジンに有利に適合する。しかし，ピストンが下死点にある場合のアスペクト比が１．４を超えており，この値は単一の主要タンブル渦流を形成するものではない。上述したとおり，回転バルブ型のエンジンは，ポペットバルブ型エンジンにおいて典型的な通常レベルよりも高レベルの小規模乱流を必要とする。そのような高レベルの乱流を生成できなければ，火炎伝播速度が低下し，熱効率も低下する。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００２６】
本発明は，上述した従来の回転バルブの吸排気性能に関連する欠点の少なくとも一部を克服することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【００２７】
第１の観点によれば，本発明は，内燃エンジン用の軸流回転バルブを提案するものであり，該バルブが，その回転軸線と，該バルブの一端における略円形の軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，前記第１端部から第１の距離を隔てたスロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増することにより，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さく，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成される回転バルブにおいて，前記第１の距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍であり，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満である。
【００２８】
好適には，前記面は，前記周縁開口の中心を含む。また，好適には，前記周縁開口の法線面積が，前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％だけ大きい。
【００２９】
好適には，前記バルブが，前記エンジンのシリンダヘッドにおけるボア内で回転可能であり，前記ボア内のウインドウが燃焼室と連通し，前記周縁開口は，前記バルブの回転に際して前記ウインドウと周期的に連通し，浮動シール列が前記ウインドウを包囲してガスシールを行う。
【００３０】
第２の観点によれば，本発明は，シリンダヘッドのボア内における回転軸線を中心として回転可能な回転バルブと，燃焼室に連通する前記ボア内のウインドウとを具える回転バルブ型エンジンを提案するものであり，前記バルブが，その一端における略円形の軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，前記周縁開口が，前記バルブの回転に際して前記ウインドウと周期的に連通し，浮動シール列が前記ウインドウを包囲してガスシールを行うものとされ，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，前記第１端部から第１の距離を隔てたスロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増することにより，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さく，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成されるエンジンにおいて，前記第１の距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍であり，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満である。
【００３１】
第３の観点によれば，本発明は，内燃エンジン用の軸流回転バルブを提案するものであり，該バルブが，その回転軸線と，該バルブの一端における軸線方向開口から延在し，かつ，該バルブの周縁部における周縁開口として終止する少なくとも１つのポートとを具え，該周縁開口が，前記軸線方向開口に近接する第１端部と，前記軸線方向開口から離隔した第２端部とを有し，前記ポートが，スロートと，前記第１端部から前記軸線方向開口まで延在するポートフロアとを有し，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記第１端部に接近するに際して漸増し，かつ，前記ポートフロアと前記回転軸線との間の距離が，該ポートフロアが前記スロートから離隔して前記軸線方向開口に接近するに際して漸増する回転バルブにおいて，前記スロートと前記第１端部との間における前記ポートフロアの形状を，前記ポートフロアに近接して前記周縁開口を通過する気流が前記回転軸線に対して６０度未満の角度に向けられるように設定したものである。
【００３２】
好適には，前記スロートの断面積が前記軸線方向開口の断面積よりも少なくとも２％だけ小さい。また，好適には，前記軸線方向開口が略円形である。さらに，好適には，前記第１端部から前期スロートまでの距離が，前記周縁開口の軸線方向長さの少なくとも０．２倍である。
【００３３】
好適には，前記ポートフロアのプロファイルが，該ポートフロアと，該ポートフロアに交差する前記回転軸線を含む任意の面との交差により生成され，前記プロファイルの接線と前記回転軸線との間の角度が，前記第１端部と前記スロートとの間における前記プロファイルの長さの少なくとも７５％に亘って，６０度未満である。好適には，前記面が，前記周縁開口の中心を含む。
【００３４】
好適には，前記周縁開口の法線面積が，前記スロートの断面積よりも少なくとも２０％だけ大きい。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３５】
以下，本発明を図示の好適な実施形態に基づいて更に詳述する。
【００３６】
図１に示す回転バルブ・アセンブリは，バルブ１及びシリンダヘッド１０を具える。バルブ１は，吸気ポート２及び排気ポート３を有する。バルブ１は円筒状の中央部４が一定の直径を有する。吸気ポート２は，吸気側軸線方向開口５から延在し，中央部４の周縁における吸気側周縁開口７として終始する。排気ポート３は，バルブ１の対向端に位置する排気側軸線方向開口６から延在し，中央部４の周縁における排気側周縁開口８として終始する。排気側周縁開口８は，吸気側周縁開口７に対して軸線方向で重なり，円周方向ではオフセットしている。吸気側周縁開口７及び排気側周縁開口８は，いずれも略矩形である。吸気側周縁開口７は，吸気側軸線方向開口５に近接する第１端部２０と，吸気側軸線方向開口５から離隔した第２端部２１とを有する。バルブ１を軸受９により支持して，シリンダヘッド１０内における軸線１２を中心として回動可能とする。軸線１２はシリンダ軸線１８に対して直交している。軸受９は，バルブ１が，中央部４の周壁とシリンダヘッド１０のボア１１との間に小さい空隙を維持しつつ，軸線１２を中心として回動するのを許容する。
【００３７】
シリンダヘッド１０は，シリンダブロック１４の頂部に取り付けられている。ピストン１５が，シリンダブロック１４の内部に形成されたシリンダ１３内で往復運動する。バルブ１が回動すると，吸気側周縁開口７及び排気側周縁開口８がシリンダヘッド１０内のウインドウ１６と周期的に連通し，燃焼室１７とバルブ１との間の流体の通過を許容する。
【００３８】
ウインドウ１６はその形状が略矩形であり，吸気側軸線方向開口５に近接する第１のウインドウ端２３と，吸気側軸線方向開口５から離隔した第２のウインドウ端２４とを有する。第１のウインドウ端２３には，ウインドウリップ２８が形成されている。
【００３９】
浮動シール列４１によりウインドウ１６を包囲して，バルブ１とシリンダヘッド１０との間をシールする。図１に示すシール４１は，ウインドウ１６の対向端に配置された円周方向シールである。しかし，シール列が，軸線１２とほぼ並行に延在させてウインドウの対向端に近接配置した軸線方向シール（図１には示されていない。）を含む構成とすることも可能である。浮動シール列４１は，例えば，前掲の特許文献２や，特許文献４：米国特許第５５０９３８６号明細書，又は特許文献５：米国特許第５５２６７８０号明細書に記載された形式のシール列で構成することができる。
【特許文献４】米国特許第５５０９３８６号明細書
【特許文献５】米国特許第５５２６７８０号明細書
【００４０】
図２において，符号φは，吸気側周縁開口７における軸線方向両端間の軸線方向位置において，軸線１２と，吸気側周縁開口７における前縁部３４及び後縁部３５とを通過する二直線で見込まれる角度である。また，図３は，吸気ポート２のスロート２３における断面を示す。
【００４１】
図４は，軸線１２と，吸気側周縁開口７とを含む面内における回転バルブ１の断面図である。周縁開口７は，縁部３４，３５が軸線１２とほぼ平行な略矩形として記述しているが，縁部３４，３５の一方又は双方を軸線１２に対して僅かに，例えば１０°未満の角度で傾斜させるのが有利である用途も想定されている。これは，ウインドウ１６についても同様である。なお，吸気側周縁開口７における中心と，ウインドウ１６の中心を定義する必要がある。それぞれの定義は次のとおりである。
【００４２】
すなわち，吸気側周縁開口７における中心は，吸気側周縁開口７の軸線方向両端間の軸線方向位置における，吸気側周縁開口７の前縁部３４及び後縁部３５間の中点として定義される。また，ウインドウ１６の中心は，ウインドウ１６の軸線方向両端間の軸線方向位置において，ウインドウ１６の両辺間の中点として定義される。
【００４３】
吸気ポート２のスロート２２は，軸線１２と直交すると共に，最小断面ポート面積が生じる第１端部２０と吸気側軸線方向開口５との間に位置する断面として定義される。最小断面ポート面積が軸線１２と直交する複数の断面において生じる場合には，スロート２２は第１端部２０に最も近接する断面として定義される。本発明においては，何れの断面ポート面積も，軸線１２と直交する面内で測定する。
【００４４】
吸気ポート２のスロート２２は，吸気側周縁開口７の第１端部２０から軸線方向距離Ａを隔てており，その距離Ａは吸気側周縁開口７の軸線方向長さＬよりも０．２倍大きい。吸気側周縁開口７の軸線方向長さＬは，吸気側周縁開口７における軸線方向両端間の軸線方向距離として定義される。
【００４５】
本明細書において，吸気側ポートフロア１９を形成する表面の形状は，ポートフロア１９と，軸線１２を含む面との交差により形成される二次元的プロファイルに限定して記述する。図４は，そのようなポートフロア・プロファイル３７の典型例を示す。ポートフロア・プロファイル３７は，ポートフロア１９と，バルブ軸線１２を含む面との交差により形成される二次元的プロファイルとして定義される。
【００４６】
スロート２２の上流側で，ポートフロア１９と軸線１２との間の半径方向間隔は，ポートフロア１９がスロート２２から離れて軸線方向開口５に接近するに応じて漸増する。また，スロート２２の下流側で，ポートフロア１９と軸線１２との間の半径方向間隔は，ポートフロア１９がスロート２２から離れて第１端部２０に接近するに応じて漸増する。その結果，スロート２２の断面積は，略円形の吸気側軸線方向開口５の断面積よりも小さい。好適には，スロート２２の断面積を，吸気側軸線方向開口５の断面積よりも少なくとも２％だけ小とする。
【００４７】
スロート２２において，ポートフロア１９に対する接線は典型的には軸線１２と平行である。吸気側周縁開口７の第１端部２０において，ポートフロア・プロファイル３７に対する接線は軸線１２に対して角度αで交差する。第１端部２０の軸線方向外側において，ポートフロア・プロファイル３７に対する接線は軸線１２に対して異なる角度α１で交差する。本実施例において，第１端部２０とスロート２２との間の領域では角度α１は常に６０°未満である。本明細書において，接線角度は，ポートフロア・プロファイル３７の接線が軸線１２と交差する角度として定義される。
【００４８】
バルブに所定のジオメトリを持たせた結果，接線角度αは交差面の方位に応じて変化する。しかし，いずれのバルブにおいても，最大接線角度αは交差面が吸気側周縁開口７の中心を通過するときに生じるものである。
【００４９】
これによりポートフロア１９は効果的に大きな半径を有し，その半径に沿ってポートフロア１９に近接する流れが転向し，その際に流れがポートフロア１９から剥離する惧れはない。転向された後，ポートフロア１９に近接する流れは吸気側周縁開口７を，軸線に対する角度αをもって通過して，ウインドウ６内に流入する。ポートフロア１９は，その重要な特徴として，ポートフロア１９に近接する流入流れを角度α（図４参照）で転向させるだけであり，その角度αは６０°未満，典型的には３０°である。その結果，ポートフロア１９からの流れの剥離が回避されるものである。
【００５０】
図５に示す他の実施例に係るポートフロア１９は，第１端部２０近傍の詳細構造において異なっている。第１端部２０近傍の小さいアールＲはポートフロア１９の性能に殆ど影響を及ぼさず，したがってポートフロア１９に近接する流れは依然として６０°未満の角度αをもって吸気側周縁開口７を通過するよう誘導される。同様に，第１端部２０近傍の小さいアールＲを小さい面取り部と置換しても，ポートフロア１９の性能には殆ど影響しない。
【００５１】
本発明の機能的要件を充足するため，スロート２２と第１端部２０との間におけるポートフロア１９の表面の大部分に小さい接線角度を持たせる。接線角度が大きいポートフロア１９の小部分は，ポートフロア１９の残部が小さい接線角度を有する限り，ポートフロア１９に近接する流れの方向性に対して殆ど影響を及ぼさない。第１端部２０の直近でポートフロア形状が急変する場合，例えば吸気側周縁開口７をポートフロア１９に接続させるために，図５のアールＲのような急変部を設ける場合でも同様である。このような局所形状の急変が，吸気側周縁開口７を通過する流れの方向を実質的に変化させ得るものではないからである。したがって，ポートフロア・プロファイル３７は，その長さの大部分に亘って所定の接線角度を有することのみが必要である。好適には，スロート２２と第１端部２０との間におけるポートフロア・プロファイル３７には，その長さの少なくとも７５％に亘って６０°未満の接線角度を持たせるべきである。
【００５２】
本発明と従来技術との機能的及び構造的相違点を説明するため，図９は，従来技術の代表例として，前掲の特許文献４に開示されていると同様の形状を有するポートフロア１９ａを設けた回転バルブ１ａの断面を示すものである。ポート２ａにおけるスロート２２ａの第１端部２０ａからの距離Ｃは，周縁開口７ａの軸線方向長さＬの０．２倍未満である。スロート２２ａと第１端部２０ａとの間のポートフロアは一定の半径Ｒ１として形成されており，その半径Ｒ１は，流れがバルブ軸線１２に対して約９０°の角度βで吸気側周縁開口７を通過するように設計されている。さらに，スロート２２ａと第１端部２０ａとの間におけるポートフロア・プロファイルは，その長さの少なくとも７５％に亘って６０°未満の接線角度を有するものではない。
【００５３】
図１において，ウインドウリップ２８は，ポートフロア１９と吸気側周縁開口７の第１端部２０との交差部において，ポートフロア１９に対して接線方向に延在する。ウインドウリップ２８は，流れがウインドウ１６を通過する際に流れを付着状態に維持する表面を提供する。これにより，ポートフロア１９に近接する流れは，それが最終的にシリンダ１３に流入する時点まで，表面に対する付着状態を維持する。ウインドウリップ２８は，燃焼室１７内におけるリエントラントゾーンを構成するものであり，このようなゾーンは燃焼室設計において通常は回避される。しかし，このゾーンが燃焼に悪影響を及ぼすものでないことを確認した。
【００５４】
図６を参照すると，ポートルーフ２５は，それに近接する気流を９０°近い角度で転向させる表面を提供する。ポートルーフ２５は，気流を転向するための少なくとも１つの大径部を有する。その大径部と，気流がポートルーフ２５の壁面に衝突することが相俟って，ポートルーフ２５に近接する気流は非常に低い流れ抵抗の下で９０°に近い角度で転向される。したがって，ポートルーフ２５に近接する気流は９０°に近い角度で転向され，ウインドウ１６に対する法線方向でウインドウ１６を通過する。
【００５５】
ポートフロア１９に近接する気流は，６０°未満の角度αで転向され，シリンダ軸線１８に対して（９０−α）°の角度でウインドウ１６を通過する。ポートフロア１９とポートフロア１９の間の気流は９０°とα°との間の各種角度で転向され，シリンダ軸線１８に対して０°と（９０−α）°との間の角度で吸気側周縁開口７を通過する。このアプローチの潜在的な難点は，吸気側周縁開口７の面積を効率的に活用されないことである。吸気側周縁開口７を通過する流れは，吸気側周縁開口７を法線方向から通過する場合に最大化される。この特定の問題に鑑み，吸気側周縁開口７の法線面積を，スロート２２の断面積よりも大とする。したがって，吸気側周縁開口７を通過する流れの損失が，吸気側周縁開口７の面積を，さもなければ必要とされる以上に大きくすることで補償されるものである。典型的には，吸気側周縁開口７の法線面積を，スロート２２の断面積よりも５０％だけ大きくすることができる。
【００５６】
吸気側周縁開口７の法線面積とは，吸気側周縁開口７の端部２０，２１及び縁部３４，３５の間に含まれる面積を，軸線１２及び吸気側周縁開口７の中心を含む面に対して法線方向に延在する面に投影した面積である。
【００５７】
図６は，通常のボアストローク比１：１を有するエンジンにおいて，ピストン１５が吸入行程の下死点に位置するときの流線を示す。この流線は，シリンダ１３内における特定の気体粒子の経路を示すものであり，かかる配置において強力なタンブルガス運動が生成されることを線図的に表している。
【００５８】
吸入行程の間，ポートルーフ２５に近接する気流は吸気側周縁開口７をその法線方向から通過し，シリンダ壁２６に隣接して流下する。ポートフロア１９に近接する気流は吸気側周縁開口７に対してα°の角度で吸気側周縁開口７を通過し，次いでウインドウリップ２８に付着した状態でウインドウ１６を通過して燃焼室17内に流入し，ここで遠方のシリンダ壁に向けて流れてポートルーフ２５からの気流と合流する。ポートフロア１９からの気流がシリンダ壁２６に近づくと，そこまでポートルーフ２５からの気流が到達しているので，ポートフロア１９からの気流は（９０−α）°の角度で転向され，シリンダ壁２６に接近した状態でシリンダ１３のボアを流下する，
【００５９】
このプロセスにより，吸気側軸線方向開口５から離隔したシリンダ壁２６に向けて吸気が押しやられ，タンブル流の生成にとって理想的な条件を創生する。シリンダ１３の一側に向けて集中された下向き気流がピストン１５のクラウンに衝突し，そこで気流を１８０°転向させた後，対向するシリンダ壁２７に向けて進行し，ヴぁる部１からの流入気流と混ざって再びシリンダ壁２６に沿って流下する。
【００６０】
上述した原理に基づく軸流回転バルブは，非常に高いタンブル流の下で優れた吸排気性能を発現する。この種の回転バルブは，エンジンのボアストローク比が約１：１であれば，シリンダ１３の中心に対するバルブの位置とは無関係に，高度のタンブル流を生成する。したがって，バルブ１をシリンダ軸線１８に対してオフセット配置することによりシリンダ１３の中心近傍にスパークプラグのための適切な位置を確保することができ，その際にタンブル流の生成を阻害することはない。この種のエンジンは，スパークプラグがシリンダ１３の中心からある程度オフセットして配置されている場合でも，卓越した燃焼特性を発現するものである。
【００６１】
本発明の解決手段は，通常のボアストローク比を有する回転バルブ型エンジンにおけるタンブル発生の問題に対して満足すべきものであるが，エンジンが下死点にあるときに（タンブルに関して）不都合なアスペクト比を有する高ボアストローク比のエンジンに関連する問題に向けられたものではない。さらに，本発明の解決手段は，直列多気筒エンジンにおいて別の難点を伴うオフセット型のバルブ配置に依存するものである。
【００６２】
図８は，多くの高速エンジンにおいて典型的な高ボアストローク比（２：１）の内燃エンジンを示すものである。軸線ん１２がシリンダ軸線１８と交差している。各スパークプラグ２９は，燃焼室１７に対面するノーズ４０を有する。ノーズ４０は，燃焼室１７内に露出したスパークプラグ２９の部分として定義される。スパークプラグ２９はバルブの何れかの側に配置され，シリンダ軸線１８に向けて内側に傾斜している。バルブ１の外径が小さいので，スパークプラグ２９をバルブ１の近傍に配置し，その際に各プラグのノーズ４０はシリンダ１３の壁内に位置させることが可能である。
【００６３】
高ボアストローク比の回転バルブ配置では，ピストン１５が下死点にあるときのシリンダ１３の不都合なジオメトリにより，前述した形式の強力なタンブル渦流を流入気流から生成するのが妨げられる。図７を参照すると，流入気流は前述した態様でシリンダ１３に流入する。流入気流はシリンダ13内におけるガスジェットとしてピストン１５のクラウンに衝突する。ガスジェットは，前述したとおりそれ自身では転向できないので，ピストン１５のクラウンとシリンダ壁２６により形成される表面に衝突し，そこで２つの流れに分割される。分割後，ジェットはそれ自身で転向し，シリンダ１３の壁に沿い，燃焼室１７に向けて流れ，その間に２つのほぼ対称的な渦を生成する。図７に示す渦は，シリンダ軸線１８に対して傾斜している。この渦は三次元的であるので，その流れを軸線１２に対する直交面に投影すると，図８に示す２つの逆向き回転する渦として観測される。その逆向き回転する渦が「二重交差タンブル」渦を形成する。そのタンブルは，通常のボアストローク比のエンジンではタンブルの面が前述したものに対して直交するため，「交差タンブル」と称する。
【００６４】
これらの渦の下死点（ｂｄｃ）におけるアスペクト比はシリンダ半径（シリンダボア径／２）をストロークで除した値である。ボアストローク比が２：１のエンジンの場合，これらの渦の下死点におけるアスペクト比は１であり，これはタンブル生成にとって最適比である。
【００６５】
最強のタンブル渦は，両渦が対称的であり，かつ等しい渦強度である場合に生成される。渦強度が相当に異なる場合には，より強力な渦がより弱い渦を破壊する。対称的な渦は，シリンダ軸線１８上のセンタリングウインドウ１６により形成されるものである。
【図面の簡単な説明】
【００６６】
【図１】図１は，本発明による回転バルブを含み，ボアストローク比を通常の１：１とした内燃エンジンの断面図である。
【図２】図２は図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う回転バルブの断面図であり，回転バルブの軸線に対して直交し，かつ，バルブ開口の軸線方向両端部の中点を通る面内における断面を示すものである。
【図３】図３は図１のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う回転バルブの断面図であり，回転バルブの軸線に対して直交し，かつ，スロートを通る面内における断面を示すものである。
【図４】図４は図２のＩＶ−ＩＶ線に沿う回転バルブの断面図であり，バルブ軸線と入口開口の中心とを含む面内における断面を示すものである。
【図５】図５は，本発明による回転バルブの他の実施例を示す，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及びシリンダ内における流線を線図的に示すものである。
【図７】図７は，本発明の他の実施例による高ボアストローク比の回転バルブ型内燃エンジンを示す透視図であり，ピストンが下死点にある状態で吸入行程において生成される二重交差タンブル流を線図的に示すものである。
【図８】図８は，図７のＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿う内燃エンジンの断面図であり，二重交差タンブル流を線図的に示すものである。
【図９】図９は，従来の回転バルブを示す断面図である。
【符号の説明】
【００６７】
１：軸流回転バルブ
２：吸気ポート
５：軸線方向開口
７：周縁開口
１２：軸線
１９：フロアポート
２２：スロート
３７：ポートフロア・プロファイル
【図１】
2008511779.tif 000003
【図２】
2008511779.tif 000004
【図３】
2008511779.tif 000005
【図４】
2008511779.tif 000006
【図５】
2008511779.tif 000007
【図６】
2008511779.tif 000008
【図７】
2008511779.tif 000009
【図８】
2008511779.tif 000010
【図９】
2008511779.tif 000011
【国際調査報告】
2008511779.tif 000012
2008511779.tif 000013