(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
気体燃料式内燃エンジン用燃焼装置であって、
シリンダボアと、シリンダヘッドと、前記シリンダボア内で往復運動するピストンとで規定された燃焼室であって、前記シリンダボアの直径を少なくとも９０mmとし、この直径と前記ピストンのストローク長との間の比を多くとも０．９５とした燃焼室と、
チャージを前記燃焼室に供給するための少なくとも１つの吸気流路と、
前記シリンダヘッド内に形成され、前記吸気流路と協同して前記燃焼室内に顕著なタンブルの流れ運動を生ぜしめる少なくとも１つの吸気弁と
を具え、
前記気体燃料式内燃エンジン用燃焼装置は、予め決定した公差内の化学量論の気体燃料‐空気の混合体で動作する、気体燃料式内燃エンジン用燃焼装置。
【請求項２】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記比が少なくとも０．７５である燃焼装置。
【請求項３】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記直径が１２０mm以下である燃焼装置。
【請求項４】
請求項１に記載の燃焼装置において、この燃焼装置が更に、気体燃料を前記少なくとも１つの吸気弁から上流に導入する噴射弁を具えている燃焼装置。
【請求項５】
請求項１に記載の燃焼装置において、この燃焼装置が更に、気体燃料及び前記チャージの点火を助長するために前記燃焼室内に配置された点火装置を有している燃焼装置。
【請求項６】
請求項５に記載の燃焼装置において、前記点火装置を点火プラグとした燃焼装置。
【請求項７】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記タンブルの流れ運動が２〜５の範囲内の平均のタンブル比を有している燃焼装置。
【請求項８】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記内燃エンジンの最大のエンジン回転速度を２７００回転／分とした燃焼装置。
【請求項９】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記シリンダボア及び前記ピストンが０．８リットル〜２．５リットルの範囲内の行程容積を規定している燃焼装置。
【請求項１０】
請求項１に記載の燃焼装置において、各吸気弁が弁部材及び弁座を有し、この弁座は２５°〜３５°の範囲内の弁座角を有している燃焼装置。
【請求項１１】
請求項１０に記載の燃焼装置において、前記弁座角が実質的に３０°である燃焼装置。
【請求項１２】
請求項１０に記載の燃焼装置において、前記弁座角とポート角との間の差が−５°〜５°の範囲内にある燃焼装置。
【請求項１３】
請求項１に記載の燃焼装置において、前記内燃エンジンの圧縮比が少なくとも１１対１である燃焼装置。
【請求項１４】
請求項１３に記載の燃焼装置において、前記圧縮比が多くとも１５対１である燃焼装置。
【請求項１５】
請求項１に記載の燃焼装置において、この燃焼装置が更に吸気マニホールドを有し、この吸気マニホールドが、
前記内燃エンジンの空気の吸気と流体連通している第１の分配室と、
前記少なくとも１つの吸気流路と流体連通している第２の分配室と、
これら第１の分配室と第２の分配室とを流体連結する拡散器と
を有している燃焼装置。
【請求項１６】
請求項４に記載の燃焼装置において、
前記少なくとも１つの吸気流路が第１の吸気流路及び第２の吸気流路であり、前記少なくとも１つの吸気弁が第１の吸気弁及び第２の吸気弁であり、
前記燃焼装置は更に、気体燃料を受ける前記噴射弁と流体連通している分流器であって、受けた気体燃料をこの噴射弁から放出する前記第１の吸気流路及び第２の吸気流路と流体連通している当該分流器を具えている
燃焼装置。
【請求項１７】
請求項１６に記載の燃焼装置において、前記分流器は、ボアを有する本体及び一対の導管を有しており、前記ボアは前記噴射弁と流体連通しており、各導管は前記ボアに流体連通しているとともに前記第１の吸気流路及び第２の吸気流路のそれぞれ１つと流体連通している燃焼装置。
【請求項１８】
請求項１に記載の燃焼装置において、
前記内燃エンジンがエンジンブロック及び吸気マニホールドを有し、前記少なくとも１つの吸気流路が第１の吸気流路及び第２の吸気流路であり、
前記燃焼装置は更に、前記シリンダボアを囲んで配置された６個のボルトを有し、これらボルトにより前記エンジンブロックに対し前記シリンダヘッドを保持するようになっており、前記第１の吸気流路及び第２の吸気流路は前記吸気マニホールドから前記燃焼室に向かって前記ボルトの１つの両側にそれぞれ沿って延在している
燃焼装置。
【請求項１９】
請求項１８に記載の燃焼装置において、この燃焼装置は更に、排気ガスを前記吸気マニホールドに選択的に供給するＥＧＲ弁を有している燃焼装置。
【請求項２０】
請求項１９に記載の燃焼装置において、前記排気ガスが冷却されるようになっている燃焼装置。
【請求項２１】
請求項１８に記載の燃焼装置において、この燃焼装置は更に、空気を前記吸気マニホールドに可変的に供給するスロットル弁を具えている燃焼装置。
【請求項２２】
請求項２１に記載の燃焼装置において、前記スロットル弁は、前記化学量論の気体燃料‐空気の混合体を予め決定した公差内に維持する指令を受けるようになっている燃焼装置。
【請求項２３】
気体燃料式内燃エンジン用吸気マニホールドであって、この吸気マニホールドが、
前記内燃エンジンの空気の吸気と流体連通している第１の分配室と、
前記内燃エンジンの各燃焼室に対する少なくとも１つの吸気流路と流体連通している第２の分配室と、
前記第１の分配室及び前記第２の分配室を流体連結する拡散器と
を有している吸気マニホールド。
【請求項２４】
請求項２３に記載の吸気マニホールドにおいて、前記第１の分配室は中央に位置する注入口を有し、前記第１の分配室の外側輪郭部は前記注入口の両側で前記拡散器に向かって先細りとなっている吸気マニホールド。
【請求項２５】
請求項２３に記載の吸気マニホールドにおいて、前記拡散器が、前記第１の分配室に比べて減少した流量範囲を有するスロットを具えている吸気マニホールド。
【請求項２６】
請求項２３に記載の吸気マニホールドにおいて、前記第２の分配室は、各燃焼室に対し２つの吸気流路と流体連通している吸気マニホールド。
【請求項２７】
請求項２３に記載の吸気マニホールドにおいて、前記内燃エンジンが、少なくとも９０mmのシリンダボアの直径と、多くとも０．９５のボア対ストローク比とを有している吸気マニホールド。
【請求項２８】
シリンダヘッドと、
シリンダボアを有するエンジンブロックと、
前記シリンダボアと関連するピストンであって、このピストンと、前記シリンダボアと、前記シリンダヘッドとで燃焼室を規定している当該ピストンと、
前記シリンダボアを囲んで配置され、前記エンジンブロックに対し前記シリンダヘッドを保持する第１の組の６個のボルトと、
吸気マニホールドから前記燃焼室に向かって前記ボルトの１つの両側にそれぞれ沿って延在している第１の吸気流路及び第２の吸気流路と
を具えている気体燃料式内燃エンジン。
【請求項２９】
請求項２８に記載の気体燃料式内燃エンジンにおいて、前記第１の組の６個のボルトが６角形パターンに配置されている気体燃料式内燃エンジン。
【請求項３０】
請求項２８に記載の気体燃料式内燃エンジンにおいて、この気体燃料式内燃エンジンが更に、他のシリンダボアと、この他のシリンダボアを囲んで配置された第２の組の６個のボルトとを具え、一対のボルトが前記第１の組及び第２の組のボルトに対し共通となっている気体燃料式内燃エンジン。
【請求項３１】
請求項２８に記載の気体燃料式内燃エンジンにおいて、この気体燃料式内燃エンジンが、少なくとも９０mmのシリンダボアの直径と、多くとも０．９５のボア対ストローク比とを有している気体燃料式内燃エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、気体燃料式内燃エンジン（内燃機関）用の燃焼装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
吸気チャージの流れは、気体燃料式内燃エンジンの性能に大きな影響を及ぼす。空気と、場合によっては排気ガスと、気体燃料とを混合することにより燃焼室内の燃焼特性に影響を及ぼす。吸気ストローク（吸気行程）中、及びその後の圧縮ストローク中での燃焼室内のチャージ運動は、気体燃料の混合レベル及び特性を決定する。エンジンマップのある部分では、空気‐燃料のチャージを均一にするのが望ましく、このエンジンマップの他の部分では、点火装置付近での燃料チャージを層状にすることによりエンジンの性能を改善し、このエンジンマップの更に他の部分では、空気‐燃料の混合体を局所的に濃くし、大域的には薄くすることによりエンジンの性能を更に良好にする。激しい乱流を生ぜしめることは、点火過程を安定化するとともに、特に希薄燃焼の場合に火炎前面の伝搬速度（火炎速度）を高速にするために重要な要因となる。シリンダ内でチャージ運動を生ぜしめる２つの技術はタンブル運動及びスワール運動として知られている。タンブル運動及びスワール運動は、タンブル比及びスワール比としてそれぞれ知られているシリンダ内部の回転及び角運動を定量化するのに用いられる無次元数で表すことができる。これらの双方の値は、シリンダ内の空気の運動の実効角速度をエンジン回転速度で割ったものとして計算される。
【０００３】
点火装置を囲む燃料の成層化を採用する直接噴射式のライトデューティ（小型）ガソリンエンジンに対しタンブル運動を用いることは既知である。バーティカルスワール又はバレルスワールとも称されるタンブル運動では、シリンダ内の吸気チャージの回転軸線はシリンダ軸線に対して直交している。本明細書では、ライトデューティエンジンとは、シリンダボアの直径（内径）が９０ミリメートル（mm）よりも小さいエンジンを意味する。燃料の成層化は、火花点火エンジンにおける希薄燃焼の限界を広げる有効な技術であり、従って、燃料節約を増大させ、且つ従来のライトデューティガソリンエンジンに比べて排気物質を低減させる。タンブル運動は、圧縮ストロークにおいて比較的希薄でも壁面近傍の流速を高レベルにし、これにより、燃料噴霧の衝突により形成される燃料の壁面膜の蒸発を助長しうるようにするのに有効となりうる。
【０００４】
１９９６年９月１０日発行の米国特許第５，５５３，５８０号明細書（発明者：Ｇａｎｏｕｎｇ）には、ライトデューティエンジン用の正味燃料消費率を低減させるために採用された、ガソリンエンジンのための高スキッシュ（squish）エリアのバレル成層化燃焼室が開示されている。２つの吸気弁が、タンブルポートとして構成されたそれぞれの吸気流路と流体連結している。これらの吸気流路の１つ内にガソリンを導入することにより、シリンダ内にバレル成層化チャージが生ぜしめられ、成層化したバレルスワールが、非対称的に位置する点火プラグ（スパークプラグ）の付近に形成される。バレルスワールは燃焼速度を速めず、むしろ点火プラグの点火時にシリンダ内での空気‐燃料チャージの成層化を助長する。スキッシュエリアが大きいと、燃焼中に乱流強度が高められることにより燃焼速度を速める。
【０００５】
ディーゼルサイクル（圧縮点火）のヘビーデューティ（大型）エンジンに対してスワール運動を用いることは既知である。スワール運動では、シリンダ内の吸気チャージの回転軸線はシリンダ軸線である。本明細書では、ヘビーデューティエンジンとは、シリンダボアの直径が１２０ミリメートル（mm）よりも大きいエンジンを意味する。スワール運動は、エンジンからの粒子状物質（ＰＭ）の放出を低減させるものとして知られている。圧縮点火エンジンでは、高噴射圧力を採用し、これにより液体燃料の場合に液滴分裂を改善し、液体及び気体の双方の燃料の場合に高噴射圧力により噴霧中の空気／燃料の混合を改善するとともに燃焼室内の乱流強度を高めるようにする傾向がある。このことは、特に、燃焼システムが高ＰＭを放出することなく低い空気‐燃料比の状態に対処する必要がある際の過渡状態中に重要となるものである。スワール運動を採用すると、高噴射圧力を用いている際でも、ある過渡状態の下でＰＭ生成作用を低減させることができる。スワール運動に対して設計したエンジンをタンブル運動に変換するには、吸気流路に対する向きを異ならせる必要があり、このことによりシリンダヘッドを異ならせる必要がある。新たなシリンダヘッドが必要となることは、ミディアムデューティ（中型）エンジン及び大型エンジンに対しこの技術を用いる実験を妨害するものである。その理由は、ディーゼルエンジンが最も有効な内燃エンジンであると既にみなされている為である。
【０００６】
エンジン設計の１つの目標は、性能（馬力及びトルク）を殆ど損なうことなくシリンダの排気量を削減させることにある。燃料費及び通りの混雑が高まるのに応じて、車両の運転手は、大型の車両と同じであるが燃料が節約された全体の性能が得られるようにしたより一層小型の車両を要求する。代替の気体燃料は、多くの管轄におけるガソリン及びディーゼル燃料エンジンにより支配されている自動車マーケットセグメントにおいて新たな分野を益々見いだすものである。ライトデューティ分野では、ポート噴射式天然ガスエンジンがアフターマーケットセグメントにおいて長い歴史を有しており、最近ではこれらの車両のＯＥＭ版が導入されている。ヘビーデューティ分野では、高圧直接噴射（ＨＰＤＩ）式エンジンシステムがディーゼル燃料エンジンの性能に適合しており、ポート噴射式天然ガスエンジンに比べて燃費を向上させる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】米国特許第５，５５３，５８０号
【特許文献２】米国特許仮出願第61/870,203号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
大型のエンジンに匹敵しうる性能を有するが、特に少なくともミディアムデューティサービスに対して設計されたエンジンのための燃費向上を有する気体燃料エンジンが必要となる。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
気体燃料式内燃エンジン用の本発明の改善した燃焼装置は、シリンダボアと、シリンダヘッドと、シリンダボア内で往復運動するピストンとで規定された燃焼室を有する。シリンダボアの直径は少なくとも９０mmとし、この直径とピストンのストローク長との間の比は多くとも０．９５とする。又、チャージを燃焼室に供給するための少なくとも１つの吸気流路を設け、少なくとも１つの吸気弁をシリンダヘッド内に形成するとともに吸気流路と協同させて燃焼室内に顕著なタンブルの流れ運動を生ぜしめる。
【００１０】
本発明の好適な例では、前記比を少なくとも０．７５とするか、又は前記直径を１２０mm以下とするか、或いはこれらの双方を達成する。シリンダボアの行程容積は０．８リットル〜２．５リットルの範囲内とするのが好ましい。気体燃料を少なくとも１つの吸気弁から上流に導入する噴射弁を形成することができる。或いはまた、この噴射弁を燃焼室内に配置して気体燃料をこの燃焼室内に直接導入するようにすることができる。燃焼室内には点火装置を配置して気体燃料及びチャージの点火を助長するようにしうる。本発明の好適例では、点火装置を点火プラグとする。タンブルの流れ運動は２〜５の範囲内の平均のタンブル比を有するのが好ましい。内燃エンジンの最大のエンジン回転速度は２７００回転／分とする。各吸気弁は、弁部材及び弁座を有するようにする。この弁座は、２５°〜３５°の範囲内の弁座角を有するようにする。本発明の好適例では、弁座角を実質的に３０°とする。弁座角とポート角との間の差は−５°〜５°の範囲内とする。内燃エンジンの圧縮比は少なくとも１１対１とし、好適例では多くとも１５対１とする。吸気マニホールドは、内燃エンジンの空気の吸気と流体連通している第１の分配室と、少なくとも１つの吸気流路と流体連通している第２の分配室と、第１の分配室と第２の分配室とを流体連結する拡散器とを有するようにする。燃焼装置は、排気ガスを吸気マニホールドに選択的に供給するＥＧＲ弁を有するようにしうる。本発明の好適例では、排気ガスが吸気マニホールドに供給される前に、この排気ガスを冷却するようにする。空気を前記吸気マニホールドに可変的に供給するのにスロットル弁を採用することができる。本発明の好適例では、スロットル弁が、化学量論の気体燃料‐空気の混合体を予め決定した公差内に維持する指令を受けるようにする。
【００１１】
本発明の好適例では、前記少なくとも１つの吸気流路を第１の吸気流路及び第２の吸気流路とし、前記少なくとも１つの吸気弁を第１の吸気弁及び第２の吸気弁とする。燃焼装置は更に、気体燃料を受ける噴射弁及び受けた気体燃料をこの噴射弁から放出する第１の吸気流路及び第２の吸気流路と流体連通している分流器を具えるようにする。分流器は、ボアを有する本体及び一対の導管を有するようにする。ボアは噴射弁と流体連通しており、各導管はボアに流体連通しているとともに第１の吸気流路及び第２の吸気流路のそれぞれ１つと流体連通しているようにする。
【００１２】
内燃エンジンはエンジンブロック及び吸気マニホールドを有し、前記少なくとも１つの吸気流路を第１の吸気流路及び第２の吸気流路とする。本発明の他の好適例では、燃焼装置が更に、シリンダボアを囲んで配置した６個のボルトを有し、これらボルトによりエンジンブロックに対しシリンダヘッドを保持するようにする。第１の吸気流路及び第２の吸気流路は、吸気マニホールドから燃焼室に向かって前記ボルトの１つの両側にそれぞれ沿って延在させる。
【００１３】
燃料噴射弁からの気体燃料の流れを分流する新たな気体燃料分流器は、燃料噴射弁と流体連通しているボアを有する本体部分と、ボアと流体連通している第１の導管及び第２の導管とを有するようにする。気体燃料の流れはそれぞれ第１の導管及び第２の導管における第１の流れ及び第２の流れに分流されるようにする。本発明の好適例では、燃料噴射弁を燃料噴射器の一部分とし、ボアはこの燃料噴射器のノズルを収容するように構成する。他の好適例では、第１の導管及び第２の導管をボアの長手軸線に対し実質的に直交させるか、又は本体と第１の導管及び第２の導管とを一体化した構成要素とするか、或いはこれらの双方を達成させる。
【００１４】
気体燃料式内燃エンジン用の改善した吸気マニホールドは、内燃エンジンの空気の吸気と流体連通している第１の分配室と、内燃エンジンの各燃焼室に対する少なくとも１つの吸気流路と流体連通している第２の分配室と、第１の分配室及び前記第２の分配室を流体連結する拡散器とを有するようにする。第１の分配室は中央に位置する注入口を有し、第１の分配室の外側輪郭部は注入口の両側で拡散器に向かって先細りとなっているようにすることができる。拡散器は、第１の分配室に比べて減少した流量範囲を有するスロットを具えるようにする。本発明の好適例では、第２の分配室が、各燃焼室に対し２つの吸気流路と流体連通しているようにする。
【００１５】
気体燃料式内燃エンジン用の吸気ポート及び弁座装置は、−５°〜＋５°の範囲内である、ポート角と弁座角との間の差を有するようにする。弁座角は２５°〜３５°の範囲内とし、好適例では、弁座角を実質的に３０°とする。弁座と関連する弁部材が開放位置にある場合には、吸気ポート中の流れが実質的に弁部材の上面に向けて押圧されるようにする。
【００１６】
改善した気体燃料式内燃エンジンは、シリンダヘッドと、シリンダボアを有するエンジンブロックと、シリンダボアと関連するピストンとを有するようにする。このピストンと、シリンダボアと、シリンダヘッドとで燃焼室を規定する。第１の組の６個のボルトを、エンジンブロックに対しシリンダヘッドを保持するためにシリンダボアを囲むように配置し、好ましくは、６角形パターンに配置する。第１の吸気流路及び第２の吸気流路は吸気マニホールドから燃焼室に向かって前記ボルトの１つの両側にそれぞれ沿って延在させる。本発明の好適例では、他のシリンダボアと、この他のシリンダボアを囲んで配置された第２の組の６個のボルトとを設ける。又、一対のボルトが第１の組及び第２の組のボルトに対し共通となるようにする。
【図面の簡単な説明】
【００１７】
【図１】図１は、本発明の第１の実施例による気体燃料燃焼装置を有する内燃エンジンを一部断面として示す平面図である。
【図２】図２は、図１の内燃エンジンを線図的に示す平面図である。
【図３】図３は、図１の内燃エンジンの、吸気マニホールドと、排気マニホールドと、複数のシリンダと、それぞれの吸気流路及び排気流路とを示す斜視図である。
【図４】図４は、図３の吸気マニホールドを示す正面図である。
【図５】図５は、１つの噴射弁を２つの吸気流路と流体連結している気体燃料分流器を示す斜視図である。
【図６】図６は、図５の分流器を部分的に示す断面図である。
【図７】図７は、図２の７‐７線に沿って断面として示す断面図である。
【図８】図８は、図２の８‐８線に沿って断面として示す断面図である。
【図９】図９は、完全に開放させた１つの吸気弁を示す図８の分解図である。
【図１０】図１０は、燃焼室を臨むようにした図９の吸気ポートの横断面にまたがるように断面として示す断面図である。
【図１１】図１１は、１７．５対１の圧縮比及び７．７リットルの排気量を有するVolvo D8K 350 型のディーゼル圧縮点火エンジンと、１２対１の圧縮比及び７．７リットルの排気量を有する図１の内燃エンジンと、８．９リットルの排気量を有するCWI ISL-G 型の火花点火式天然ガスエンジンとに対するトルク曲線を示すグラフ線図である。
【図１２】図１２は、本発明の第２の実施例による気体燃料燃焼装置を有する内燃エンジンを示す線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１８】
図面を参照するに、最初に図１及び２を参照するに、これらの図には本発明の第１の実施例による気体燃料燃焼装置１５を有するエンジン１０を示している。吸気マニホールド１００は、プレナム室としても知られている第１の分配室１１０及び第２の分配室１２０を有しており、これらの分配室は拡散器１３０を介して互いに流体連結されている。第１の分配室１１０はスロットル１４０と流体連通してエンジン１０の空気の吸気から空気チャージを受けるようになっており、エンジン１０が排気ガス再循環（ＥＧＲ）を採用している場合には、ＥＧＲ弁１５０が排気ガスを、空気の吸気流内に導入するようになっている。１つのシリンダヘッドボルト５の両側にそれぞれ沿って一対の吸気流路２０が延在しており、これらの吸気流路２０が第２の分配室１２０を各シリンダ９０に対するそれぞれの吸気弁４０と流体連結させている。各吸気流路２０は、第２の分配室１２０と、シリンダヘッド２４０（図８に最良に示している）における吸気ポート２４とに連結された吸気ランナー２２を有している。図示の実施例では６つのシリンダを示しているが、他の実施例では１つ以上のシリンダを設けることができる。ミディアムデューティエンジン又は大型エンジンに対して代表的であるように、シリンダヘッドボルト５が各シリンダ９０を囲んで６角形パターンに配置され、これらボルトのうちの２つが隣接のシリンダ間で共用されている。排気流路３０は排気弁５０から延在するとともに、図示の例では排気マニホールド１６０に至る一体化結合された排気流路となるように結合されているが、ここに開示した精神を逸脱することなく他の構成も可能である。各排気流路は、シリンダヘッド２４０内で排気ランナー３２及び排気ポート３４を有している（図８に最良に示している）。
【００１９】
吸気マニホールド１００は、第１の分配室１１０から拡散器１３０を介して第２の分配室１２０に入る流れを生ぜしめることにより各シリンダ９０への空気（及びＥＧＲ）のチャージ分配の均等化を改善する特徴を有するように設計されている。第１の分配室１１０の外側輪郭部１１５は中央に位置する注入口１０５の両側で拡散器１３０に向かって延在し、第２の分配室１２０に入る前の第１の分配室１１０に沿うチャージの圧力バランスを改善するようになっている。拡散器１３０は、第１の分配室１１０及び第２の分配室１２０に沿って延在するスロットの形態をしている。流量範囲は拡散器１３０を横切るように減少されている為、チャージ流は制限されて第１の分配室１１０の壁部上への流れの衝突を生ぜしめ、第１の分配室１１０内に乱流及び全体圧力の増大を生ぜしめるとともに第１の分配室１１０に沿う圧力バランスを達成させる。第１の分配室１１０内に得られる乱流は空気‐ＥＧＲの混合を改善する。
【００２０】
ここで図５及び６を参照するに、分流器８０は（図５〜８に示す）それぞれの気体燃料噴射器（インジェクタ）１７０を、導管８５を介してそれぞれの吸気流路２０に流体連結し、各１つの気体燃料噴射器がそれぞれのシリンダ９０に対して対の吸気流路内に同時に気体燃料を導入するようにする。分流器は気体燃料噴射器１７０が挿入されているボア（孔）を有する本体８２を具えている。このボアは、気体燃料噴射器１７０から受けるとともにこのボアの端部に衝突して圧力を高め導管８５を経てそれぞれの吸気流路２０内に射出される気体燃料に対するプレナム兼アキュミュレータとしても作用する。好適実施例では、導管８５を本体８２のボアの長手軸線に対しほぼ直交させる。図示の実施例では、分流器８０を一体化した構成要素とするが、他の実施例では、分流器８０を組立式の構成要素とすることができ、これらの実施例では、シールのような追加の構成要素を存在させることができる。気体燃料噴射器１７０は気体燃料源（図示せず）と流体連結されており、指令時に気体燃料を分流器８０に導入し、気体燃料‐空気の混合体が関連の吸気弁４０を介してシリンダ９０内に流れるようにする。本発明の開示では、気体燃料‐空気の混合体を参照しているが、このことは、エンジンの動作条件及び要件に応じて気体燃料‐空気‐ＥＧＲの混合体をも参照することを意味するものである。気体燃料源はポート噴射に適した圧力で気体燃料を供給する。好適実施例では、気体燃料源が圧縮天然ガスとして気体燃料を蓄積しているとともに、圧力調整器を用いて蓄積圧力を予め決定したポート噴射圧力に低減させる。気体燃料は、本発明との関連では、２０℃及び１気圧（ atm）である標準の温度及び圧力で気体状態にある如何なる燃料でもある。代表的な気体燃料は天然ガスである。
【００２１】
各シリンダ９０は、この中で気体燃料‐空気の混合体を点火させる機構を有する。図示の実施例では、この機構を点火装置６０により形成する。好適実施例では、好ましい点火装置を（図７に示すような）点火プラグとする。図１を再度参照するに、図示の実施例では、吸気する空気を圧縮するための昇圧装置１８０を、タービン１８２とコンプレッサ１８４とを有するターボチャージャとする。コンプレッサ１８４の出口はエンジン１０の空気の吸気口と流体連結されている。他の実施例では、昇圧装置１８０を順次のターボチャージャとするか、スーパーチャージャとするか、これらのターボチャージャとスーパーチャージャとの組合せとすることができる。排気マニホールド１６０はＥＧＲ弁１５０と流体連通しているＥＧＲポート１５５を有している。他の実施例では、排気マニホールド及びＥＧＲ装置を、本願人と共同所有の米国特許仮出願第61/870,203号明細書に開示されているのと同様のものとすることができる。この米国特許仮出願明細書は参考のために導入したものである。
【００２２】
ここで図８及び９を参照するに、各シリンダ９０は、エンジンブロック２２０におけるそれぞれのシリンダボア２１０と、それぞれのピストン２３０と、シリンダヘッド２４０とにより規定されたそれぞれの燃焼室２００を具えている。図９を参照するに、各吸気弁４０はそれぞれの弁部材４２と、吸気ポート２４の開口を環状に囲んで延在するそれぞれの弁座２６とを有しており、この吸気ポート２４を介して吸気チャージが燃焼室２００内に流入する。各弁部材４２の裏面における環状面４４は弁座２６と互いに係合して、それぞれの吸気弁４０が閉じられた際に燃焼室２００をそれぞれの吸気流路２０から流体封止するようにする。弁座角αは、ポート開口平面２５と弁座との間の角度として規定する。好適実施例では、弁座角αを２０°〜３５°の範囲内とし、好ましくは３０°とする。弁座角のこの値の範囲によれば、以下で更に詳細に説明するように、タンブル運動を高めるとともに弁座の摩耗を低減させて耐久性を増大させる。燃焼室２００に対するタンブル運動を容易にするために、シリンダヘッド２４０はシリンダボア２１０を覆うペントルーフ２８０を有し、ピストンボウル２７０を一般的に凹面形状とする。ペントルーフ２８０の勾配はピストンボウル２７０の曲率に類似させ、ピストン２３０が上死点（ＴＤＣ）にある際に燃焼室２３０がほぼ対象形状となるようにする。
【００２３】
エンジン１０はミディアムデューティエンジンである。本発明の開示では、シリンダボア２１０の直径はミディアムデューティエンジンの場合９０mm〜１２０mmの範囲内となるように規定してある。他の実施例では、シリンダボア２１０の直径は、例えば、ヘビーデューティエンジンや、機関車、採掘運搬（mine haul ）及び海洋用途で用いられているエンジンのようなより大型のエンジンの場合に１２０mmよりも大きくすることができる。好適実施例では、シリンダボア２１０の直径とピストン２３０のストローク長との間の比（ボア対ストローク比）を０．７５〜０．９５の範囲内にすることにより、効率を犠牲にすることなく出力密度を驚くほど増大させる。実際に、燃焼ガスからシリンダボア２１０への熱伝達を減少させ、これによりエンジン１０のクランク軸へのエネルギー伝達を高めることにより効率が増大した。それぞれのシリンダボア２１０内で各ピストン２３０が掃引する容積（行程容積）は０．８リットル〜２．５リットルの範囲内とする。タンブル運動を用いるライトデューティエンジンとは相違して、エンジン１０の最大エンジン回転速度はあらゆる動作モードで２７００回転／分（rpm ）となる。
【００２４】
各シリンダ９０に対して、吸気流路２０の対と、それぞれの吸気弁４０と、燃焼室２００とが協同して燃焼室内の空気‐燃料の混合体のタンブル運動を確立する。好適実施例では、平均のタンブル比を少なくとも２とする。他の好適実施例では、平均のタンブル比を２〜５の範囲内とする。弁部材４２を図９に示すように最大に持上げると、ポートフロア２９０に沿う流れ（空気、ＥＧＲ、気体燃料）が弁部材４２の上面４６に向けて大量に押圧され、図示の実施例の場合、燃焼室２００内で逆時計回りのタンブル運動が生ぜしめられるようになる。弁部材４２の下面４８の下側の如何なる流れによっても、上面４６上の流れにより形成される逆時計回りのタンブル運動とは逆に作用する時計回りのタンブル運動を燃焼室２００内に生ぜしめる。燃焼室２００内の時計回りのタンブル運動を低減させるために、弁が閉（着座）位置にある際に吸気ポート２４のポートフロア２９０を弁部材４２の下面４８から意図的に離間させ、弁が開位置にある際に流れが殆ど弁部材４２の上面４６上を通過するようにする。ポートフロア２９０とシリンダの横断面３５との間の角度として規定した吸気ポート２４のポート角θは、空気が燃焼室２００に入る際の流れ方向における不均一性や急激な変化を減少させ、好ましくは最少にして吸気ポート特性を改善するための予め決定した許容範囲内の弁座角αに等しい。好適実施例では、ポート角θと弁座角αとの間の差は＋／−５°よりも小さくする。流れの方向における変化は、流れ方向におけるロードブロックとして作用する圧力降下部を生ぜしめる。図１０を参照するに、この図１０には、吸気ポート２４の横断面に沿って断面として弁部材４２を完全に開放した状態で燃焼室２００内を見うるようにした、この吸気ポートの断面図を示している。この図は、燃焼室２００内にタンブル運動を発生させるための弁部材４２の上面４６上の流れの強い押圧を示すものである。弁ポート２４の横断面形状は一般に、隅部を丸くした正方形とする。ポート角θと、弁座角αと、吸気ポート２４の形状とは、燃焼室２００内の気体燃料‐空気の混合体のタンブル運動を高めるために互いに協調するものである。
【００２５】
気体燃料‐空気の混合体の乱流運動エネルギーは、燃焼室２００内に得られるタンブル運動がスワール空気運動の燃焼室及び静止状態の燃焼室に比べて圧縮され、乱流運動エネルギー内でのブレークダウンを改善する為に増大する。この混合体の乱流火炎速度は、乱流混合体内の局所的な層流火炎前面と同様に増大する。火炎速度が増大する為に、ノック限界が増大し、従って、高圧縮比を採用することにより効率を改善することができる。圧縮比の範囲は１１対１（１１：１）〜１５対１（１５：１）とするのが好ましい。高ＥＧＲ率時に冷却したＥＧＲによりエンジンを動作させることにより、ノックが生じるおそれを低減させるとともに、作動ガスの比熱比を増大させてオットー効率を改善する。圧縮比を約１５対１よりも大きくすることにより、圧縮時の熱損失が膨張により復帰しうる熱よりも大きい収穫逓減（diminishing returns ）状態を呈する。圧縮点火エンジンは１５対１よりも大きい圧縮比を採用して低温始動性能を改善するが、このことは火花点火式エンジンにとっては必要としない。圧縮点火エンジンに比べて圧縮比を小さくすると、ピストン及び軸受けの寸法を小さくでき、従って、摩擦を低減させて効率を改善する。
【００２６】
１２対１の圧縮比で天然ガスを燃料供給したテストセルにおいて図示の本発明の実施例のエンジンを動作させ、トルクデータをエンジン回転速度のある範囲に対して記録した。図１１のグラフ線図は、同様の排気量（７．７リットル）とするが圧縮比を１７．５対１としたVolvo D8K 350 型のディーゼル圧縮点火エンジン及び８．９リットルの排気量を有するCWI ISL-G 型の火花点火式天然ガスエンジンに対するトルク曲線を対比した記録データを示す。驚いたことに、本発明の実施例のエンジンは、排気量をかなり大きくした他の火花点火式のガスエンジン（ISL-G ）よりも効率において優れていることが分かった。通常は、圧縮比を高くしたディーゼルエンジンは高い性能及び効率をもたらすことが期待されるであろう。図１１の曲線が示すように、図示の本発明の実施例のエンジンに対するトルクは、圧縮比をより大きくしたディーゼルエンジンよりも、検査したエンジン回転速度の範囲に亘って優れるものとなった。Volvo D8K 350 型のディーゼル圧縮点火エンジン（以後ディーゼルエンジンと称する）は、エンジン１０が化学量論の空気‐燃料比で又はその付近で動作する希薄燃焼モードで動作する。このディーゼルエンジンの動作は、過剰の空気で動作して排気煙を回避するようにする必要があるエンジン１０とは異なるものである。この場合、このディーゼルエンジンのターボチャージャは、出力及びトルクに対し（ほぼ）丁度の空気を供給する化学量論のエンジン１０と同じ出力及びトルクに対し必要とする過剰空気を供給するためには昇圧装置１８０に比べて著しく大きくする必要がある。その結果、昇圧装置１８０は、ディーゼルエンジンに比べて著しく小さいターボチャージャを採用し、これによりエンジン１０が必要とする（ディーゼルエンジンに比べて）少量の昇圧を生じるのに迅速にスプールアップしうるようにすることができる。エンジン１０の回転速度はあらゆる動作モードで２７００rpm より低く保たれる。エンジンの回転速度を低くして動作させると、摩擦により損失されるエネルギーを低減させることにより燃料の節約が改善される。昇圧装置１８０は、吸気マニホールド１００内の圧力を高め、これにより各点火事象に対する燃焼室２００内の燃焼のために得られる酸素量を増大させることにより、低速のエンジン回転速度を補償する。
【００２７】
ここで図１２を参照するに、この図には本発明の第１の実施例に類似する第２の実施例による気体燃料燃焼装置２１を有するエンジン１１を示しており、この第２の実施例では、第１の実施例と同様な部分には第１の実施例と同じ参照数字を付し、存在するその詳細な説明は省略する。直接噴射器６５は気体燃料を燃焼室２００内に直接導入し、分流器８０が不要となるようにする。これらの直接噴射器６５はそれぞれのシリンダ９０の中央に形成するか、又は吸気弁４０の方向にずらすようにすることができる。或いはまた、これらの直接噴射器６５を、シリンダボア２１０の壁部内に形成した噴射器（図示せず）に代えることができる。
【００２８】
ここに開示した技術によれば、気体燃料式内燃エンジンは同様な排気量の圧縮点火ディーゼルエンジンよりも良好に機能しうる。このことにより、出力及びトルクを犠牲にすることなく、気体燃料式内燃エンジンを排気量に関して従来の内燃エンジンに比べて小型化する。ある状態では、シリンダの個数を少なくし、これによりエンジンの寸法を著しく小さくし且つ燃料の節約を高めるようにさえしうる。
【００２９】
上述したところでは、本発明の特定の要素、実施例及び適用分野を開示し且つ説明したが、本発明はこれらに限定されるものではない。その理由は、特に上述した技術の観点において本発明の開示範囲から逸脱することなく当業者により変更を行い得る為である。
【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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