(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストン冠面と山形のシリンダヘッド下面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、
上記天井壁の中央付近から上記燃焼室内に先端が臨設された点火プラグと、
上記天井壁の一側に開口し、タンブル流を生成する吸気ポートとを備えた往復動ピストン型の火花点火式エンジンにおいて、
ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が上記点火プラグ周辺の第１燃焼空間とシリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、
上記ピストン冠面の、平面視で上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間との間、かつ平面視で上記吸気ポート開口部の中央から見て該吸気ポートのスロート部の吸気流速が速い側に、該ピストン冠面から、平面視でシリンダボア中央を挟む反対側の該ピストン冠面より高く突出する第１凸部が設けられ、
上記スロート部から生成したタンブル流が上記第１凸部に衝突するように構成され、
上記ピストン冠面の中央部には、上記第１凸部に衝突しなかった一部のタンブル流と、上記スロート部の流速が遅い側から出た逆タンブル流とを対向させる中央側凹部が形成されていることを特徴とする火花点火式エンジン。
【請求項２】
上記吸気ポートは、上記スロート部の吸気流速が速い側が排気ポート開口側となるような正タンブル流生成ポートであり、
上記第１凸部は、平面視で上記点火プラグよりも排気側寄りに形成されていることを特徴とする請求項１記載の火花点火式エンジン。
【請求項３】
上記天井壁がペントルーフ形状であり、
上記第１凸部は上記ピストン冠面の外周縁から所定量中央側に入った位置から隆起し、
該第１凸部の頂面は、傾斜した上記天井壁と略平行になるように形成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の火花点火式エンジン。
【請求項４】
ピストン冠面と山形のシリンダヘッド下面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、
上記天井壁の中央付近から上記燃焼室内に先端が臨設された点火プラグと、
上記天井壁の一側に開口し、タンブル流を生成する吸気ポートとを備えた往復動ピストン型の火花点火式エンジンにおいて、
ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が上記点火プラグ周辺の第１燃焼空間とシリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、
上記ピストン冠面の、平面視で上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間との間、かつ平面視で上記吸気ポート開口部の中央から見て該吸気ポートのスロート部の吸気流速が速い側に、該ピストン冠面から、平面視でシリンダボア中央を挟む反対側の該ピストン冠面より高く突出する第１凸部が設けられ、
上記スロート部から生成したタンブル流が上記第１凸部に衝突するように構成され、
上記ピストン冠面には、平面視で環状に突出し、上記第１凸部を含む環状凸部が形成され、
上記環状凸部の、上記ピストン中央部を挟んだ上記第１凸部の反対側に、該第１凸部よりも上記ピストン冠面からの突出量が小なる第２凸部が形成され、
ピストンが上死点にある状態で、上記環状凸部の外周からピストン外周縁にかけて上記第２燃焼空間が形成されていることを特徴とする火花点火式エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式エンジンに関し、より詳しくは、タンブル流を生成する吸気ポートを備えた火花点火式エンジンに関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年、経済面のみならず、地球の温暖化防止という環境面においてもエンジンの燃費向上要求が一段と高まりつつある。火花点火式エンジンにおいて燃費を向上するには燃焼効率を高めれば良く、その有力な手段として圧縮比の増大が挙げられる。
【０００３】
圧縮比を高めるには、シリンダー容積に対して燃焼室容積を小さくすれば良い。そのような高圧縮比化に好適な燃焼室構造として、たとえばペントルーフ型の燃焼室構造が多く用いられている。この燃焼室構造は、吸気側の天井壁と排気側の天井壁とが屋根形をなすように形成されたものであって、比較的大きな吸排気バルブ径を確保しつつ、燃焼室容積を小さくすることができるという特徴がある。またスワール（ピストン摺動軸まわりの旋回流。横渦。）、タンブル（ピストン摺動軸に平行な面内の旋回流。縦渦。）、或いはスキッシュ（ピストン上昇時にピストンボア周縁部から中央部に押し出すような流れ）といった筒内流動をコントロールするうえでも有利な構造である。
【０００４】
例えば特許文献１乃至３には、ペントルーフ型と見られる燃焼室構造を採用し、各種の筒内流動を生成させたものが示されている。
【０００５】
一般的に、圧縮比を高めるとノッキングやデトネーション等の異常燃焼（以下ノッキング等という）が起こり易くなるので、高圧縮比化を図るためには、ノッキング等を如何に抑制するかということが重要なポイントとなる。
【０００６】
そのような観点から、いわゆるタンブル生成ポートを有するものは、そのタンブル比を低減し、タンブル生成力を弱めると、特に高負荷域での耐ノッキング性能の向上に効果的であると従来考えられてきた。
【特許文献１】特開平０８−２５４１２６号公報
【特許文献２】特開平０８−０４９５４６号公報
【特許文献３】特開２００３−１８４５５９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、吸気ポートのタンブル比を低減し、タンブル生成力を弱めても、必ずしも高負荷域での耐ノッキング性能向上につながるものではないことがわかってきた。図９は、その原因を探求すべく本願発明者が行った数値解析の結果を示す図である。
【０００８】
図９（ａ）〜（ｆ）は、何れも燃焼室の縦断面図であり、吸気行程から圧縮行程にかけての筒内流動、特にタンブルの態様を示している。図９（ａ）、（ｂ）、（ｃ）はタンブル比０．７の吸気ポート１２１ａの場合、図９（ｄ）、（ｅ）、（ｆ）はタンブル比０．２の吸気ポート１２１ａの場合を示している。また、（ａ）、（ｄ）はＢＴＤＣ（圧縮上死点前）２７０度（吸気行程中盤）を示し、（ｂ）、（ｅ）はＢＴＤＣ１３０度（圧縮行程前半）を示し、（ｃ）、（ｆ）はＢＴＤＣ６０度（圧縮行程後半）を示している。
【０００９】
まずタンブル比０．７の場合から説明すると、図９（ａ）に示すように、吸気行程で吸気バルブ１１９ａが開き、ピストン１１３が降下することにより、吸気バルブ１１９ａと吸気ポート１２１ａとの隙間（スロート部）から燃焼室１４内に混合気が流入する。そして流速の速い側（図の左側）から正タンブルＴＡ１１が生成し、流速の遅い側から逆タンブルＴＡ１２が生成する。
【００１０】
続く圧縮行程前半では、図９（ｂ）に示すように、正タンブルが逆タンブルに打ち勝ち、ひとつの強い正タンブルＴＡ２１となる。
【００１１】
続く圧縮行程後半では、図９（ｃ）に示すようにタンブルの崩壊が見られ、弱い正タンブルＴＡ３１が残っている。
【００１２】
次にタンブル比０．２の場合について説明する。図９（ｄ）に示すように、吸気行程で吸気バルブ１１９ｂが開き、ピストン１１３が降下することにより、吸気バルブ１１９ｂと吸気ポート１２１ｂとの隙間（スロート部）から燃焼室１４内に混合気が流入する。流速の速い側（図の左側）から正タンブルＴＡ４１が生成し、流速の遅い側から逆タンブルＴＡ４２が生成する。
【００１３】
続く圧縮行程前半では、図９（ｅ）に示すように、個々のタンブルとしてはあまり強くない正タンブルＴＡ５１と逆タンブルＴＡ５２とが燃焼室１４の中央付近で合流するように流れている。
【００１４】
続く圧縮行程後半では、図９（ｆ）に示すようにタンブルの崩壊が見られるものの、比較的強い正タンブルＴＡ６１が残っている。
【００１５】
以上のように、タンブル比が小さく、タンブル生成力が弱いはずの方（ｄ）〜（ｆ）に強いタンブルが残るという結果になった。これは、図９（ｅ）に示すような正タンブルと逆タンブルとの相互作用によるものであると考えられる。
【００１６】
本発明は、上記のような事情に鑑み、圧縮行程後半まで残るタンブルを可及的に弱くし、点火によって発生する火炎核が排気側に流れて吸気側と排気側とで火炎伝播の均等性が崩れ、耐ノッキング性能が低下することを防いで、高圧縮比化に有利な火花点火式エンジンを提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１７】
本発明に係る請求項１の発明は、ピストン冠面と山形のシリンダヘッド下面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、上記天井壁の中央付近から上記燃焼室内に先端が臨設された点火プラグと、上記天井壁の一側に開口し、タンブル流を生成する吸気ポートとを備えた往復動ピストン型の火花点火式エンジンにおいて、ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が上記点火プラグ周辺の第１燃焼空間とシリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、上記ピストン冠面の、平面視で上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間との間、かつ平面視で上記吸気ポート開口部の中央から見て該吸気ポートのスロート部の吸気流速が速い側に、該ピストン冠面から、平面視でシリンダボア中央を挟む反対側の該ピストン冠面より高く突出する第１凸部が設けられ、上記スロート部から生成したタンブル流が上記第１凸部に衝突するように構成され、上記ピストン冠面の中央部には、上記第１凸部に衝突しなかった一部のタンブル流と、上記スロート部の流速が遅い側から出た逆タンブル流とを対向させる中央側凹部が形成されていることを特徴とする。
【００１９】
請求項２の発明は、請求項１記載の火花点火式エンジンにおいて、上記吸気ポートは、上記スロート部の吸気流速が速い側が排気ポート開口側となるような正タンブル流生成ポートであり、上記第１凸部は、平面視で上記点火プラグよりも排気側寄りに形成されていることを特徴とする。
請求項３の発明は、請求項１または２に記載の火花点火式エンジンにおいて、上記天井壁がペントルーフ形状であり、上記第１凸部は上記ピストン冠面の外周縁から所定量中央側に入った位置から隆起し、該第１凸部の頂面は、傾斜した上記天井壁と略平行になるように形成されていることを特徴とする。
【００２０】
請求項４の発明は、ピストン冠面と山形のシリンダヘッド下面との間に形成され、上記シリンダヘッド下面を天井壁とする燃焼室と、上記天井壁の中央付近から上記燃焼室内に先端が臨設された点火プラグと、上記天井壁の一側に開口し、タンブル流を生成する吸気ポートとを備えた往復動ピストン型の火花点火式エンジンにおいて、ピストンが上死点にある状態で、上記燃焼室内空間の主要部が上記点火プラグ周辺の第１燃焼空間とシリンダボア周縁部の第２燃焼空間とによって形成され、上記ピストン冠面の、平面視で上記第１燃焼空間と上記第２燃焼空間との間、かつ平面視で上記吸気ポート開口部の中央から見て該吸気ポートのスロート部の吸気流速が速い側に、該ピストン冠面から、平面視でシリンダボア中央を挟む反対側の該ピストン冠面より高く突出する第１凸部が設けられ、上記スロート部から生成したタンブル流が上記第１凸部に衝突するように構成され、上記ピストン冠面には、平面視で環状に突出し、上記第１凸部を含む環状凸部が形成され、上記環状凸部の、上記ピストン中央部を挟んだ上記第１凸部の反対側に、該第１凸部よりも上記ピストン冠面からの突出量が小なる第２凸部が形成され、ピストンが上死点にある状態で、上記環状凸部の外周からピストン外周縁にかけて上記第２燃焼空間が形成されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００２２】
請求項１の発明によると、以下説明するように、圧縮行程後半まで残るタンブルを可及的に弱くし、点火によって発生する火炎核が排気側に流れて吸気側と排気側とで火炎伝播の均等性が崩れ、耐ノッキング性能が低下することを防いで、高圧縮比化に有利な火花点火式エンジンとなすことができる。
【００２３】
本発明の構成によれば、まず吸気ポートのスロート部から生成されたタンブル流が、第１凸部に衝突することによって弱められる。また反対側から来るタンブル流と合流することが妨げられる。従って、圧縮行程後半まで残るタンブルを効果的に弱めることができる。また吸気ポートを低タンブル比タイプとしたとき、実際のタンブルの強さを的確に低減することができる。
【００２４】
また本発明の構成によれば、容易に後期重心型燃焼を行わせることができる。後期重心型燃焼とは、燃焼質量の１０％から９０％が燃焼する主燃焼期間のうち、１０％以上５０％未満が燃焼する前期主燃焼期間では比較的低速で燃焼させ、同５０％以上９０％未満が燃焼する後期主燃焼期間では比較的高速で燃焼させる燃焼形態である。後期重心型燃焼を行うと、前期主燃焼期間では低速で燃焼させることによって筒内圧力や温度の上昇が抑制され、未燃燃料（未燃ガスまたは混合気）の過早着火が効果的に抑制されるので、高い耐ノッキング性能を得ることができる。また後期主燃焼期間では未燃燃料を高速燃焼させて速やかに燃焼を完了させることにより、燃え残りを核とする自着火を抑制することができ、やはり耐ノッキング性能を高めることができる。こうして燃焼全体としての主燃焼期間を殆ど延ばすことなく、効果的にノッキングを抑制することができる。
【００２５】
本発明の構成によれば、点火によって発生する火炎核が排気側に流れて排気側とで火炎伝播の均等性が崩れてノッキングが悪化するのを防ぐのみならず、前期主燃焼期間では主として点火プラグに近い第１燃焼空間で燃焼が行われ、後期主燃焼期間では主としてシリンダボア周縁部の第２燃焼空間で燃焼が行われる。一般的に、燃焼は火炎伝播によって進行し、その火炎面（火炎伝播の最前線）は、未燃ガスを押し出すようにして、点火プラグの電極付近に形成された火炎核を中心とする略同心球状に拡がって行く。
【００２６】
ところが本発明の構成では、第１燃焼空間と第２燃焼空間との間に、ピストン冠面から突出する第１凸部が設けられ、この部分に天井壁との隙間が狭い小間隙部が形成される。火炎面に押し出された未燃ガスが、この小間隙部を通過する際、一種の絞り作用を受ける。その影響を受けて第１燃焼空間での燃焼の火炎伝播が抑制される。このため前期主燃焼期間における燃焼速度が比較的低く抑えられる。
【００２７】
そして火炎面が小間隙部を経て第２燃焼空間に達すると、もはや小間隙部による絞り作用の影響を受けないので、速やかに火炎伝播が進行する。つまり後期主燃焼期間における燃焼速度が比較的高くなる。
【００２８】
結局、全体として、前期主燃焼期間では比較的低速の燃焼が行われ、後期主燃焼期間では比較的高速の燃焼が行われるという、上述の後期重心型燃焼が行われることになるのである。
【００２９】
以上説明したように、本願発明によると、ピストン冠面に第１凸部を設けるという簡単な構造で、圧縮行程後期のタンブルを弱めるとともに後期重心型燃焼を行わせることができるので、特に高負荷域における耐ノッキング性能が向上し、高圧縮比化に有利となる。
【００３０】
なお本願発明者は、本発明によって、耐ノッキング性能を悪化させることなく圧縮比を従来比で０．５以上高めることができることを確認している。
更に、本願発明によると、第１凸部に衝突しなかった一部のタンブル流と、スロート部の流速が遅い側から出た逆タンブル流とを中央側凹部で対向させ、相殺することができる。従って、より顕著にタンブルを弱めることができる。
【００３２】
請求項２の発明によると、火炎伝播速度の速い排気側に第１凸部が設けられるので、小間隙部による絞り効果がより顕著となる。つまりより顕著な後期重心型燃焼を行わせることができる。また、請求項３の発明によると、天井壁と第１凸部との間の小間隙部を、平行な狭路となすことができるので、より強い絞り効果を得ることができる。また、タンブル流が第１凸部の頂面に略垂直に衝突することになるので、高いタンブル流調整効果を得ることができる。
【００３３】
請求項４の発明によると、上述した請求項１の発明による効果に加え、以下の効果を得ることができる。即ち、第１燃焼空間および第２燃焼空間以外の空間を環状凸部で埋めることにより、容易に高圧縮比構造を形成することができる。また点火プラグの下方に充分な容積の第１燃焼空間を確保することができ、より顕著な後期重心型燃焼をおこなわせることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３５】
図１は本発明の第１実施形態に係る火花点火式エンジンの燃焼室構造を示す縦断面図である。また図２は、その主要部の拡大図である。さらに図３は、図１のIII−III線断面図である。
【００３６】
当実施形態の燃焼室１４はペントルーフ型であり、図１ないし図３には、ピストン１３が上死点にある状態を示している。燃焼室１４は、シリンダブロック５０のシリンダボア１２と、ピストン冠面４と、燃焼室１４に臨むシリンダヘッド１０の下面である天井壁１１とに囲まれた空間である。天井壁１１は、吸気側天井壁１１ａと排気側天井壁１１ｂとが屋根形をなすように形成されている。
【００３７】
シリンダボア１２の径方向中央付近には、天井壁１１から燃焼室１４に先端が臨設された点火プラグ１５が設けられている。
【００３８】
吸気側天井壁１１ａには、これに開口する２箇所の吸気ポート２１が設けられており、各吸気ポート２１には所定の吸気タイミングで開く吸気バルブ１９が設けられている。吸気ポート２１はいわゆるタンブル生成ポートであって、そのスロート部から生成するタンブル流の流速は、排気側（排気ポート２２側）がシリンダボア１２壁面側よりも速くなる（正タンブル流）ように構成されている。
【００３９】
また排気側天井壁１１ｂには、これに開口する２箇所の排気ポート２２が設けられており、各排気ポート２２には所定の排気タイミングで開く排気バルブ２０が設けられている。吸気バルブ１９および排気バルブ２０の、燃焼室１４に臨む面は、それぞれ吸気側天井壁１１ａおよび排気側天井壁１１ｂの一部を形成している。
【００４０】
なお、図１及び図２に示す吸気バルブ１９、排気バルブ２０、吸気ポート２１及び排気ポート２２は、実際には図示の断面位置から紙面前後方向にオフセットして設けられているが、説明のために同図において同一断面に示している（図３参照）。
【００４１】
図２に示すように、天井壁１１の周縁部である天井壁周縁部１１ｄは、シリンダブロック５０との合わせ面（詳しくは、シリンダヘッド１０とシリンダブロック５０との間に設けられた図略のヘッドガスケットとの合わせ面）よりもシリンダブロック５０から離間する側にオフセットして形成されている。
【００４２】
燃焼室１４は、ピストン１３が上死点にある状態で、燃焼室１４内空間の主要部が点火プラグ１５周辺の第１燃焼空間１４ａとシリンダボア１２周縁部の第２燃焼空間１４ｂとによって形成されている。そして第１燃焼空間１４ａと第２燃焼空間１４ｂとは、ピストン冠面４と天井壁１１との間隙が狭められた小間隙部５を介して連通されている。
【００４３】
ここで、ピストン１３の形状、特に冠部の形状について説明する。図４はピストン１３の斜視図である。以下の説明で、ピストン１３の上下方向は図示状態での上下方向とする。つまり組立状態で天井壁１１に近い方を上とする。
【００４４】
ピストン冠部１３ａには、ピストン１３の外周と略同心円の環状をなして上方に突出する環状凸部６が設けられている。そして環状凸部６の内周側および外周側には、環状凸部６に対して相対的に没入した凹部が形成されている。すなわち環状凸部６の内周側には中央側凹部７、外周側には周縁側凹部８が形成されている。
【００４５】
環状凸部６は、所定の高さ及び幅をもって上方に突出する環状体であって、排気側の第１凸部６ｂと、吸気側の第２凸部６ａと、これらを繋ぐ部分とからなる。第１凸部６ｂおよび第２凸部６ａの頂部は、それぞれ内周側上方から外周側下方に向けて平斜面で削ぎ落としたような形状となっている。その削ぎ落としの切り口に相当する各面が第１凸部頂面９ｂおよび第２凸部頂面９ａを形成している。第１凸部６ｂおよび第２凸部６ａの断面形状をそれぞれハッチングで示す。
【００４６】
第１凸部頂面９ｂと第２凸部頂面９ａの断面形状を比較して明らかなように、環状凸部６は吸気側が排気側よりも大きく削ぎ落とされたような形状となっている。従って、ピストン冠部１３ａの中心から、図２の左右方向に同一距離離反した位置で比較すると、第１凸部頂面９ｂの高さは第２凸部頂面９ａの高さより高くなっている。
【００４７】
環状凸部６の上端面である凸部頂面９の、第２凸部頂面９ａ或いは第１凸部頂面９ｂ以外の部分は、略水平で平坦な平坦頂面９ｃとなっている。平坦頂面９ｃの平均半径はピストン１３の平均半径の半分よりもやや大きくなっている。
【００４８】
中央側凹部７は、環状凸部６の内周側で、環状凸部６に対して相対的に没入した部分である。中央側凹部７は、中央の平坦部まで緩やかに湾曲した椀状の壁面を有している。
【００４９】
周縁側凹部８は、環状凸部６の外周側で、環状凸部６に対して相対的に没入した部分である。周縁側凹部８は略水平な円環形状となっている。
【００５０】
次に、図２を参照して再び燃焼室１４の詳細構造について説明する。第１燃焼空間１４ａは、ピストン１３の中央側凹部７と天井壁１１との間に形成されている。また第２燃焼空間１４ｂは、ピストン１３の周縁側凹部８と天井壁１１（詳しくは天井壁周縁部１１ｄ）との間に環状に形成されている。
【００５１】
そして第１燃焼空間１４ａと第２燃焼空間１４ｂとを連通する小間隙部５は、ピストン１３の凸部頂面９と天井壁１１との間に環状に形成されている。上述のように、平坦頂面９ｃの平均半径がピストン１３の平均半径の半分よりもやや大きいので、小間隙部５は、シリンダボア１２の径方向における、点火プラグ１５からシリンダボア周縁との中間点よりもシリンダボア周縁寄りに形成されている。その最適位置は、エンジンの特性等によって異なるが、概ね点火プラグ１５からシリンダボア周縁までの距離の６０〜８５％の範囲内にある。
【００５２】
小間隙部５は、詳細には小間隙部５ａ、最小間隙部５ｂ、小間隙部５ｃおよび小間隙部５ｄ（図３参照）からなる。
【００５３】
小間隙部５ａは、ピストン１３の第２凸部頂面９ａと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。最小間隙部５ｂは、ピストン１３の第１凸部頂面９ｂと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。上述のように第１凸部頂面９ｂが第２凸部頂面９ａより高い位置にある（比較のため、図２の第２凸部頂面９ａ近傍に、第１凸部頂面９ｂに対応する形状を二点差線で示す）ので、最小間隙部５ｂは小間隙部５ａより狭い。また最小間隙部５ｂは他の小間隙部５ｃや小間隙部５ｄよりも狭く、小間隙部５のなかで最小の間隙となっている。
【００５４】
小間隙部５ｃは、ピストン１３の平坦頂面９ｃと、これに対向する天井壁１１との間の間隙である。小間隙部５ｃは、天井壁１１が低い箇所ほど狭く、天井壁１１が高くなるほど、つまり稜線部１１ｃ（図３参照）に近づくほど広くなる。小間隙部５ｄは、その稜線部１１ｃと平坦頂面９ｃとの間隙であって、小間隙部５のうちで最も広い間隙となっている。
次に、当実施形態の燃焼室構造を有する火花点火式エンジンの動作について説明する。
【００５５】
まず吸気行程において吸気バルブ１９が開くとともに、ピストン１３が降下する。それに伴って吸気ポート２１から燃焼室１４内に混合気が負圧吸引される。このとき、スロート部では正タンブル流と逆タンブル流とが生成されるが、これについては後に詳述する。
【００５６】
続く圧縮行程において吸気バルブ１９が閉じるとともに、ピストン１３が上昇する。それに伴って、燃焼室１４内の混合気が圧縮され、温度と圧力が上昇する。圧縮行程の終盤、つまりピストン１３が図２に示す上死点付近まで上昇したとき、点火プラグ１５の電極から火花が飛ばされる。その火花によって点火プラグ１５の電極付近の混合気が着火し、火炎核が形成される。
【００５７】
続く膨張行程では、火炎核の火炎面が略球状に拡がりながら燃焼が進行する。燃焼によって急速に高められた筒内圧力によってピストン１３が押し下げられる。ピストン１３を押し下げる力が図外のコンロッド等を介して図外の出力軸（クランクシャフト）の回転駆動力となる。
【００５８】
続く排気行程では排気バルブ２０が開くとともにピストン１３が上昇に転じる。ピストン１３の上昇によって既燃ガス（排ガス）が排気ポート２２から押し出され、排出される。
【００５９】
以上の吸気、圧縮、膨張および排気からなる４行程を繰り返すことによってエンジンが連続運転される（４サイクルエンジン）。また多気筒エンジンの場合は、気筒ごとに上記の各行程をずらした設定とすることにより、より滑らかで振動や騒音の少ないエンジンとすることができる。
【００６０】
次に、上記吸気行程で生成されたタンブル流について説明する。図５は、ピストン１３がＢＴＤＣ１３０度（圧縮行程前半）にあるときの燃焼室１４の縦断面図である。吸気ポート２１のスロート部の吸気流速が速い側（排気側）からは、図示の状態で左回で比較的強い正タンブル流ＴＡ１と、右回りで比較的弱い逆タンブル流ＴＡ３が生成されている。
【００６１】
ピストン１３の上昇によって、正タンブル流ＴＡ１は、第１凸部６ｂの第１凸部頂面９ｂと略垂直にポイントＰ１で衝突し、その勢いが弱められている。また正タンブル流ＴＡ１の、第１凸部６ｂと衝突しなかった成分（正タンブル流ＴＡ２とする）は、中央側凹部７で流れの方向が上向きに変えられる。そして、逆タンブル流ＴＡ３とポイントＰ２で対向し、互いに勢いを弱めあう。
【００６２】
このように正タンブル流ＴＡ１および逆タンブル流ＴＡ３は、それぞれ勢いが弱められ、圧縮行程後半にはごく弱いタンブル流となる。こうして、次に述べる後期重心型燃焼の効果と相俟って高い耐ノッキング性能を得ることができるのである。
【００６３】
次に、上記膨張行程で行われる燃焼について詳細に説明する。この燃焼は、後期重心型燃焼となる。後期重心型燃焼は、端的に表現すれば前期主燃焼期間（燃焼質量の１０％以上５０％未満が燃焼する期間）での燃焼速度が比較的低く、後期主燃焼期間（燃焼質量の５０％以上９０％未満が燃焼する期間）での燃焼速度が比較的高い燃焼形態である。後期重心型燃焼は、当実施形態の燃焼室構造と密接な関係があり、この燃焼室構造によってなし得る燃焼形態である。
【００６４】
後期重心型燃焼について、燃焼室構造と関連付けながら説明する。まず、点火プラグ１５の電極から火花が飛ばされると、その周囲の混合気が着火し、火炎核が形成される。そしてその火炎面（火炎伝播の最前線）が略同心球状に拡がりながら伝播する。つまり第１燃焼空間１４ａにおいて燃焼が行われる。その際、火炎面は未燃ガスを押し出すようにして拡がって行く。
【００６５】
ところが、第１燃焼空間１４ａの外側には小間隙部５が設けられている。従って、火炎面に押し出された未燃ガスが小間隙部５を通過する際、一種の絞り作用を受ける。その影響を受けて火炎伝播が抑制される。このため第１燃焼空間１４ａにおける燃焼速度が比較的低く抑えられる。
【００６６】
そして火炎面が小間隙部５を経て第２燃焼空間１４ｂに達すると、もはや小間隙部５による絞り作用の影響を受けないので、速やかに火炎伝播が進行する。つまり第２燃焼空間１４ｂにおける燃焼速度が比較的高くなる。
【００６７】
こうして、主として第１燃焼空間１４ａでの前期主燃焼期間には比較的低速の燃焼が行われ、主として第２燃焼空間１４ｂでの後期主燃焼期間には比較的高速の燃焼が行われるという、後期重心型燃焼が行われることになる。
【００６８】
また当実施形態では、点火プラグ１５をシリンダボア１２の径方向中央付近に設け、小間隙部５を、点火プラグ１５とシリンダボア周縁との間で環状に形成し、第２燃焼空間１４ｂを、小間隙部５の外周側に環状に形成しているので、小間隙部５の絞り作用がより均等に第１燃焼空間１４ａでの燃焼に及び、その燃焼速度低減効果を一層高めている。
【００６９】
さらに第２燃焼空間１４ｂが小間隙部５の外周側に環状に形成されているので、より均等に火炎面が第２燃焼空間１４ｂに到達する。このため、第２燃焼空間１４ｂでの燃焼を一層速やかに行うことができる。
【００７０】
結局、前期主燃焼期間においてはより低速の燃焼が行われ、後期主燃焼期間においてはより高速の燃焼が行われるという、メリハリの利いた顕著な後期重心型燃焼を実現している。
【００７１】
ところで、上述したように、火炎面は点火プラグ１５の電極付近に形成された火炎核を中心とする略同心球状に拡がって行くが、より厳密には、排気側への伝播速度が吸気側への伝播速度よりもやや高くなっている。高温の排気側では、より燃焼反応が促進されるからである。当実施形態では、最小間隙部５ｂによって、排気側へのガス流を他よりも強く絞っているので、高くなりがちな排気側への火炎伝播速度が比較的強く抑制される。これにより、全体的にはより均等な火炎伝播速度を得ることができ、円滑な燃焼を図ることができる。また火炎面の第１燃焼空間１４ａから第２燃焼空間１４ｂへの移行を、より均等に行わせることができる。
【００７２】
図６は、当実施形態の後期重心型燃焼における燃焼特性を示す特性図である。横軸にクランク角（°ＣＡ）、縦軸に燃焼質量割合（％）を示す。燃焼質量割合とは、燃焼した燃料の質量全体を１００％とし（無次元化）、当該クランク角時点までに燃焼した燃料の積算値を示したものである。
【００７３】
図示のように、燃焼質量割合が１０％未満の領域を初期燃焼領域８１といい、その期間を初期燃焼期間θ０という。また燃焼質量割合が１０％以上９０％未満の領域を主燃焼領域８０という。主燃焼領域８０は５０％を境にして前期と後期に分けられ、燃焼質量割合が１０％以上５０％未満の領域を前期主燃焼領域８０ａといい、５０％以上９０％未満の領域を後期主燃焼領域８０ｂという。そして前期主燃焼領域８０ａの期間を前期主燃焼期間θ１といい、後期主燃焼領域８０ｂの期間を後期主燃焼期間θ２という。
【００７４】
図６には、当実施形態の燃焼特性Ｔ１を示すとともに、比較のために従来の一般的な燃焼特性Ｔ１’を併記している。なお図６は、エンジン回転速度が１５００ｒｐｍで、高負荷運転状態での燃焼特性を示す。
【００７５】
当実施形態の燃焼特性Ｔ１では、初期燃焼期間θ０は点火時期〜約３°ＣＡ、前期主燃焼期間θ１は約３〜約１３°ＣＡ、後期主燃焼期間θ２は約１３〜約２０°ＣＡとなっている。一方、従来の燃焼特性Ｔ１’では、初期燃焼期間θ０’は点火時期〜約４°ＣＡ、前期主燃焼期間θ１’は約４〜約１３°ＣＡ、後期主燃焼期間θ２’は約１３〜約２１°ＣＡとなっている。
【００７６】
つまり当実施形態の燃焼特性Ｔ１は、従来の燃焼特性Ｔ１’に比べ、初期燃焼期間θ０が約１°ＣＡ短縮され、前期主燃焼期間θ１が約１°ＣＡ延ばされ、後期主燃焼期間θ２が約１°ＣＡ短縮されている。これは、主として第１燃焼空間１４ａで燃焼が行われる前期主燃焼期間θ１では燃焼速度が相対的に低く、主として第２燃焼空間１４ｂで燃焼が行われる後期主燃焼期間θ２では燃焼速度が相対的に高くなっていることを示している。つまり後期重心型燃焼となっていることがわかる。
【００７７】
また初期燃焼期間θ０及び前期主燃焼期間θ１での燃焼は、ともに主として第１燃焼空間１４ａでの燃焼であるが、初期燃焼期間θ０はむしろ短縮されている。これは、小間隙部５が、点火プラグ１５に近すぎない適所（詳しくは点火プラグ１５からシリンダボア周縁までの距離の６０〜８５％の範囲内の適所）に設けられていることによって、小間隙部５による絞り作用の影響が初期燃焼期間θ０にまでは及んでいないことを示している。
【００７８】
図７は、図６に示す燃焼特性を別の視点から表した特性図である。横軸にクランク角（°ＣＡ）、縦軸に熱発生率（％）を示す。ここで熱発生率とは、図６の熱発生割合の微分値であり、燃焼による全体の熱発生量を１００％とし（無次元化）、当該クランク角時点における熱発生量の割合を示したものである。
【００７９】
図７には、当実施形態の燃焼特性Ｔ２を示すとともに、比較のために従来の一般的な燃焼特性Ｔ２’を併記している。特性Ｔ２’と比較して、特性Ｔ２の顕著な特徴として、前期主燃焼期間θ１において傾きの緩やかな棚部Ｔ２ａを有している点、および後期主燃焼期間θ２において最大熱発生率の極大値が大きくなっている点である。この二点が後期重心型燃焼を特徴付けるものとなっている。
【００８０】
棚部Ｔ２ａについて説明すると、これは、初期燃焼期間θ０から前期主燃焼期間θ１に移行後、熱発生率の増大率が一時的に低下していることを示している。これは小間隙部５による絞り効果によって、前期主燃焼期間θ１での燃焼速度が比較的低くなったからであると考えられる。
【００８１】
その後、後期主燃焼期間θ２において最大熱発生率の極大値が大きくなっている点については、比較的多く残留した未燃燃料が、充分な容積が確保された第２燃焼空間１４ｂで高速で燃焼したためであると考えられる。
【００８２】
以上のように、当実施形態のエンジンは、簡単な構造で後期重心型燃焼を容易に行わせることができる。そして上述のように、後期重心型燃焼を行わせることにより、上記タンブル流の調整効果と相俟って、耐ノッキング性能を向上させ、実用上有効に圧縮比を高めることができる。本願発明者は、例えば従来構造と同程度の耐ノッキング性能を確保した場合、圧縮比を０．５以上高めることができることを確認した。そして圧縮比を高めることにより燃焼効率を高め、燃費を向上させることができる。
【００８３】
図８は、当実施形態の筒内圧力上昇率ｄＰ／ｄθを示す図である。筒内圧力上昇率ｄＰ／ｄθは、大きいほどノッキングが発生しやすく、またＮＶＨ（騒音や振動）も悪化することを示す指標である。横軸にエンジン回転速度Ｎｅ（ｒｐｍ）、縦軸に筒内圧力上昇率ｄＰ／ｄθ（ｂａｒ／°ＣＡ）を示す。基本諸元は、圧縮比＝１０．６、吸気ポート２１のタンブル比＝１．１である。特性８５が当実施形態の特性であり、比較のため従来構造の特性８８（図９に示すピストン１１３の場合）を示す。
【００８４】
図８から明らかなように、エンジンの低回転速度から高回転速度まで、全域に渡り特性８５の筒内圧力上昇率ｄＰ／ｄθが特性８８よりも下回っており、顕著な効果があることが確認できた。特にエンジン回転速度が５０００ｒｐｍ以上の効果が顕著であり、高負荷高速時のノッキングやデトネーションが効果的に抑制され、またＮＶＨの抑制にも効果的である。
【００８５】
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明はこの実施形態に限定するものではなく、特許請求の範囲内で種々の変形を行っても良い。
【００８６】
例えば上記各実施形態は、排気側のタンブル流が強い正タンブルタイプの吸気ポートを採用しているが、シリンダボア壁面側のタンブル流が強い逆タンブルタイプの吸気ポートを採用しても良い。その場合、吸気側の第２凸部６ａを高くし、逆タンブル流を第２凸部６ａに衝突させるようにすれば良い。
【図面の簡単な説明】
【００８７】
【図１】本発明の一実施形態に係る火花点火式エンジンの燃焼室の縦断面図である。
【図２】図１の主要部の拡大図である。
【図３】図１のIII−III線断面図である。
【図４】図１に示すピストンの斜視図である。
【図５】図１に示す燃焼室内のタンブル流の状態を示す図である。
【図６】後期重心型燃焼における燃焼特性を示す特性図である。
【図７】図６に示す燃焼特性を微分した特性図である。
【図８】図１にしめすエンジンの筒内圧力上昇率を示す図である。
【図９】従来構造におけるタンブル流の状態を示す図であって、（ａ），（ｂ），（ｃ）はタンブル比＝０．７の場合、（ｄ），（ｅ），（ｆ）はタンブル比＝０．２の場合を示す。
【符号の説明】
【００８８】
４      ピストン冠面
６      環状凸部
６ｂ    第１凸部
７      中央側凹部
９ｂ    第１凸部頂面（第１凸部６ｂの頂面）
１０    シリンダヘッド
１１    天井壁（シリンダヘッド下面）
１２    シリンダボア
１３    ピストン
１３ａ  ピストン冠部
１４    燃焼室
１４ａ  第１燃焼空間
１４ｂ  第２燃焼空間
１５    点火プラグ
１５ａ  第２点火プラグ
１９    吸気バルブ
２１    吸気ポート
２２    排気ポート
ＴＡ１，ＴＡ２    正タンブル流
ＴＡ３            逆タンブル流
【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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