130 的にバルプクリアランスが調整され , 冷間時 / 温間時を問わずクリアランスが 0 と なるので , 騒音・振動が少なく , D O H C につきものの面倒なバルプクリアランス 調整をしなくてすむ。 もちろん , 直接駆動式にくらべれば剛性は低い。しかし , スウイングアーム式は , ニッサンの L 型工ンジン ( S O H C ) にも採用されているが , ロッカーアーム式に くらべれば動弁系の質量は小さくできるメリットを持っている。 4. / ヾルプ径ー 2 / ヾルプ / 4 ノヾルプー パワーやトルクを向上させるためには , 吸人効率 ( 体積効率 ) を高めることが重 要だが , そのためには , 混合気の通る流路を広くする必要がある。もっとも広くし すぎると混合気の流速が低下して , D O H C 工ンジンの命であるレスポンスのよさ が損なわれる場合もあるが。 流路の広さは , バルプ径 ( 傘の径 , 頭部径 ) とバルプのリフト量で決ってしまう といってもよい。リフト量は次に述べるとして , バルプ径はどう決定されるかにつ いて考えてみよう。バルプ径は大きいにこしたことはないのだが , いろいろと制約 がある。 ヘッドの形・大きさとバルプ径には関係があり , ヘッドの直径すなわちボアが大 きければ , 大きなバルプ径を採用することができる。逆にいえば , ボアによってバ ルプ径は決ってしまうわけである。 半球形燃焼室で 2 バルプ式であると , 吸気バルプ径は , ボアの 48 ~ 50 % が上限で ある。 OHV OHC 直接駆動式 ( DOHC ) 図 8 図 9 OHV OHC 直接駆動式 ( DOHC ) O H V や O H C にくらべる と , 直接駆動式の剛性 が格段に高いことがわ かる。 動弁系の剛性比較 動弁系の重量を比較したもの。単なるバーツ の重さではなく , 作動中の実質的な重量 ( 等 価重量 ) を比較したものであり , スウイング アーム式 OHC が軽いことがわかる。 動弁系の重量比較

第 3 章 D 0 H C 工ンジン 133 やすくなる。したがって , リフト量は大きい方がいい。 そこで , バルプ径に制約の多い 2 バルプ式では , バルプはさみ角を小さくしてバ ルプ径を小さくするかわりに , リフト量を増すことが考えられる。ところが , バル プ径の約 4 分の 1 以上リフト量を大きくすると , 流路拡大の効果は少なくなってく るのである。したがって , ここにも 2 バルプ方式の限界を見ることができる。 しかし , その範囲内であれば , バルプリフト量は大きい方がいい。たとえば , 2 T ー G E U と 18 R ー G E U のバルプリフト量は 9.5 mm であり , F 2 の B MW ・ M 12 / 7 になると 11 mm にふえている。 616 = 0 . 79 L はリフト量 , Dh はバルプ径である。 ノヾルプ径を一定とすると , リフト量 L を大きくするほど L/ D h ( 横軸 ) は 大きくなり , 流量係数 C が大きくな り , 混合気が流れやすくなる。しか し , ある値以上にリフト量を大きく しても , 流れは改善されない。 流量係数 o L/D ト 図 12 パルプリフト量と混合気の流れ バルプリフト量を大きくする上での制約は , ノヾルプ / バルプスプリングにかかる 力が大きくなり , これらの強度や振動がつらくなることだ。 リフト量が大きいと , リフト量の少ないものにくらべて , 同じ作用時間であれば , それだけパルプ / バル プスプリングの移動量が大きくなり , 加速度が大きくなるからである。 加速度でいえば , カムの形状も問題となる。同じリフト量であれば , ノヾルプが全 開に至るまでの時間は短い方が吸人効率は高い。そのようにバルプを開かせると , 加速度が大きくなり , 上記の問題が同じように発生する。 また , 同じ加速度であればバルプ / バルプスプリングが軽い方が加わる力は少な い。そのためには , 4 バルプ式が有利である。 6. バルプはさみ角 バルプ径のところで述べたとおりであるが , つけ加えておくことがいくつかある。 D O H C ェンジンのヘッド断面図を見ると , 吸気ポートが比較的まっすぐ上方に 0

132 次にノヾルプ径を左右するものは , バルプのはさみ角である。バルプのはさみ角と いうのは図 11 で示されるものだ。バルプはさみ角を大きくすると , 図からもわかる ように , バルプ径を大きくすることができる。したがって , バルプはさみ角は大き くとられるのが一般的である。 ところが , ここに大きな問題が 2 つある。ひとつは , バルプはさみ角を大きくす ると , 幾何学的に燃焼室が深くなってしまうので , 圧縮比は上げにくく , 燃焼室の 表面積は容積にくらべて大きくなる。表面積が容積にくらべて大きい , すなわち S/ V 比が大きいと , 燃焼による熱が燃焼室の壁を伝わって逃げやすく , 熱効率が低下 してしまう。燃費には悪い。 圧縮比は , ピストン頭部を凸形にして上げることができる。チュ ーングノヾーツ としてはよくこんなピストンもあるが , こうすると今度はピストンの受熱面積が大 きくなって , 熱効率が低下し , ピストンが熱的に苦しくなってしまう。 もう 0 と 00 問は , バルプはさみ角を大きくすると , 吸気ポートにバルプとバ ルプステムが突出する量が大きくなって , 吸人抵抗が大きくなってしまう。吸気ポ ートを曲げてやれば , この問題は解決するように見えるが , それはまた吸入効率を 低下 ( 流路の曲りは流れの抵抗となる ) させてしまう。 結論をいうと , D O H C の機構上のメリットを生かしてバルプ径を大きくすると , 熱効率が低下し , ときには吸入効果も低下しやすいということである。これを解決 するには , 1 本あたりのバルプ径を小さくし , これを 2 本とすることである。つま り 4 バルプ式だ。 ここでも , D O H C の究極は 4 バルプ式にあることが指摘されたわけである。 吸人効率を向上させるためには , 流路を広くする必要があり , そのためにはバル プ径を大きくしたいのだが , いろいろと制約がある。こうした制約は , ヘッドとバ ルプの関係を図の上で見ていくと理解しやすい。 もうひとつある。バルプ径を大きくすることはバルプが重くなることである。こ れは高回転化にとってはつらい。その解決策も 4 バルプ化にある。 4 バルプ式であ ると , 1 本あたりのバルプの重量は軽くできる。 5. バルプリフト量 バルプが大きく開けば , すなわちリフト量が大きければ , それだけ混合気は流れ

D 0 H C 工ンジン 131 第 3 章 ところが , ペントルーフ形燃焼室 ( F J 20 型 , 1 G ー G E U 型等ほとんどの 4 バ 吸気バルプ径はボアの 35 ~ ルプ式が採用する燃焼室形状 ) で 4 バルプ式であると , 37 % まで大きくすることができる。 4 バルブ式の方が , ボアに対して 1 本あたりの吸気バルプ径は小さいが , トータ ルでは 4 バルブ式の方が , 吸気バルプの面積は大きいのはいうまでもない。ここに も , 4 ノヾルプ式の強味があるわけだ。 ちなみに , 2 バルブ式の 18R ー GEU 型の吸気バルプ径は 45mm , 4 バルプ式の F J20 型のそれは 34. 5mm で , 面積比では FJ20 型の方が 18 % ほど大きい。いすれ も 2 4 気筒 D O H C である。 同一シリンダー径 ( ボア ) に対する バルプ配置 燃焼室形状 バルプ頭部面積 ノヾルプ頭部面積が燃焼室形状および 4 バルフ・ V 形 バルプ配置によって異なることを示 べントルーフ 排気 したもの。 4 バルプ式の場合は , 吸 吸気 排気 2 本すつの合計であるが , バル プ頭部面積が大きいことがわかる。 2 バルプ式であっても , DOHC であ るとバルプはさみ角を大きくとれる ので , S O H C にくらべるとバルプ頭 部面積は大きくなる。 吸気 2 バルフ・ v 形 2 バルプ 吸気 排気 ターンフロー 図 10 パルプ配置とパルプ頭部面積の比較 半球形 排気 ウェッジ形 0 夜が吸気バルプのたおれ角であり , が同じく排 気バルプのたおれ角である。したがって , バルプ はさみ角は両者をプラスしたものとなる。。十日 = バルプのはさみ角。 0 0 ロ 図 1 1 パルプはさみ角 バルプ径 / バルプ径 バルプはさ バルプ配置 吸 / 排 (mm) ボア吸 / 排 み角 ( 度 ) V 形 42.4 / 34 0.50 / 0.40 S 0 H C 0.53 / 0.45 44.5 / 37.5 60 D 0 H C 0.49 / 0.39 42.4 / 34 S 0 H C 44.5 / 37.5 0.51 / 0.43 60 D 0 H C 0.48 / 0.41 36 / 31 0 S O H C ターンフロー V 形 28 / 23.5 0.37 / 0.31 D 0 H C 4 バルプ 50 0.51 / 0.44 45 / 38.5 D 0 H C 0.39 / 0.34 34.5 / 30 D 0 H C 4 バルプ 60 表 4 バルプ機構とバルプ径 バルプ機構 ェンジン型式名 G 180 G 180 W G 200 G 200 W 1 G ー E U 1 G ー G E U 18 R ー G E U F J 20 0 0 0 0 0 0 0 0 ↑ ↑

92 くとして , 吸入効率を追い求めると , それは高回転域よりも低回転域の方がやりや すい。これが低回転・高トルク型工ンジンの設計思想である。低回転型であると , 後に述べるように摩擦損失が少ない。したがって省燃費でもある。さらに低い回転 数域で高いトルクを発生するから , 連転も楽であり騒音・振動も少ない。これがご く一般的な乗用車工ンジンの設計方針である。 排気量の大きなエンジンであると , 吸入空気量が多くトルクを出しやすいので上 記のような設計は容易である。ところが , 排気量の小さなエンジンは , 逆にトルク は小さくなってしまう。小さなトルクでクルマの動力性能を向上させるには , 前に 述べたように , パワーに頼らざるを得なくなる。そしてパワーの増大は , 小排気量 工ンジンになるほど , 回転数の増加に頼らなければならないわけである。 回転数を高めて , ェンジン性能を向上させるやり方は , 極論すればトルクよりも パワーを重視するものである。 ところで . 回転数を高めてパワーを向上させるためには , 次のことが必要であり 問題となる。 ( 1 ) 高回転数域で吸人効率を増大させる。 ( 2 ) 工ンジン各部の強度アップ。 ( 3 ) 増大する摩擦損失の低減。 これらのうち , とくに ( 1 ) の吸入効率の増大がポイントである。 高回転数域で吸人効率を増大させるためには , 吸気 ( 排気 ) ポートの形状 , バル プ径 , バルプリフト量 , ノヾルブ系の追従性が問題となってくる。 吸気 ( 排気 ) ポートの形状は , その径が大きく . 流路がスムーズである必要があ る。しかし , 径の大きなポートは吸人空気の流速を遅くしェンジンの応答性を悪 化させることもある。曲りの少ないポート形状を得るには , シリンダーヘッドの設 計が重要である。ポートの形状は , O H V よりも O H C が , O H C よりも D O H C が , 同じ D O H C であれば 1 気筒あたり 2 バルプよりも 4 バルプ方式の方が , 理想 を追求しやすい。 バルプの径やリフト量は , できる限り大きくしたい。吸入空気や排気ガスの流れ をオン・オフするバルプは , やはり流れを阻害するものである。径が大きくリフト 量が多ければ , 流れを阻害する割合は少なくなる。 しかしバルプ径を大きくするには , 再びシリンダーヘッドの設計がポイントに なる。これも D O H C でしかも 4 バルプ方式が有利である。

第 3 章 ジンとして , 海外でも多くのユーザーを獲得している。 D O H C 工ンジン 139 2 T ー G E U のボア x ストロークは 85 x 70 mm , 排気量は 1588 cc , 圧縮比は 8.4 , 最高出力は 115PS / 6000rPm , 最大トルクは 15. 0kg ・ m/4800rpm で ある。 ボアが 85mm と広いことは , 径の大きなバルプを使えることを示すが , バルプ はさみ角は 33 。 / 33 。と広く , したがって燃焼室は深いものとなりがちであり , 圧 縮比の低下は , ピストンを凸型にすることで防いでいる。 70 mm のストロークは短く , 最高出力時のビストンスピードは 14.0 m /s と低 く , 十分な許容回転数を持っている。ちなみに , 25m / / s に達する回転数は 10714 rpm である。このことが , 2 T ー G E U 型のチューニングに対するポテンシャルの 高さになっていよう。 もう少し向上させたいところだ。 スキッシュ ェリア 圧縮比 新 新型セリカに塔載される 2T-GEU は , 圧縮比が高められ ( 8.4 → 9.0 ) , スキッシュが強化された 図 16 燃焼室の改良 ( 2T - GEU ) 吸気バルプ径は 44.5mm , 排出バルプ径は 38.5mm であり , これは 18R ー GE U の 45 / 38.5 にほほ。等しく , 2 T ー G E U のバルプ径がかなり大きいことを示し ている。 燃焼室形状は半球形であり , プラグはほほ。中央部にレイアウトされている。吸気 ポートは 33 。というバルプはさみ角からもわかるように , 曲りが少ないわけではな い。 E F I を装着するようになってからは , フロート室の油面の問題はないのだか ら , 改良の余地はあるわけだ。 シリンダープロックはディープスカート式で , クランクシャフトは 5 べアリング

2 ートストロークで . 排気量は 2993 c c である。 圧縮比は 12.0 で , 最高出力の最小値は 470bh である。許容回転数は 11100rP m と高いものになっているが . V12 気筒のマトラ MS81 は 13000rPm である。 DOHC4 バルプ式の各バルプ径は . 吸気が 34.5mm , 排気が 29mm である。 89mm のボアを持っニッサンの FJ 20 型では . 吸気バルプ径が 34.5mm. 排気が 30 m m という値である。 ヨ 図 4 DFV のシリンダープロック 図 3 DFV のシリンダーヘッド バルプはさみ角は 32 。と , 初期の 40 。からさらに小さくなっている。ルノー V 6 の 吸気 100 / 排気 11 。 30 ′計 21 。 30 ' という値からすれば , まだ D F V のバルプはさ み角は大きいが , F J 20 型の 60 。 トヨタ 1 G ー G E U 型の 50 。にくらべると , ずっ と小さいことがわかる。小さなバルプはさみ角を持つのが , D F V のひとつの特長 でもある。 しかしこのように小さなバルプはさみ角でありながら . F J 20 型と同程度のバ ルプ径を持っているわけであり , バルプはさみ角を小さくして燃焼効率を上げつつ , バルプ径を大きく , 吸入効率も高めるという , レーシングエンジンならではの技術 が生きている。また , バルプリフト量は 10.4 m m である。 最大トルク値は約 36. lkg ・ m で , その発生回転数は約 9000rPm である。最高出力 の発生回転数は 10700 rpm 付近である。 トルク特性は . F 1 工ンジンとしてはやや低速トルク型であり . 1 2 気筒勢にくら べると全体にトルク値は大きく , とくに 7000 rpm 付近でもトルクのドロップがな いことは , DFV がコーナーの立ち上がりで , 操縦性を含めて良好な特性を持っこ とを示すものだ。この扱いやすさが D F V ェンジンの強味であり , 16 年間という長 い期間にわたって王座の位置にありつづけられる秘密でもある。

第 2 章高性能ェンジンの諸問題 85 引力という「カ」が作用しても , すぐには空気は流れ出さないということである。 また , 吸引力がなくなっても , 空気はしばらくの間流れ続けることになる。 したがって , 吸気バルプ ( 排気ノヾルプも同様である ) は , ピストンが下がり始め てシリンダー内に負圧が発生する ( 上死点 ) 前に , 開いている必要がある。また , ピストンが上がり始めて , シリンダー内が正圧になっても ( 下死点 ) , しばらくは開 いている必要があることになる。 これが , 吸気バルプが上死点前に開き , 下死点後に閉じることの理由である。 逆にいえば , 空気の慣性を利用して , 吸入効率を向上させることができる。空気 の慣性は , 吸入管の径 ( ポート径 ) や長さによって , その表れ方が違う。したがっ て , 吸人管の径や長さを決定すると , 慣性によって吸入効率が向上する回転数が決 ってしまう。ある回転数においては , 空気の慣性を利用 ( 慣性効果 ) できるが , そ のほかの回転数では利用できないというわけだ。 吸気弁 吸気管有効長 ( 中心線長さ十管端補正 ) 吸気管 吸気管断面積 A 吸気管内密度 p 吸気管内音速 ai ビストン 吸排気効率の向上には , 慣性効果のほかに脈 動効果も合わせて使われる。この 2 つを合わ せて吸排気の動的効果と呼ぶが , それにはイ ンテークマニホールドとエキゾーストマニホ ールドの径や長さが影響する。 吸気管気柱の変位を 図 9 吸排気の動的効果 吸入効率が高まれば , 大量の混合気を爆発させることができ , それだけトルク ( 回 転カ ) が強まる。 空気の慣性は , 全回転数域で利用できないから , トルクの向上も全回転数域でま んべんなく図ることは不可能である。 そこで , 吸入効率を高い回転数で高めようとした場合 ( 高回転・高出力型 ) では , 低速域のトルクがやせてしまい , 低回転・高トルク型のエンジンでは , 回転数の高 い領域でトルクがやせ , パワーが期待できなくなるという , 自然吸入式工ンジンの 欠点が表れるわけである。 燃焼室には排気ガスが残りがちである。これも新気の流入を阻害する要因になる。

154 M12 / 7 とほほ。同じ値だ。 80 mm というストロークによって , 最高出力時 ( 6()0() rpm ) のピストンスピー ドは 16m / s , 25m / s の限界ピストンスピードに到達する回転数は 9375rPm で 市販 D O H C としては , 十分に余裕のあるヒ。ストンスピードであるが , コンペテ ニングを考えると , 高回転・高出力型よりも中低速トルク重視 イション用にチュー 型 ( もちろんレーシングエンジンのレベルで ) になる。 3. 動弁機構 D O H C で 1 気筒あたり 4 バルプ方式を採用している。 バルプ径は , 吸気が 34.5mm , 排気が 30mm である。 BMW ・ M12 / 7 は , 35.8 / 30.3mm であるから , 4 バルプ方式としてはけっして小さなものではない。 つけ加えておけば , FJ20 型のバルプ径は , かっての 2 座席レーシングカーである 図 35 FJ20 工ンジンの′ヾーツ

194 動力となった。 ある。 長さが 155mm , ハウジングの直径が 118mm , 重量が 3. 5kg という小型のもので TC04 型ターポユニットは , タービン径が 47mm , コンプレッサー径が 49mm , x82mm で排気量は 1410cco 燃焼室は半球形で , 吸排気配置はクロスフローだ。 G 12 B 型工ンジンは , 水冷直列 4 気筒で S O H C である。ボア x ストロークは 74 20 40 P S 8 ク カ 60 0 に 0 図 20 6 X 田 3 回転数「 pm G 1 2 B 型ターポエンジン性能曲線図 0 に 0 軸 90 出 80 70 60 50 40 30 20 PS 機関回転数 (rpm) >< 田 3 ク 図 21 G32B 型ター ポエンジン 図 22 G32B 型ターポエンジン性能曲線図