(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の目標温度以下の流入空気を含む流体を内燃機関の燃焼室に供給し、前記供給は、少なくとも閾値の乱流を前記燃焼室の中に発生させるのに十分な運動を前記流体に与え、前記燃焼室は、少なくともシリンダ壁と第１のピストンによって画定されており、
前記混合気が完全燃焼する前に前記流入空気と燃料の混合気と接触する前記燃焼室の中の内壁面を第２の目標温度以下で保持し、
前記第１の目標温度は前記第２の目標温度よりも低く、
ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を提供する効率モードで前記内燃機関を運転し、前記効率モードは、少なくとも１つの第１の火花点火時期と少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの混合気の前記第１の空燃比は、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料のオクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の圧縮比に従って前記第１の出力範囲を提供するように点火可能であり、
前記切替出力レベルと該切替出力レベルより大きな最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を提供する出力モードで前記内燃機関を運転し、前記出力モードは、少なくとも１つの第２の火花点火時期と少なくとも１つの前記混合気の第２の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記少なくとも１つの第２の空燃比の一方または両方は、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比とそれぞれ異なり、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料の前記オクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の前記圧縮比に従って前記第２の出力範囲を提供し、
前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第１の実空燃比の第１の比率（λ１）として定義され、前記効率モードで略１または１より大きく前記燃料の前記少なくとも１つの第２の空燃比は、前記出力モードで理論空燃比に近づく及び／またはこれを越えるよりリッチな混合気まで徐々に増加し、
また、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期は、前記出力モードで前記最大出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
前記少なくとも１つの第１の火花点火時期は、ａ）前記効率モードで略最大ブレーキトルクである、または、ｂ）前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて略最大ブレーキトルクから徐々に遅れる
ことを特徴とする方法。
【請求項２】
第１の目標温度以下の流入空気を含む流体を内燃機関の燃焼室に供給し、前記供給は、少なくとも閾値の乱流を前記燃焼室の中に発生させるのに十分な運動を前記流体に与え、前記燃焼室は、少なくともシリンダ壁と第１のピストンによって画定されており、
前記混合気が完全燃焼する前に前記流入空気と燃料の混合気と接触する前記燃焼室の中の内壁面を第２の目標温度以下で保持し、
前記第１の目標温度は前記第２の目標温度よりも低く、
ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を提供する効率モードで前記内燃機関を運転し、前記効率モードは、少なくとも１つの第１の火花点火時期と少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの混合気の前記第１の空燃比は、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料のオクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の圧縮比に従って前記第１の出力範囲を提供するように点火可能であり、
前記切替出力レベルと該切替出力レベルより大きな最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を提供する出力モードで前記内燃機関を運転し、前記出力モードは、少なくとも１つの第２の火花点火時期と少なくとも１つの前記混合気の第２の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記少なくとも１つの第２の空燃比の一方または両方は、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比とそれぞれ異なり、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料の前記オクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の前記圧縮比に従って前記第２の
出力範囲を提供し、
前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第１の実空燃比の第１の比率（λ１）として定義され、前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて約１．３より大きいものから徐々に減少し、
前記燃料の前記少なくとも１つの第２の空燃比は、前記出力モードで理論空燃比に近づく及び／またはこれを越えるよりリッチな混合気まで徐々に増加し、
また、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期は、前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
前記少なくとも１つの第２の火花点火時期は、前記出力モードで前記最大出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
さらにまた、前記効率モードは、前記内燃機関のスロットル全開状態を含む
ことを特徴とする方法。
【請求項３】
さらに、前記流体の前記燃焼室への供給は、前記流入空気が前記第１の目標温度以下のままとなるように、吸気路を介して前記流入空気を吸気口から吸気ポートまで送ることを含む
ことを特徴とする請求項１または２に記載の方法。
【請求項４】
前記流体の前記燃焼室への供給は、前記流体が前記燃焼室に入る際、前記流体内にａ）スワール運動またはｂ）タンブル運動のいずれか一方を導くことを含む
ことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の方法。
【請求項５】
前記内燃機関の圧縮工程の間、前記第１のピストンのピストン冠の一部とシリンダヘッドまたは対向する第２のピストンのピストン冠を近接させる一方で、前記第１のピストンのピストン冠の他の部分はそのように近接させず、そのため、前記混合気は、近接した領域から前記燃焼室内の大容積の中へ押し出され、前記大容積の中に乱流を発生させる
ことを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の方法。
【請求項６】
さらに、少なくとも１つのバルブを前記第２の目標温度よりも低温に保持するため、吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも１つのバルブを積極的に冷却することを含む
ことを特徴とする請求項１から５のいずれか１項に記載の方法。
【請求項７】
さらに、前記混合気の燃焼期間を短縮するため、前記燃焼室の中の複数箇所で火花点火させる
ことを特徴とする請求項１から６のいずれか１項に記載の方法。
【請求項８】
内燃機関は、
流入空気を含む流体を燃焼室に供給するように構成された吸気ポートと、
前記流入空気と燃料が接触するように構成され、前記流入空気と燃料の混合気の完全燃焼前に第２の目標温度以下で保持されるように構成された前記燃焼室の１または複数の内壁面と、
ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を備える効率モードと、前記切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を備える出力モードで、前記内燃機関が運転されるようにする１または複数の制御デバイスと、を有しており、
前記流体は、前記燃焼室内に少なくとも閾値の乱流を生み出すのに十分な付与量の運動をしながら供給され、
前記１または複数の内壁面は、シリンダのシリンダ壁、シリンダ内の第１のピストン、および、前記吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも１つのバルブを有し、
前記効率モードは、少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの混合気の第１の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記混合気の前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料のオクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の圧縮比に従って前記第１の出力範囲を提供するように点火可能であり、
前記出力モードは、少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記混合気の少なくとも１つの第２の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記少なくとも１つの第２の空燃比の一方または両方は、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比とそれぞれ異なり、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料の前記オクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の前記圧縮比に従って前記第２の出力範囲を提供し、
前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第１の実空燃比の第１の比率（λ１）として定義され、前記効率モードで略１または１より大きく、
前記燃料の前記少なくとも１つの第２の空燃比は、前記出力モードで理論空燃比に近づく及び／またはこれを越えるよりリッチな混合気まで徐々に増加し、
また、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期は、前記出力モードで前記最大出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
前記少なくとも１つの第１の火花点火時期は、ａ）前記効率モードで略最大ブレーキトルクである、または、ｂ）前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて略最大ブレーキトルクから徐々に遅れる
ことを特徴とする内燃機関。
【請求項９】
内燃機関は、
流入空気を含む流体を燃焼室に供給するように構成された吸気ポートと、
前記流入空気と燃料が接触するように構成され、前記流入空気と燃料の混合気の完全燃焼前に第２の目標温度以下で保持されるように構成された前記燃焼室の１または複数の内壁面と、
ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を備える効率モードと、前記切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を備える出力モードで、前記内燃機関が運転されるようにする１または複数の制御デバイスと、を有しており、
前記流体は、前記燃焼室内に少なくとも閾値の乱流を生み出すのに十分な付与量の運動をしながら供給され、
前記１または複数の内壁面は、シリンダのシリンダ壁、シリンダ内の第１のピストン、および、前記吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも１つのバルブを有し、
前記効率モードは、少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの混合気の第１の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記混合気の前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料のオクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の圧縮比に従って前記第１の出力範囲を提供するように点火可能であり、
前記出力モードは、少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記混合気の少なくとも１つの第２の空燃比を利用し、前記少なくとも１つの第２の火花点火時期と前記少なくとも１つの第２の空燃比の一方または両方は、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期と前記少なくとも１つの前記混合気の第１の空燃比とそれぞれ異なり、前記混合気の過早自着火が生じないように制御され、前記燃料の前記オクタン価と約１３：１を超える前記内燃機関の前記圧縮比に従って前記第２の出力範囲を提供し、
前記少なくとも１つの第１の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第１の実空燃比の第１の比率（λ１）として定義され、前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて約１．３より大きいものから徐々に減少し、
前記燃料の前記少なくとも１つの第２の空燃比は、前記出力モードで理論空燃比に近づく及び／またはこれを越えるよりリッチな混合気まで徐々に増加し、
また、前記少なくとも１つの第１の火花点火時期は、前記効率モードで前記切替出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
前記少なくとも１つの第２の火花点火時期は、前記出力モードで前記最大出力レベルに近づくにつれて最大ブレーキトルクから徐々に遅れ、
さらにまた、前記効率モードは、前記内燃機関のスロットル全開状態を含む
ことを特徴とする内燃機関。
【請求項１０】
さらに、前記流入空気が第１の目標温度以下のままとなるように、吸気路を介して前記流入空気を前記吸気ポートに送るように構成された吸気口を有する
ことを特徴とする請求項８または９に記載の内燃機関。
【請求項１１】
前記吸気ポートは、スリーブ弁とポペット弁のうちの少なくとも１つを開けて前記流体を前記燃焼室に供給する際、流体が前記燃焼室に入りながらａ）スワール運動またはｂ）タンブル運動を得るように構成された前記スリーブ弁と前記ポペット弁のうちの少なくとも１つに前記流体を供給するダクトを有する
ことを特徴とする請求項８から１０のいずれか１項に記載の内燃機関。
【請求項１２】
前記吸気ポートは、前記燃焼室の中に供給された前記流体のタンブル運動を与えるように構成された衝立を有する
ことを特徴とする請求項８から１１のいずれか１項に記載の内燃機関。
【請求項１３】
前記内燃機関の圧縮工程の間、前記第１のピストンのピストン冠の一部とシリンダヘッドまたは対向する第２のピストンのピストン冠は近接している一方で、前記第１のピストンのピストン冠の他の部分は近接しておらず、そのため、前記混合気は、近接した領域から前記燃焼室内の大容積の中へ押し出され、前記大容積の中に乱流を発生させる
ことを特徴とする請求項８から１２のいずれか１項に記載の内燃機関。
【請求項１４】
さらに、少なくとも１つのバルブを前記第２の目標温度よりも低温に保持するため、前記吸気ポートまたは前記排気ポートと関連する前記少なくとも１つのバルブを冷却するように構成された冷却システムを有する
ことを特徴とする請求項８から１３のいずれか１項に記載の内燃機関。
【請求項１５】
前記混合気の燃焼期間を短縮するため、前記燃焼室の中の複数箇所で火花点火させることを特徴とする請求項８から１４のいずれか１項に記載の内燃機関。
【請求項１６】
１０％から９０％の前記混合気の燃焼期間が前記ピストンの上死点位置から約３５°後より前にあり、
また、前記燃焼室内の圧力が前記ピストンの上死点位置から約１０°から３５°後の範囲でピークに達するような前記閾値の乱流である
ことを特徴とする請求項１から１５のいずれか１項に記載の方法または内燃機関。
【請求項１７】
前記燃料の前記オクタン価は、約８７であり、前記圧縮比は、約１４：１より大きいことを特徴とする請求項１から１６のいずれか１項に記載の方法または内燃機関。
【請求項１８】
前記出力モードにおける前記圧縮比は、前記効率モードにおける前記圧縮比に対してａ）小さいまたはｂ）略等しい
ことを特徴とする請求項１から１７のいずれか１項に記載の方法または内燃機関。
【請求項１９】
前記切替出力レベルは、前記最大出力レベルにおける正味平均有効圧力のａ）約７０％またはｂ）約６０％にある
ことを特徴とする請求項１から１８のいずれか１項に記載の方法または内燃機関。
【請求項２０】
前記第２の目標温度は、前記内燃機関の運転状態におけるピストン冠の温度よりも低いことを特徴とする請求項１から１９のいずれか１項に記載の方法または内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本出願は、同時継続する共有出願の米国特許出願第１２／７２０４５７号明細書に優先権を与えており、この明細書の開示は全て、本願中に参照によって援用されている。
【０００２】
本願中に記載されている発明対象は、内燃機関に関するものであり、特に、アンチノック状態でも高圧縮比で運転可能な内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００３】
一般に内燃機関は、自動車に動力を供給するために使用される他、例えば、芝刈り機や他の農業用や造園用装置、出力ジェネレータ、ポンプモータ、ボート、飛行機などの他の用途にも使用される。自動車の典型的な運転サイクルにとって、大部分の燃料は、自動車の内燃機関を低負荷でアイドル運転させている間に消費される。同様に、内燃機関の他の用途も、スロットル全開で得られる出力よりも小さな出力で、より頻繁に使用されることを特徴とする。しかし、性能に悪影響を与えるおそれのある機械的な摩擦、熱伝導、絞りや他の要因のため、火花点火内燃機関は本質的に、高負荷では高効率、低負荷では低効率となる。
【０００４】
低エンジン負荷での効率は、エンジンの圧縮比を上げることで、場合によっては、向上できる。圧縮比は、点火前に空燃混合気が圧縮される程度を示すものであり、エンジン燃焼室の膨張容積をエンジンの圧縮容積で割ったものとして定義される。標準的なオットーサイクルエンジン燃焼室において高圧縮比は、一般に、ピストンの性能を出力行程での膨張をより長くでき、結果として、同じエンジンを低圧縮比で運転するのに比べて、より多くの仕事をする。一般的に、オクタン価が８７のガソリンを用いた自動車に動力を供給するガソリンの圧縮比は、約８．５：１から１０：１の間の範囲に及ぶ。
【０００５】
エンジンによって到達可能な最大圧縮比は、高温での空燃混合気の制御されない先行する（すなわち、所望のタイミングより前に）着火によって制限され得るものであり、一般にエンジンのノッキングが問題とされる。ノッキングは、混合気が十分に長い時間高温にさらされた場合に、燃料がより容易に可燃性分子断片に分離することよって起き得る。高温にさらされると、これらの断片は、通常の燃焼の範囲外で制御されない爆発を起こす。例えば、自着火は一般的に、ピストンが圧縮行程の上死点（ＴＤＣ）に達する前に生じるため、場合によっては、ピストンがＴＤＣを超えて膨張行程が始まる前にノッキングが起こり得る。自着火は、既に燃焼した混合気によってエンドガスが温められて、圧縮される膨張行程でも起こり得るため、燃焼混合気の小空間が通常の燃焼範囲外で着火する。エンジンノッキングは、燃焼室内部に音を立てて潜在的な損傷を与える圧力波の原因となる。ノッキングは、より一般的な問題である自着火と関連する格別な問題である。当該書面において、自着火は、火花が点火されるときとは無関係に着火が生じる場合を指す。
【０００６】
圧縮比に加えて、特にノッキング、一般的には自己着火の発生に影響し得る要素は様々ある。一般に、低オクタンガソリンは、高オクタンガソリンに比べ、より低温で自着火する。エンジン内の熱い壁やピストンの温度もまた、空燃混合気の加熱を強くする傾向にあり、その結果、燃料が自着火する傾向が強くなり、例えば排気バルブの周りなどに、ホットスポットの領域での混合気の局所的な加熱やノッキングの原因となるホットスポットが局所的に生じ得る。混合気の燃焼速度が速いことは、例えば、燃料の混合と急速燃焼を促進する乱流によって、自着火の可能性を低くすることができる。しかし、高い吸気の場の乱流も、吸入混合気内の温度上昇を増す可能性があり、これは自着火の傾向を強くする。混合気の中の燃料量を理論値まで増やすことは、放出されるエネルギを増やし、そのため、ノッキンギの起こり易さに影響するエンドガスの圧力と温度を高くする可能性がある。点火時期もまた、高いピークの圧力と温度を生じる可能性があり、そのため、所定の状態のもとで自着火の生じやすさに影響している。
【０００７】
多くの従来の内燃機関は、一般的に、４ストロークオットーサイクルで構成され、この理想的なものが、図１（ａ）のグラフ４０によって示されている。図のように、４ストロークオットーサイクルは、空燃の吸気行程５０、等エントロピ圧縮行程５２、等積燃焼行程５４、等エントロピ膨張行程５６、排出行程および排気行程６０を含んでいる。ピストンは、圧縮行程５２の間、出力行程５６の間に膨張するのと同じ程度まで混合気を圧縮する。オットーサイクルは、一般的に高負荷において最高の効率、低負荷において（例えば、スロットルで調整されている状態で運転中に）大幅に低下した効率となるように特徴付けられている。スロットルに対するポンピング損失もまた重要である。オットーサイクルの対称性もまた、効率の制限をもたらし得る。オットーサイクルエンジンにおいて、スロットルは一般的に部分負荷運転での空気流量を制限するのに用いられる。スロットルはマニホールドへの空気の流れを制限し、その結果、エンジンは、この低下した圧力領域から空気を抑制する。そのため、エンジン内に空気を流す仕事は、空気の流れを抑制するためにバルブが使われた場合よりも一般的に高くなる。
【０００８】
反対に、アトキンソンサイクルは、ポンピングの仕事を減らす非対称サイクルを用いることによって、オットーサイクルよりも効率を向上できる。エンジンをアトキンソンサイクルで運転する場合、効果的な空燃圧縮行程は、出力膨張行程に比べて短くなる。これは、例えば、混合気の吸気行程の一部の間、吸気バルブを閉じたままにすることによって実現してもよい。幾何的な圧縮比は、この制限された量の吸気を、燃料のオクタン価によって課された制限値近くまで圧縮するものである。圧縮された混合気は、それから点火されて、圧縮行程よりも長い膨張行程の間、膨張させられる。図１（ｂ）のグラフ６１は、アトキンソンサイクルの最初の理想的なバージョンを示している。初期の吸気バルブが閉じるアトキンソンサイクルのこの例の中で、吸気せずに許容される混合気の体積Ｖ０まで、行程６２で混合気を吸気してもよい。そのとき、吸気バルブは閉じられ、吸気行程の第２部分６４は、それ以上混合気が許容されない状態で継続する。空気を追加せずに体積が膨張し続けるため、このとき吸気行程の第２部分６４の間、室内の圧力が低下する。断熱行程６６の間、混合気は圧縮され、燃焼行程６８において定積で燃焼され、出力行程７０において断熱的に膨張される。排気ガスは、排出行程７２の後の排気行程７４において排出される。図１（ｃ）のグラフ８０は、第２の理論上のバージョンのアトキンソンサイクルを示している。末期の吸気バルブを閉じるアトキンソンサイクルのこの例では、吸気バルブは、吸気行程８２と吸気バルブが閉じられるまでの圧縮行程の第１部分８４の間は、開放されたままである。吸気バルブを閉じた後、燃焼室内の混合気の体積Ｖ０は、断熱行程８６の間圧縮され、燃焼行程８８で定積で燃焼され、出力行程９０で断熱的に膨張される。排気行程９２の後の排出行程９４において排出ガスが排出される。それから、アトキンソンサイクルでは、膨張行程７０、９０は、圧縮行程６６、８６と比べて増加される。アトキンソンサイクルは、所定の圧縮比で膨張行程でより多く仕事をすることによって、低負荷での効率を上げる。
【０００９】
一般的に、アトキンソンサイクルは、高負荷でのエンジン駆動のため高出力密度を供給することができない。しかし、出力密度の限界のため、従来型エンジンにおけるアトキンソンサイクルは、通常、低負荷でのみ用いられる。可変バルブタイミングや可変圧縮比は、低出力におけるアトキンソンモードとオットーサイクルにおいて、または、高出力のための対称モードにおいて、エンジンを運転させるために用いることができる。このタイプの運転を実現するためのひとつのアプローチは、図１（ｃ）に示されている上述の例のような遅延吸気弁閉鎖（ＬＩＶＣ）方法である。
【００１０】
一形態において、ある方法は、少なくともシリンダ壁とピストンによって規定された燃焼室内で、燃料に少なくとも所定の閾値の乱流を発生させるのに十分な運動を与える形で、吸気を含む燃料を内燃機関の燃焼室へ供給することを含んでいる。吸気と燃料の混合気と接触する燃焼室の内壁面は、混合気の燃焼が終了までは、第２の目標温度以下に保持されている。内燃機関は、ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を与える効率モードと、切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を与える出力モードとで運転される。効率モードは、燃料のオクタン価と約１３：１より大きな圧縮比に応じて、効率モードで混合気の過早自着火を避けるように選ばれた混合気の第１の点火時期と第１の空燃比を用いることを含んでいる。出力モードは、燃料のオクタン価と約１３：１より大きな圧縮比に応じて、出力モードで混合気の過早自着火を避けるように選ばれた混合気の第２の点火時期と第２の空燃比を含んでいる。
【００１１】
第２の相関する形態において、内燃機関には、吸気を含む流体を燃焼室に運ぶ吸気ポートがある。流体は、燃焼室内である程度の乱流を少なくとも発生させるのに十分な与えられた運動量で運ばれる。１または複数の燃焼室の内壁面は、第２の目標温度以下に保持される。１または複数の内壁面は、シリンダのシリンダ壁、シリンダのピストン、および、吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも１つのバルブを含んでいる。ゼロと切替出力レベルとの間の第１の出力範囲を与える効率モードと、切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第２の出力範囲を与える出力モードとの、少なくともいずれか一方で内燃機関を運転させるための１または複数のコントロールデバイスを含んでいる。効率モードは、燃料のオクタン価と、約１３：１を超える圧縮比に応じて、効率モードでの混合気の過早自着火を防ぐよう選択された第１の点火時期と、混合気の第１の空燃比の利用を含んでいる。出力モードは、燃料のオクタン価と、約１３：１を超える圧縮比に応じて、効率モードでの混合気の過早自着火を防ぐよう選択された第２の点火時期と、混合気の第２の空燃比の利用を含んでいる。
【００１２】
変形例の中には、さらに、１または複数の以下の特徴を実行可能な組み合わせで含めることができる。第１の空燃比と第２の空燃比は、燃焼される燃料の理論上の比率を与える空燃比に対して実際の空燃比の比率（それぞれλ１とλ２）であり、いずれも約１となり得る。また、第１の空燃比（λ１）は、切替出力に達っしている時の約１．３よりも大きな値から徐々に減少させることができ、第２の空燃比（λ２）は、約１にすることができる。第１の点火時期は、ほぼ最大のブレーキトルクにすることができ、第２の点火時期は、最大出力に達している時の最大ブレーキトルクよりも徐々に遅らせることができる。また、第１の点火時期は、切替出力レベルに達している時のほぼ最大ブレーキトルクから徐々に遅らせることができる。燃焼室内でピーク圧力を実現でき、混合気の１０〜９０％の燃焼期間が、ピストンの上死点位置から約３５°後より前に生じ得る。また、燃焼室内のピーク圧力を、ピストンの上死点位置から約１０〜３５°後の範囲内で実現でき、混合気の燃焼期間の１０〜９０％が、ピストンの上死点から約３５°後より前に生じ得る。
【００１３】
オクタン価が約８７の場合、圧縮比は任意で約１４：１よりも大きくすることができる。出力モードでの圧縮比は、効率モードでの圧縮比よりも小さくすることができる。あるいは、出力モードでの圧縮比は、効率モードでの圧縮比と略同一にすることができる。切替出力レベルは、最大出力レベルでのブレーキ平均有効圧力の約７０％で発生することができる。あるいは、切替出力レベルは、最大出力レベルでのブレーキ平均有効圧力の約６０％で発生することができる。
【００１４】
燃焼室への燃料の供給波、空気の取り入れ口から吸気路を介した吸気ポートへ流入空気を送ることをさらに含むことができる。吸気は、実施態様によっては、第２の目標温度よりも低くなる第１の目標温度以下に保持されるように、エンジンの熱にさらされている限られた部分を含むことができる。流体を燃焼室に運ぶために、スリーブ弁および／またはポペット弁が開いている時に、流体は、燃焼室に入る際に旋回動作および／またはタンブル動作を得るように、吸気ポートは、流体をスリーブ弁および／またはポペット弁へ運ぶダクトを含むことができる。吸気ポートおよび／またはダクトも、または、選択的に、燃焼室内に運ばれる流体のタンブル動作をもたらすように構成された衝立を含んでいる。その代わりに、または、さらに、ピストンの第１部分とシリンダヘッドまたは第２ピストンは、内燃機関の圧縮行程の間に、極めて接近した状態となる一方で、ピストンの第２部分は、より大きな容積内で乱流を生じさせるため、燃焼室内で混合気が閉じた領域から、より大きな容積へ押し出すようなものではない。吸気ポートまたは排気ポートに関連する少なくとも１つのバルブは、少なくとも１つのバルブを第２の目標温度よりも低温に保持するため、限定されない例における冷却システムによって積極的に冷却可能である。第２の目標温度は、内燃機関の運転状態において、ピストン冠の温度よりも低くなり得る。混合気の燃焼期間を短くするため、多発する点火位置が燃焼室内でもたらされる。 
【００１５】
ここで示される本内容を実施することにより、１以上の効果を奏することができる。例えば、典型的なドライブサイクルで運転する自動車は、ここで示されたいくつかの実施において、以前に利用可能な解決策に比べてほとんどエンジンのコストを増やさずに、３０％の燃料効率の節約を実現できる。さらに、燃焼室内での高濃度によって、リーン運転ができる。これによって、これらの自動車は、高価な、または、最新の排気制御無しに厳しい排気基準を満たすことができる。
【００１６】
ここで示した内容の１または複数の変形の詳細は、添付図面と後の記述で説明される。ここで示したこの内容の他の特徴や効果は、詳細な説明、図面および特許請求の範囲から明らかになる。
【００１７】
この詳細な説明の中に組み込まれていると共に、これを構成している添付図面は、ここで開示された内容の特定の面を示しており、詳細な説明と共に、開示された実施と関連するいくつかの原理の説明を助けるものである。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】図１（ａ）、図１（ｂ）、図１（ｃ）は、理想的なオットーサイクルと理想的なアトキンソンサイクルの２つの例の特徴を示すグラフである。
【図２】図２は、本発明対象と一致する１または複数の特徴を備えた方法を示す工程フロー図である。
【図３】図３は、本発明対象と互換性のある１または複数の特徴を備えたエンジンを示す断面図である。
【図４】図４は、図３に示されたエンジンの他の断面図である。
【図５】図５は、本発明対象と互換性のある１または複数の特徴を備えた他のエンジンの部分を示す断面図である。
【図６】図６は、本発明対象と互換性のある１または複数の特徴を備えた他のエンジンの部分を示す断面図である。
【図７】図７は、図６に示されたバルブ構造で使用可能なロッカアームを示す上部立面図である。
【図８】図８（ａ）、図８（ｂ）はそれぞれ、その中を通る流体に乱流運動を与えることができるポペット弁構造の特徴を示す斜視図と断面図である。
【図９】図９（ａ）、図９（ｂ）はそれぞれ、ポペット弁を用いるシリンダ内の乱流の発生を示す垂直断面図と水平断面図である。
【図１０】図１０は、本発明対象の機能を用いたエンジンと出力範囲を超えた従来型エンジンのブレーキ効率を比較したグラフである。
【図１１】図１１は、本発明対象の機能を用いたエンジンの、圧縮比が１５：１で可変の点火時期を用いた理論空燃比におけるブレーキ効率と、出力範囲を超えて圧縮比が９：１で走行する従来型エンジンのブレーキ効率を比較したグラフである。
【図１２】図１２は、本発明対象の機能を用いたエンジンの、圧縮比が１５：１で可変の空燃比と可変の点火時期におけるブレーキ効率と、出力範囲を超えて圧縮比が９：１で走行する従来型エンジンのブレーキ効率を比較したグラフである。
【００１９】
実用的な場合は、同じ参照番号は、同じ構造体や特徴や要素を示す。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
内燃機関は、全開よりも閉じたスロットルで頻繁に運転されるエンジンにおける典型的な使用サイクルを調整するために性能と効率を改善するように設計された、機械的に複雑で比較的高価な機構で組み立てることができる。例えば、可変のバルブタイミング、可変の圧縮比などが、高効率と高出力密度の両方を兼ね備えたエンジンを製造するのに役立つと示されてきた。しかし、安価な製造用に設計されたエンジンは、一般的に比較的単純な機構にしなければならず、そのためにそのような機構を容易に含めることができない。現在利用可能な方法が持つこれらと潜在的な他の問題に取り組むため、本発明対象の１または複数の実施態様は、エンジン負荷のより広い範囲にわたって燃費を改善でき、そのため、自動車の典型的な運転サイクルの効率を改善できる内燃機関を、他の可能な利点と共に提供できる方法、システム、品物または製造など提供する。他の内燃機関の使用には、農業用や造園用機材、発電機、モータポンプ、ボート、飛行機なども含まれるがそれだけでなく、エンジンのより広い範囲で効率を改善できることから利益を得ることもできる。
【００２１】
本発明対象の実施態様と同一の内燃機関は、低負荷では高効率に運転可能であり、高負荷では高い出力密度を与えながら、負荷を抑えることができる。そのため、最も頻繁に用いられると共に、燃料の大部分が消費されるエンジンの運転状態で、効率は最大化される。
【００２２】
実施態様に従って、例えばブレーキ平均有効圧力が約６バール以下の低中程度のエンジン負荷では、初めにエンジンを、リーンな空燃混合気を用いて全スロットルがスロットル全開（ＷＯＴ）の状態で最大ブレーキトルク（ＭＢＴ）の時点に「効率」モードで運転できる。効率モードにおいて、通常のオクタン価が８７のガソリン運転では、約１５：１の圧縮比でエンジンを運転してもよい。従来型エンジンでは、このような圧縮比は、火花を遅らせる必要があったため、到達可能な効率が限られていた。しかし、本発明対象は、エンジンノッキングなしにこの範囲にある圧縮比を可能にするいくつかの特徴を有している。これらの特徴には、（例えば、希薄な空燃混合気や、燃焼室の中および燃焼室に入る前の両方で、空気および／または燃料にさらされている熱源を制限することによる）比較的低い燃焼温度、流入空気および／または燃料の乱流による急速燃焼時間、比較的ホットスポットを持っていない燃焼室の内の１つまたは複数が含まれる。これらの特徴については、後により詳細に説明する。高圧縮比、比較的低い燃焼温度、および、開いたスロットルは、運転サイクル中に燃料の大部分が消費される低中負荷運転状態において、高効率のエンジン性能を生み出すことができる。１または複数の強い乱流、急速燃焼、アンチノック性のある燃焼室、および、ここに記載された他の特徴によって、理論空燃混合気を用いたときでさえ通常可能な圧縮比よりも高い圧縮比を使用できる。
【００２３】
リーン運転で得られる最大負荷を超える負荷の場合、次に、エンジンは、よりリッチな混合気を得るため空燃比が下げられた（例えば、理論値に近い）「出力」モードで運転できる。注目すべきは、ガソリンの一般的な理論空燃比は、単位燃料当たりの空気の質量端にが約１４．７であることである。この開示のため、空燃比は、理論空燃比に対する実際の空燃比の比率の意味で説明され、一般的にギリシャ文字λ（ラムダ）を用いて参照される。エンジンの特性は、ノッキングを防ぐようにこれらのより高圧力で制御され、火花点火のタイミングをＭＢＴタイミングよりも遅くなるように調整することを含んでいる。効率モードと出力モード間の切り替えは、例によっては、約６〜７バールｂＭｅＰで起こり得る。しかし、技術の向上に伴って、例えば、より多くの空気をエンジン内に入れる能力、効率モードから出力モードへの意呼応は、より高いＢＭＥＰで可能となる。切替がより低いＢＭＥＰで起きる実施態様では、排気または他の制約が必要とされてもよい。発明された技術のこれらの更なる特徴は、以下でより詳細に説明される。
【００２４】
図２は、本発明対象の実施態様と同じ、少なくともいくつかの機能を含むエンジンの運転方法を説明する工程フローチャートを示している。２０２では、少なくとも流入空気を含む流体（実施態様によっては、流入空気と燃料を含むことができる）を、内燃機関の燃焼室に運ぶ。この流体の運ぶことは、燃焼室内での乱流の閾値を少なくとも生み出す流体の十分な運動を与える。乱流の閾値は、ひとたび着火を始めた混合気の急速燃焼を引き起こすのに十分である。例えば、実施態様によっては、乱流の閾値は、燃焼室内のピーク圧力が到達するような、混合気の燃焼期間の１０〜９０％が、前記ピストンまたは、ＴＤＣから約３５°後またはＴＤＣから約１０〜３５°後の間にある位置に達したピストンより前にあるものである。実施態様によっては、例えば、（例えば、熱交換機等によって）エンジン区画内の過剰な熱源から遮蔽された、または、物理的に分離された１または複数のダクトを通して空気を運ぶ、積極的な空冷によって、第１の目標温度より低温で流体を運ぶことができる。
【００２５】
２０４では、混合気の完全燃焼前に、流入空気と燃料の混合気と接触する状態となる燃焼室内の内壁面は、実施態様によっては、エンジンの運転状態でのピストン冠の温度よりも低温となる第２の目標温度以下に保持される。第１および／または第２の閾値温度は、自着火および／またはノッキングを引き起こす混合気の傾向を弱めるように選ぶことができる。
【００２６】
２０６では、出力がゼロから切替出力の間の第１の出力範囲内にある効率モードで内燃機関を運転する。効率モードは、第１の出力範囲内でエンジンを運転する間に、混合気の過早自着火を抑えるために選ばれた組み合わせである第１の点火時期と混合気の第１の空燃比の使用を含んでいる。第１の点火時期と第１の空燃比の選択は、燃焼される燃料の理論上の比率を与える空燃比に対する実際の空燃比の比率（λ１）として表現することができ、燃料のオクタン価と、約１３：１を超える圧縮比に応じて実施することができる。
【００２７】
２１０では、出力が切替出力と最大出力との間の第２の出力範囲の中にある出力モードで内燃機関を運転する。出力モードは、第２の出力範囲内における混合気の過早自着火を避けるように選択された第２の点火時期と、混合気の第２の空燃比を使用することを含む。第２の点火時期と第２の空燃比の選択は、実施態様によっては、燃焼される燃料の理論上の比率を与える空燃比に対する実際の空燃比の比率（λ２）として表現することができ、燃料のオクタン価と、約１３：１を超える圧縮比に応じて実施することができる。コントローラ、および／または、エンジンの運転特性を示す、および／または、調整する状態検出器は、図２について上述の１または複数の機能を実行できる。
【００２８】
実施態様によっては、効率モードは、エンジンの最大ブレーキ平均有効圧力（ＢＭＥＰ）の約０．２〜０．７の範囲内にでき、出力モードは、最大ＢＭＥＰの約０．７から最大ＢＭＥＰまでの範囲内にできる。また、国立モードは、最大ＢＭＥＰの０．４〜０．６の範囲内にでき、一方で、出力モードは、最大ＢＭＥＰの約０．６から最大ＢＭＥＰまでの範囲内にできる。最大ＢＭＥＰは、実施態様によっては、約８バールと１５バールの間にできる。少なくとも使用される燃料のオクタン価に応じて、１４：１または１５：１またはそれ以上の圧縮比を使用できる。例えば、本発明対象は、圧縮比が１８：１、２０：１と同じか、それ以上になるディーゼルエンジンで、または、圧縮天然ガスと共に使用できる。使用される圧縮比は、所定の燃料オクタン価で、最大効率のリーン運転（例えば、１よりも大きいλ）の場合のピーク圧力を、上死点（ＴＤＣ）から約１０〜１５°後の間に設定によって決定できる。示されたブレーキ平均有効圧力の変数の係数は、有ルに５％以下にでき、ノッキング限界では、全開スロットル運転が可能である。燃焼室に付与される混合気の中の乱流は、そうでなければノッキングを生じるであろう燃料の過剰な予熱なしに、急速燃焼期間を実現するため使用できる。（例えば、液体として）燃焼室内への燃料の直接噴射は、高温での燃料の滞留時間を制限して、ノッキングへの抵抗を与えるのに使用できる。流入空気および／または燃焼室の内壁面の温度制御は、ここで述べた１または複数の方法または他の同様の変形を用いて実現できる。第２の目標温度は、燃焼サイクルの間、最大ピストン冠温度よりも低温で有利に保持でき、これは、例えば、約２００〜３５０℃の間で、または、約２５０〜３５０℃の間で変わる可能性があり、例によっては、約３００℃、あるいは約４００℃、または同様のものより低い可能性がある。実施態様によっては、第１の目標温度も、第２目標温度に規定された範囲内または以下に保持できる。
【００２９】
図２に示された、上述の方法の実施において、理論または略理論燃料混合は、第１の空燃比（λ１）と第２の空燃比（λ２）の両方で使用可能である。すなわち、空燃比は、エンジンの効率モードと出力モードの両方で１近辺に保持される。効率モードの間の第１の点火時期は、最大ブレーキトルク（ＭＢＴ）かその近傍となる可能性があり、これは、場合によっては、燃焼室内の圧力がＴＤＣから約１０〜１５°後でピークになるように、ＴＤＣより前に生じる可能性がある。エンジンにかかる負荷が増加し、エンジンが出力モードで運転するはずの切替出力を出力が超えるため、第２の点火時期は、エンジン負荷を増やしながら、徐々にＭＢＴから遅れる。下記で述べるような１または複数の特徴を備えるエンジンにおいて、点火時期を遅らせることは、ノッキングが生じない理論上の混合気の存在に関わらず実現可能である。この実施態様と同じ例によっては、燃焼室内のピーク圧力は、上死点から３５°後より前に容易に到達でき、全燃料の１０〜９０％が燃焼室内で燃焼する期間は、ＴＤＣから３５°後より前に、また、他の方法として、ＴＤＣから２５°後より前に、容易に到達できる。
【００３０】
図２に示された、上述の方法の他の実施において、第１空燃比（λ１）は、１（すなわち、リーン混合気）よりも大きくすることができ、効率モードの間は常時変更可能である。エンジン負荷は、効率モードにおいて切替出力に向かって増加するため、エンジン出力は、空燃比を徐々に減少させることによって、例えば、非常に希薄なものから、λ＝１の理論混合気により近づけることによって、増加する。第１の点火時期（すなわち、効率モードの間）は、最小出力で最大ブレーキトルク（ＭＢＴ）の近傍にできる。この例において、このタイミングは、ノッキングを減らすのに必要な切替出力に達する前まで遅らせることができる。エンジン負荷が増加する出力モードでエンジンが運転するように、エンジン負荷が増加し、出力が切替出力を超えるため、第２の点火時期は、エンジン負荷が増加しながら、徐々にＭＢＴから遅れる可能性がある。上述の実施のように、後述の１または複数の特徴を備えたエンジンにおいて、点火時期の遅れは、理論混合気の存在にかかわらず、ノッキングを起こさずに完了する。この実施と一致するいくつかの例において、燃焼室内のピーク圧力は、上死点から１０〜３５°後の間に有利に達して、燃焼室内の全燃料の１０〜９０％が燃焼する時間は、上死点から３５°後よりも前で有利に起こりうる。
【００３１】
図３は、本発明対象の機能を実施可能な内燃機関３００の例の断面図を示している。さらに、このエンジンおよび同様のエンジンのさらなる詳細は、発明の名称が「内燃機関」の米国特許第７５５９２９８号明細書、および、発明の名称が「高旋回エンジン」の米国特許出願第１２／８６００６１号明細書（米国特許出願公開第２０１１／００４１７９９（Ａ１）号明細書）に説明されており、各文献は、即時開示された内容の特許権者に譲渡されており、全体がこの中で参照によって組み込まれている。図３に示されているように、吸気ポート３０１は、単独で、または、混合気の一部として、空気をエンジンボディ３０６によって規定されたシリンダ３０４の中へ送る。図３に示されているように、エンジンボディ３０６は、リング状の中心接続部材３１４に搭載された左側キャスティング３１０と右側キャスティング３１２を含むことができる。中心接続部材３１４も、スパークプラグが挿入された１または複数のスパークプラグスリーブ３１６を含むことができる。エンジン３００は、左側ピストン３２０と右側ピストン３２２がシリンダ３０４内でシリンダ３０４の中心線Ｃに沿って往復運動するように構成されている。左側ピストン３２０は、左側接続ロッド３２４に接続されており、同様に、左側接続ロッド３２４は左側クランクシャフト３２６に接続されている。左側ピストン３２０は、シリンダ３２４内で往復運動して、シリンダ壁３３４に沿って左右に摺動可能である。右側ピストン３２２も、シリンダ３０４内で往復運動して、シリンダ壁３３４に沿って左右に摺動可能である。 
【００３２】
図３は、上死点（ＴＤＣ）においてピストン３２０、３２２とシリンダ壁３３４によって主として規定されるように、同じシリンダ３０４内に対抗して２つのピストンが並べられたピストン構造を示している。本発明対象の１または複数の特徴と一致する他のエンジン設計において、シリンダ壁、一端にあるピストンおよび他端にあるシリンダヘッドは、燃焼室を規定する。エンジン３００におけるピストン３２０、３２２の直径は、従来のピストンの直径よりも小さく、シリンダヘッドは不要である。分離されたシリンダヘッドを削除して、より小さな直径のピストンを利用することによって、燃焼室内の表面積対体積率を小さくルことができ、本願の他のところで述べたように、燃焼室からの熱伝達損失を制限することができる。そうでなければ熱伝達する損失となる熱は、その代わりに出力行程（例えば、理想的な断熱状態に近い出力行程を形成する）間、ピストン３２０、３２２によって実行される仕事に貢献できる。実施によっては、エンジン３００の対向したピストンの配置の優位性は、体積対表面積率が低いことによって、高速または高乱流の燃焼混合気が、他のエンジン構造よりも、エンジン３００に与える衝撃を少なくして良い。結果として、高速の、または、強い乱流の燃焼混合気からの、増加した熱伝達は、他のエンジン構造よりもエンジン３００への影響を少なくてもよい。実施態様によっては、ピストン３２０、３２２には、熱伝達率が低い材料（任意に鋳鉄等に限定されないものを含む）が含まれる。熱伝達率が低い材料を用いることによって、燃焼時に発生する熱は、ガス中に保持されるため、仕事をすることができる。
【００３３】
図３は、左側キャスティング３１０と関連する第１のクーラント通路と、右側キャスティング３１２と関連する第２のクーラント通路とを示している。１つ以上のスリーブ弁体３４０、３４２は、部材３３６、３３８を規制する各クーラント通路に対して左右に摺動可能である（図３から）図３に示されているように、第１のスリーブ弁体３４０は、左側キャスティング３１０に関連しており、第２のスリーブ弁体３４２は、右側キャスティング３１２に関連している。第１のスリーブ弁体３４０は、吸気ポート３０１と関連して機能することができ、第２のスリーブ弁体３４２は、排気ポート３４４と関連して機能することができる。 
【００３４】
図３中には、左側ピストン３２０と右側ピストン３２２が、シリンダ３０４の中で上死点（ＴＤＣ）にある状態で、この例ではシリンダ壁３３６と、最小状態での左側ピストン３２０と右側ピストン３２２のピストン冠によって規定されている燃焼室と共に、並べられている。本発明対象の実施態様と一致するエンジンは、ここ以外で述べたように、最小燃焼室の前、中または後に（上死点の前、中、後）点火時期が起きるように設定されることが可能である。
【００３５】
従来型エンジンにおいて、燃焼室の表面に付加して、シリンダヘッドが吸気および排気ポペット弁を収納している。これらバルブは、燃焼室内での局所的なホットスポットを規定しており、６５０℃の高温に達しうる。上述のように、局所的なホットスポットは、エンジンのノッキングにとって重要な要因となりうる。従来の吸気および排気バルブは、図３に示されたようなエンジン３００の中から除くことができ、代わりに、第１のスリーブ弁体３４０によって覆われた吸気ポート３０１と、第２のスリーブ弁体３４２によって覆われた排気ポート３４４に交換することができる。第１のスリーブ弁３０２は、吸気ポート３０１を開閉するため往復運動する。第２のスリーブ弁３４２は、排気ポート３４４を開閉するため往復運動する。さらに、吸気バルブ、排気バルブおよびスリーブ弁のさらなる詳細については、合併された米国特許第７７５５９２９８号明細書、米国特許出願公開第２０１１／００４１７９９（Ａ１）号明細書の中に開示されており、吸気および排気バルブは燃焼室内に局在するホットスポットを規定しないことと関連する。これらは、ＴＤＣ近くのピストン冠によってほとんど隠されたままであり、また、一般に第２の目標温度である４００℃よりも低い温度に保持されている。例えば、ここでより詳細に述べたような１または複数のやり方で。これらの比較的低い温度によって、混合気への熱伝達を少なくでき、そのためノッキングマージンを増やし、より高い圧縮比を可能とする。
【００３６】
さらに、シリンダ壁４３４を介した熱伝導を減らすことが望ましい一方で、吸気、燃料および空燃にさらされたシリンダ壁４３４と他の内壁面を、燃焼中にエンドガス（すなわち、燃焼ガスの残り）の自着火する例を減らすか、無くすのに十分な低温に保持することも重要である。エンジンは、第１のおよび／またはスリーブ弁３０２、３４２の周りを循環して熱を取り除く冷媒によって、これを実現できる。さらに、このような冷却システムについてさらに詳細が、上述の米国特許第７５５９２９８号明細書の中に開示されているが、一般的に、冷媒は、スリーブ部材３０２、３４２の外表面の周りの溝を通して流すことができる。熱は、スリーブ部材３０２、３４２から冷媒に対流によって移動し、冷媒によってシステムから除去される。
【００３７】
図４は、図３に示されたエンジン３００のＢ−Ｂ切断線に沿った第２の断面図４００である。図４に示されているように、第１のスリーブ弁体３０２は、混合気、空気単体、またはガスおよび／または取り込まれた液体の他の組合せとなり得る流体４０４を案内する吸気ポート３０１を規定している。図４の吸気ポート３０１は、これを通って流体が入るスワールポート吸気口４０６と、スワールポート排出口４１０を備えたスワールポート排出口領域４０８とを含んでおり、ピストンの吸気行程の間、シリンダ３０４の燃焼室内に回転流を作り出すため（図４に示されたような）、運ばれた流体４０４がこのスワールポート排出口４１０を介して吸気ポート３０１からシリンダ３０４の中へシリンダ壁３３４の周辺を通って抜ける。注目すべきは、図３に示されたエンジン３００には、左側ピストン３２０と右側ピストン３２２の両者が対向して動くことである。運ばれた流体４０４を接線方向に運ぶことと、シリンダ３０４の周辺（例えば、シリンダ壁３３４の近く）にある流体４０４が入るのを許すこととの組合せによって、吸気行程の間のシリンダ３０４の燃焼室内のすばやい回転流れ場をもたらすことができる。この指示された流れは、燃焼室内のガスが点火されるときに、サイクルを通じて持続でき、炎をすばやく燃焼室内を通過させ、これによって、非常に早くて、十分に再生可能な燃焼事象となる。図４に示された１または複数の特徴を備えた吸気ポート３０２と関連して使用されるスリーブ弁体３０２は、どのような構造のエンジンと併用して使用できる（例えば、共通のシリンダ３０４を共有する同軸ピストンで構成されたエンジンだけではない）。
【００３８】
図４に示されているようなスリーブ弁体３０２は、シリンダ３０４の中にその全面にわたって混合気が入ることができるようにするため、燃焼室内で指示された乱流を発生させるのに特に効果的である。他のタイプのバルブ（例えば、ポペット弁）は、乱流状態を主に吸気バルブの周囲に作り出すようにしてもよく、一般に最大でシリンダ３０４の直径の半分よりもわずかに大きい。より小さなピストン動作で同様の乱流流動作を実現することができるため、スリーブ弁構造のポンピング損失をより減少させることができる。
【００３９】
吸気ポート３０１の断面積Ａ１〜Ａ７は、液体４０４がシリンダ３０４に沿ったポートを介して運ばれるにつれて徐々に小さくなる。流れに用いられる断面積の減少によって、混合気４０４の流れが、シリンダ壁３３４に沿ってシリンダ３０４内に入り、シリンダ３０４の中心軸Ｃに対して旋回する。流体４０４は、図３に示されているようなピストンの幾何的な中心を長手方向に通る中心軸Ｃの周りを回転できる。
【００４０】
この構造の場合、ピストンの下向きの行程によって生み出される低圧領域の中へ中心Ｃに向かってらせん状に流体４０４を流すことができる。後退するピストンが流体４０４をシリンダ３０４の中へ流体４０４を流すように、吸気ポート３０１の出口は、シリンダ壁３３４に沿って流体４０４を高速に取り込む。この作用は、シリンダ３０４内の流体４０４の回転速度を増すように、シリンダ３０４の中心Ｃへ向かう動作をもたらす。このアレンジメントとは対照的に、従来型ポペット弁を出る混合気を、シリンダの中心に導入してもよく、シリンダ壁３３４に沿って膨張するにつれて、混合気の速度は減少してもよい。スリーブ弁と同じ大きさの乱流を生じさせるポートまたはバルブを組み込んでいるポペット弁エンジンは、スリーブ弁に対してバルブを通る増加した圧力を低下させてもよい。しかし、後述される１または複数の特徴を用いて、ポペット弁の利用も、本発明対象の１または複数の利点をもたらすことができる。
【００４１】
シリンダ４０４内の流体３０３の旋回速度は変更しても良い。高速旋回、燃焼室内の流速は、シリンダ壁３３４および燃焼室の他の内壁面への、または、これらを介した熱伝達を増やすことができる。しかし、このタイプの流動も、燃焼室内の混合気の燃焼速度を早くすることができる。これは、温度と時間の関数であるエンジンのノッキングにおいて非常に役立つ。燃焼した混合気は、ノッキングが起こり得る温度に達する可能性があるが、吸気混合気の乱流によれば、燃料の自着火に必要とされる時間よりも早く燃えることにより、ノッキングの発生を抑えることができる。これによれば、上述の効率モードでの圧縮比を大きくして、高出力モードでの点火遅れを減らすことができるノッキングマージンを増やすことができる。
【００４２】
シリンダ３０４内の混合気Ｍの旋回速度は、吸気ポート３０１の断面積Ａ１を変更することによって調整可能である。実施によっては、吸気ポート３０１を通る混合気Ｍの平均ポート流速は、毎秒９０ｍとなりうる。「平均ポート流速」なる用語は、ポート３０１を空気が通るように、空気の断熱平均速度を意味している。ポート３０１内の混合気Ｍの平均流速は変更してもよい。これによって、混合気Ｍはシリンダ３０４内を（例えば、口径が小さなエンジン内の）クランクシャフト速度の約６倍の速度で旋回する。
【００４３】
シリンダ３０４内の旋回は、ポート３０１の断面積に比例する。もしポート３０１の断面積Ａ１を増やした場合、混合気Ｍがシリンダ３０４に入る接線速度は減速する。その結果、混合気Ｍの旋回速度も減速する。混合気Ｍがシリンダ３０４に入る角度は、その接線速度と共に変化する。接線速度が速いと角度は浅くなり、速度が遅いと角度は急になる。浅い角度は、バルブを通る最大流量を制限する効果的なバルブ開口面積を減少させる。さらに、吸気ポート３０１は、吸気ポート３０１のチューブ上断面が、バルブの開口を横切ると期待される流れの角度でバルブに近づくように設計できる。高スワールの設計は、バルブに近づくにつれて、最大流量を減らし、吸気ポート３０１の接線方向の配置を多くするようにしてもよい。それに応じて、低スワールポート３０１は、最大流量を増やして、バルブへの接近を急にしてもよい。吸気ポートの他の例は、スワールの可変量を規定でき、燃焼室内の所望の乱流を生み出すことができる、他の付与された流動については、以前に併合された米国特許出願公開第２０１１／００４１７９９（Ａ１）号明細書の中により詳細に記載されている。
【００４４】
図４は、吸気ポート３０１の出口が混合気Ｍがシリンダ３０４に入る角度をなしていることをさらに示している。実施態様によっては、角度は、円の四分の一から到達する流れと共に９０°後であってもよい。この方法では、スワール動作の替わりにタンブル動作を流れを導入することによって乱流を起こすことができる。しかし、角度θは、本発明対象の範囲内にある様々な実施態様において、約９０°と接線の間の範囲にあり、流れは、四分の一以上からである。図４は、吸気ポート３０１のスワールポート吸気口４０６が、（例えば、非線形である）わずかな曲げを含むことができることを示している。吸気ポート３０１のスワールポート吸気口４０６は、望ましくは燃料を液滴する（例えば、スワールポート吸気口４０６の中へ１または複数回の燃料噴射４２６、４３０によって噴射される）ように設計できる。面Ａ１で吸気ポート３０１に入るため、これらの燃料液滴の蒸発を引き起こす、スリーブ弁体３４０の高温のスリーブ表面に影響する。
【００４５】
ある実施態様では、吸気ポート３０１は、２４．９ｍｍ（５５〜２２．５ｍｍ）の直径にできる。この例を用いれば、ポート１０４の面積は、ポート３０１内の気流を平均ピストン速度とシリンダ容積に対して増減する場合、４０００ｒｐｍで運転する２５０ｃｍ３エンジンで約９０ｍ／ｓの気流速度をもたらす４８６ｍｍ２である。これらの寸法は、例示であり、ここで述べた技術的範囲を限定することを意図されたものではない。これらの寸法と数値は、異なるエンジン構造と設計要件によって変更されるものである。
【００４６】
ポペット弁は、エンジン内の熱い表面を減らすため積極的に冷却することができる。これは、弁軸空洞の内部に金属ナトリウムを付加することによって実現可能である。さらに、後述のように、中空の弁軸または中空の弁冠と弁軸にクーラントを流すことができる。
【００４７】
図５は、本発明対象の１または複数の利点をもたらすことと整合する上述のエンジンに代わるバルブ構造を備えたエンジン５００の一部を例を示している。吸気ポート５０２と排気ポート５０４は、１または複数のピストンをそれぞれ、それ自体のシリンダ３０４の中に有するエンジンのシリンダヘッド５０６の中に、または、シリンダヘッド５０６に隣接して配置されている。図５に示された吸気ポート５０２を通る流れは、吸気バルブヘッド５１０、吸気バルブ軸５１２および吸気バルブシート５１４を含む第１のポペット弁組立によって制御され、一方で、排気ポート５０４を通る流れは、排気バルブ冠５１６、排気バルブ軸５２０および排気バルブシート５２２を含む第２のポペット弁組立によって制御される。シリンダ３０４の中の燃焼室内での燃焼によって発生する熱を対流的に除去するため、例えば、水、水中で凍結しない溶剤、油等を通過させることができるように、シリンダ３０４の周りのシリンダブロック５２４は、第１および第２のポペット弁組立の近傍にあるシリンダヘッド５０６と同様に、クーラントが通るクーラント流路５２６を有している。図５に示されている構造の中に、単体のスパークプラグ５３０がシリンダヘッド５０６の中心に示されている。スパークプラグ５３０または他の点火源の他の配置も、本発明対象の範囲内である。１つ以上のスパークプラグまたは他の点火源も使用可能である。各プラグ組立は、バルブ軸シール５３２、バルブを駆動（開放）するための１または複数のカムに連結されたロッカアームまたはバルブ左側アーム５３４、および、バルブシート５１４または５２２に対してバルブを閉じた配置にするためのコイルまたはスプリング５３６を含むことが可能である。スプリングリテーナ５４０は、スプリング５３６を保持する。
【００４８】
１または複数のバルブ冠５１０と５１６、バルブ軸５１２、５２０、バルブシート５１４、５２２は、バルブ組立の他の部品と同様に、これらのバルブ部品によって受容される熱エネルギが、燃焼混合気からシリンダブロック５２４および／またはシリンダヘッド５０６への、そして、シリンダブロック５２４および／またはシリンダヘッド５０６からクーラント流路５２６の中のクーラントへの熱伝導を促進させるための、１または複数の熱伝導性が高い材料を含むことができる。バルブ部品に使用できる高熱伝導性の材料は、ベリリウム銅合金、アルミ合金等を含むが、これらに限定されない。要素５４０を引き起こす衝立、または、他の乱流を、シリンダ３０４の燃焼室内への吸気ポート５０２の開口の近くに含めることができる。要素５４０を引き起こす、この衝立または他の乱流は、吸気ポート５０２を通過する流体の流れを、燃焼室内へ方向転換させるため、燃焼室内の燃焼混合気に乱流を引き起こすことができるタンブル動作の原因となり得る方法で、燃焼室内へ強制的に流すことができる。
【００４９】
図６は、本発明対象の１または複数の利点をもたらすことと整合する上述のエンジンに代わるバルブ構造を備えたエンジン６００の一部の例を示している。図５に示された１または複数の特徴に加えて、または、代えて、１または複数のバルブ組立には、油または他のクーラント流体（たとえば、水、不凍液の中の水溶液など）が、バルブ軸５１２または５２０を通ってバルブヘッド５１０または５１６の近くへ流れて折り返すことができ、それによって、燃焼している燃焼混合気からバルブ部品によって受け取られた余分な熱エネルギを対流によって移動させる機能が含まれる。図６に示されているように、各バルブ軸５１２または５２０には、クーラントをバルブヘッド５１０または５１６の近くへ導く、軸方向のクーラント入力流路６０２が含まれる。それから、クーラントは、環状、平行などにできるクーラント出力流路６０４を通って、バルブ軸を折り返して流れることができる。オーバヘッドカムのためのフィンガフォロアが、ロッカアーム５３４のために図７に示されたものと同様に分岐した端部を有している、代替的な構造を用いて同様の結果を得ることができる。
【００５０】
図７は、図６に示された動的に冷却されたバルブ組立を用いることができるロッカーアーム５３４および関連する部品の平面図７００を示している。ロッカーアーム５３４は、旋回軸７０２上を旋回し、押出ロッドソケット７０４を含んでいる。押出ロッドソケットと反対端において、ロケットアーム５３４は、冷媒注入室６０２を収納する中空のバルブ軸の周りに適合する分岐部７０６を設けることができる。また、ドーナッツ状のバルブ軸キャップ７１０と、図５と図６に示されているスプリング５３６を保持するスプリングリテーナ５４０も図７に示されている。
【００５１】
図８（ａ）と図８（ｂ）は、ポペット型の吸気バルブ８０４と互換性のある吸気ポート５０２の斜視図８００と平面断面図８０２とをそれぞれ示している。図示されているように、吸気ポート５０２は、吸気ポート５０２を介して燃焼室に運ばれた燃料にある程度回転や乱流の運動を与えることができる、らせん状、またはその他では、回旋状の形状を備えることできる。
【００５２】
図９（ａ）と図９（ｂ）は、シリンダヘッド５０６上に並べられた２つの吸気ポート５０２と２つの排気ポート５０４とを備えたシリンダ３０４の側面断面図９００と平面図９０２をそれぞれ示している。吸気ポート５０２を通る流れは、それぞれ吸気バルブ冠５１０と吸気バルブ軸５１２を有し、シリンダ３０４の一面に互いに隣接して配置された、２つのポペット型吸気バルブ９０４によって制御される。排気ポート５０４を通る流れは、それぞれ排気バルブ冠６１５と排気バルブ軸５２０を有し、シリンダ３０４の一面に互いに隣接して配置された、２つのポペット型排気バルブ９０６によって制御される。２つの吸気ポート５０２に搭載された１または他のポペット型吸気バルブ９０４を運転することによって、吸気ポート流体を軸外で、シリンダ３０４内の燃焼室内へ運ぶことが可能となる。図９（ｂ）に示されているように、この方法は、その回転軸がシリンダ軸に平行な旋回流体流れ場を燃焼室内に作り出すことができる。また、１または複数の吸気ポート５０２に吸気ポート衝立５４０を用いることによって、その回転軸がシリンダ軸に直交する第２の回転流体流れ場を燃焼室内に作り出すことができる。図９（ａ）および９（ｂ）に示された技術は、単体で、あるいは、互いに、または、ここで述べたようなアンチノッキング性の燃焼状態を作るための他の技術と組み合わせて用いることができる。
【００５３】
上述は、ここで述べたような本発明対象の１または複数の利点をもたらすエンジンの運転特性を強化できる多くのエンジンの特徴について言及している。しかし、本発明対象は、上述の１または複数の特徴が含まれるか、または、どんな実施可能な組み合わせも省かれた、さまざまな異なるエンジンを運転するのに用いることができる。
【００５４】
本発明対象の実施態様に従って、エンジンは少なくとも２つのモード：低中負荷での効率モードと高負荷での出力モードで、運転できる。オットーサイクルで運転する従来型エンジンにおいて、圧縮比は、ノッキングを発生させずに、スロットル全開でＭＢＴ点火時期で最大出力を生み出しながら、最大比がとり得る値を決定することによって設定されている。上述のように、従来型エンジンの圧縮比上限は、現在、標準のオクタン価８７のガソリンで運転するエンジンの場合、約１０：１と同じである。
【００５５】
それから、本発明対象は、実施態様によっては、所定のノッキングレベルに対して同じ燃料で運転する同じエンジンに利用可能な方法と比較した場合、圧縮比をより高くすることができる。例えば、オクタン価が８７のガソリンを燃料として用いるガソリンエンジンは、ＭＢＴの点火時期においてノッキングなしに、約１５：１の圧縮比を達成できる。ここで述べたような効率モードで達成できる圧縮比は、この例よりも高くまたは低くしてもよい。
【００５６】
高いノッキングマージンおよび圧縮率に寄与する一要因は、吸気行程間にシリンダ内に空気が導かれるにつれて誘発される乱流である。上述のように、混合気内での乱流は、混合気の急速燃焼を促進する。急速燃焼は、エンジン効率を少なくとも部分的に上げることができる。燃焼期間が短いことによって、行程のより長い部分でピストンに働く燃料からエネルギを放出し、それによって、より遅い燃焼よりも大きな仕事を生むことができる。本発明対象の１または複数の特徴によってもたらされる強化された乱流によって、薄い混合気を、より乱流が少ない環境内での理論上の混合気と同じ速さで燃焼できるようになる。 強化された乱流を伴う理論上の混合気は、さらに早く燃焼できる。燃焼の完了は、特別なエンジンの他の特徴に基づいた効率モードの場合よりも早くも遅くもできる。効率モードにおけるＭＢＴタイミングは、少なくとも一部において、空気の流速、エンジン負荷、速度、混合比、乱流および与えられた燃料タイプに基づいて、公知の方法で決定できる。 
【００５７】
ポート形状とバルブ構造について、上で多くを述べてきたが、エンジン３００を参照して述べたようなピストンとピストンの相互作用や、エンジン５００または６００におけるピストンとシリンダヘッドとの相互作用は、必要な乱流を生み出すのに使用できる。もしピストンの一部が、対向するピストンやシリンダヘッドに非常に近付けられて、他の部分はそうでない場合、混合気は、閉じた領域から出て、大きな体積になるように強いられる。この動作によれば、一般にスキッシュと呼ばれる方法でより大きな体積内に有効な乱流を生み出すのに十分なモーメントを混合気に与えることができる。 
【００５８】
さらに、短時間の燃焼期間は、高温でのエンドガスが費やす総時間を短くすることができる。これは、ノッキングの発生する可能性を低くし、従来のシステムにおいて見られる以上に圧縮比を高めることができる。
【００５９】
ノッキングを減らして、これによってノッキングなしで圧縮比を増加できる他の要因は、エンジン内のホットスポットの減少である。上述のように、燃焼室内のホットスポットは、局所的なノッキングを生み出し、一般に、従来型エンジンの圧縮比は、このため下方に調整されなければならない。従来エンジンよりもホットスポットが少ないエンジンは、より高い圧縮比で運転できる。上述のように、スリーブ弁によれば、ホットスポットに非常に貢献するバルブ温度の上昇を最小にする利点がある。ポペット弁も、例えば上述のような、１または複数の積極的または受動的な冷却機構を伴って使用できる。
【００６０】
ここで述べた高い圧縮比を得るための他の要因は、燃焼室の周囲の壁の表面温度が比較的低温であることである。特に、燃焼室の周りを流れる冷媒によって冷却される壁を含むエンジンは、燃焼行程の間にエンドガスが自着火する傾向を弱くすることができ、そのため、圧縮比においてさらに改善をすることができる。
【００６１】
これら上述に加えまたは代わりに、効率モードにおいて他の要因も働くことができる。リーン混合気を必要とする低レンジ負荷から中レンジ負荷における効率を向上させるため、すなわち、ｌよりも大きな（すなわち、理論値より大きな）空燃比（λ）を持たせることが使用できる。出力を下げるため、従来型エンジンは一般に、混合気をスロットルで調整し、その結果、損失が生じてスロットルがエンジン効率を下げる。しかし、本発明対象の実施態様によれば、希薄な混合気を用いてスロット全開（ＷＯＴ）で運転することによって、出力低下と同じ効果を得ることができ、それによって、ポンピング損失と効率に与える悪影響を少なくして、または、除くことができる。低温度および低圧で希薄な混合気を燃焼するため、希薄な混合気によっても、圧縮比を増すことができる。
【００６２】
希薄な混合気の利用によって、さらなる利益が得られる実施態様もある。より低温での燃焼によって、所定の負荷で所定の速度で室壁を介した温度差を小さくして、損失を減らすことができる。希薄な混合気の利用によって、燃焼する燃料を減らすこともできる。希薄な燃焼から生じる燃焼ガスは、二酸化炭素（ＣＯ２）や水（Ｈ２Ｏ）よりも窒素（Ｎ２）により似ている物理的におよび化学的に特性を備えることができる。二原子気体は一般に、三原子気体よりも高い比熱比を有し、そのため、薄い混合気はより高い熱力学的効果を本質的に与えられる。薄い混合気にとっての更なる利点は、燃焼温度がより低いために、還元レベルの窒素酸化物（ＮＯｘ）を出す量が少ないことである。例によっては、本発明対象の１または複数の特徴を備えたエンジンのＮＯｘ排出量は、同様の運転条件下で従来エンジンの１０％以下のＮＯｘ排出量にできる。小型乗用車に関して、ユーロ４／５排気仕様に適合するための後処理が不要になるように、このＮＯｘ排出率を十分に下げることができる。非常に薄い混合気での運転は、可焼性（ひいては、確実な引火性）に問題が生じる原因となり得ることで知られている。しかし、例えば高圧縮率、燃焼室乱流、燃焼室壁温度などのエンジンパラメータは、ここで与えられた教えによれば、排気仕様に適合するのに十分に薄い混合気をよく燃焼させるように調整することができる。薄い混合気で、遅いタイミングで運転する従来型エンジンは、非常に高い排気温度を導くサイクルで混合気が燃焼し続けることによるオーバヒートの危険を冒すものである。
【００６３】
空燃比は、例えば、キャブレタ、コンピュータ制御燃料噴射装置等によって、所定のレベルに制御可能である。切替出力レベル以下の運転の場合（例えば、ある実施では、ＢＭＥＰが約６または７バール）、効率モードは、空燃比（λ）が約１．５である（例えば、理論上の比で存在するような空気量の１．５倍）。実施によっては、空燃比（λ）は、最大の希薄な状態と最小の希薄な状態の間、または、理論上のまたはリッチ（例えば、理論混合気に必要とされるよりも希薄な空気）で変更できる。空燃比（例えば、λ）は、望ましくは、確実に点火できて、必要な出力を生み出す範囲内に保持される。
【００６４】
適度な圧縮比において、点火起爆時の混合気の密度は、時として、非常に希薄な混合気を確実に燃焼させるには小さ過ぎる。しかし、本発明対象によれば高圧縮比が可能であるため、混合気の密度は、そのような希薄な混合気で、ラムダが１．５〜１．６程度である例において、エンジン運転可能とするには十分に大きい。さらに薄い混合気も、本発明対象の範囲内である。大型の天然ガスエンジンは、必要な空気の２倍以上の空気を費やすのに十分なほど燃焼混合気密度を上げるため、大きなターボチャージャを用いることができる。本発明対象の実施態様は、ターボテャージに関連する費用や複雑さなしに、これら高濃度を実現できる。薄い混合気を用いる１つの欠点は、出力密度を下げることである。しかし、下記で述べるように、例えば６バールＢＭＥＰよりも大きな高負荷において、本発明対象の実施態様は、理論値に近い、および／または、越えるより濃い混合気にまで、段階的に、または、徐々に増すことができる。
【００６５】
効率を向上させる他の要因は、例えば、図３および図４に関して上で述べたように、実施において、燃焼室の表面積を減少させることである。このようなエンジンの冷却壁の表面積をより小さくすることによって、熱が逃げることができる面積が小さくなる。この特徴は、効率を上げると共に、システム内で利用可能な熱を増やすことができる。
【００６６】
ここで述べた各特徴は効率の改善に寄与することができる。これらの特徴はいずれも、それ自体、効率モードにおけるエンジンの圧縮比を大きくすることができる。そのため、ここで述べたさまざまな特徴は、除くこともできる、また、実行可能などのような組合せでも利用することで、本発明対象の実施態様にしたがって、圧縮比および／または効率を増やすことができる。 
【００６７】
図１０は、最適化された負荷における３つのエンジンに関するブレーキ平均有効圧力（ＢＭＥＰ）に対してプロットされたエンジン効率を説明するグラフ１０００を示している。上側曲線１００２は、約７バールのＢＭＥＰまでは効率モードで、約７バール（すなわち、切替出力レベル）から約１０バール（すなわち、最大出力レベル）までは出力モードでエンジンを運転した場合の、本発明対象の実施態様と同じデータを示している。他の２つの曲線１００４、１００６は、従来方法で運転する、２つの異なる購入可能なエンジンの効率データを示している。上述のように、本発明対象と同一の方法でエンジン運転データ１００２は、特に他のエンジンよりも高い効率で、低出力レベルに達する。出力が最大出力に増加するため、効率曲線は収束する。しかし、本発明対象と同じエンジンは、出力モードへの切替によって必要とされる場合、与えられた必要以上の出力で用いる大部分にとって、効率モードで運転するように設計することができる。一般的な運転または他補エンジンの使用サイクルの全燃費を、従来型エンジン技術で可能なものよりも著しく改善することができる。
【００６８】
上述のように、本発明対象の一実施態様は、約６〜７バールＢＭＥＰまで効率モードで運転でき、この点においてエンジンは約３５％の効率を示し、一方で、同等な従来型エンジンは、同じ出力で絶対効率が２７％または２８％に達する。グラフ１０００に示されているように、本発明対象と同一のエンジンの効率は、エンジンの出力モードへの切替時に、減少し始める。フル出力に達することはほとんどなく、通常長時間ではないため、効率モードは乗用車の運転にとって特に興味深い。ここで述べた１または複数の特徴と整合するエンジンが、効率モードから出力モードへ切り替わる点は、エンジンの所望の運転サイクルまたは使用サイクルとともに設定される。効率がピークに達するエンジン出力が最も共通する出力に適切に合致することによって、図１０に示されているように、２５％以上（３５％割る２８％）まで従来型エンジンよりも効率を相対的に改善できる。 
【００６９】
ひとたびエンジンが、効率モード状態の下でより出力を出すため、ノッキングを制限する所定の切替出力に達すると、例えば、点火時期や空燃比（λ）などの運転条件を、より大出力を出しながらノッキングを軽減するため、連続的に変えるため、エンジンは出力モードに段階的に、または、徐々に切替できる。一例として、切替出力を超えるエンジン出力を検知しながら、エンジンンの運転を制御する、図示しないプロセッサが、運転状態に変化を与え始めることができる。また、変更は、単にまたは主に、変更閾値を超えるか、近づく機械的な手段によって引き起こされる。空燃比（λ）と点火時期の変更は、所要の負荷に依存する。 
【００７０】
エンジンをより高負荷を扱う出力モードに切替できるようにするため、上述のような運転特性のエンジンにチャージされる。上述の通り、そのようなチャージの一つは、希薄な混合気からより高濃度のものへ混合気を濃縮する。より高濃度の混合気は、より多くのエネルギを放出し、それによって、より高い出力密度に必要な出力を生み出す。混合気は、例えば、出力モードにおいて理論空燃比（λ）で作ることができる。空燃比（λ）は、出力モードでの（例えば、理論上のものよりも希薄か、高濃度の）ｌよりも高濃度または希薄にもすることができるが、一般に、効率モードよりも出力モードの方が、より高い空燃比（λ）が用いられる。混合気は、素早く、または、ある期間にわたって徐々に空燃比（λ）の範囲を超えて切替できる。
【００７１】
本発明対象と同一のエンジンに高圧縮比を与え、出力モードでの混合気を濃縮することによって、当該システムに他に変更せずにノッキングが生じてしまう。そのため、高圧縮比の場合にも、燃焼室内のピーク圧力および温度がノッキングレベルよりも低く保たれるように、混合気の濃縮に加え、点火時期を出力モードの実施態様において遅くすることができる（すなわち、点火は、燃焼サイクルにおいて、より遅いクランク角など、より遅れて起こり得る。）。ほんの一例として、マニホールドまたはベンチュリ真空を点火時期と空燃比（λ）の制御を与えるために使用できる。
【００７２】
出力モードの一例として、約９バールＢＭＥＰを発生する理論混合気を用いた場合、点火時期は、ＴＤＣの数度内に設定してもよい。この点火時期は、ひとつには、混合気の乱流によって可能にされるものであり、上述のように、混合気の燃焼をより早くすることができる。さらに、混合気中の燃料の増加によって混合気の燃料率を上げることができる。それから、ＴＤＣの数度内で開始すれば、全部ではないが、ほとんどの混合気を、ＴＤＣから２５°後以内、あるいは、ＴＤＣから３５°後以内に燃焼させることができる。燃焼完了は、出力モードでの燃焼完了よりも早くも遅くもすることができる。一般に、タイミングが遅いと、出力が上がる代わりにエンジン効率が下がる。
【００７３】
点火時期をあまりに遅く設定すると、ＴＤＣの後に大部分の燃焼が起こる可能性がある。燃焼が進むにつれて、燃焼室がエンドガスの自着火に反して大幅に軽減されるようになるため、圧縮比によって生じる圧力と温度は下がり続ける。この方法では、出力モードでのノッキングを抑えることができる。点火を遅らせた場合、出力モードでの膨張比と効率にわずかな損失がある。例えば、８７オクタン価ガソリンを用いた場合、エンジンを運転すると、出力モードは、約１２：１以下の効果的な膨張比または、約３０％の効率を得ることができる。１２：１の膨張比は、以前に利用可能な方法で実現可能な膨張比よりもさらに改良されている。
【００７４】
出力モードで使用されるリッチな混合気で、エンジンによって生み出される出力を制限するため、スロットルを部分的に閉じることができる。少しスロットルを閉じた状態で、スロットルを介したポンピング損失とバルブタイミングが制御された流量の損失を一般に最小にできる。１００％から約５０％までの出力レベルにおいて、出力モードでのポンピング損失は、最小にしてもよい。
【００７５】
上述のように、従来型エンジンの抱える問題のひとつは、効率的か高出力かのいずれかで運転するが、高価で複雑な可変の圧縮比と可変のバルブタイミング技術の援助なしでは、両者をかねることができないことである。本発明対象によれば、ある実施では、低中負荷で効率を最適化し、一方で高負荷での従来の効率を保持することができる。これらの効果は、可変圧縮比や可変バルブタイミング技術に関連する複雑さや費用無しで、もたらされる。
【００７６】
上述の通り、本発明対象の機能は、ほとんどのエンジン構造に適用可能である。一般的に２ストロークエンジンは、露出した熱い排気バルブを持っていない。適切な冷却設計と乱流を備え、このようなエンジンも、上述の効率モードと出力モードにおいて運転可能である。さらに、従来の４ストロークエンジンは、バルブの冷却をかなり強くするか、確実に燃焼室のエンドガス領域が冷えた状態にするため変更可能である。さらに、２ストロークおよび４ストロークエンジンは共に、室壁への過度の熱損失なしで、希薄な混合気での燃焼期間を早くするために最適化された混合気の乱流を行うことができる。
【００７７】
従来の高オクタン価燃料での運転は、ここで述べた特徴を用いて実現できる。天然ガスは、１５：１の圧縮比で３５％のピーク効率を備えたＭＢＴ時に近い状態で走行させることができる。一例を挙げれば、約１８：１かそれ以上の圧縮比で、天然ガスを燃料として利用することができる。天然ガス専用のエンジンにとって、このような圧力比は、容易に到達できる。しかし、天然ガスが用いられる車両への適用においては、天然ガスとガソリンまたは他の燃料との間を交互に切り替えることができることは有利となりうる。ガソリンのリーン過圧運転と天然ガスを用いた従来の運転を行うように設定されたエンジンでは、両燃料は幾何学的な圧縮比１５：１で用いることができ、点火時期だけ変更する必要がある。ＶＣＲ運転の追加することで、両燃料は最適化することができる。
【００７８】
図１１および図１２は、グラフ１１００と１２００をそれぞれ示しており、インドのマハーラーシュトラ州プネーにあるバジャージ・オートから入手可能な、各シリンダに２つのバルブを備えた、排気量が１７３ｃｍ３のシングルシリンダ・シングルオーバヘッドカムシャフトエンジンのテストセルデータの比較を示している。当該テストエンジンは、原動機付軽三輪車での使用のため設計されたものであり、圧縮比が９：１である。比較して、排気量が２５０ｃｍ３の図３に示されたものと同じピストンスリーブ弁に対向した１５：１の圧縮比を備えた第２のエンジンのテストも行った。８７オクタン価のガソリンを用いた両エンジン。図１１に示されたテストデータは、ノッキングなしでＭＢＴにおいて理論燃空混合で毎分３０００回転（ＲＰＭ）で両エンジンを運転したものである。三角形のデータ点１１０２は、ここで述べたような、効率モードでの第２エンジンの運転を示している。四角形のデータ点１１０４は、出力モードでの第２エンジンの運転を示しており、丸のデータ点１１０６は、同じ範囲のブレーキ平均有効圧力（ＢＭＥＰ）を通る従来型エンジンの運転を示している。示された第２のエンジンは、全出力範囲について効率の改善を見せており、従来型エンジンは、両エンジンの最大出力において同等な効率に近づいている。特に、約２〜６バールの範囲のブレーキ平均有効圧力において、第２エンジンは、従来型エンジンに比べて２５〜４０％効率が改善されることを示している。連邦試験検査工程７５（ＦＴＰ−７５）に従った現在の自動車は、０．５〜３ＢＭＥＰの範囲で燃料の大部分を消費するサイクルで運転する。例えば、インドにおける原動機付三輪車は、インド運転サイクル（ＩＤＣ）の間、２．５〜５．５ＢＭＥＰの範囲で燃料の大部分を消費する。そのため、図１１は、少なくとも本発明対象の実施態様によって、通常の運転状態の下で経験される低負荷状態での燃費が著しく改善されることを示している。 
【００７９】
図１２は、出力が増加する際の遅延時期を伴う希薄な空燃比（すなわち、λが１より大きい）と、出力モードでのリッチな混合気への切り替えとを含む第２エンジンの効率モードにおいて、同様のデータを示している。グラフ１２００のデータに示されているように、従来型エンジンを越える効率の向上は、理論上の運転でのグラフ１１００に示されたものと等しいか、より大きい。
【００８０】
表１には、第２のガソリンエンジン、従来のバジャージのガソリンエンジン、従来のバジャージのディーゼルエンジン、第２の天然ガスエンジンおよび従来のバジャージの天然ガスエンジンのテストセルから得られたデータを示している。インドの運転サイクルは、バジャージ８．２馬力エンジンから得られたユーザの結果とディノ（dyno）の結果に合致したバジャージガンマテクノロジＧＴドライブを用いてシミュレーションされた。表１に示されているように、本発明対象の実施態様の１または複数の特徴を備えたエンジンは、バジャージのガソリンエンジンとディーゼルエンジンの両者よりも高い燃費を示すことができた。例えばインド等、ＣＮＧがより普及した燃料である国々にとって重要となり得る天然ガスとの比較によって、同様の結果が得られた。
【００８１】
【表１】
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【００８２】
前述の説明の中で示した実施態様は、ここに記載された本発明対象と一致する全ての実施態様を意味しているのではない。それよりはむしろ、これらは、記載された本発明対象に関する観点が一致した単なるいくつかの例示に過ぎない。さらに、図１０から図１２と表１に描かれている結果は、単なる説明のための例示であり、したがって、当該本発明対象の範囲内にあれば、当該結果は得られる。
【００８３】
ここでは２、３の変形例について詳細に示されているが、他の修正や追加が可能である。特に、追加の機能および／または変形は、ここで説明されたものに加えて設けることができる。例えば、上述の実施態様は、開示された機能、および／または、ここで開示したものに、さらに１または複数の特徴を組合せおよび副組合せした、さまざまな組合せや副組合せを対象にできる。さらに、添付図面に描かれた、および／または、ここに記載された論理の流れは、所望の結果を得るには、示された特定の順序や連続する順番は必ずしも必要ではない。後述の特許請求の範囲には、他の実施態様が含まれてもよい。
【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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