(57)【要約】【課題】ミラーサイクルエンジンにおいて、給気圧力を上昇して熱効率を向上するとともに、筒内最高圧力を維持してエンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する信頼性を維持することを課題とする。【解決手段】給気弁１４の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段３６と、過給機２０による過給に対して付加的に給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置としての蒸気タービン２８と、該蒸気タービン２８によって付加される給気圧力が高いほど給気弁１４の閉弁時期を進めて付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段３４とを備えたことを特徴とする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
給気圧力を高める過給機が設けられるとともに、給気弁を下死点よりも早く若しくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンにおいて、
前記給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、
前記過給機によって加圧される給気に対してさらに付加的に、排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力だけを上昇せしめる、または排気圧力の上昇を伴うとともに給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、
該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段と、
を備えたことを特徴とするミラーサイクルエンジン。
【請求項２】
前記閉弁時期制御手段は、前記過給機による給気圧力と前記給気圧力付加装置による付加給気圧力との合計給気圧力を給気圧センサによって検出し、検出値に基づいて給気弁の閉弁時期が制御されることを特徴とする請求項１記載のミラーサイクルエンジン。
【請求項３】
前記給気圧力付加装置がエンジンの回生エネルギーを用いて構成されることを特徴とする請求項１記載のミラーサイクルエンジン。
【請求項４】
回生エネルギーがエンジンの排気ガス熱を利用して発生される蒸気であり、該蒸気によって駆動される蒸気タービンのコンプレッサ部によって、前記過給機の上流側に付加給気圧を生成することを特徴とする請求項３記載のミラーサイクルエンジン。
【請求項５】
前記過給機が発電機を内蔵したハイブリッド過給機からなり、回生エネルギーが排気ガスを利用して発電された電力であり、該電力によって給気通路に設けられた給気ブロアを駆動することで付加給気圧を生成することを特徴とする請求項３記載のミラーサイクルエンジン。
【請求項６】
エンジンの排気流を回生エネルギーとして利用して駆動される前段過給機を前記過給機の上流側に設け、該前段過給機によって前記過給機の上流側に付加給気圧を生成することを特徴とする請求項３記載のミラーサイクルエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、給気弁を下死点よりも早くもしくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンに関し、特に、給気圧力を高めてミラーサイクルの熱効率を改善する技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
ミラーサイクルエンジンは、給気弁を下死点よりも早くもしくは遅く閉じてエンジンの圧縮比を膨張比よりも小さく維持することによりノッキングの発生を回避するとともに高い熱効率を実現するために有効である。また、大きな膨張比を実現し、燃焼ガスを十分に膨張させて燃焼エネルギーをより効率的にトルクとして活用できることで知られている。
【０００３】
図７の実線で示したＰ−Ｖ線図は、過給機付き内燃機関のＰ−Ｖ線図であり、オットーサイクルをベースとした給気早閉じのミラーサイクルを示している。
圧縮行程（Ｍ１）、燃焼・膨張行程（Ｍ２）、排気行程（Ｍ３）、給気行程（Ｍ４）からなっていて、給気行程のＰ点で給気弁を下死点よりも早い時期に閉じることによって、Ｐ点からラインｍ１に沿って膨張し、再びラインｍ１に沿って戻って圧縮して、その後Ｐ点から圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って変化する。
【０００４】
その結果、図７下部に示すように、圧縮比の計算に用いられる燃焼室容積のピストンストロークはＡ1となり、膨張比の計算に用いられる燃焼室容積のピストンストロークはＡ２となり、圧縮比を膨張比よりも小さくできることが示される。
【０００５】
ここで、図７の実線で示す現状の給気早閉じのミラーサイクルに対して、熱効率の向上を考えた場合、過給機による給気加圧によって給気行程（Ｍ４）と排気行程（Ｍ３）とによって形成されるＭ３〜Ｍ４の時計方向の袋状の閉ループ（図７の斜線領域）がエンジンに対して正の仕事量を示すポンピング仕事が形成されるため、このポンピング仕事を向上（図７の斜線領域を拡大）することが熱効率向上に有効である。
【０００６】
しかし、このポンピング仕事の向上のために過給圧力を高めて給気行程（Ｍ４）を上昇しようとすると、過給機の駆動源の排気圧力の上昇が必要になるため、結果的に得られるポンピング仕事は、過給圧力を高める前に比べて大幅に改善されるものではない（図７の斜線領域が上方にシフト（ｈ）するだけである。）
【０００７】
また、過給圧力を上昇しただけでは、排気圧も同様に上昇して図７に示されるようにＰ−Ｖ線図の全体が上昇し（図７の点線）、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）も上昇する。その結果、許容最高圧力を超えるおそれがあり、エンジン本体の機械的強度や熱負荷において悪影響を与える。
【０００８】
一方、ミラーサイクルエンジンに関する発明として、特許文献１（特開平７−３０５６０６号公報）、特許文献２（特開２０００−２２０４８０号公報）が知られている。
この特許文献１に示される構成は、図８に示すように、ミラーサイクルガスエンジン０１からの排ガス供給管０３を蒸気発生装置０５に接続し、その蒸気発生装置０５に接続した作動流体の循環配管０７に蒸気タービン０９を設け、その蒸気タービン０９の出力軸０１１に、前記ミラーサイクルガスエンジン０１に圧縮空気を供給する過給機０１３を設け、ミラーサイクルガスエンジン０１からの燃焼排ガスを熱源として過給機０１３を駆動し、エンジン出力を高くするものである。
【０００９】
また、特許文献２には、直列に２段過給機を備えたミラーサイクルエンジンが示されており、さらに、このミラーサイクルエンジンに排気再循環（ＥＧＲ）を採用してノッキングを抑えつつ高燃費を実現する発明が示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１０】
【特許文献１】特開平７−３０５６０６号公報
【特許文献２】特開２０００−２２０４８０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１１】
しかしながら、前記の特許文献１、２には、ミラーサイクルエンジンにおいて排気行程と給気行程とによって形成されるポンピング仕事を増大して熱効率を改善する技術は示されていない。
さらに、図７を参照して既に説明したように、単に過給機の過給圧力を高めるだけでは、ポンピング仕事による熱効率の向上が得られないばかりでなく、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）の上昇によって、エンジン本体の機械的強度や熱負荷において悪影響が生じる問題も有する。
【００１２】
そこで、本発明は前記問題点に鑑みなされたもので、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるとともに、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持して、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する信頼性を向上するミラーサイクルエンジンを提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
上記の課題を解決するために、本発明は、給気圧力を高める過給機が設けられるとともに、給気弁を下死点よりも早く若しくは遅く閉じて圧縮比を膨張比よりも小さくするミラーサイクルエンジンにおいて、前記給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、前記過給機によって加圧される給気に対してさらに付加的に、排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力だけを上昇せしめる、または排気圧力の上昇を伴うとともに給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段とを備えたことを特徴とする。
【００１４】
かかる発明によれば、給気圧力付加装置によって付加的に給気圧力だけを上昇または排気圧力の上昇を伴う場合には給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるので（図４に示す斜線領域を拡大することによるポンピング仕事の向上）、ミラーサイクルエンジンの熱効率を向上することができる。
【００１５】
また、閉弁時期制御手段が給気圧力付加装置によって付加される給気圧力に応じて給気弁の閉弁時期を変更し、付加する給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて、付加前の筒内最高圧力と略同一に維持するので（図４に示す筒内最高圧力（Ｐｍａｘ））、筒内最高圧力の上昇によるエンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する弊害を回避して信頼性を向上できる。
【００１６】
また、本発明において、好ましくは、前記閉弁時期制御手段は、前記過給機による給気圧力と前記給気圧力付加装置による付加給気圧力との合計給気圧力を給気圧センサによって検出し、検出値に基づいて給気弁の閉弁時期が制御されるとよい。
【００１７】
このように、エンジンに流入する給気の給気圧力を直接検出して該検出値によって給気弁の閉弁時期を制御するので、すなわち、大気温度、大気圧、湿度等の外気条件の変化が反映された給気圧力の検出値に基づいて給気弁の閉弁時期を制御するので、外気条件の変化に対して正確に給気弁の閉弁時期制御が可能になる。例えば、外気温度が高くなると、空気密度の低下によって給気圧力は低下して、該低下した圧力値に基づいて給気弁の閉弁時期が制御されるので、付加給気圧力が作用し、しかも外気条件が大きく変動しても筒内最高圧力は、付加給気圧力が作用する前の筒内最高圧力を精度よく維持できる。
【００１８】
また、本発明において、好ましくは、前記給気圧力付加装置がエンジンの回生エネルギーを用いて構成されるとよい、回生エネルギーを用いることによってエンジンの排気圧力の上昇を抑えて給気圧力だけまたは排気圧力の上昇以上に給気圧力を上昇することが可能になる。
具体的には、回生エネルギーがエンジンの排気ガス熱を利用して発生される蒸気であり、該蒸気によって駆動される蒸気タービンのコンプレッサ部によって、前記過給機の上流側に付加給気圧を生成する。
このように排気ガス熱を利用して蒸気を発生させ、蒸気タービンを駆動して蒸気タービンのコンプレッサ部で給気をあらかじめ加圧して過給機に供給することで排気圧力の上昇を伴わずに給気圧力を高めることができ、ミラーサイクルにおける排気行程および給気行程によって形成されるポンピング仕事の増大を図ることができる。
【００１９】
また、他の例として、前記過給機が発電機を内蔵したハイブリッド過給機からなり、回生エネルギーが排気ガスを利用して発電された電力であり、該電力によって給気通路に設けられた給気ブロアを駆動することで付加給気圧を生成するとよい。
このように発電機を内蔵したハイブリッド過給機で構成することで、排気ガスの流れを利用して電力を生成し、給気通路に設けた給気ブロアを駆動することで排気圧力の上昇を伴わずにまたは排気圧力の上昇を伴っても給気圧力を排気圧力より大きく高めることができ、ミラーサイクルにおける排気行程および給気行程によって形成されるポンピング仕事の増大を図ることができる。
【００２０】
さらに、他の例として、エンジンの排気流を回生エネルギーとして利用して駆動される前段過給機を前記過給機の上流側に設け、該前段過給機によって前記過給機の上流側に付加給気圧を生成するとよい。この場合には、排気圧力の上昇を伴うが、前段過給機の過給特性を、給気圧力の上昇分が前記前段過給機を駆動するために上昇する排気圧力より大きくなるように設定することで、給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめてミラーサイクルにおける給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめることができる。
【発明の効果】
【００２１】
本発明は、給気圧力を高める過給機が設けられたミラーサイクルエンジンにおいて、給気弁の開閉弁時期をコントロールする給気バルブ可変手段と、前記過給機による過給に対して付加的に給気圧力だけを上昇または排気圧力の上昇を伴う場合には給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめる給気圧力付加装置と、該給気圧力付加装置によって付加される給気圧力が高いほど給気弁の閉弁時期を進めて付加前の筒内最高圧力と略同一に維持する閉弁時期制御手段とを備えることで、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめて熱効率を向上できる。
しかも、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持するため、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する問題を回避して信頼性を向上したミラーサイクルエンジンを提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】本発明のミラーサイクルエンジンに係る第１実施形態の全体構成図である。
【図２】第２実施形態の全体構成図である。
【図３】第３実施形態の全体構成図である。
【図４】本発明のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。
【図５】本発明のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。
【図６】給気圧力、排気圧力、および燃費の関係を示す説明図であり、（ａ）が給気圧力と排気圧力との関係を示し、（ｂ）が（ａ）に示した給気圧力と排気圧力との関係における燃費の関係を示したものである。
【図７】従来のミラーサイクルを説明するＰ−Ｖ線図である。
【図８】従来技術の説明図である。
【発明を実施するための形態】
【００２３】
（第１実施形態）
図１は本発明の第１実施形態に係るミラーサイクルエンジン（以下エンジンという）２の全体構成図である。
図１において、エンジン２は、一例として４サイクルガスエンジンとして説明するがガスエンジンには限らない。
エンジン本体のシリンダ４内には、往復摺動自在に嵌合されたピストン６、該ピストン６の往復動を、図示しないコネクチングロッドを介して回転に変換するクランク軸を備え、また、ピストン６の上面とシリンダヘッド８の内面との間に区画形成される燃焼室１０、該燃焼室１０に接続される給気ポート１２、該給気ポート１２を開閉する給気弁１４を備え、さらに前記燃焼室１０に接続される排気ポート１６、該排気ポート１６を開閉する排気弁１８を備えている。
【００２４】
また、燃料ガスの供給装置および着火装置については図示しないが、燃料ガスは過給機（排気過給機）２０のコンプレッサ部２０ａから供給された圧縮空気と混合して予混合ガスの状態で給気ポート１２及び給気弁１４を通して燃焼室１０に供給し、着火装置によって着火するようになっている。
【００２５】
給気ポート１２には給気通路Ｋ２を介して過給機２０のコンプレッサ部２０ａから圧縮空気が供給され、この給気通路Ｋ２には空気冷却器２２が設けられている。また、排気ポート１６は排気通路Ｌ１を介して過給機２０のタービン部２０ｂに接続される。
タービン部２０ｂを通過した排気ガスは、排気通路Ｌ２を通って第１熱交換器２４（蒸気発生器）に導かれて、該第１熱交換器（蒸気発生器）２４で外部から供給された給水を加熱して蒸気を発生させる。また、冷却水管Ｃ１によって供給されたエンジン冷却水は冷却水管Ｃ２を通って第２熱交換器（蒸気発生器）２６に導かれ、外部から供給された給水を加熱して蒸気を発生させる。
【００２６】
第１熱交換器２４及び第２熱交換器２６で発生させた蒸気は蒸気管Ｓを通って蒸気タービン（給気圧力付加装置）２８のタービン部２８ｂに供給され、タービン部２８ｂと同軸状に設けられたコンプレッサ部２８ａを駆動して給気を加圧する。この加圧された給気は過給機２０のコンプレッサ部２０ａに供給されてさらに加圧されるように、蒸気タービン２８のコンプレッサ部２８ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとの２段階過給によって構成される。
このように排気ガス熱を利用して蒸気を発生させ、蒸気タービン２８を駆動して蒸気タービン２８のコンプレッサ部２８ａで給気をあらかじ加圧して過給機２０に供給することで排気圧力を上昇させることなく給気圧力を高めることができる。
また、蒸気タービン２８のタービン部２８ｂを通過した蒸気は復水器３０によって冷却凝縮されて再び給水として第１熱交換器２４及び第２熱交換器２６に供給されるようになっている。
【００２７】
給気通路Ｋ２の給気ポート１２近傍には給気圧センサ３２が設置され、燃焼室１０内に流入する給気圧力が測定される。すなわち、給気行程開始時の給気通路Ｋ２内の圧力が検出信号として閉弁時期制御手段３４に入力される。該閉弁時期制御手段３４は、圧力検出値に基づいて最適な給気弁１４の閉弁時期を算出して、給気バルブ可変手段３６へ制御信号を出力するようになっている。
【００２８】
この閉弁時期制御手段３４には、給気圧センサ３２で検出した給気圧力に応じた給気弁１４の閉弁時期が設定された閉弁時期制御マップ３８を有している。
図４に示すように、過給機２０によって形成される排気行程（Ｍ３）時の排気圧力Ｐｈと給気行程（Ｍ４）時の給気圧力Ｐｋに対して、給気圧力付加装置としての蒸気タービン２８によって付加的に加圧される給気圧力の上昇分がΔＰとして付加されて給気行程（Ｍ５）時の圧力となる。
従って、過給機２０による給気圧力Ｐｋと蒸気タービン２８による付加給気圧力ΔＰとの合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）を給気圧センサ３２によって検出し、この検出値に基づいて給気弁１４の閉弁時期が制御されることになる。
【００２９】
閉弁時期制御マップ３８には、合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）と給気弁の閉弁時期との関係があらかじ設定されている。給気弁１４の閉弁時期は図４の圧縮行程（Ｍ１）のラインに沿って圧縮行程が行われるようにするため、すなわち、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）を蒸気タービン２８による付加給気圧力が作用する前と略同等に維持するため、合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）の大きさに応じて、圧縮行程（Ｍ１）のライン上の圧縮行程のスタート位置を変える。そしてそのスタート位置に対応するように、給気弁１４の閉弁時期を進め、または遅らせる。
すなわち、閉弁時期制御マップ３８には、付加給気圧力が作用する前の圧縮行程（Ｍ１）のライン上に沿って圧縮行程が開始するように合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）と給気弁１４の閉弁時期との関係があらかじめ設定されている。
【００３０】
また、燃焼室１０に流入する給気の給気圧力を給気圧センサ３２で直接検出して該検出値によって給気弁１４の閉弁時期を制御するので、すなわち、大気温度、大気圧、湿度等の外気条件の変化の影響が給気圧力に反映されるので、外気条件の変化に対して正確に給気弁の開弁時期の補正が可能になり、外気条件の変化に対しても筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）を一定に維持できる。
【００３１】
例えば、図５に示すように、外気温度が高くなり、空気密度の低下によって給気圧力が低下して合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）=Ｐｂによる給気行程（Ｍ６）の場合には、給気弁閉時期をＴｂに設定し、また外気温度が低くなり、空気密度が高まり合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）＝Ｐａによる給気行程（Ｍ７）の場合には給気弁閉時期をＴａのように設定される。なお、Ｐｃ、Ｔｃは、蒸気タービン２８による付加的な加圧をしない場合を示す。
以上のように、予め設定された合計給気圧力（Ｐｋ＋ΔＰ）に基づいて給気弁１４の最適な閉弁時期制御がなされるので、付加給気圧力が作用した場合でも、外気条件が変化した場合でも、付加給気圧力が作用する前の圧縮行程（Ｍ１）ライン上を進むため、筒内最高圧力（Ｐｍａｘ）が一定に精度よく維持される。
【００３２】
ここで、排気圧力を上昇せずに給気圧力だけを上げた場合や、給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめた場合の、ポンピング仕事について図６（ａ）、（ｂ）を参照して説明する。
この図６はシミュレーション計算結果を表すものであり、図６（ａ）は一定の過給圧状態において、給気圧力と排気圧力との変化状況を横軸にクランク角度をとって示したものであり、図６（ｂ）は燃費を示したものである。
【００３３】
図６（ａ）の特性曲線のボトムの位置が略下死点を示し、その下死点位置から左側に向かう方向が、給気弁１４の閉弁時期を進める方向である。
この図６（ａ）に示すように、計算結果では、過給機の絞りを一定とし、閉弁時期を進めるに従い、過給機効率が向上して給気圧力と排気圧力との差圧が大きくなることが分かり、図４に示す排気行程（Ｍ３）と給気行程（Ｍ５）との差圧が広がりポンピング仕事量を増大することができる。なお、実際には、過給機効率向上に限界があるため、必ずしも図６（ａ）のような差圧の増大が得られるわけではないが、計算においては前記のような傾向が確認できた。
【００３４】
燃費特性を示す図６（ｂ）は、図６（ａ）と同様に横軸をクランク角度にとり、下死点位置から左側に向かって給気弁１４の閉弁時期が進む方向を示す。閉弁時期が進むに従って燃料消費率が低下することが分かる。
しかも、計算上において、排気圧力の上昇が全く生じないと仮定した場合には、図（ａ）、（ｂ）のＱ点に位置し、燃費においても、大きな低下が確認できた。
【００３５】
以上の第１実施形態によれば、エンジン本体からの回生エネルギーとして排気熱及び加熱されたエンジン冷却水熱を利用して発生した蒸気を用いることによって、排気圧力の上昇を抑えて給気圧力だけを上昇することが可能になる。
このように排気熱及び加熱されたエンジン冷却水熱を利用した蒸気タービン２８によって付加的に給気圧力だけを上昇せしめることができるため、給気行程（Ｍ５）と排気行程（Ｍ３）とによって形成されるポンピング仕事（図４の斜線領域）を向上でき、ミラーサイクルエンジンの熱効率を向上することができる。
なお、第１実施形態では、第１熱交換器（蒸気発生器）２４と第２熱交換器（蒸気発生器）２６の両方によって蒸気を発生したが、いずれか一方のみを利用して、すなわち排気熱または加熱されたエンジン冷却水熱の一方を利用して発生させてもよい。
【００３６】
また、閉弁時期制御手段３４が蒸気タービン２８によって付加される給気圧力に応じて給気弁１４の閉弁時期を変更し、付加する給気圧力が高いほど給気弁１４の閉弁時期を進めて、付加前の筒内最高圧力と略同一に維持するので（図４の筒内最高圧力（Ｐｍａｘ））、筒内最高圧力の上昇によるエンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する弊害を回避して信頼性を向上できる。
【００３７】
（第２実施形態）
図２を参照して第２実施形態について説明する。
第２実施形態は、エンジンの回生エネルギーとして排気を利用して生成された電力を用いるものである。
図２のように、過給機が発電電動機５０を内蔵したハイブリッド過給機５２からなり、排気ガスを利用して発電された電力によって、ハイブリッド過給機５２の上流側の給気通路Ｋ１に設けられた給気ブロア５４を駆動することで付加給気圧を生成する。
【００３８】
ハイブリッド過給機５２はコンプレッサ部５２ａとタービン部５２ｂとからなり、コンプレッサ部５２ａに発電電動機５０が内蔵されている。コンプレッサ部５２ａの回転に伴って発電し、発電電力が電力供給ラインＭによって、給気ブロア５４を駆動するブロアモータ５６に供給される。ブロアモータ５６の回転数制御は図示しないインバータや増減速ギヤを用いて行われる。
また、外部から電力Ｗを発電電動機５０に供給してハイブリッド過給機５２のコンプレッサ部５２ａ自体の回転を増速して付加給気圧を発生させるようにしてもよい。
【００３９】
第２実施形態によれば、ハイブリッド過給機５２と給気ブロア５４とによって給気圧力付加装置を構成するため、第１実施形態のように蒸気を発生させる蒸気発生器を用いることなく簡単に、かつ大型化することなく給気圧力付加装置を得ることができる。
また、発電電動機５０を内蔵したハイブリッド過給機５２で構成することで、排気ガスの流れを利用して電力を生成し、給気通路Ｋ１に設けた給気ブロア５４を駆動するため、排気圧力の上昇を伴わずにまたは排気圧力の上昇を伴っても給気圧力を排気圧力より大きく高めることができ、第１実施形態と同様の作用効果がいえる。
【００４０】
（第３実施形態）
次に、図３を参照して第３実施形態を説明する。この第３実施形態は、エンジンの回生エネルギーとして排気を利用して前段過給機６０を駆動するものである。すなわち、第１実施形態で説明した、蒸気タービン２８に代えて前段過給機６０を設置する。
図３に示すように、過給機２０のタービン部２０ｂを通過した排気ガスは、前段過給機６０のタービン部６０ｂに流入して、該タービン部６０ｂと同軸状に設けられた前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａを駆動して給気を加圧する。この加圧された給気は過給機２０のコンプレッサ部２０ａに供給されてさらに加圧されるように、前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとの２段階過給によって構成される。
また、前段過給機６０のコンプレッサ部６０ａと過給機２０のコンプレッサ部２０ａとを繋ぐ給気通路Ｋ１には、空気冷却器６２が設けられている。
【００４１】
第３実施形態によれば、前段過給機６０によって給気圧力付加装置を構成するため、第１実施形態のように蒸気を発生させる蒸気発生器を用いることなく簡単に、かつ大型化することなく給気圧力付加装置を得ることができる。
【００４２】
第３実施形態においては、図４に示す排気行程（Ｍ３）時の排気圧力Ｐｈが、過給機２０と前段過給機６０とによって形成されるため、排気圧力は、Ｐｈ＋ΔＰｈと上昇するが、給気行程（Ｍ４）時の給気圧力Ｐｋに対して、給気圧力付加装置としての前段過給機６０による上昇分のΔＰが付加されて給気行程（Ｍ５）時の圧力となるため、この給気圧力の上昇分のΔＰが前記前段過給機６０を駆動するために上昇する排気圧力ΔＰｈより大きければ（大きくなるように前段過給機６０の過給特性を設定すれば）、トータルとして、排気行程（Ｍ３）と給気行程（Ｍ５）との差圧が広がりポンピング仕事量を増大させることができる。
すなわち、排気圧力を上昇せずに給気圧力だけを上げるのではなく、給気圧力の上昇分ΔＰを排気圧力の上昇分ΔＰｈより大きく上昇せしめることで、ポンピング仕事量を増大させることができる。その他の作用効果については第１実施形態と同様のことがいえる。
【産業上の利用可能性】
【００４３】
本発明は、過給機を備えたミラーサイクルエンジンにおいて、給気圧力だけを上昇または給気圧力を排気圧力より大きく上昇せしめて、給気行程と排気行程とによって形成されるポンピング仕事を向上せしめるとともに、筒内最高圧力を給気圧力上昇前と略同等に維持して、エンジン本体の機械的強度および熱負荷に対する信頼性を向上できるので、ミラーサイクルエンジンへの利用に適している。
【符号の説明】
【００４４】
２      ミラーサイクルエンジン
１４    給気弁
１６    排気弁      
２０    過給機
２２    空気冷却器
２４    第１熱交換器
２６    第２熱交換器
３６    給気バルブ可変手段、
２８    蒸気タービン（給気圧力付加装置）
３２    給気圧センサ
３４    閉弁時期制御手段
５０    発電電動機
５２    ハイブリッド過給機
５４    給気ブロア（給気圧力付加装置）
６０    前段過給機（給気圧力付加装置）
【図１】
2011085089.tif 000003
【図２】
2011085089.tif 000004
【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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