(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストン（Ｄ）を内蔵するシリンダ（Ｉ、II）と、バルブ（Ｉ１、Ｉ２、II１、II２）によって上記シリンダ（Ｉ、II）から分離された少なくとも２つの分離燃焼室（１、２）とを備え、また、各シリンダ（Ｉ、II）に共に開く吸気弁（Ｓｚ）及び排気弁（Ｋ）を備え、さらにクランクシャフトを備え、各燃焼室（１、２）は、休止期間が短い数回の部分噴射（ｂｉ）によってその内部に燃料を噴射可能な少なくとも１つの燃料噴射ノズル（Ｐ）が設けられた内燃往復動機関において、
少なくとも２つの上記燃焼室（１、２）を介して二つ一組で互いに連結され、平行に整列した偶数個のシリンダ（Ｉ、II）を備え、該シリンダ（Ｉ、II）はそれぞれ、上記燃焼室（１、２）へ開く上記バルブ（Ｉ１、Ｉ２、II１、II２）によって、その上記吸気弁（Ｓｚ）を介して一組の上記シリンダ（Ｉ、II）のうちの一方のシリンダ（Ｉ、II）に吸引され、上記バルブ（Ｉ１、Ｉ２、II１、II２）及び上記燃焼室（１、２）を介して他方のシリンダ（Ｉ、II）に供給される充填物の流路（ａ、ｂ）を形成するように設けられている
ことを特徴とする内燃往復動機関。
【請求項２】
上記燃焼室（１、２）は球状、円筒状またはドーナッツ状の部屋として形成され、燃料噴射ノズル（Ｐ）の中心線（ｔ）は、上記燃焼室の対称面内にある円形断面の割線と一直線をなす
ことを特徴とする請求項１記載の内燃往復動機関（Ｍ）。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、燃料油（ディーゼル）、ガスまたはガソリン駆動の内燃機関に関するものであり、内燃機関は、ピストンを収納するシリンダからバルブによって分離された分離燃焼室を少なくとも２つ備えると共に、シリンダに共に開いている吸気弁及び排気弁と、クランクシャフトとを備えるものである。また、本発明は燃料油（ディーゼル）、ガスまたはガソリン駆動の内燃機関の燃焼過程の制御方法に関するものであり、内燃機関は、ピストンを収納するシリンダから、バルブによって分離された、少なくとも２つの分離燃焼室を備えると共に、シリンダに共に開いている吸気弁及び排気弁と、クランクシャフトとを備えるものであり、そこで、そのシリンダからバルブによって分離された燃焼室において実行させる燃焼過程は、ＨＣＣＩ（予混合圧縮着火）やＣＡＩ（制御自己着火）を含むサブプロセスによって構成されている。
【背景技術】
【０００２】
燃焼機関の運転サイクルは、さまざまな理由による損失を伴い、結果として、機械力として取り入れられた熱エネルギを利用する割合がより少なくなってしまう。
【０００３】
内燃機関の構造的な解決策により被る損失を削減するため、いくつかの試みが何十年もの間なされてきた。損失削減はすなわち燃料削減、仕事率の向上及びより均衡の取れたエンジンの作動につながり、さらに言えば、非常に高出力のエンジンで、相対的重さが小さく、高速回転で動くものが製造可能であり、固有の力率が向上され、排気ガスや有害物質の排出がより少なくなるものであった。
【０００４】
往復式ピストンエンジン（オットーエンジン、ディーゼルエンジン及びガソリンエンジン）の大きな損失には次のようなものがある。高摩擦損失、限界のある燃焼速度、シリンダの壁を通して発生する損失（熱伝導は一定値では起こらない。）及び燃焼室での不完全膨張（周囲の圧力や温度までは持続しない）。F.A.F.Schmidtに従って、ガソリンエンジンの損失は表１にまとめられている。
【表１】
0005744862.tif 000002
【０００５】
Ｉ.及びII.によって示されている損失は動力損失を構成し、III.、IV. 及びＶ.によって示されている損失が相当な損失を構成している。これら損失は、ｐ−Ｖ図（図９ａを参照）及びＴ−Ｓ図（図９ｂを参照）の中で示されている。
【０００６】
シリンダ−ピストン−クランクシャフトのエンジンの場合、機械力は作動過程によって生み出され、そして、燃焼行程が圧縮の後に上死点付近で一定容積のもと行われると、既知の圧縮比で効率は最も高くなる。
【０００７】
しかし、燃焼率には限界があるため、（例えばディーゼルエンジンの場合）燃焼過程は膨張行程の間、さらに排気行程に入っても続く。
【０００８】
この事実は表１のIIによって示されている出力損失の原因の一つとなっている。
【０００９】
燃焼速度に限界があるために生じる損失は、燃焼過程を容積一定のもとで行うことにより減らすことができる。
【００１０】
これは、バルブを介して行程容積を燃焼容積（燃焼室）から分離することによって確立できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１１】
【特許文献１】独国特許発明第５０５７１３号明細書
【特許文献２】米国特許第５１１５７７５号明細書
【００１２】
そのような解決方法は、燃料を受け取る分離燃焼室と、シリンダ空間と燃焼室との間の一つ以上のバルブとを備える圧縮着火型の内燃機関を開示している特許文献１から知ることができる。圧縮行程が終わる少し前に、バルブは燃焼室とシリンダの作動空間との間にある移動断面積を、その最小値（これはゼロであっても良い）まで減らすようにすばやく動かされる。作動ピストンがその上死点を通過した後、シリンダ内の圧力がいかなる瞬間においても予定された圧力を超えないような方法で、移動断面積はその最大値まで徐々に増える。移動断面積は次の圧縮工程が終わる少し前までの最大値に維持される。
【００１３】
特許文献２は、シリンダヘッドに設けられた第１燃焼室及び第２燃焼室を具備する２サイクル圧縮着火エンジンを開示するものであり、これら燃焼室は、互いの燃焼室及びシリンダ容積から独立に分離されており、各室はシリンダの空間と連通する通路を形成し、各燃焼室に対して個別に絞り弁を作動させ、その各室に付随する通路を開閉するようになされている。エンジンはクランクシャフトが完全に３６０度回転するため燃焼行程を分離する手段が設けられる。これら燃焼室は二者択一的にクランクシャフトの各回転における上死点近くで、各室の中の燃焼物質をシリンダ容積の中へ膨張させる。
【００１４】
上述の方策は、バルブによって行程容積から圧縮容積を分離することで、燃焼速度に限界があるために生じる損失を無くすというものであるが、適切に実行し得ないものである。以下のようないくつかの問題がある。
−図面に描かれている燃焼室の表面積がその中の容積との関係で非常に大きいため、大きな壁での熱損失を生じさせ、燃焼室は噴射された燃料と空気とを混合するための渦流を形成できない形状であるため、燃焼過程（特に特許文献２）の観点で好ましく形成されていない。
−両方策、特に特許文献１では、出願人はシリンダの中の圧力をチョーキング（これは不可逆な圧力低下であり、これは事前に上げて到達させることがほとんどできない圧力の一部分であり、失われるものである）によって調整することを望んでいるが、大きなチョーキング損失が起きてしまう。
−両方策、特に特許文献２では、燃焼室の表面／容積率のため、燃焼過程に作用する消炎効果が起きてしまい、燃焼は特に壁面に隣接する部分で不完全なものとなり、大量の未燃焼炭化水素と中間燃焼物質が含まれる排気ガスをもたらす。
さらに、上記方策は、
−ＨＣＣＩ着火過程を実現するのに適したモータを提供しない
−既存のガソリンエンジン（低圧縮率、チョーキングによる出力制御、部分負荷での不十分な効率等）に関する問題を解決しない。
−上記方策はいずれも、発動行程の間で周囲圧力よりも常に高い圧力までガスが膨張してしまう問題を何ら解決しない。
−両者は不完全または不規則な燃焼のリスクを抱えている。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１５】
それゆえに、本発明のひとつの目的は、上述の問題を解決することである。
ａ  ：ＨＣＣＩ（または、略ＨＣＣＩ）着火過程の確立
ｂ  ：損失低減による上記モータの効率向上
ｃ  ：燃料消費及び環境汚染の低減
これら３つの目的は実際には区別することができない。なぜならＨＣＣＩ着火過程はモータの効率に強く影響し、上記効率を向上させるために取られる手段は上記着火過程にフィードバックされ、第１及び第２の目的を達成すれば、第３の目的も同時に達成することとなるからである。それにもかかわらず、本発明を明確に開示するには、我々は上記方策を分けることを試みるつもりである。
【００１６】
従来の往復機関の構造では、燃焼ガスは発動行程の間に周囲の圧力まで膨張できない。実験が示すように、この効果に関連するエネルギ損失は約１３％（ヒートバルブの割合）である。理想的な方策は、吸気行程及び圧縮行程の間の排気容積が、膨張行程及び排気行程の間の排気容積よりも小さいか否かである。この方法では膨張行程は任意の圧力まで継続でき、実際に、実験的に予め決められた最適圧力まで継続できる。
【００１７】
それゆえ、本願発明の目的は、バルブによって排気容積から分離された分離燃焼室を備える往復燃焼機関を提供することであり、これにより周囲の圧力まで継続しない膨張から起こる損失を減らすことができ、そしてさらに、（ＨＣＣＩ燃焼過程で）より良い効率、より望ましい燃焼消費率及びより少ない有害廃棄物排出量となる方法で、上記機関の燃焼過程を制御することができる。
【００１８】
本願目的は、ピストンを内蔵するシリンダと、シリンダからバルブによって分離された少なくとも２つの分離燃焼室とを備え、シリンダに共に開かれる吸気弁及び排気弁を備え、さらにクランクシャフトとを備えた内燃往復機関を提供することによって達成でき、各々の燃焼室は、それらの間に短時間の休止期間を伴う個別の噴射を数回行うことによって、各々の燃焼室の中へ燃料を噴射できる、少なくとも１つの燃料噴射ノズルが設けられる。
【００１９】
燃焼室は、球状または円柱状またはドーナッツ状の部屋として形成されており、燃料噴射ノズルの中心線は、部屋の対称面内にある円形断面の割線と一直線をなす。
【００２０】
本願発明による内燃機関は、二つ一組で平行に整列した状態で、少なくとも２つの燃焼室を通じて互いに連結され、各々が燃焼室へ開くバルブが設けられる偶数個のシリンダを備え、そして各シリンダは吸気弁及び排気弁を備えているのが好ましい。
【００２１】
有利な実施形態での本願発明による内燃機関は、二つ一組で平行に整列した状態で、少なくとも２つの燃焼室を通じて互いに連結され、燃焼室へ開くバルブがそれぞれ設けられる偶数個のシリンダを備え、そして各シリンダは吸気弁及び排気弁を備えている。
【００２２】
実施形態による内燃機関は、異なる排気容積の偶数個のシリンダを二つ一組で備え、より小さな排気容積のシリンダは、吸気弁と燃焼室の中へ開くバルブとが設けられ、より大きな排気容積のシリンダは、排気弁と燃焼室から開くバルブとが設けられる。
【００２３】
シリンダは同じ内径を持ち、より小さな排気容積のシリンダの内径は、より大きな排気容積のシリンダの内径よりも小さい。
【００２４】
実施形態の中でシリンダは同じストローク長さを持ち、より小さな排気容積のシリンダの内径は、より大きな排気容積のシリンダの内径よりも小さい。
【００２５】
上述の目的はまた、ピストンを内蔵するシリンダと、バルブによってシリンダから分離された少なくとも２つの分離燃焼室とを備え、また、シリンダに共に開く吸気弁及び排気弁を備え、さらにクランクシャフトを備えた内燃往復動機関の燃焼過程の制御を実現する本願発明による方法を提供することによって実現できたものであって、上記方法は、バルブの開放と閉鎖の間で吸気弁を開き、そしてシリンダの圧縮容積の中へ燃焼用空気を供給し、それから吸気弁を閉じて、燃焼室の中へ燃焼用空気を送って、シリンダの圧縮容積からバルブによって分離された燃焼室において燃焼過程を確立し、クランクシャフトが７２０度回転した後、バルブの開放と閉鎖の間の継続的な期間において吸気弁を開け、それから、シリンダの圧縮容積を通じて燃焼室の中へ燃焼用空気を供給して吸気弁を閉じ、それから、クランクシャフトの異なる角度変位で燃料噴射ノズルによる所定回数の部分噴射によって燃料を燃焼室の中へ少しずつ噴射し、機関の大きな圧縮比をもたらす自己着火による燃焼を実現するような方法で、クランクシャフトを少なくともさらに７２０度回転させた後の、バルブの閉鎖と開放との間の継続的な期間に、クランクシャフトの所定角度変位ごとに個別に起こる燃料の部分噴射によって燃焼過程を確立する手順からなる。
【００２６】
燃料噴射ノズルは、ピエゾ噴射ノズルが好ましい。
【００２７】
部分噴射の回数は１から６回の間が好ましい。
【００２８】
燃料は、ガソリン、ディーゼルオイル、天然ガス及びプロパン−ブタンガスからなるグループから選ばれる。
【００２９】
本願発明による方法の望ましい実施形態において、燃焼過程は、内燃機関の負荷レベルに依存する、２つのグループの燃料部分噴射によって、内燃機関の負荷に比例し、多くとも圧縮行程における最適最大値に一致する初期量の燃料を噴射するＨＣＣＩ過程を利用し、より高い負荷で既に閉じられた燃焼室の中へ噴射される部分噴射を含むＣＡＩ過程を利用するような方法で確立される。
【００３０】
特に、単独のシリンダを備え、下死点に隣接する排気容積において吸気弁を閉じる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
本発明はさらに、添付図面を参照し、好ましい実施形態によって詳細に記載されている。図面には、以下の内容が示されている。
【図１】図１ａ、図１ｂは、バルブによる排気容積と圧縮容積の分離を示す。
【図２】図２は、バルブによる排気容積と圧縮容積の分離を概略的に示す。
【図３】図３ａ、図３ｂは、全負荷でのバルブ開放の図を備えた、シングルシリンダエンジンの後で吸気される２度の充填のｐ＝ｆ（φ）図。
【図４】図４は、全負荷におけるｐ＝ｆ（φ）合計曲線。
【図５】図５は、基本的な燃焼過程のｐ＝ｆ（φ）図。
【図６】図６は、基本的な燃焼過程によって構成された燃焼過程のｐ＝ｆ（φ）図。
【図７】図７は、基本的な燃焼過程によって構成された燃焼過程のｐ＝ｆ（φ）図。
【図８】図８は、基本的な燃焼過程によって構成された燃焼過程のｐ＝ｆ（φ）図。
【図９】図９ａ、図９ｂは、損失をプロットした駆動サイクルのＰ-Ｖ及びＴ-Ｓ図。
【図１０】図１０ａ、図１０ｂは、異なる排気容積の確立を行程ごとに示す。
【図１１】図１１は、２シリンダエンジンの構造が示されている。
【図１２】図１２は、２サイクルエンジンにおいて、駆動サイクルを２つの部分へ分割することを示す。
【図１３】図１３は、異なる排気量のピストンによる異なる排気容積の確立を行程ごとに示す。
【図１４】図１４は、異なる直径のピストンによる異なる排気容積の確立を行程ごとに示す。
【図１５】図１５ａ、図１５ｂは、全負荷におけるＨＣＣＩ＋ＣＡＩ燃焼過程のバルブ開放図を備えた、シングルシリンダエンジンの、後に吸引される２度の充填のｐ＝ｆ（φ）図。
【図１６】図１６は、使用されるパラメータが等エントロピ係数ｋである、圧縮比に対するオットーサイクルの理論効率の図を示す。
【発明を実施するための形態】
【００３２】
シングルシリンダの内燃機関Ｍ（ガソリン、ディーゼル、ガス等のエンジン）において、排気容積Ｖｈと圧縮容積Ｖｃをバルブによって分離した状態が、図１ａと１ｂに大まかに示されており、図２に図式的に示されている。図面に示されたエンジンＭは、圧縮容積Ｖｃを備えた二つの燃焼室１、２、排気容積Ｖｈと変位長さｓを備えたシリンダＨ、シリンダヘッドＦ、ピストンＤ、シリンダＨに直接に開く吸気弁Ｓｚ、燃焼室１、２からシリンダＨまで開くバルブ、シリンダＨから開く排気弁Ｋ、（図示しない）クランクシャフトＴを備えている。吸気弁Ｓｚは空気源（外気）または（図示しない）気化器に直接接続できる。
【００３３】
エンジンＭのシリンダは排気容積Ｖｈを有し、少なくとも２つの燃焼室１、２（すなわち圧縮室Ｖｃ）はシリンダヘッドＦに球状に形成されている。排気容積Ｖｈと燃焼室１、２（圧縮容積Ｖｃ）はバルブＩ１、Ｉ２によって分離できる。エンジンＭの２つの連続する駆動サイクルは以下のように行われる。
【００３４】
シリンダＤが上死点から離れている間、吸気弁Ｓｚが開いて、シリンダＨの中へ空気が流入する。下死点の付近で吸気弁が閉じて、それから圧縮空気は圧縮行程の間に、圧縮容積Ｖｃの燃焼室１にバルブＩ１を通って流入する。上死点の付近でバルブＩ１が閉じて、燃料噴射が起き、充填物が燃焼される。最大圧力のガスが圧縮容積Ｖｃの燃焼室２からシリンダＨの中へ流れ、膨張して仕事をする。下死点の付近で排気弁Ｋが開いて、その間にピストンＤが上死点まで移動し、排気ガスが流出する。
【００３５】
シリンダＤが上死点から動いている間に、吸気弁Ｓｚが開いて空気がシリンダＨに流入する。下死点の付近で吸気弁が閉じ、その後圧縮行程の間、開いたバルブＩ２を通って圧縮空気が圧縮容積Ｖｃの燃焼室２に流入する。上死点の付近でバルブＩ２が閉じて、燃料噴射が起き、充填物が燃焼される。その間バルブＩ１は開いている。最大圧力のガスが圧縮容積Ｖｃの燃焼室１からシリンダＨへ流入して、膨張して仕事をする。下死点の付近で排気弁Ｋが開いて、その間にピストンＤが上死点まで移動し、排気ガスが流出する。
【００３６】
このエンジンＭの構造は、渦流室を備えたディーゼルエンジンの構造に似ている。しかし、この場合、２つの燃焼室１、２があり、これはバルブＩ１、Ｉ２によってシリンダＨから分離されたもので、エンジンＭによってサイクルごとに択一的に使用される。そのため、燃焼行程は一定の圧縮容積Ｖｃで起き、さらに、燃焼行程は１サイクルの所定期間に起こり得る。
【００３７】
燃焼行程はエンジンＭの原サイクルの一部を形成せず、燃焼行程はバルブＩ１、Ｉ２によって排気容積Ｖｈから分離された圧縮容積Ｖｃと共に、少なくとも２つの燃焼室１、２の中で行われるため、燃焼のために使用できる期間は、φ＝３０〜４０°からクランクシャフトＴが７２０°回転する継続的な期間（すなわち４ストローク分の期間）まで増やすことができる。
【００３８】
本出願人は、この期間が当業者に知られている燃焼関数ｄＱ/ｄφ＝ｆ（φ）の実現に最適であり、そして結果的に、最適な傾斜と長さとピークを持つ形状の圧力関数ｐ＝ｆ（φ）が形成されることを見出した。そのことは、所定のエンジンＭの運転の観点で最も好ましいものである。すなわち、基本燃焼過程が行われる間、燃焼室１、２の中へ１回の噴射が行われるよりも、追加のまたは数回の部分噴射ｂｉを実行することにより燃焼過程が制御される。さらに、分離燃焼室１、２を備えたガソリンエンジンＭの圧縮率εが従来のガソリンエンジンの２倍となり得るため、分離燃焼室１、２を備えたディーゼルだけでなくガソリンエンジンでも自己着火が起こる。
【００３９】
それゆえ、本発明にかかるエンジンＭは、各燃焼室１、２の中へ伸びる少なくとも１つの燃料噴射ノズルＰが設けられ、このノズルＰは利用可能な期間に、合間に短時間の休止期間がある数回の個別噴射（ｂi）によって各燃焼室１、２の中へ燃料を噴射できる。
【００４０】
上述によれば、制御された燃焼と自己着火の行程は次の通りに行われる。シリンダＨの中へ吸引され、ピストンＤによって圧縮された空気は、開放されたバルブＩ１を通して燃焼室１の中へ流入し（図３ａ、第２行程、ｓ部分）、そこで高速で循環する。それから、噴射が起きる（図３ａ、第３-６行程、ｅ（ｅアクソンテギュ）部分）。例えば、ピエゾ噴射ノズルを用いてガソリンが直噴される。そのようなシステムは、ボッシュでガソリンエンジン用モトロニックＨＤＥＶ４ピエゾ噴射バルブという名前で販売されている（このシステムは、当業者にとって公知であり、それゆえ、ここでは詳細には説明されない。）。このシステムは１つの燃焼行程の間に数回の噴射を行うことが可能である。
【００４１】
複数の燃焼室に対して、単一のＨＤＥＶ噴射ノズルＰ、制御技術上の理由から不十分である場合、２つのＨＤＥＶ噴射ノズルＰを使用しても良い。クランクシャフトＴの異なる角度位置φごとに、所定回数ｉの部分噴射ｂｉによって少しずつ燃料が燃焼室１、２の中へ噴射される。燃焼過程は燃焼室２においても同様に生じる（図３ｂ）。結果的に、燃焼過程は制御された行程となる。なぜなら、燃焼関数ｄＱ/ｄφ＝ｆ（φ）及び圧力関数ｐ＝ｆ（φ）は、最適な傾斜と長さとピークを備えるものが実現でき（すなわち、圧力状態が制御され）、最終圧力は予め決められた値になるからである。
【００４２】
本願発明にかかるエンジンＭの好ましい構造が、表２に要約されている。
【表２】
0005744862.tif 000003
【００４３】
図３ａにおいて、燃焼室１を通って流れるガスの圧力関数ｐ＝ｆ（φ）と、クランクシャフトＴの角度位置φの関数であるバルブＩ１の操作、すなわちシングルシリンダエンジンＭの全負荷における２つの連続して吸気された充填物のバルブの開放を表すｐ＝ｆ（φ）図、そして燃焼室２及びバルブＩ２に関する同様の図が図３ｂに示されている。
【００４４】
図４は、圧力曲線ｐ＝ｆ（φ）を示している。図１は、噴射ノズルＰ（ＨＤＥＶピエゾ噴射ノズルＰ）、燃焼室１、２及びバルブＩ１、Ｉ２の位置を示している。
図３及び４には次の参照符号が使用されている。
ｐ  ：圧力
ｐ０：周囲圧力
ｐｃ：最終圧縮圧力
ｐｍ：最終燃焼圧力
φ  ：クランクシャフトの回転角
ＦＨＰ：上死点
ＡＨＰ：下死点
ｓｚ：吸気行程
ｓ  ：圧縮行程
ｔ  ：膨張行程
ｋ  ：排気行程
ｅ  ：燃焼行程
Ｉ１：シリンダと燃焼室１を分離するバルブ
Ｉ２：シリンダと燃焼室２を分離するバルブ
ｎｙ：（ｌ１またはｌ２）バルブが開放
ｚ  ：（ｌ１またはｌ２）バルブが閉鎖
ｂｉ：燃料噴射（ｉ＝１・・・ｎ）
【００４５】
排気容積Ｖｈと圧縮容積Ｖｃがバルブｌ１、ｌ２よって分離されているため、エンジンＭ中の燃焼に利用される期間は、クランクシャフトＴが７２０度回転する期間と同じである。数回の噴射ｂｉによる燃焼過程（すなわち、出力と効率を向上し、空気とノイズの汚染を削減する圧力関数ｐ＝ｆ（φ）を形成すること）は、噴射システムのパラメータを調整することによって行われる。
【００４６】
噴射システムのパラメータ（噴射圧力、バルブＰのニードルストローク、噴射継続時間、噴射回数等）の調整によって、噴射される燃料量を決めることができる。そのような調整は、公知のマイクロプロセッサ型のコントロールシステムによって実現可能であり、それゆえこれはここでは説明しない。より単純なアプローチのためには、Δφにおける部分噴射ｂｉ間の間隔を除いた全てのパラメータは、エンジンＭの回転と負荷を含めて、以降固定されるべきである。
【００４７】
図５には基本曲線ｐ＝ｆ（φ）が示されている。図５には以下の参照符号が使われている。
Δｐｉ：部分噴射によって得られた圧力の蓄積
ｐｉ  ：ｉｔｈ部分噴射前の圧力
ｐｉ+1 ：ｉｔｈ部分噴射後の圧力
φ    ：クランクシャフトの回転角
Δφｂ：部分噴射の継続時間
ｂｉ  ：ｉｔｈ部分噴射
【００４８】
完全曲線はｉ個の基本曲線でできている。圧力の蓄積量は、Δｐｉ＝（ｐｍ−ｐｃ）／ｉである。ｉの値が最大の時、曲線はより滑らかになる。
【００４９】
部分噴射ｂｉの回数ｉは、少なくともｉ＝１、我々の経験によれば、１から６の間が好ましいが、可能な限り多い方が有利である。部分噴射ｂｉの回数、すなわちｉが最大の時、決定される最終燃焼圧力ｐｍが小さくなる。要求される圧力蓄積Δｐｉが得られる方法で、噴射される燃料の基本量が決定されなくてはならない。熱力学的な特性値が連続的に変化するため、一定の燃料量の個別の部分噴射ｂｉによって得られる圧力蓄積は互いに相違するが、この事実は容易に考慮に入れられるものではない。
【００５０】
基本曲線によって得られる曲線ｐ＝ｆ（φ）が図７及び８に示されている。図７及び８には以下の参照符号が使われている。
ｐ  ：圧力
ｐ０ ：周囲圧力
ｐＣ ：最終圧縮圧力
ｐｍ ：最終燃焼圧力
φ  ：クランクシャフトの回転角
Δφｂ：部分噴射の継続時間
Δφ1・・・Δφn：部分噴射（ｂｉ）間の休止期間
ｂｉ・・・ｂｎ    ：部分噴射
【００５１】
上記図面には、ｉ個の基本曲線から得られる、異なる特性と傾斜を持った圧力関数ｐ＝ｆ（φ）が示されている。この圧力関数を作成する際に、部分噴射（ｂｉ）間の休止期間だけが変更されている。燃焼過程の特性を変更可能であることが明確に示されており、ガソリンエンジンＭのすべての負荷範囲において同様に得られる。そのため、爆発燃焼状態を無くす品質水準規制が圧縮着火と共に、ガソリンエンジンＭの全ての負荷範囲において同様に得られる。
【００５２】
図９にはサイクル運転のＰ−Ｖ及びＴ−Ｓ図が損失と共に描かれている。図９には次の参照符号が使われている。
ｐ  ：圧力
Ｖ  ：容積
Ｔ  ：温度
Ｓ  ：エントロピ
Ｉ〜IV：損失
【００５３】
不完全膨張（これは周囲圧力まで到達しない）による損失を減らすため、異なる排気容積Ｖｈは、運転サイクル（吸気＋圧縮＋拡張＋排気）の異なる部分の間に実現する。上述のように、従来のシリンダ−ピストン−クランクシャフトエンジンの場合、燃焼ガスは周囲圧力までは燃焼行程の間に膨張できない。いくつかの研究が示すように、この効果に関するエネルギ損失は約１３％（熱量の割合）である。理想的な解決方法は、排気容積が吸気行程及び圧縮行程の間においてより小さくなる。この方法で膨張行程は周囲圧力まで継続できる（実際に、実験的に予定された圧力まで継続できる）。
【００５４】
図１０には次の参照符号が使用されている。
Ｖhsz-s   ：排気容積
Ｖht-k   ：膨張行程及び排気行程における排気容積
Ｖｃ     ：圧縮容積
シングルシリンダエンジンの場合、部分サイクルごとに異なる排気容積Ｖｈが、駆動サイクル（吸気＋圧縮＋拡張＋排気）の異なる部分の間に得られる。吸気行程＋圧縮行程の間、シリンダＨの交互の容積はＶhsz-sに達すると（図１０）吸気弁が閉じる。これは下死点の前または後に行われる。このようにして駆動サイクル（吸気＋圧縮＋拡張＋排気）の異なる部分の間で異なる排気容積は実現できる。
【００５５】
ミラー・アトキンソンサイクルはこれに似ているが、我々の解決方法はその目的と実現方法の観点で本質的に異なる。ミラー・アトキンソンサイクルの目的は圧縮最終圧力及び温度を下げるための圧縮比の低減である。圧力低下はエンジンのブローイングによって相殺される。温度を下げるためブースタとシリンダの間にある充填物を冷却する。この方法では圧縮行程は２つの部分に分けられる。一方はブースタによって実行され、他方はシリンダによって実行される。
【００５６】
しかし、本願発明にかかる目的は、不完全膨張による損失の低減であり（図１１）、これは吸気-圧縮行程の間、膨張-排気行程の排気容積Ｖht-kより小さな排気容積Ｖhsz-sよって実現される。そのためシリンダ容積は、Ｖ＝（Ｖhsz-s+Ｖｃ）／であり、圧縮比は圧縮時にεsz-s＝（Ｖhsz-s+Ｖｃ）／Ｖｃとなり、膨張時にεt-k＝（Ｖht-k+Ｖｃ）／Ｖｃとなる。
【００５７】
図１１には、ダブルシリンダエンジンの場合で、本願発明にかかる方策を実現するものが示されている。図１１には次の参照符号が使用されている。
１、２：燃焼室
Ｉ、II：シリンダ
Ｖｃ  ：圧縮容積
Ｖｈ  ：排気容積
ｓ    ：変位長さ
Ｓｚ  ：吸気弁
Ｋ    ：排気弁
Ｉ１、Ｉ２、II１、II２：バルブ
ａ    ：シリンダＩの中へ吸引された充填物の経路
ｂ    ：シリンダIIの中へ吸引された充填物の経路
図１２には次の参照符号が使用されている。
１、２：燃焼室
Ｉ、II：シリンダ
Ｖｃ   ：圧縮容積
Ｖh    ：排気容積
ｓ    ：変位長さ
Ｓｚ  ：新たな充填のための吸気弁
Ｋ    ：排気弁
Ｉ１、Ｉ２、II１、II２：バルブ（すなわち、バルブＩ１はシリンダＩと燃焼室１との間にあるバルブ）
ダブルシリンダエンジンＭと共にサイクル運転がどのように二つの部分に分けられているのかが示されている。
【００５８】
さらに、不完全膨張（これは周囲圧力までは上がらない）が原因で発生する損失を減らすため、本願発明に従って、異なる排気容積が運転サイクルの異なる行程（吸気+圧縮及び膨張+排気）において実現される。そのような構造が図１３に示されている。図１３には次の参照符号が使用されている。
１、２：燃焼室
Ｉ、II：シリンダ
Ｖｃ   ：圧縮容積
Ｖh1,2  ：排気容積
ｓ    ：変位長さ
Ｓｚ  ：新たな充填のための吸気弁
Ｋ    ：排気弁
Ｉ１、Ｉ２、II１、II２：バルブ（すなわち、バルブＩ１はシリンダＩと燃焼室１との間にあるバルブ）
ｓ１  ：シリンダＩの排気
ｓ２  ：シリンダIIの排気
マルチシリンダエンジンＭのシリンダＨは、次のような方法で２つのグループに分けられる。エンジンとして働く第１のグループのシリンダは、運転サイクル全体の一部（膨張及び排気）をなす一方で、第２のグループのシリンダは、他のグループと並行して同じクランクシャフトＴにおいて、運転サイクル全体の他の部分（新たな充填物の吸気及び圧縮）をなす。そのため最初の運転サイクルは、シリンダによって同時に２つの部分に分けられる。吸気及び圧縮を行うシリンダＤの排気ｓ２が、他のグループ（膨張）の中のシリンダの排気よりも小さくなるように選択された場合、運転サイクルの異なる行程（吸気+圧縮及び膨張+排気）において異なる変位が実現される。この解決方法が図１３（他の変形例も備えている）に表されている。シリンダの直径Ｄが排気とはかなり異なる場合、より単純な構造が得られる。（図１４）
図１４には次の参照符号が使用されている。
１、２：燃焼室
Ｉ、II：シリンダ
Ｖｃ   ：圧縮容積
Ｖh1-Ｖh2：排気容積
ｓ    ：変位長さ
Ｓｚ  ：新たな充填のための吸気弁
Ｋ    ：排気弁
Ｉ１、Ｉ２、II１、II２：バルブ（例えば、バルブＩ１はシリンダＩと燃焼室１との間にあるバルブ）
ｓ    ：排気
Ｄ    ：シリンダＩの直径
ｄ    ：シリンダIIの直径
【００５９】
公知のＨＣＣＩ（予混合圧縮着火）方法は、燃料及び廃棄物の削減の分野における高評価という結果を約束するものであり、そのため出願人はそれを本願発明に従って燃焼過程の実現に利用することを目的としている。エンジンを使った実験では、ＨＣＣＩは部分的な負荷でのみ使用可能な燃焼過程であり、この部分的な負荷をエンジンの全ての負荷範囲へ拡張することに成功した研究者はまだいない。
【００６０】
上述の拡張の方法における主な障害は、大幅かつ急速な圧力上昇が高負荷（かつ高速回転）で発生することであり、これは構成部品の損傷や、騒音の発生による受け入れ難い状態を引き起こす。
【００６１】
したがって、本願発明にかかる燃焼過程は、エンジンＭの所定の負荷レベルまでの部分負荷では、ＨＣＣＩ過程を使用し、最大負荷にまで達する高負荷では、ＣＡＩ（制御自己着火）過程を使用する、２つの部分が設けられている（図１５）。この複合燃焼過程のＨＣＣＩ部分は、以下のように行われる。最初の燃料噴射が圧縮行程の後に起き（図１５のｂ１）、この行程の終わりまで空気と燃料が混合され、その結果、均質のまたは部分的に均質の混合物が燃焼室１、２のそれぞれの中で形成される。圧縮の終わりに自己着火が可能な熱力学状態となり、燃焼が起こる（ＨＣＣＩ段階）。噴射される燃料量は、所定の最適最大値（文字通り利用可能な）に達しさえすれば、瞬間部分負荷に比例する。図１５には次の参照符号が使用されている。
Ｉ    ：シリンダ
ｐ    ：圧力
ｐ0    ：周囲圧力
ｐＣ   ：最終圧縮圧力
ｐｍ   ：最終燃焼圧力
φ    ：クランクシャフトの回転角
ＦＨＰ  ：上死点
ＡＨＰ  ：下死点
ｓｚ  ：吸気行程
ｓ    ：圧縮行程
ｔ    ：膨張行程
ｋ    ：排気行程
ｅ（ｅアクソンテギュ）：燃焼行程
ｌ１   ：シリンダＩと燃焼室１の間のバルブ
ｌ２   ：シリンダＩと燃焼室２の間のバルブ
ｎｙ  ：（ｌ１またはｌ２）バルブが開放
ｚ    ：（ｌ１またはｌ２）バルブが閉鎖
ｂｉ  ：燃料噴射（ｉ＝１・・・ｎ）
【００６２】
エンジンＭの負荷がＨＣＣＩの運転モードによってちょうど満足できる限界を超える時に、基本着火過程によって構成された上記ＨＣＣＩ運転モードが開始される。これと共に、瞬間負荷要件に従って、燃焼室１、２の中へ噴射される所定回数の部分燃料噴射ｂｎによって、必要な燃焼過程が行われる。この作動方法にとって均一な混合は実現できないが、ガスの渦流によってそれを試みることは可能である。
【００６３】
２つの作動方法を交互に行うことが、エンジン制御システムの役割である。
【００６４】
従来の方策（しかし現在まで実験的なもの）のためには、燃焼過程は従来の、すなわち、より高い負荷レベルでのＳＩ（ガソリンの場合、火花点火）燃焼過程に変更される一方で、本願発明にかかる方策のためには、基本着火過程によって構成されたＨＣＣＩ運転モードによって達成され、ＨＣＣＩ過程はその優位性を残して部分的に残される。
【００６５】
爆発機関（特にガソリンエンジン）にとって最も重大な燃焼異常は、いわゆるデトネーション（燃焼ノック）であり、なぜならこの現象は、所定の排気容積と回転速度を持つエンジンの最大出力と最大効率を決めるからである。この現象は、シリンダ内でほぼ一瞬に起きる燃料と空気の混合物の燃焼を引き起こし、結果として、熱流束密度（５０％）、クーラントへの流入熱量（２０％）、熱交換率（１００％）及び特別な燃料消費（５０％）を上昇させる一方で、エンジン出力を減少（５０％）させる。デトネーションを起こす傾向は、火花、空気比、回転速度、燃焼室の構造等いくつかの要因に左右されるが、圧縮比の増加に最も敏感である。これは圧縮比が、値ε＝１０（通常ε＝７〜９）をほとんど超過しないことが理由である。同時にエンジン効率は、圧縮率によって相当に影響を受ける。いわゆる完全機関の理論効率は、η０＝１-１/εk-1であり、ここで、εは圧縮比、ｋは等エントロピ指数である。
【００６６】
図１６には、圧縮比に対するオットーサイクルの理論効率が示されており、ここでのパラメータは等エントロピ指数ｋである。図１６には次の参照符号が使用されている。
ε ：圧縮比
η０ ：理論効率
ｋ ：等エントロピ指数
【００６７】
等エントロピ指数ｋもまた空気過剰率の関数であり、ｋの値は、過剰空気を減らすことによって減少する。もしε１＝９で、ｋ＝１．２であれば、平均的なガソリンエンジンの理論効率は、η０＝０．３５６であるが、もしε２＝２１で、ｋ＝１．２であれば、η０＝０．４５６である。空気過剰率が、ｋが約１．４にほぼ等しくなるような範囲内で減少すれば、エンジンの理論効率は約０．７０４となる。そのため、修正及び制御された自己着火を可能にし、継続的に空気過剰率（燃料量）を交代させるため、本願発明に従って、高い圧縮比を用いている間のエンジンＭのすべての負荷範囲において燃焼の品質制御を実現する最も効果的な方法で、オットーエンジンの効率は向上できる。このように、ガソリンエンジンの効率は、悪化するよりはむしろ向上する。燃焼期間が１桁以上長くなり、新しい燃焼過程が上述のように実現されたため、任意高さの圧縮比εが、ガソリンエンジンにも異常燃焼のリスクなく実現可能であり、これは実質的に理論効率を向上させる。
【図１】
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【図２】
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【図３ａ）】
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【図３ｂ）】
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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９ａ）】
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【図９ｂ）】
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【図１０ａ）】
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【図１０ｂ）】
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【図１０ｃ）】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５ａ）】
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【図１５ｂ）】
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【図１６】
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