(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも１つの燃焼シリンダと、前段空気圧縮機と、熱交換器とを備えた４サイクルスパーク点火内燃エンジンであって、
前記燃焼シリンダは、クランクシャフトとフライホイールに機械的に接続された軸方向に往復する往復ピストンを含み、
前記往復ピストンが軸方向に前記燃焼シリンダの下死点に向かって移動し、空気燃料混合物を吸入して前記燃焼シリンダに送り込む吸入サイクルと、
それに続き、前記往復ピストンが前記燃焼シリンダの上死点に向かって軸方向に移動し、空気燃料混合物を圧縮して点火前圧縮容積、点火前圧力、点火前圧縮温度に到達させる圧縮サイクルと、
それに続き、前記空気燃料混合物をスパーク点火して前記往復ピストンを前記下死点へと動かす膨張サイクルと、
それに続き、前記往復ピストンが前記上死点へ向かって移動し、次の吸入サイクルに備えて排気ガスを前記燃焼シリンダの外へ押し出す排気サイクルとからなる４サイクル燃焼プロセスが実行されるものであり、
圧縮比が燃焼室の容積に対する燃焼シリンダの容積の比で定義され、
前記前段空気圧縮機は、前記４サイクル燃焼プロセスが実行される間に、圧縮された吸入前空気を生成するために、大気圧および周囲温度で、前記燃焼シリンダの容積に等しい容積の、前記圧縮機の周囲空気を、前記吸入サイクルでの前記燃焼シリンダの吸入量に等しい体積に圧縮するものであり、
前記熱交換器は、その内部で圧縮された前記吸入前空気を体積膨張させることなく冷却し、自然発火温度を有する燃料と混合される吸入空気を生成するものであり、
周囲温度に関わらず前記吸入空気の温度を一定に保ち、
所定の圧縮比での前記点火前圧縮温度を、燃料の自然発火温度よりも低くするため、前記吸入空気の温度が十分低くなるよう、前記吸入空気の温度を調整し、
前記吸入空気は、燃焼シリンダへ送り込まれて膨張し、前記往復ピストンが前記下死点に到達する前に前記吸気弁が閉じられて、燃焼シリンダの前記吸入空気が冷却されることを特徴とするスパーク点火内燃エンジン。
【請求項２】
前記熱交換機は、複数の選択肢のいかなる点火前圧縮温度にも吸入温度を合わせることができるよう調整でき、
前記複数の選択肢の前記点火前圧縮温度は、複数の選択肢うちの所定の圧縮比、もしくは複数の選択肢の燃料の自然発火温度、または前記所定の圧縮比と前記燃料の自然発火温度の組合せに対応するものであることを特徴とする請求項１記載のエンジン。
【請求項３】
前記前段空気圧縮機は、圧縮シリンダと、圧縮ピストンとを備え、
前記圧縮シリンダは、総シリンダ容積、上死点（ＴＤＣ）および下死点（ＢＤＣ）を有し、
前記圧縮ピストンは、前記クランクシャフトと前記フライホイールに機械的に接続され、
前記圧縮シリンダは、前記４サイクル燃焼プロセスと同時に、４段階の圧縮プロセスを実行し、
前記４段階の圧縮プロセスは、
前記圧縮ピストンが前記圧縮シリンダの下死点に向かって軸方向に動き、前記圧縮機の空気の容積と前記圧縮シリンダの全シリンダ容積に等しい第１の体積分の周囲空気を前記圧縮シリンダに引き入れる第１の圧縮機吸入段階と、
それに続き、前記圧縮ピストンが、前記圧縮シリンダの上死点に向かって軸方向に動き、前記第１の体積分の周囲空気を圧縮して吸入前貯蔵室に送り込む第１の圧縮機圧縮段階と、
それに続き、前記圧縮ピストンが、前記圧縮シリンダの下死点に向かって軸方向に動き、前記圧縮機空気容積と前記圧縮シリンダの全シリンダ容積に等しい第２の体積分の周囲空気を前記圧縮シリンダへ送り込む第２の圧縮機吸入段階と、
それに続き、前記圧縮ピストンが、前記圧縮シリンダの上死点に向かって軸方向に動き、前記第２の体積分の周囲空気を圧縮し、前記吸入前貯蔵室へと送り、圧縮された前記第１の体積分の周囲空気と圧縮された前記第２の体積分の周囲空気とが前記吸入前貯蔵室で合わさり、前記圧縮された吸入前空気を構成する第２の圧縮機圧縮段階と、
を備えることを特徴とする請求項１または請求項２記載のエンジン。
【請求項４】
前記圧縮シリンダの総容積が、前記燃焼シリンダの総容積の半分であることを特徴とする請求項３記載のエンジン。
【請求項５】
前記燃焼シリンダの吸入量は、前記燃焼シリンダの総容積の半分より小さいことを特徴とする請求項４記載のエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
関連出願書の参照
本願は２０１４年３月７日に出願された米国非仮特許出願１４／２００，２０２の一部継続出願である米国非仮特許出願１４／２７９、５８０の出願日、２０１４年５月１６日を出願日の利益として要求します。
【背景技術】
【０００２】
本発明は内燃エンジンの分野、具体的には４サイクルスパーク点火の内燃エンジン(ＳＩ−ＩＣＥ：Ｓｐａｒｋ  Ｉｇｎｉｔｉｏｎ−Ｉｎｔｅｒｎａｌ  Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ  Ｅｎｇｉｎｅ）の分野に関連するものです。
【０００３】
（発明の背景）
標準的な４サイクル石油内燃エンジンの効率は圧縮比と点火前圧縮高圧温度において制限があります。これは点火前の温度が、これを超えるとノッキングが効率を下げ、エンジンの寿命を縮めてしまい、燃料の自然発火温度閾値に近づくのを避ける必要があるためです。標準的な４サイクルエンジンの吸気の温度は通常−２０℃から＋４２℃の周囲の温度によって決まり、エンジンシリンダ内が完全に圧縮した状態で、この周囲温度範囲は点火前温度で１２０℃程度の変動に変わります。この点火前温度に変動があることの結果として標準的な４サイクル エンジンは、通常、エンジンシリンダ全体の容積を燃焼室容積で割った比の値であるパラメータ、圧縮比 （ＣＲ）が低く制限されます。標準ガソリン燃料を使用するエンジンにおいては、ＣＲは通常８を超えることはなく、エンジン点火前の圧縮圧力を１５バール以下に制限します。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
４サイクルエンジンの設計による、これらの温度や圧力制限はエンジン効率を低下させるだけでなく、結果として大きく重いエンジンになり、これらのエンジンがノッキングを起こさず燃焼できる燃料の種類が制限されてきます。
【０００５】
本発明は、単一または多段予冷圧縮機能を備えた４サイクル内燃エンジンの設計を提案するものです。略して「ＣＷＰＳＣ」エンジン (前段圧縮燃焼) という言葉を使用します。本明細書で説明される設計では、燃焼シリンダ（燃焼用シリンダ）に入る吸入の温度と圧力を厳格に制御することができるため、大幅に高い圧縮比と点火前の圧縮圧力が自然着火閾値に近づくことなく実現できます。また、この斬新な設計は効果的に空気燃料混合物の最高自然着火閾値を制約、設定するので、ノッキングの危険性なしに事実上あらゆるタイプの液体炭化水素燃料を燃焼させることができます。
【０００６】
本発明の４サイクルエンジンは非常に高い圧縮比によって、より小さく、軽いエンジンにおいて、すべての主要なエンジンのパラメータが制御される最大の出力と効率を実現する環境で、標準的な４サイクルエンジンと同等以上の力を生成します。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
標準的４サイクル内燃エンジンには吸入サイクル、圧縮サイクル、膨張サイクル、そして排気サイクルがあります。 吸入サイクル中はピストンが下方に移動し、空気燃料混合物がシリンダに引き込まれます。 その後、圧縮サイクルが続きピストンが上方に移動して、空気燃料混合物を着火前圧縮圧力にまで圧縮します。圧縮サイクルは空気燃料混合物がスパーク点火により完結し、ピストンを膨張サイクルで下方に動かします。排気サイクルではピストンが再び上方向に動き、シリンダから排気ガスを出して次の吸入サイクルの準備をします。
【０００８】
点火した空気燃料混合物がシリンダ内で膨張して、圧力が低下すると同時に、膨張サイクル中に４サイクル燃焼過程で力が発生します。ボイルシャルルの法則によると、ＰＶ／Ｔ（Ｐはガスの圧力でバール、Ｖはガスの体積でリットル、Ｔ はガス温度で°Ｋ)の値はこの膨張中、一定を保ちます。その結果、特定の圧縮比に対しては圧力降下は絶対温度の非比例低下を伴う必要があります。絶対温度の低下は膨張サイクル中にピストンによってクランク軸に伝達できる力学的エネルギーを決めるため、エンジンの効率は膨張サイクル中の圧力降下を最大化することによって最適化されます。これは代わりに、高温の負の影響を排除することにより、点火前圧縮圧力を最大化する必要があります。
【０００９】
標準の４サイクル内燃エンジンにおいて、吸気は、周囲温度および大気圧（約１バール）で燃焼シリンダに入ります。エンジン製造会社は通常のガソリンで使用するこれらのエンジンを、圧縮比（ＣＲ）約８で作ります。ここでは平均値としてＣＲのこの値を考慮し、この値を例示的な比較の計算の基礎とします。気体の断熱過程の式Ｐ（Ｖ）γ＝定数（空気の圧縮係数γ１．３）を適用し、大気圧Ｐａ＝１バールとし、代表的なＶｅ＝１リットルのエンジンシリンダについて考察します。ＣＲ＝８であり、点火容積はＶｅの１／８なので、点火容積Ｖｉ＝０．１２５となります。従って：
Ｐａ（Ｖｅ）γ＝Ｐｉ（Ｖｉ）γ
Ｐａ（Ｖｅ）１．３＝Ｐｉ（Ｖｉ）１．３
（１）（１）１．３＝Ｐｉ（０．１２５）１．３
Ｐｉ＝１４．９２バール
【００１０】
その結果、標準的なエンジンで点火前の最大許容圧力はＰｉ＝１４．９２バール。それゆえ点火前の最高ガス温度は、周囲温度の関数となります。一例として、周囲の温度を約２７℃（３００°Ｋ）と考えて、ボイルシャルルの法則を適用すると、シリンダ上死点 （ＴＤＣ）での圧縮空気（圧縮された空気）の温度Ｔｉは以下のように計算できます：
ＰａＶｅ／Ｔｅ＝ＰｉＶｉ／Ｔｉ
（１）（１）／３００＝（１４．９２）（０．１２５）／Ｔｉ
Ｔｉ＝５６０°Ｋまたは２８７℃
【００１１】
したがって、圧縮空気燃料混合物の点火前温度はこの場合、自然発火温度である２８７℃以下に保たれる必要があります。しかし、今日の標準的な石油ＳＩ−ＩＣＥエンジンにおいて、メーカーは約４２℃（３１５°Ｋ）という最も高い周辺の生じる可能性のある空気温度を考慮しなければなりません。この場合、最高の点火前温度は：
ＰａＶｅ／Ｔａ＝ＰｉＶｉ／Ｔｉ
（１）（１）／３１５＝（１４．９２）（０．１２５）／Ｔｉ
Ｔｉ＝５８７°Ｋ または３１４℃
【００１２】
その結果、今日使用されているすべてのガソリン燃料は、自然発火温度は３１４℃以上であり、その値は、デザインの比較目的のため、我々の計算の上限温度制限値と考えられます。
【００１３】
本発明では吸気を圧縮するための前段圧縮機と、燃焼シリンダに入る前の圧縮吸気を冷却する熱交換器を使用します。これは点火前に空気燃料混合物のエンジン圧縮比を高めることによって、エンジン効率を大幅に増やす目的で行います。エンジン効率の向上を達成するためには周囲に大きな熱交換プロセスが必要です。本発明は吸気の温度を低下させ、ガソリンエンジンの空気燃料混合物の点火前温度を下げ、周囲温度の変化に関わらず一定を維持させます。これにより、点火前の空気燃料混合物の圧縮率を大幅に高くすることができ、ディーゼルエンジンの空気のみの圧縮比と比較し得るものです。例えば、吸気の温度を約１００℃下げることにより、空気燃料混合物の点火前温度は約２００℃低下します。
【００１４】
以下の計算で示されているように、上記のプロセスが正しく機能するためには、圧縮機は約１．８バールの最小圧力閾値を超える吸気を圧縮する必要があり、空気冷却熱交換器で冷却される圧縮空気の最低温度降下は５０℃以上でなければいけません。圧力が２．１バール以上になると、その結果は観測可能となるが、圧縮された吸気圧力が３バール以上の場合に最良の結果は達成されます。例えば、圧縮機が閾値である１．８バール、あるいはそれ以下で吸気を圧縮する場合、過給機の場合と同様、必要な熱交換の効果は、エンジンの圧縮比の大幅な増加にはなりません。なぜなら、周囲温度の変動が熱交換器の温度降下よりも大きくなるため、必要な圧縮比の増加は実現しないからです。過給機が、エンジンの効率向上なしに、吸気の増加によるエンジン出力増加は生成しても、著しい圧縮比の増加を生まないのはそのためです。
【００１５】
一方、本発明の１つの目的は、圧縮比ＣＲと最終点火前の圧力を増加させるために空気燃料混合物の点火前の温度を制御し、それにより、より高いエンジン効率を達成することです。例えば、エンジンに容積がＶｅのシリンダと容積がＶａの圧縮機が備わっている場合、圧縮空気の容積Ｖｃは、Ｖｅより小さいエンジンシリンダ吸気量Ｖｔに等しく、 圧縮機は、Ｔａ２７℃の周囲空気を、周辺容積Ｖａの１／３、すなわち、Ｖｃ＝Ｖｔ＝０．３Ｖａの容積にまで圧縮します。次に吸気前気圧Ｐｃは、次のように計算することができます。（空気の圧縮係数１．３で、気体の断熱過程の式を用いて）：
Ｐａ（Ｖａ）１．３＝Ｐｃ（Ｖｃ）１．３
（１）（１）１．３＝Ｐｃ（０．３）１．３
Ｐｃ＝４．７８バール
【００１６】
ボイルシャルルの法則を適用すると、この圧縮空気の吸入前温度Ｔｃは次のように計算することができます：
ＰａＶａ／Ｔａ＝ＰｃＶｃ／Ｔｃ
（１）（１）／３００＝（４．７８）（０．３）／Ｔｃ
Ｔｃ ＝４３０°Ｋ ＝１５７℃
【００１７】
本発明の熱交換器は次に、圧縮された吸入前空気を、一定吸気量Ｖｔ＝Ｖｃ＝０．３Ｖａにおいて、最高周囲温度、エンジンの圧縮比ＣＲ、燃料の自然発火温度によって決まる目標シリンダ吸入温度Ｔｔに冷却します。本発明の一例として、高温圧縮空気の温度はＴｔ＝３１８°Ｋまたは４５℃の一定の目標値にまで冷却されるので、想定される最高周囲気温である４２℃より３℃高温になっています。冷却された吸気の圧力Ｐｔは次のようになります：
ＰｃＶｔ／Ｔｃ＝ＰｔＶｃ／Ｔｔ
（４.７８）（０.３）／４３０ ＝Ｐｔ（０.３）／３１８
Ｐｔ ＝３．５３ バール
【００１８】
したがって、本エンジンは常に周囲温度の変動に関係なく、４５℃の一定した圧縮吸気温度、この場合３．５３バールの吸気圧で作動しますが、吸気圧は、周囲温度に応じて変化します。以下の計算が示す通り、吸気の温度を１００℃低下させることによって燃焼室（ＴＤＣ）の圧縮空気温度を、そうでない場合と比較して、約 ２００℃低下させることができ、それがこれらのエンジンにおいて非常に高い圧縮比を可能にします。
【００１９】
このプロセスは、エンジンの圧縮サイクルを二分割して、その間に冷却段階を置くこと、すなわち、圧縮−冷却−再度圧縮を行って、より高い点火前圧縮を達成することと同じです。
【００２０】
これらの典型的なエンジンの吸気圧力は最暑の気温の ４２℃で３．３６バール、最寒の−２０℃で約４．１８までの差があるため、より多くの力（パワー）またはより良い効率を得るには、出力のパワーが一定に保たれている場合において、効率の向上は暑い天候よりも寒い天候での方がわずかに優れています。点火直前の燃焼室内の空気燃料混合物の温度は変化せず、周囲温度の変化にかかわらず、一定の値となりますが、それは継続的に一定値に維持される吸気温度がそのように機能するためです。
【００２１】
上記が、本発明の一般的な設計上の特徴の要約です。以下のセクションでは、本発明の具体的な実施形態を詳細に説明します。これらの特定な具体的な説明は、上述の一般的な設計上の特徴に基づいて、本発明の実現可能性を実証することを意図としています。したがって、これらの具体的な詳細説明は例証及び例示の目的のためのみに提供されているもので前述の概要の説明または以下の特許請求の範囲の限定を意図するものではありません。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】図１は本発明における「バージョンＩ」一段予冷圧縮の４サイクルエンジンで４サイクル燃焼プロセスを示す概略図です。
【図２】図２は「バージョンＩＡ」４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスを示す模式図であり、この実施例で詳細にエンジンの各サイクルのクランクシャフト回転角度部分を示しています。
【図２Ａ】図２Ａは「バージョンＩＡ」４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスを示す模式図であり、この実施例で詳細にエンジンの各サイクルのクランクシャフト回転角度部分を示しています。
【図３】図３は「バージョンＩＩ」４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスと同じ圧縮機／膨張装置を使った際の一段予冷圧縮とエネルギー捕捉プロセスを示す模式図です。
【図４】図４は「バージョンＩＩ」の４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスを示す模式図であり、この実施例で詳細にエンジンの各サイクルのクランクシャフト回転角度部分を示しています。
【図５】図５は「バージョンＩＩ」の４サイクルエンジンにおける本発明のエンジンプロセスの吸入／圧縮／膨張／排気サイクルを示す模式図であり、上記の圧縮機各サイクルに対して、実施例で詳細にエンジンの４サイクルのクランクシャフト回転角度を示しています。
【図６】図６は「バージョンＩＩ（Ａ）」一段予冷圧縮と高速強力タービンでのエネルギー捕捉機能のある４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクル燃焼プロセスを示す模式図です。これは車両のジェネレータの力を借りて前段軸流式圧縮機の駆動および、またはバッテリの充電に使用できるもので、デュアルパワードライブであることもあり、超小型でパワフルな燃焼エンジンと電気モータードライブで構成されていて、システムドライブがこの二つのドライブ間を交代で使用できるものです。
【図７】図７は、一段予冷圧縮と強力なタービン膨張装置でのエネルギー捕捉プロセスを備えた「バージョンＩＩ（Ａ）」４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスを、クランクシャフトの回転角度の観点から示す模式図です。
【図８】図８は「バージョンＩＩ」４サイクルエンジンにおける本発明の拡張膨張プロセス及びエンジンシリンダ部と圧縮機／膨張装置を接続する通路を示す模式図です。
【図９】図９は本発明における「バージョンＩＩ」４サイクルエンジン内で二重の目的を果たす、圧縮機／膨張装置の構成を示す模式図です。
【図１０】図１０は本発明における「バージョンＩＩ」一段予冷圧縮の４サイクルエンジンで４サイクル燃焼プロセスを示す概略図です。
【図１１】図１１は「バージョンＩＩＩ」の４サイクルエンジンにおける本発明の４サイクルの燃焼プロセスを示す模式図であり、この実施例で詳細にエンジンの各サイクルのクランク回転角度部分を示しています。
【図１２】図１２は圧縮比ＣＲ＝８とエンジンシリンダサイズがＶｃ＝１リットルの４サイクル標準単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です。
【図１２Ａ】図１２Ａは圧縮比ＣＲ＝８とエンジンシリンダサイズがＶｃ＝１リットルの４サイクル標準単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です。
【図１３】図１３ は圧縮比ＣＲ＝２４のエンジンシリンダサイズがＶｃ＝１リットルの４サイクル仮想の標準単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です。
【図１３Ａ】図１３Ａは圧縮比ＣＲ＝２４のエンジンシリンダサイズがＶｃ＝１リットルの４サイクルの仮想の標準単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です。
【図１４】図１４は「バージョンＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２４
【図１４Ａ】図１４Ａは「バージョンＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２４
【図１４Ｂ】図１４Ｂは「バージョンＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２４
【図１５】図１５は「バージョンＩＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２５．２
【図１５Ａ】図１５Ａは「バージョンＩＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２５．２
【図１６】図１６は「バージョンＩＩＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２４
【図１６Ａ】図１６Ａは「バージョンＩＩＩ」の４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセスの例示的Ｐ−Ｖ模式図です：ＣＲ＝２４
【発明を実施するための形態】
【００２３】
前段圧縮設計のエンジンの上記の説明を参照すると、これらのエンジンは、４つの例示的な実施形態、「バージョンＩ」、「バージョンＩＩ」、「バージョンＩＩ（Ａ）」と「バージョンＩＩＩ」に展開させることができます。
【００２４】
なお、以下の燃焼シリンダの設計の実施形態の一例示は、それぞれに複数の前段圧縮機と複数の熱交換器を備えた複数の燃焼シリンダに展開できることをご理解ください。
【００２５】
（「バージョンＩ」、前段圧縮設計のエンジン）
このバージョンでは、図１及び図２で示されているように、エンジンの全有効圧縮容積サイズは、エンジンシリンダ容積に等しくなります。一例として、圧縮機のシリンダ容積Ｖａを１／２リットルとします。圧縮機はこのバージョンでは１回のエンジンサイクルに対し、２回のフルサイクルを作動させるため、Ｖａ＊２＝１リットルとなり、エンジンシリンダ容積Ｖｅも１リットルと同じになります。１リットルサイズのガソリンエンジンは圧縮比ＣＲ＝２４と点火の前の最高圧縮温度３１０℃とで構築されなければいけないとします。次の計算が示すように、このような境界パラメータの要求に関しては、このエンジンの吸気量は約Ｖｔ＝０．３リットルであるべきです。圧縮機は容積Ｖｔの空気に圧縮します。これはＶａ＊２よりも小さい容積です。その理由はサイクル中、短時間の間だけエンジンシリンダＶｅが吸入に利用できるからであり、それは、このプロセスが進行するとき、この例ではエンジンシリンダの容積のＶｔ＝Ｖｃ＝０．３（一定）のみだからです。吸気プロセスはクランクシャフトの０°の位置から始まり、サイクル中のクランクシャフトの７１°の位置で終了し、その時点で吸気バルブは閉まり、空気燃料混合物はエンジンシリンダに入らなくなります。この時点で吸気量Ｖｔはエンジンシリンダ容積Ｖｅの０．３ほどしかないので（Ｖｅの０．３に対するクランクシャフトの正確な位置は、燃焼室容量を含むと実際には６６°の位置となるが、吸気の損失を補うため、４°もしくは５°以上許容する）、エンジンには１リットルよりはるかに小さい容量しか利用できないため、空気は圧縮機によって圧縮されます。気体の断熱過程の式を適用し、空気圧縮係数が１．３の場合、圧縮機は圧力Ｐｃで空気を圧縮します：
Ｐａ（Ｖａ＊２）１．３＝Ｐｃ（Ｖｃ）１．３
（１）（１）１．３＝Ｐｃ（０．３）１．３
Ｐｃ＝４．７８バール
【００２６】
ボイルシャルルの法則を適用すると、この圧縮空気の温度Ｔｃは次のように計算することができます：
ＰａＶａ２／Ｔａ＝ＰｃＶｃ／Ｔｃ
（１）（１）／３００ ＝（４．７８）（０．３）／Ｔｃ
Ｔｃ＝４３０°Ｋ ＝１５７℃
【００２７】
ボイルシャルルの法則を適用し、３１８°Ｋにまで圧縮空気を冷却することによって、吸気圧Ｐｔは次のように計算することができます：
ＰｃＶｃ／Ｔｃ＝ＰｔＶｔ／Ｔｔ
（４．７８）（０．３）／４３０ ＝Ｐｔ（０．３）／３１８°
Ｐｔ＝３．５３ バール
【００２８】
この圧縮空気はエンジンシリンダ容積Ｖｅの０．３のサイズの短い吸気サイクルの間、通常の大気圧下よりも速い速度でエンジンに入り、標準のエンジンより優れて、吸入する燃料を霧化します。０．３リットルのエンジンシリンダの吸気量は、貯蔵室（リザーバ）すべてに空気冷却ラジエータを足したよりもかなり小さく、圧縮機は空気を圧縮し続けるため、これを等圧プロセスと考えます。吸気温度Ｔｔは、周囲温度に関わらず、一定して３１８°Ｋ（４５℃）になります。クランクシャフトの約７１°の位置である、吸気サイクルの最後、この例では、エンジンシリンダ内の空気燃料混合物は３．５３バールの圧力と３１８°Ｋの温度で一定を保ちます。
【００２９】
シリンダが１８０°クランクシャフト位置に向かって、下死点（ＢＤＣ）に向かって下方に移動すると、空気燃料混合物の容積が膨張し、それがピストンを下方に動かすだけでなく、断熱過程である空気燃料混合物自体の温度と圧力の低下にも貢献します。 １．３の空気圧縮係数で、気体の断熱過程の式を適用すると：
Ｐｔ（Ｖｔ）１．３＝Ｐｅ（Ｖｅ）１．３
（３．５３）（０．３）１．３＝Ｐｅ（１）１．３
Ｐｅ＝０．７３８ バール
【００３０】
ここで、Ｐｅ＝０．７３８バールがエンジンシリンダのＢＤＣでの空気燃料混合物の圧力となります。ＢＤＣで次のように空気燃料混合物の温度Ｔｅはその後、ボイルシャルルの法則を適用することによって、次のように計算できます：
ＰｔＶｔ／Ｔｔ＝ＰｅＶｅ／Ｔｅ
（３．５３）（０．３）／３１８ ＝（０．７３８）（１）／Ｔｅ
Ｔｅ＝２２２°Ｋ ＝−５１℃
【００３１】
Ｔｅ＝２２２°Ｋ という、ＢＤＣでの空気燃料混合物のこの非常に低い温度は、空気燃料混合気の自然発火温度を超えることなく、燃焼室で非常に高い圧縮比の実現を可能にしています。ＣＲ＝２４（８よりもはるかに高い値）のエンジンを選択しているので、Ｖｉ＝１リットル／２４ＣＲ＝０．０４２リットルの圧縮室容積に対する、ＴＤＣでの点火直前の燃焼室での圧力Ｐｉは、気体の断熱過程の式により次のように計算できます。
Ｐｅ（Ｖｅ）１．３＝Ｐｉ（Ｖｉ）１．３
（０．７３８）（１）１．３＝Ｐｉ（０．０４２）１．３
Ｐｉ＝４５．４８ バール
【００３２】
ＴＤＣで燃焼前圧縮された空気燃料混合物の温度Ｔｉは、ボイルシャルルの法則を適用して、次のように計算します：
ＰｅＶｅ／Ｔｅ＝ＰｉＶｉ／Ｔｉ
（０．７３８）（１）／２２２ ＝（４５．４８）（０．０４２）／Ｔｉ
Ｔｉ＝５７５°Ｋ ＝３０２℃
【００３３】
そうすると、このエンジンは、ＣＲ＝２４で、２７℃の周囲温度において約４６バールの空気燃料混合物の点火前圧力で作動します。圧縮空気混合物の点火前温度は、常に一定して３０２℃で、これは上記の計算が示すように、標準的なエンジンよりも低い値です。この概念は所望のどの点火前温度にも適用でき、このような方法で所望のどの燃料でも燃焼できるため、効率を損失することなく、多種の燃料のエンジンを構築することが可能になります。
【００３４】
「バージョンＩ 」エンジンの吸気プロセスは、圧縮サイクルの０°ではなく、後段階（バックエンド）で、或いはクランクシャフトの位置が約２４０°で、開始しても良く、その位置で、吸気バルブが開き圧縮された空気がシリンダーに入り、約２９４°のクランクシャフトの位置で、そのプロセスの吸気プロセスが終了し、その位置で吸気バルブが閉じ、空気燃料混合物は、それ以上エンジンシリンダーに入らなくなります。この時点で残りの吸気量Ｖｔは、エンジンシリンダ容積Ｖｅの０．３のサイズでもあるので、吸気バルブが閉じると、空気は圧縮機によっても圧縮されます。
【００３５】
この解決法の違いは、この場合、冷却膨張により、空気混合物は、非常に低い温度に冷却する必要がなく、その混合物は、温度３１８°Ｋ、圧力３．３５バールに保持され、そこから圧縮過程で高くなるということです。これを「バージョンＩＡ」と呼ぶことにします。（図２Ａ参照）
【００３６】
標準エンジンと前段圧縮の「バージョンＩ」エンジンの効率を比較してみます。燃焼室内で燃焼する燃料混合物によって放たれるエネルギーは温度を上昇させる量であり、それゆえにガス圧力は２．５倍で、点火中の圧力容積は変わらないとすると、これらのエンジンを相互比較することができます。
【００３７】
１−標準エンジンの性能、 ＣＲ＝８：
【００３８】
燃焼プロセスの後、ボイルシャルルの法則を適用すると：
ＰｉＶｉ／Ｔｉ＝ＰｆＶｆ／Ｔｆ
（１４．９２）（０．１２５）／５６０＝（３７．３）（０．１２５）／Ｔｆ
Ｔｆ＝１４００ °Ｋ
【００３９】
Ｐｆは燃焼プロセス後のガス圧力、Ｖｆは燃焼プロセス後のエンジン容積、Ｔｆは燃焼後のガス温度です。燃焼プロセスは非常に素早く起こるため、このプロセス間でエンジン容積は変わらないと想定すると、Ｖｆ＝Ｖｉ＝０．１２５リットルとなります。
【００４０】
次に膨張プロセスを検討します。これはこのエンジンにおける実際の作動プロセスです。  １．３の空気圧縮係数で気体の断熱過程の式を適用すると、排気ガス圧力はこのように計算できます：
Ｐｆ（Ｖｆ）１．３＝Ｐｘ（Ｖｅ）１．３
（３７．３）（０．１２５）１．３＝Ｐｘ（１）１．３
Ｐｘ＝２．５バール
【００４１】
排気プロセスの直前でボイルシャルルの法則を適用すると、排気ガス温度Ｔｘは次のように計算できます：
ＰｆＶｆ／Ｔｆ＝ＰｘＶｅ／Ｔｘ
（３７．３）（０．１２５）／１４００ ＝（２．５）（１）／Ｔｘ
Ｔｘ＝７５１°Ｋ
【００４２】
よって標準エンジンにおける排気ガス圧力はＰｘ＝２．５バール、排気ガス温度はＴｘ＝７５１°Ｋとなります。
【００４３】
（２−「バージョンＩ」、前段圧縮機能を備えたエンジン、ＣＲ＝２４）
燃焼プロセスに、ボイルシャルルの法則を適用すると：
ＰｉＶｉ／Ｔｉ＝ＰｆＶｆ／Ｔｆ
（４５．４８）（０．０４２）／５７５＝（１１３．７）（０．０４２）／Ｔｆ
Ｔｆ＝１４３７°Ｋ
【００４４】
ここでＰｆは燃焼プロセス後のガス圧力、Ｖｆは燃焼プロセス後のエンジン容積、Ｔｆは燃焼後のガス温度です。燃焼プロセルはとても素早く起こるため、このプロセス間でエンジン容積は変わらないとすると、Ｖｆ＝Ｖｉ＝０．０４２リットルとなります。
【００４５】
このエンジンで実際の仕事のプロセスである、膨張プロセスについて検討します。
１．３の空気圧縮係数で気体の断熱過程の式を適用すると、排気ガス圧力Ｐｘが計算できます：
Ｐｆ（Ｖｆ）１．３＝Ｐｘ（Ｖｅ）１．３
（１１３．７）（０．０４２）１．３＝Ｐｘ（１）１．３
Ｐｘ＝１．８４ バール
排気プロセスの直前でボイルシャルルの法則を適用すると、排気ガス温度Ｔｘは次のように計算できます：
ＰｆＶｆ／Ｔｆ＝ＰｘＶｅ／Ｔｘ
（１１３．７）（０．０４２）／１,４３７ ＝（１．８４）（１）／Ｔｘ
Ｔｘ＝５５４°Ｋ
【００４６】
よって前段圧縮ＣＷＰＳＣ「バージョンＩ」における排気ガス圧力は、標準エンジンの２．５バールよりも低いＰｘ＝１．８４バールとなり、そして排気ガス温度は、標準エンジンよりも約２００度低い、Ｔｘ＝５５４°Ｋとなります。
【００４７】
したがって、前段圧縮設計のエンジンは標準エンジンに比べて、仕事量につながるエネルギーが多く、ゆえに燃焼熱を機械的エネルギーへ変換する観点から、さらに高い効率を有します。
【００４８】
図１を参照すると、予冷圧縮２０の設計の単一シリンダ４サイクル内燃エンジンの実施形態の第１の例示があります。これを「バージョンＩ」と呼んでいます。エンジンブロック１は前段圧縮機２、燃焼シリンダ８、そして空気冷却熱交換器４を備えています。この実施形態では、燃焼シリンダ８と圧縮機２が同じクランクシャフト９とフライホイール１７に接続されています。４サイクル燃焼プロセス１９のため、圧縮機２が各完全な燃焼サイクルに対して２圧縮サイクルを完了させます。そのため、各燃焼サイクルでは圧縮機２はシリンダ容積の二倍の量の空気を吸入し圧縮します。
【００４９】
図２は例示的な４サイクル、単一シリンダ燃焼プロセス模式図１９で、圧縮比２４：１のＣＲ１０で短い吸入１１のプロセス（０°−７１°）、冷気膨張１３（７１°−１８０°）、圧縮１４（１８０°−３６０°）、高温ガス膨張１２（３６０°−５４０°）と排気１５（５４０°−０°）サイクルから構成されています。
【００５０】
圧縮機シリンダ２と燃焼シリンダ８の相対容積が圧縮空気圧Ｐｃを実現させるために選択されています。図１の例示的な構成では、燃焼シリンダ８は１リットル、圧縮機シリンダ２は０．５リットルです。したがって、各エンジン燃焼サイクルで圧縮機２は１リットルの周囲空気を吸入し圧縮します。周囲空気圧がＰａ、温度がＴａの場合、ボイルシャルルの法則を適用して、約４．７８バールの圧縮気圧（圧縮された気圧）Ｐｃと約１５７℃のＴｃを計算できます。必要に応じてさらに高い設計値を実現するには、燃焼シリンダ８に相対して圧縮機２の容積を増やすことで、ＰｃとＴｃの値を増やすことができます。
【００５１】
圧力Ｐｃと温度Ｔｃの圧縮空気（圧縮された空気）は前段空気貯蔵室３に保管されますが、これには圧力を調整する圧力バルブ５が備わっていて、設計圧力Ｐｃを維持しています。その後、貯蔵室３の圧縮空気は膨張せずに、空気冷却熱交換器４へと放出されます。熱交換器１８の熱交換率はファンの速度によって制御されています。
【００５２】
これらの熱交換器制御は圧力センサー５、または熱交換器の前部にあるスロットル２１に基づいて、燃焼シリンダの目標の吸気温度Ｔｔを実現させるために中央処理装置（ＣＰＵ、図示しない）によって制御されます。燃料の自然発火温度に基づいて、エンジンの設計圧縮比ＣＲでエンジンのノッキングを防ぐよう、目標の吸気温度Ｔｔが選択されています。
【００５３】
あるいは、様々な燃焼シリンダ吸気温度Ｔｔを達成し、様々な調整可能な圧縮比および／または燃料の自然発火温度においてノッキングを防ぐため、熱交換器のレートを制御するよう、ＣＰＵをプログラムすることができます。
【００５４】
図１２と１２Ａは、ＣＲ＝８の標準１リットルエンジンのＰ−Ｖ模式図４２を示す。：ここで、
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝２．０１０ＰＶ／サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝５．０３５ＰＶ／サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量 ＝１．８８０ＰＶ／サイクル、
ｄ−圧力を２．５倍に増やす、燃料を燃焼してエンジンに及ぼす熱、
ｅ−エンジンによって得られる仕事バランス ＝３．０２５ＰＶ／サイクル
単純化したこのエンジンの効率は：Ｅ＝３．０２５／４．９０５ ＝６１％
【００５５】
一方、図１３と１３Ａは、ＣＷＰＳＣエンジンとの比較目的で非常に高い圧縮比のＣＲ＝２４を仮定し、点火前温度を考慮しない標準の「仮想」１リットルエンジンのＰ−Ｖ模式図４３を示す。ここで、：
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝４．３３ＰＶ／サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝１０．７２ＰＶ／サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量 ＝２．１５ＰＶ／サイクル、
ｄ−圧力を２．５倍に増やす、燃焼する燃料によってエンジンに及ぼす熱、
ｅ−エンジンによって得られる仕事バランス ＝６．３９ＰＶ／サイクル
単純化したこのエンジンの効率は：Ｅ＝６．３９／８．５４ ＝７５％
【００５６】
図１４と１４Ａは、標準エンジンまたは標準「仮想」エンジンとの比較目的で、圧縮比ＣＲ＝２４のＣＷＰＳＣ「バージョンＩ」１リットルエンジンのＰ−Ｖ模式図４４を示す。ここで；
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝１．９９ＰＶ／サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝８．１８ＰＶ／サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量 ＝１．０７５ＰＶ／サイクル、
ｄ−圧力を２．５倍に増やす、燃焼する燃料によってエンジンに及ぼす熱、
ｅ−エンジンによって得られる仕事バランス ＝４．４６５ＰＶ／サイクル、
ｆ−圧縮機に費やした仕事量 ＝１．０９ＰＶ／サイクル、
ｇ−吸気冷却で損失された仕事量 ＝０．６３５ＰＶ／サイクル
単純化したこのエンジンの効率は：Ｅ＝４．４６５／５．５４ ＝８１％
【００５７】
もし、この例示的なエンジンの全てのパラメータを変えない場合、出力のパワーに対して比較的エンジンサイズが小さいため、エンジンの容積を例えば１リットルから１．３リットルに増やすと、このように膨張サイクルと、それ故効率が増加し、これらのエンジンの効率を向上させることができます。この場合、エンジンの容積以外、全てのパラメータを変えずに維持します。デフォルトで、圧縮比ＣＲは２４から３１に増加し、吸気角度は７１°から６１°に下げます。何故なら、吸気量は０．３リットルのままだからです。排気の仕事量の損失が下がるため、効率は増加します。図１４ＢのＰ−Ｖ図参照。
【００５８】
この場合の単純化した効率は、Ｅ＝５．０５／５．５４ ＝９１％で、ここでｆ排気の仕事量は、１．０７５ＰＶ／サイクルから０．４９ＰＶ／サイクルに下がり、ｈは、エンジン容積に増加に伴い得られる追加の仕事量であり、その値は、この例では、０．５８５ＰＶ／サイクルとなります。この向上は、「ＣＷＰＳＣ」エンジンの全てに適用できます。
【００５９】
（前段圧縮設計の「バージョンＩＩ」および「バージョンＩＩ（Ａ）」エンジン）
このバージョンＩＩでは、図３−５で示されているように、エンジンの圧縮容積サイズは、エンジンシリンダ容積よりも大きくなりますＶｅ＜Ｖａ。エンジン容積はエンジンの出力パワーと比べて小さくなります。例えば、このエンジンシリンダ容積がＶｅ＝０．３リットルで、圧縮機シリンダ容積が Ｖａ＝１．２リットルであるとします。圧縮機シリンダはエンジンにおいて２重の役割を果たします。空気の吸引／圧縮をエンジンサイクルの半分 （クランクシャフトの１８０°−５４０°の位置）で行い、拡張膨張／排気シリンダを残りの半分のエンジンサイクルで行います（拡張膨張（Ｅｘｔｅｎｄｅｄ  Ｅｘｐａｎｓｉｏｎ）プロセスではクランクシャフトの５４０°−７２０°または ０°、排気プロセスでは７２０°または０°−１８０°の位置）。設計上許されるならば、圧縮機シリンダのサイズが大きくなるほど、エンジンの効率が上がります。そして圧縮空気の圧力Ｐｃはスロットルデバイスまたは圧力開放バルブを使用することで調整できます。これらのエンジンの実際の圧縮比ＣＲはエンジンシリンダサイズを燃焼室のサイズで割った割合ではなく、この式によって計算できます。
【００６０】
ＣＲ＝Ｐｔ＊ｃｒ
ここで、Ｐｔはエンジンシリンダでの吸気圧力、ｃｒは、公称のエンジン圧縮比でこの例では７．１４（ｃｒ＝０．３／０．０４２＝７．１４）に等しくなります。そうすると圧縮比はこうなります。
ＣＲ＝３．５３＊７．１４＝２５．２０
【００６１】
これらのエンジンは「バージョンＩ」が行うような、吸気プロセスの短縮はしません。吸気プロセスは標準エンジン同様、クランクシャフトの０°−１８０°の位置で通常通り行われ、空気燃料混合物の吸気圧力も同様にＰｔに等しく、高い圧力になっています。圧縮サイクルは、通常クランクシャフトの１８０°−３６０°の位置で、膨張は、通常クランクシャフトの３６０°−５４０°の位置で、作動します。唯一の違いはエンジンの高温ガスの排出プロセス（排気プロセス）がクランクシャフトの５４０°−７２０°或いは０°の位置で始まることで、同時に高温ガス膨張バルブが開口することで圧縮機シリンダが利用可能になり、それにより拡張膨張サイクル、エンジンの高温ガスの拡張膨張（これにはエンジンの総パワーの半分に値する、かなり大きなエネルギーをまだ含んでいる）が圧縮機シリンダによって受け入れられるようにします。
【００６２】
エンジンシリンダの放出ガス部分は図８で図示されているように熱的に独立した短い通路で圧縮機／膨張シリンダにつながっており、エンジンの膨張プロセスの拡張となっています。この構成により、大きなエネルギーが捕捉できますが、その捕捉は圧縮量Ｖａにより異なります。
【００６３】
圧縮機シリンダあるいは強力なタービンで使用されなかったエネルギーを捕捉するので、これを捕捉機能のあるエンジンと呼ぶことにします。（混乱を防ぐため、これは今日のターボエンジンにさらに空気を送る、通常のターボデバイスではなく、全く異なる機能を持つ、まったく別のデバイスです。エンジンの半分に近いパワーが通るため、さらに強力なデバイスです。）このバージョンには第１のバージョン、「バージョンＩ」と同じエンジンパラメータ計算が適用されます。
【００６４】
既知の式を使用し、この場合はＰｔ＝Ｐｅ＝３．５３バールなので（等圧プロセス）：
Ｐｅ（Ｖｅ）１．３＝Ｐｉ（Ｖｉ）１．３
（３．５３）（０．３）１．３＝Ｐｉ（０．０４２）１．３
Ｐｉ＝４５．４８ バール
【００６５】
ＴＤＣで燃焼前圧縮された空気燃料混合物の温度Ｔｉは、ボイルシャルルの法則を適用して、次のように計算します。：
ＰｅＶｅ／Ｔｅ＝ＰｉＶｉ／Ｔｉ
（３．５３）（０．３）／３１８ ＝（４５．４８）（０．０４２）／Ｔｉ
Ｔｉ＝５７４°Ｋ ＝３０１℃
【００６６】
最終的な燃焼圧力Ｐｆを２．５倍に増加させる量の、燃料燃焼の熱エネルギーを適用し、燃焼体積は一定であるという同じ仮定を適用すると：
ＰｉＶｉ／Ｔｉ＝ＰｆＶｆ／Ｔｆ
（４５．４８）（０．０４２）／５７４＝（１１３．７）（０．０４２）／Ｔｆ
Ｔｆ＝１４３５°Ｋ
【００６７】
１．３の空気圧縮係数で気体の断熱過程の式を適用すると、エンジンからの排気ガス圧力Ｐｕ（高温ガスはまだ排気されない）はこのように計算できます。：
Ｐｆ（Ｖｆ）１．３＝Ｐｕ（Ｖｅ）１．３
（１１３．７）（０．０４２）１．３＝Ｐｕ（０．３）１．３
Ｐｕ＝８．８３ バール
【００６８】
エンジンの排出プロセスの直前でボイルシャルルの法則を適用すると、エンジンのガス排出温度Ｔｕは次のように計算できます。：
ＰｆＶｆ／Ｔｆ＝ＰｕＶｅ／Ｔｕ
（１１３．７）（０．０４２）／１４３５＝（８．８３）（０．３）／Ｔｕ
Ｔｕ＝７９６°Ｋ
【００６９】
したがって、Ｐｕ＝８．８３バールとＴｕ＝７９６°Ｋは捕捉されるべき大きな量のエネルギーを表します。これは容積Ｖａの圧縮機／膨張シリンダで捕捉します。
Ｐｕ（Ｖｆ）１．３＝Ｐｘ（Ｖａ）１．３
（８．８３）（０．３）１．３＝Ｐｘ（１．２）１．３
Ｐｘ＝１．４６ バール
【００７０】
排気プロセスの直前でボイルシャルルの法則を適用すると、排気ガス温度Ｔｘは次のように計算できます：
ＰｕＶｅ／Ｔｕ＝ＰｘＶｅ／Ｔｘ
（８．８３）（０．３）／７９６ ＝（１．４６）（１．２）／Ｔｘ
Ｔｘ＝５２６°Ｋ
【００７１】
図３は第２の例示的実施形態２２、一段予冷圧縮機能の単一燃焼シリンダを備えた４サイクル内燃エンジンの「バージョンＩＩ」を図示しています。このエンジンは第１の実施形態２０と同様に作動しますが、エンジンシリンダ８の残りのエネルギーを捕捉するために、圧縮機シリンダ２が使われていることだけが相違点です。圧縮機シリンダ２は２重の目的を果たします。一つは空気の圧縮、そしてもう一つは残りのエンジンエネルギーの捕捉です。圧縮機シリンダ２のサイズはエンジンシリンダ８よりも大きく、ＣＲ１０は２５．２です。
【００７２】
図４は、サイクルの模式図２３を有する４サイクル内燃エンジン「バージョンＩＩ」の第２の例示的実施形態２２を示すものであり、圧縮比１０、吸気１１、圧縮１４、膨張１２、高温ガスエンジンシリンダ排出プロセス１５を示しています。
【００７３】
図５は圧縮機シリンダ２で捕捉された拡張膨張を図示し、空気吸引２５、圧縮機空気圧縮２７、延長高温ガス膨張２６、周囲へのガス排気２８で構成されています。
【００７４】
図６は第３の例示的実施形態３２、一段予冷圧縮機能を持つ単一燃焼シリンダを備えた４サイクル内燃エンジンの「バージョンＩＩＡ」を図示しています。このエンジンは前記の実施形態２２と同様に作動しますが、圧縮機シリンダ２を強力な軸流式圧縮機２９、または圧縮機シリンダと軸流式圧縮機の組合せと置き換えが可能であることが相違点で、捕捉したエネルギーを車両移動または後で使用できるようバッテリ３１で保存させることが可能な強力なタービン３０で拡張膨張が捕捉できます。タービン３０はエンジンシリンダ８の高温ガスの残りのエネルギーによって駆動され、ギアボックスを通してエンジンのクランクシャフト９に接続していることも接続していないこともあります。
【００７５】
図７はエンジンシリンダ８の拡張膨張の模式図を示しています。過剰エネルギーはタービン３０で捕捉されています。軸流式圧縮機２９の後の圧縮空気のエンジン吸気１１、エンジンシリンダの空気燃料混合物圧縮１４、エンジンシリンダ膨張１２、そしてタービンへのエンジンシリンダ高温ガス出口１５。
【００７６】
図８はエンジンシリンダ８と圧縮機／拡張膨張ユニット３４の組合せを図示しています。過剰エネルギーは圧縮機／膨張シリンダ２で捕捉されています。エンジンシリンダ吸気バルブ３８、エンジンシリンダ高温ガス出口バルブ３５、二重の目的の圧縮機／膨張シリンダ２、圧縮機／膨張シリンダ高温ガス延長吸気バルブ３６、エンジンシリンダ８から圧縮機／膨張シリンダ２に続く高温ガス断熱経路３９、圧縮機／膨張シリンダ排気バルブ３７。
【００７７】
図９はエンジンの圧縮機／拡張膨張ユニット３３を図示しています。過剰エネルギーは圧縮機／膨張シリンダ２で捕捉されています。図には高温ガス吸入バルブ３６、ガス排気バルブ３７、周囲空気圧縮吸引バルブ４０、そして圧縮機による圧縮空気出口バルブ４１を含む圧縮機／拡張膨張ユニット２の構造が示されています。
【００７８】
図１５と１５Ａは標準エンジンあるいは標準の「仮想」エンジンと比較する目的で、実際の圧縮比ＣＲ＝２５．２の「バージョンＩＩ」０．３リットルエンジンのをＰ−Ｖ図を示しています。ここで；
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝１．９９ＰＶ／サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝４．９２５ＰＶ／サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量 ＝０．６５５ＰＶ／サイクル、
ｄ−圧力を２．５に倍増やす、燃焼する燃料によってエンジンに及ぼす熱、
ｅ−エンジンの拡張膨張によって捕捉される仕事量＝３．６７ＰＶ／サイクル、
ｆ−エンジンによって得られる仕事バランス ＝４．８８ＰＶ／サイクル、
ｇ−圧縮機に費やした仕事量 ＝１．７２５ＰＶ／サイクル
単純化したこのエンジンの効率は：Ｅ＝４．８８／５．５３５＝８８％
【００７９】
（前段圧縮設計のエンジン「バージョンＩＩＩ」）
このバージョンではエンジンの全圧縮機容積サイズは、第１のバージョンのエンジンシリンダ容積と値は等しくなっています。「バージョンＩＩＩ」と「バージョンＩ」の違いは、第１のバージョンでは吸入エンジン容積は、エンジンシリンダ容積よりも少なくなるよう、Ｖｔ＝０．３Ｖｅ、制御されているが、「バージョンＩＩＩ」においては、吸入容積は、エンジンシリンダ容積と等しくＶｔ＝Ｖｅ、なっていることです。ただし、吸入プロセスが進むと、経路や圧力開放バルブを狭めることで起きる圧力の降下によって、吸入プロセスの直前に、圧縮空気は貯蔵室（リザーバ）で体積膨張します。空気圧は、周囲温度に応じて、０．７バールから０．８９バールに下がり、熱交換器で、圧縮された空気が３１８°Ｋにまで冷却されたとすれば、吸入空気温度は常時一定してＴｅ＝２２２°Ｋ あるいは −５１℃にまで下がります。
【００８０】
この例では空気圧はノズルでＰｅ＝０．７４バールにまで下がり、そのため、吸入でその温度はＴｅ＝２２２°Ｋにまで下がります。これを「ＣＷＰＳＣ冷気エンジン」と呼びます。この低温がこのエンジンの高い圧縮比、例えばＣＲ＝２４を可能にしています。吸入プロセスは、その後、標準エンジン同様、通常クランクシャフトの０°−１８０°の位置で進行します。空気冷却で損失がわずかに多いことが原因で、このエンジンの効率は前記の２つのバージョンよりも低いものの、それでも標準エンジンと比べると効率は良い。このバージョンのエンジンパラメータには第１のバージョンと同じ計算を適用します。「バージョンＩ」エンジンと同じ式を使って、排気圧力はＰｘ＝１．８４バール、排気温度はＴｘ＝５５４°Ｋです。
【００８１】
有利な代替の設計としては「バージョンＩＩＩ」エンジンの吸入を変更して、前記のようにクランクシャフトの０°−１８０°から始めるのではなく、吸入プロセスのほとんど終点から始めることができます。これはこの例示的エンジンのクランクシャフトの１８０°に近い場所で、これにより圧縮空気のエンジンシリンダ容積の１／３だけがエンジンシリンダに入るようにさせるためです。こうすることでエンジンシリンダ自体が膨張タンク容積として作用し、図１０で図示されている膨張タンク６の代わりになるため、この膨張タンク６を取り除くことが可能になります。
【００８２】
図１０は第４の実施形態２０、空気予冷圧縮２０を有する、例示的な単一シリンダ４サイクル内燃エンジン「バージョンＩＩＩ」を図示しています。このバージョンは「バージョンＩ」実施形態２０に似ています。エンジン１には前段圧縮機２、燃焼シリンダ８、空気冷却熱交換器４が含まれています。この実施形態では、燃焼シリンダ８と圧縮機２が同じクランクシャフト９とフライホイール１７に接続されています。４サイクル燃焼プロセス１９のため、圧縮機２が各燃焼サイクルについて２つの圧縮サイクルを完了させます。そのため、各燃焼サイクルでは圧縮機２はシリンダ容積の二倍の量の空気を吸入し圧縮します。
その後空気は空気冷却ラジエータ熱交換器４によって冷却され、体積膨張貯蔵室で膨張しますが、そこで圧縮空気温度と圧力は、エンジン吸入前の膨張中空経路（図示しない）を通して急激に降下します。
【００８３】
図１１は、第４の実施形態、「バージョンＩＩＩ」の例示的な４サイクル単一シリンダ燃焼プロセス模式図１９です。２４：１の圧縮比ＣＲ１０で、通常の吸入プロセス１１（１８０°）、圧縮１４、膨張１２、そして排気１５のサイクルを含みます。
【００８４】
図１６と１６Ａは圧縮比ＣＲ＝２４のＣＷＰＳＣ「バージョンＩＩＩ」１リットルエンジンを標準エンジンあるいは標準の「仮想」エンジンと比較するためのＰ−Ｖ図です。ここで；
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝３．２７５ＰＶ／サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝８．８１ＰＶ／サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量 ＝１．２４５ＰＶ／サイクル、
ｄ−圧力を２．５に倍増やす、燃焼する燃料によってエンジンに及ぼす熱、
ｅ−エンジンによって得られる仕事バランス ＝３．８１ＰＶ／サイクル、
ｆ−吸入冷却で損失された仕事量 ＝１．７３０ＰＶ／サイクル
このエンジンの単純化された効率は：Ｅ＝３．８１／５．０５５ ＝７５％となります。
【００８５】
（「標準」と「ＣＷＰＳＣ」エンジンの効率比較）
図１２ と１２Ａは、圧縮比ＣＲ＝８とエンジンシリンダサイズがＶｅ＝１リットルの４サイクル標準単一シリンダ燃焼プロセス４２の例示的Ｐ−Ｖ模式図です。２．０２リットルの仮想の膨張エンジン容積は、実在しない膨張容積を示して、その点はエンジンシリンダが、１バールに等しいガスの排気圧のために膨張する必要があり、その点での排気温度Ｔｅｘに関わらず仕事量を摂取できなくなります。このＰ−Ｖ図は１リットルに等しいエンジン総容積に対して完全な１エンジンサイクル、またはクランクシャフトの完全な２回転によって得られる仕事量を図示しています。排気ガス圧力が１バールにあるいは大気圧に到達するための実在しないエンジン容積Ｖｅｘの計算は：
Ｐｆ（Ｖｆ）１．３＝Ｐａ（Ｖｅｘ）１．３
（３７．３）（０．１２５）１．３＝１（Ｖｅｘ）１．３
Ｖｅｘ＝２．０２リットル
【００８６】
排気プロセスの直前でボイルシャルルの法則を適用すると、２．０２リットルの、実在しないエンジンの仮想の排気ガス温度は次のように計算できます：
ＰｆＶｆ／Ｔｆ＝ＰａＶｅｘ／Ｔｅｘ
（３７．３）（０．１２５）／１４００＝（１）（２．０２）／Ｔｅｘ
Ｔｅｘ＝６０７°Ｋ
【００８７】
ここで、Ｖｅｘは可能な仕事量すべてを捕捉するために、エンジンシリンダが膨張しなければならなかった仮想の容積であり、Ｐａは大気圧です。
【００８８】
このエンジンの単純化した効率は、得た仕事量を、総仕事量と仮想の膨張エンジン容積２．０２リットルで失った運動量との和で割った比ですが、このＰ−Ｖ図によると、わずか６１％にしかなりません。この単純化された効率の計算式は、摩擦による損失、エンジン内の熱損失、１バールの大気圧に到達した後の排気ガス熱の温度、仮想のエンジン容積から上記のように６０７°Ｋまたは３３４℃であると証明される温度を考慮に入れていません。なぜなら、ガスが熱を有しているにも関わらず、ガスは仕事をすることが無いからです。
【００８９】
図１３と１３Ａは圧縮比ＣＲ＝２４、４サイクルの仮想標準単一シリンダ燃焼プロセス４３の例示的Ｐ−Ｖ模式図で、エンジンシリンダ容積がＶｅ＝１リットルであり、燃料の自然発火温度を、それが存在するとして、考慮に入れていません。
このエンジンの分析の理由は、このエンジンの効率と、標準４サイクルエンジンの性能および４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの性能とを比較するためです。
このエンジンは実際、空気のみを圧縮するディーゼルエンジンの特徴のすべてを有し、燃料の自然発火温度は問題になりません。このエンジンの単純化した効率は約７５％です。
【００９０】
図１４、１４Ａ、１５、１５Ａ、１６、１６Ａは以下のバージョンの４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの単一シリンダ燃焼プロセス４３から４６の例示的Ｐ−Ｖ模式図です。「バージョン Ｉ」、「バージョン ＩＩ」、「バージョン ＩＩ（Ａ）」と「バージョン  ＩＩＩ」、それぞれに ＣＲ＝２４、２５．２、２５．２ と２４の圧縮比となります。Ｐ−Ｖ図に示されているように、これらのエンジンの単純化した効率は、効率６１％の標準４サイクルエンジンよりもはるかに高く、仮想の４サイクルエンジン（実際はディーゼルエンジンの圧縮空気の模式図）とは同等（「バージョンＩＩＩ」のみ）、かそれ以上になっており、その単純化した効率は７５％となっています。
【００９１】
前記のＰ−Ｖ図で示されるように、４サイクル「ＣＷＰＳＣ」エンジンの効率は、標準ＳＩ−ＩＣＥエンジンの効率以上となっているだけでなく、ディーゼルエンジンの効率と同等、あるいはそれ以上になっています。これは素晴らしい成果であり、「ＣＷＰＳＣ」エンジンを、ディーゼルエンジンに比べてはるかに劣るその他の全てのＳＩ−ＩＣＥエンジンと、明確に差別化するものです。
【００９２】
本発明の主要な特徴は、燃焼シリンダへ注入する前に圧縮空気を冷却することにあります。これによりエンジンが点火前圧縮温度Ｔｉと圧力Ｐｉにおける微調整がなされて、様々な圧縮比や燃料に対応できるようになります。ＣＰＵによって、冷却率が調整され、エンジンは、圧縮比の範囲に調整され、様々な燃料に適合し得ます。
「ＣＷＰＳＣ」は高効率のため、この適用は、ディーゼルエンジンを含む、その他のすべてのエンジンにも拡大できます。
【００９３】
本発明の推奨される実施形態は図示する目的で提示されていますが、当業者ならば理解出来るように、ここに提示されている請求項で定義されている本発明の範囲の精神から、かけ離れることなく、追加、変更、代替することが可能です。
【００９４】
前記、そして以下の請求項で使用される通り、上死点（ＴＤＣ）とはシリンダ頭部に最も近いピストンの位置、下死点（ＢＤＣ）とはシリンダ頭部から最も遠いピストンの位置を意味します。シリンダ総容積とはＴＤＣからＢＤＣまでのシリンダ容積を意味します。
【図１】
0006499210.tif 000002
【図２】
0006499210.tif 000003
【図２Ａ】
0006499210.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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１２Ａ】
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【図１３】
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【図１３Ａ】
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【図１４】
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【図１４Ａ】
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【図１４Ｂ】
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【図１５】
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【図１５Ａ】
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【図１６】
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【図１６Ａ】
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