(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、少なくとも１つの前段空気圧縮機と、熱交換器とを備えた２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１つ以上の吸入バルブ及び１つ以上の排気バルブを有し、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軸方向に往復する往復ピストンを含み、
前記燃焼シリンダは、
前記吸入バルブ及び前記排気バルブが閉じている間に、前記往復ピストンが前記燃焼シリンダの下死点に到達せずに前記下死点方向へ向かって軸方向に移動する、膨張サイクルと、
前記吸入バルブが閉じかつ前記排気バルブが開いている間に、前記往復ピストンが前記下死点に到達するまで前記下死点に向かって軸方向に移動し続け、その後、前記燃焼シリンダの上死点に向かって軸方向に移動し、排気ガスの一部を前記燃焼シリンダの外に出す、排気サイクルと、
前記吸入バルブが開きかつ前記排気バルブが開いている間に、前記往復ピストンが前記上死点に向かって軸方向に移動し続け、
圧縮された吸入空気が開いている前記吸入バルブを通って前記燃焼シリンダ内に押し込まれる、排気と吸気を合わせたサイクルと、
前記吸入バルブが開きかつ前記排気バルブが閉じている間に、前記往復ピストンは前記上死点に向かって軸方向に移動しつつ、所定の吸入容積の圧縮された空気燃料混合物が前記燃焼シリンダ内に押し込まれる、吸入サイクルと、
前記吸入バルブが閉じかつ前記排気バルブが閉じている間に、前記往復ピストンは前記燃焼シリンダの前記上死点方向へと軸方向に移動し続け、前記空気燃料混合物を点火前圧縮容積、点火前圧縮圧力、点火前圧縮温度に圧縮する、圧縮サイクルと、
前記空気燃料混合物の火花点火サイクルであって、次の膨張サイクルにおいて前記往復ピストンを前記燃焼シリンダの前記下死点に向けて移動し、次の排気サイクルが前記次の膨張サイクルに続く、前記空気燃料混合物の火花点火サイクルとを含む、２サイクル燃焼プロセスを前記クランクシャフトの１回転で順次実行し、
前記往復ピストンが前記下死点にあるときの前記燃焼シリンダ内の容積である燃焼シリンダ容積の、前記往復ピストンが前記上死点にあるときの前記燃焼シリンダ内の容積である燃焼室容積に対する比が、圧縮比を定義し、
前記前段空気圧縮機は、圧縮機シリンダと圧縮機ピストンとを備え、前記圧縮機ピストンは、前記クランクシャフトに接続されるとともに前記圧縮機シリンダは前記燃焼シリンダの容積と同じ容積を有し
吸入前気温及び２．１バール以上の吸入前気圧を有する圧縮された所定容積の吸入前空気を生成するために、
前記前段空気圧縮機は、前記燃焼シリンダが１つの前記２サイクル燃焼プロセスを実行する毎に、大気圧および周囲温度で前記燃焼シリンダの容積と等しい周囲空気を、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圧縮プロセスを１つ実行するように構成及び制御され、
前記熱交換器は前記燃焼シリンダの吸入気温を調整するように構成及びプログラムされた中央処理装置によって制御され、圧縮された前記所定容積の吸入前空気を体積膨張させることなく１．８バール以上の吸入気圧で前記吸入前気温より少なくとも５０℃低い吸入気温まで冷却することによって、自然着火温度を有する燃料と混合された所定容積の吸入空気を生成し、
前記熱交換器は、前記吸入気温が大気温によらず一定であり、前記吸入気温が十分低く所定の圧縮比における前記点火前圧縮温度が燃料の自然着火温度よりも低くなるように、前記中央処理装置により調整されている
ことを特徴とするエンジン。
【請求項２】
前記膨張サイクルにおける前記クランクシャフトの回転角は０°から１６６°までであり、前記排気サイクルにおける前記クランクシャフトの回転角は１６６°から２７６°までであり、前記排気と吸気を合わせたサイクルにおける前記クランクシャフトの回転角は２７６°から２８１°までであり、前記吸入サイクルにおける前記クランクシャフトの回転角は２８１°から２９４°までであり、前記圧縮サイクルにおける前記クランクシャフトの回転角は２９４°から３６０°までである
ことを特徴とする請求項１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
本出願書は２０１４年３月７日に出願済みの米国非仮特許出願書１４／２００，２３４の一部継続出願である、米国非仮出願書１４／２８５，１６９の出願日、２０１４年５月２２日を出願日として申し出するものです。
【背景技術】
【０００２】
本発明は内燃エンジンの分野、具体的には２サイクル火花点火の内燃エンジン(ＳＩ−ＩＣＥ)の分野に関連するものです。
【０００３】
（発明の背景）
出願＃１４／２７９，５８０（参照のためにここでも提示）に開示および詳述されている、前段予冷圧縮式４サイクルガソリン燃焼エンジンである、ＣＷＰＳＣエンジンの効率は、２サイクルＣＷＰＳＣエンジンの概念を使用し、取り入れることによって、向上し、上昇することが可能である。このエンジンによれば、４サイクルの同様のエンジンに比べ、容積が小さく、クランクシャフト回転／サイクルが少ないせいで、エンジンシリンダの壁での摩擦の力やエネルギー損失が減り、より小さく、よりコンパクトに、より効率が良くなります。４サイクルＣＷＰＳＣエンジンの利点のすべてがこの使用法にも適用されます。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】国際公開番号第２０１５／１３４２７４号
【発明の概要】
【課題を解決するための手段】
【０００５】
（発明の要約）
２サイクルガソリンＣＷＰＳＣ内燃エンジンには４サイクルＣＷＰＳＣに似た、典型的な吸入サイクル、圧縮サイクル、膨張サイクル、そして排気サイクルの４サイクル全てを備えています。相違点は、４サイクルＣＷＰＳＣエンジンにおいては、これらのサイクルはクランクシャフトの２フル回転（全２回転）で完了するのに対し、２サイクルエンジンではサイクルが１フル回転（全１回転）で完了する点です。この例示的な２サイクルエンジンの圧縮比ＣＲの設計値は２４、ＣＲ＝２４として選択されています。したがって、膨張サイクルはクランクシャフト回転の０°から１６６°で完了し、その時点で排気バルブが開き、膨張プロセスが終わります。
【０００６】
排気サイクルはクランクシャフト回転の１６６°から２８１°で完了します（この場合はわずかに異なる場合があり、これはＣＲ値およびそれ故選択するエンジンパラメータの関数になる）。その時点で、すでに開いている吸入バルブ（２７６°あるいはその数度前で、わずかに異なる場合がありますが、選択されているエンジンのパラメータの関数になる）により、吸入プロセスは既に進行中になります。それに続いて、クランクシャフトの２８１°の回転位置で排気バルブは閉まります。吸入サイクルはクランクシャフト回転の２７６°から２９４°（わずかに異なる場合があり、ＣＲ値および、それ故に選択されているエンジンのパラメータの関数になる）で完了し、この時点で吸入バルブは閉まります。
【０００７】
このエンジンの吸入は、強制的な吸入プロセス形態です。なぜなら、標準燃焼エンジンで起こるようにエンジンピストンがＢＤＣ（下死点）に向かって下へ動くことで起こる吸引の方法ではないからです。このエンジンのピストンはエンジンの吸入プロセスでシリンダのＴＤＣ（上死点）に向かって上へ動き、この時点で残りの排気ガスには大気圧に近い圧力があります。この圧力はエンジンのシリンダに入ろうと待機している圧縮された吸入空気よりも低いものです。
【０００８】
圧縮された高圧空気はその後、エンジンシリンダへと押し込まれ、その前にすでに起こった排気サイクルによって排気ガスのほとんどがエンジンシリンダから抜け出ているため、残りの排気ガス圧力は大気圧に近くなっている一方、吸入空気圧力はそれよりはるかに高くなっています。２７６°と２８１°（わずかに異なることがあります）の間で吸入バルブの開放と排気バルブの閉鎖とが重なるため、その重なりによって変わる度合いで高圧の吸入空気はエンジンシリンダから残りの排気ガスを押し出します。クランクシャフト回転の約２９４°またはピストンがシリンダのＢＤＣからＴＤＣへと上に動く約２／３の場所で吸入バルブが閉まると、もともとのシリンダ容積の約１／３がピストンが移動する残り分となります。ピストンは続けて上方に動き、空気燃料混合物を点火前圧縮圧力にまで圧縮します。圧縮サイクルはクランクシャフト回転の２９４°から３６０°または０°の位置（わずかに異なる場合があり、ＣＲ値および、それ故に選択されているエンジンのパラメータの関数になる）で完了します。圧縮サイクルはこのように、事前に圧縮器で生じた圧縮プロセスが、その後熱交換器で中断し、その続きとして展開するものであり、圧縮空気は圧縮プロセスの合間で冷却されます。圧縮サイクルの末期は空気燃料混合物が火花点火で最高度に達し、前述の膨張サイクルでピストンを下方に動かします。
【０００９】
予冷圧縮設計のこの種類のエンジンの圧縮機シリンダの容積はエンジンシリンダのサイズと同じです。この例示的エンジンでは、エンジンシリンダ容積Ｖｅを１／２リットルとします。したがって、圧縮機のシリンダ容積Ｖａのサイズも１／２リットルとします。Ｖｅ＝Ｖａ。
【００１０】
４サイクルＣＷＰＳＣエンジンとを単純に比較するため、この「２サイクル」エンジンの仕事量を、その全２エンジン燃焼サイクル、または全２クランクシャフト回転に対して考えることにします。よって、エンジンシリンダ容積Ｖｅと、その圧縮機容積Ｖａを実質的にその２倍、あるいは１リットルに等しいものとして扱います。上記説明で明らかなように、この「２サイクル」「ＣＷＰＳＣ」エンジンは、同じパワー出力に対して、標準４サイクルＣＷＰＳＣエンジンの半分のサイズになります。
【００１１】
前述の例示的２サイクルエンジンに基づいて、吸入量Ｖｔはエンジン容積Ｖｅのわずか０．３のサイズとします。Ｖｔ＝０．３Ｖｅ。したがって、エンジン吸入で利用できる容積がより少ないため、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、Ｐ（Ｖ）γ＝一定（空気圧縮係数γが１．３）、を適用して、圧縮機は空気を圧力Ｐｃに圧縮します：
Ｐａ（Ｖａ）１．３＝Ｐｃ（Ｖｃ）１．３
（１）（１）１．３＝Ｐｃ（０．３）１．３
Ｐｃ＝４．７８バール
【００１２】
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：
ＰａＶａ／Ｔａ＝ＰｃＶｃ／Ｔｃ
（１）（１）／３００＝（４．７８）（０．３）／Ｔｃ
Ｔｃ＝４３０°Ｋ＝１５７℃
【００１３】
ボイルシャルルの法則を適用し、圧縮空気を一定値３１８°Ｋに冷却することによって、吸入圧力Ｐｔは低下し、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
【００１４】
上記説明の通り、２７６°から２９４°でエンジンシリンダ容積Ｖｅの０．３のサイズの短い吸入サイクル中に、この圧縮空気と空気燃料混合物はエンジンに入り、その間、吸入バルブは開いたままで、エンジンシリンダへ高速で入り込み、クランクシャフト回転の２８１°の位置で閉まろうとしている排気バルブから残りの排気ガスを押し出します。Ｖｔ＝０．３リットルに等しいエンジンシリンダの吸入容積は、全貯蔵室（リザ−バー）に空気冷却ラジエータ容積を足したよりもかなり小さく、圧縮機はその間、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、常に３１８°Ｋ（４５℃）になります。
【００１５】
クランクシャフトの２９４°の位置である、吸気サイクルの最後で、エンジンシリンダ内の空気燃料混合物は２７℃で３．５３バールになり、例えばこのエンジンの場合、エンジンシリンダ内は３１８°Ｋの温度で一定です。
【００１６】
シリンダが上死点（ＴＤＣ）、３６０°または０°へと上方向に動くにつれて、空気燃料混合物の容積は、ＴＤＣでの点火直前に、設計値のＣＲ＝２４で燃焼室の圧力Ｐｉに圧縮します。
【００１７】
圧縮された容積Ｖｉ＝１／２４＝０．００４２リットルと吸入容積Ｖｔ＝０．３リットルに対して、圧縮された混合物の点火前圧力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。
Ｐｔ（Ｖｔ）１．３＝Ｐｉ（Ｖｉ）１．３
（３．５３）（０．３）１．３＝Ｐｉ（０．０４２）１．３
Ｐｉ＝４５．４８バール
【００１８】
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、ＴＤＣで次のように計算できます：
ＰｔＶｔ／Ｔｅ＝ＰｉＶｉ／Ｔｉ
（３．５３）（０．３）＝（４５．４８）（０．０４２）／Ｔｉ
Ｔｉ＝５７４°Ｋ＝３０１℃
【００１９】
そうすると、このエンジンはＣＲ＝２４、空気燃料混合物の点火前圧力が約４６バール、周囲温度が２７℃で作動します。圧縮空気混合物の点火前温度は、周囲温度に関わらず常に一定して３０１℃で、これは上記の計算が示すように、標準的なＳＩエンジンの温度（出願＃１４／２７９，５８０の「ＣＷＰＳＣ」４サイクルエンジンの詳細比較で提示されている通り３１４℃）よりも低い値です。この概念はどんな所望の点火前温度にも適用でき、このような方法で、どんな燃料でも燃焼できるいかなるエンジンを構築し、効率を損失することのない多種燃料エンジンを構築することが可能になります。
【００２０】
燃焼室内で燃料混合物を燃焼することに費やされるエネルギーは温度を上昇させ、それゆえにガス圧力を２．５倍に増やす量であると仮定し、燃焼室容積Ｖｉは点火中変わらないとすると、温度Ｔｆはボイルシャルルの法則を適用して、次のように計算できます。
ＰｉＶｉ／Ｔｉ＝ＰｆＶｆ／Ｔｆ
（４５．４８）（０．０４２）／５７４＝（１１３．７）（０．０４２）／Ｔｆ
Ｔｆ＝１４３５°Ｋ
【００２１】
ここで、Ｐｆは燃焼プロセス後のガス圧力でＰｉより２．５倍高く、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。燃焼プロセスはとても素早く起こるため、この点火プロセス間でエンジン燃焼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。
【００２２】
次にこのエンジンにおける実際の作動プロセスである、膨張プロセスを検討します。空気圧縮係数１．３で気体の断熱過程の式を適用すると、排気ガス圧力Ｐｘはこのように計算できます。：
Ｐｆ（Ｖｆ）１．３＝Ｐｘ（Ｖｅ）１．３
（１１３．７）（０．０４２）１．３＝Ｐｘ（０．９８５）１．３
Ｐｘ＝１．８８バール
【００２３】
膨張サイクルはクランクシャフト回転位置の約１６６°で終わるため、膨張サイクルのシリンダエンジン容積Ｖｅは１リットルよりわずかに小さく、０．９８５リットルです。
【００２４】
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）／１４３５＝（１．８８）（０．９８５）／Ｔｘ
Ｔｘ＝５５６°Ｋ
【００２５】
よって２サイクル前段圧縮エンジンにおける排気ガス圧力はＰｘ＝１．８８バール、排気ガス温度はＴｘ＝５５６°Ｋとなります。
【００２６】
図３Ａと３Ｂは、４サイクルＣＷＰＳＣエンジンとの比較目的で、圧縮比ＣＲ=２4のＣＷＰＳＣ「２サイクル」０．５リットル（２＊１／２＝１リットル)サイズのエンジンの２サイクルについての、仕事量Ｐ−Ｖ模式図です。ここで；
ａ−圧縮にかかるエンジンの仕事量＝１．９６ＰＶ／２サイクル、
ｂ−膨張によってエンジンが得る仕事量＝８．１７ＰＶ／２サイクル、
ｃ−排気で捕捉できず、損失される仕事量＝１．０６ＰＶ／２サイクル、
ｄ−圧力を２．５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＝４．４８ＰＶ／２サイクル、
ｆ−圧縮機に費やした仕事量＝１．０９ＰＶ／２サイクル、
ｇ−吸入前空気冷却で損失した仕事量＝０．６３５ＰＶ／２サイクル
このエンジンの単純化した効率は：Ｅ＝４．４８／５．５４＝８１％。
【００２７】
このエンジンの効率は４サイクルＣＷＰＳＣエンジン「バージョンＩ」の効率よりも高く、これはフルの（完全な）エンジンサイクル毎に起こるクランクシャフトの回転が一回少ないゆえ、摩擦力が少ないことに起因します。また、このエンジンはクランクシャフトの２回転毎ではなく、１回ごとにパワーストローク（動力行程）が展開されるため、４サイクルＣＷＰＳＣエンジンよりも静かに、滑らかに作動します。この単純化された効率計算の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を考慮に入れていません。
本願発明の実施形態の２サイクル火花点火内燃エンジンは、例えば、以下の通りである。
２サイクル火花点火内燃エンジンであって、
１つ以上の燃焼シリンダと、
１つ以上の前段空気圧縮機と、
１つ以上の熱交換器とを備え、
各燃焼シリンダは、それぞれシリンダ容積、吸入容積、上死点（ＴＤＣ）、下死点（ＢＤＣ）を有し、
各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軸方向に往復するピストンを含み、
各燃焼シリンダは、２サイクル燃焼プロセスを実行し、
前記２サイクル燃焼プロセスは、
前記ピストンが前記燃焼シリンダの前記下死点に到達せずに、前記下死点方向へ向かって軸方向に移動する膨張サイクルと、
その後、前記ピストンは続いて前記下死点に到達するまで前記下死点に向かって軸方向に動き、その後、軸方向に前記燃焼シリンダの前記上死点に向かって移動し、吸入サイクルの前に排気ガスの一部を前記燃焼シリンダの外に出す排気サイクルと、
その後、前記ピストンは前記上死点に向かって軸方向に移動しながら、圧力差による強制的な吸入によって吸入容積の空気燃料混合物を前記燃焼シリンダ内に導入する吸入サイクルと、
その後、前記ピストンは前記燃焼シリンダの前記上死点方向へと軸方向に動き続け、前記空気燃料混合物を点火前圧縮容積、点火前圧縮圧力、点火前圧縮温度に圧縮する圧縮サイクルと、
その後、前記空気燃料混合物を火花点火し前記ピストンを前記燃焼シリンダの前記下死点に移動させる次の膨張サイクルと、
その後、次の排気サイクルとを備え、
前記吸入容積と点火前圧縮容積との比が圧縮比を定義し、
前記各前段空気圧縮機は、圧縮機空気容積を有し、前記各圧縮機は、前記圧縮機空気容積の、大気圧で周囲温度の周囲空気を圧縮し、吸入前空気温度と２．１バール以上の吸入前空気圧力を有する圧縮された吸入前空気容積を生成し、
前記熱交換器は、前記圧縮された前記吸入前空気容積が、膨張せずに１．８バール以上の吸入圧力で、前記吸入前空気温度より少なくとも５０℃低い吸入空気温度に冷却され、燃焼シリンダ一つ分の吸入容積の自然着火温度を有する燃料と混合された吸入空気容積を生成し、
前記熱交換器により、前記吸入空気温度が、周囲温度に関わらず一定であり、前記吸入空気温度が、所定の圧縮比において点火前圧縮温度が燃料の自然着火温度よりも低くなるよう、十分に低く制御されることを特徴とするエンジン。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】図１は本発明における一段予冷圧縮の「２サイクル」燃焼プロセスを示す概略図です。
【図２】図２は本発明の「２サイクル」燃焼プロセスを示す模式図であり、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詳細に例示しています。
【図３Ａ】図３Ａは本発明における「２サイクル」燃焼プロセスのクランクシャフトの２フル回転（全２回転）の仕事量をＰ−Ｖ図で示す概略図です。
【図３Ｂ】図３Ｂは本発明における「２サイクル」燃焼プロセスのクランクシャフトの２フル回転（全２回転）の仕事量をＰ−Ｖ図で示す概略図です。
【発明を実施するための形態】
【００２９】
図１を参照し、予冷圧縮設計の単一シリンダ「２サイクル」内燃エンジンの第１の実施形態の例示２０を示します。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。この「２サイクル」エンジンの４サイクルエンジン燃焼プロセス１９により、圧縮機２がエンジン燃焼サイクル毎に１圧縮サイクルを完了させます。そのため、エンジンシリンダ８と圧縮機シリンダ２の大きさは等しくあるべきです。そのため、各燃焼サイクルでは圧縮機２はシリンダ容積と同じ量の空気を吸入し圧縮します。
【００３０】
大気は圧縮機シリンダ２で圧縮されます。この実施形態では、エンジンシリンダが圧縮シリンダのサイズと同じであるが、吸入サイクルプロセスでは、空気燃料混合物の受け入れに利用できる容積はエンジンシリンダの１／３しかないため、空気は圧縮されます。空気は圧縮された後に、圧力制御バルブ５の付いた空気貯蔵室（空気タンクリザーバー）３から、容積膨張なしに熱交換器ユニットを通過して、ここで空気冷却ラジエータ４の冷却ファンによって約３１８°Ｋにまで冷却されます。圧縮された空気が空気冷却ラジエータ４を通過した後、この時点で圧縮空気はこの実施形態の目標吸入圧力であるＰｔ＝３．５３バールと温度３１８°Ｋに達し、その後、圧縮空気は圧力容器の貯蔵室６に入って、吸入プロセスサイクルでエンジンシリンダ８に入る準備をします。オプションの排気ファン２２が排気システムから残りの排気ガスを取り除くのを助けます。
【００３１】
前述の通り、この２サイクルエンジンでの吸入は強制的な吸入プロセスの形態であるため、エンジンをスタートさせるため、貯蔵室を前もって圧縮し、圧力差（圧力ラグ）を排除するため、個別の小型電気圧縮機と作動が敏速な予備の高圧力空気貯蔵室が必要になることもあります。（図示せず）
【００３２】
図２において、例示的なこの２サイクル単一シリンダエンジン燃焼プロセス１９の例示的な４サイクルは、クランクシャフト回転の２７６°から２９４°（わずかに異なることがあります）で完了する短い吸入プロセス１１と、２９４°から約３６０°または０°（わずかに異なることがあります）で完了する圧縮サイクル１４と、０°から約１６６°（わずかに異なることがあります）で完了する膨張サイクル１２と、そして１６６°から約２８１°（わずかに異なることがあります）で完了する排気サイクル１５とから構成されています。圧縮比は２４：１のＣＲ１０です。
【００３３】
圧縮シリンダ２と燃焼シリンダ８の相対容積が設計した圧縮空気圧を実現させるために選択されます。図１の例示的な構成では、燃焼シリンダ８は１／２リットル、圧縮機シリンダ２も１／２リットルです。したがって、各燃焼サイクルで圧縮機２は１／２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Ｐｃと約１５７℃の温度Ｔｃが算出できます。燃焼シリンダ８に相対して圧縮機シリンダ２の容積を増やすか、またはエンジン圧縮容積１４のサイズを変えることで、ＰｃとＴｃの値を必要に応じてさらに高い設計値を実現するよう高めることができます。本設計では圧縮容積１４はエンジンシリンダ８の総容積の１／３に等しくなっています。
【００３４】
圧力Ｐｃと温度Ｔｃの圧縮空気は、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、設計値Ｐｃの圧力を維持しています。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。
【００３５】
これらの熱交換器制御は、熱交換器の前にあるスロットル２１や圧力センサー５の示度に基づいて、燃焼シリンダ吸入温度Ｔｔの目標値を実現させるために、中央処理装置（ＣＰＵ、図示せず）によって制御されます。目標吸入温度Ｔｔは、燃料の自然着火温度に基づいて、エンジンの設計圧縮比ＣＲ１０でエンジンのノッキングを防ぐように選択されています。あるいは、様々な適応可能な圧縮比および／または自動着火温度においてノッキングを防ぐために、様々な燃焼シリンダ吸入温度Ｔｔを達成させるため、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。
【００３６】
図３Ａと図３Ｂはこの２サイクル単一シリンダ燃焼プロセス２３の例示的４サイクルのＰ−Ｖ図で、圧縮比ＣＲ＝２４、エンジンシリンダサイズＶｅ＝１／２リットルです。１．６０リットルの仮想的な膨張エンジン容積は、実在しない（架空の）膨張容積を示し、その時点でエンジンシリンダが１バールに等しいガス排気圧のために膨張しなければならず、その時点での排気温度Ｔｅｘに関わらず仕事量が摂取できなくなります。このＰ−Ｖ図は実効的なエンジン総容積が１リットル、２＊Ｖｅ＝１リットル、のエンジンの完全な２サイクル（全２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（全２回転）によって得られる仕事量を図示しています。
【００３７】
排気ガス圧力が１バールまた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
（１１３．７）（０．０４２）１．３＝１（Ｖｅｘ）１．３
Ｖｅｘ＝１．６０リットル
【００３８】
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、実在しないエンジン容積１．６０リットル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
（１１３．７）（０．０４２）／１４３５＝（１）（１．６０）／Ｔｅｘ
Ｔｅｘ＝４８１°Ｋ
【００３９】
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い仮想の容積、Ｐａは大気圧です。
【００４０】
このエンジンの単純化した効率は、得た仕事量を仮想の膨張エンジン容積１．６０リットルで損失した仕事量と得た総仕事量との合計で割ったものですが、このＰ−Ｖ図によると８１％になります。この単純化した効率計算の式は摩擦、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、つまり仮想のエンジン容積から上記に証明されている温度４８１°Ｋまたは２０８℃から起こる損失を考慮に入れていません。
【００４１】
用語集
以下の用語解説は本明細書で使用されている言葉の定義です。
２サイクル：膨張、排気、吸入、圧縮の４サイクルすべてを1回のエンジンクランクシャフト回転で備えるエンジンを指します。
ＳＩ：火花点火（Ｓｐａｒｋ  Ｉｇｎｉｔｉｏｎ）とは電気火花による発火の発生を指します。
ＩＣＥ：内燃エンジン（Ｉｎｔｅｒｎａｌ  Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ  Ｅｎｇｉｎｅ）
上死点（ＴＤＣ）：シリンダ頭部に最も近いピストンの位置
下死点（ＢＤＣ）：シリンダ頭部から最も遠いピストンの位置
圧縮比（ＣＲ）：ＢＤＣでの圧縮シリンダ容積とＴＤＣでの圧縮シリンダ容積の比率
ＣＷＰＳＣ：前段圧縮燃焼
空気燃料混合物：エンジンの吸入段階の空気、燃料の混合物
シリンダ総容積：ＴＤＣからＢＤＣまでのシリンダ容積
【図１】
0006502970.tif 000002
【図２】
0006502970.tif 000003
【図３Ａ】
0006502970.tif 000004
【図３Ｂ】
0006502970.tif 000005