(57)【要約】【課題】４サイクル内部スパーク点火（ＳＩ）内燃エンジンは、永続的な短縮吸気プロセスを有し、燃焼シリンダへの吸気の温度および圧力を厳密に制御することを可能にし、また非常に小型の燃焼室を実現することで、混合気の自己点火閾値に近づくことなくより高い圧縮比ＣＲおよびプレイグニッション圧縮圧力を達成することができる。【解決手段】１８以上の圧縮比ＣＲを達成するために、短縮吸気容積の最大閾値をエンジンシリンダ容積の６８％に設定する。この設計は、混合気の最大プレイグニッション温度を効果的に制限し設定することができるので、事実上あらゆる種類の液体炭化水素燃料をノッキングなしに燃焼させることができる。本４サイクルエンジンは、圧縮比が非常に高いため、標準の４サイクルエンジンと同等またはそれ以上の出力を、より小型かつ軽量のエンジンで、より高い効率で発生させることができる。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
４サイクルスパーク点火「短縮吸気プロセス」内燃エンジンであって、
１つ以上の燃焼シリンダを備え、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダは、
全シリンダ容積、上死点(ＴＤＣ)および下死点(ＢＤＣ)を有し、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダは、
１つ以上の吸気弁を持ち、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダは、
クランクシャフト及びフライホイールに機械的に接続された軸方向に往復運動するピストンを備え、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダは、
４サイクル燃焼プロセスを実行し、前記４サイクル燃焼プロセスは、
エンジン圧縮比（ＣＲ）２４と圧縮サイクルの終了時において圧力３．０１ＭＰａ（３０．１Ｂａｒ）以上に対応する最小の燃焼室容積を必要とする永続的な短縮吸気サイクルを備え、
前記短縮吸気サイクルの間は、１つ以上の前記吸気弁は開放されたままであり、前記ピストンは前記燃焼シリンダの前記ＴＤＣから前記クランクシャフトの吸気角度間隔を介して軸方向に移動し、前記吸気弁を介して前記燃焼シリンダに短縮吸気容積の混合気を導入し、
前記短縮吸気サイクルの後に圧縮サイクルを備え、
前記圧縮サイクルの間に、全ての前記吸気弁が閉じられ、前記ピストンが前記燃焼シリンダの前記ＴＤＣに向かって軸方向に移動し、前記燃焼室容積と等しいプレイグニッション圧縮容積と、プレイグニッション圧縮圧力と、プレイグニッション圧縮温度とまで混合気を圧縮し、
前記圧縮サイクルの後に混合気のスパーク点火し、前記ピストンを膨張サイクルで前記燃焼シリンダの前記ＢＤＣに向かって駆動させ、
前記スパーク点火の後に排気サイクルを備え、
前記排気サイクルの間に、前記ピストンは前記燃焼シリンダの前記ＴＤＣに向かって移動し、次の吸気サイクルに先立って前記燃焼シリンダから排出ガスを排出し、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダの前記全シリンダ容積は、前記ピストンが前記ＢＤＣにある前記燃焼シリンダの容積であり、そして、
前記燃焼シリンダのそれぞれのシリンダの燃焼室容積は、前記ピストンが前記ＴＤＣにある前記燃焼シリンダの容積であり、
前記燃焼室容積に対する前記全シリンダ容積の比が前記圧縮比ＣＲを規定し、
前記ＣＲが少なくとも２４であり、
前記ＣＲが２４である場合は相対的に低いエンジン効率をもたらす一方で、前記ＣＲが２４を超える場合は相対的に高いエンジン効率をもたらすものであって、
前記クランクシャフトの吸気角の大きさは、前記燃焼室のサイズを最小にし、前記プレイグニッション圧縮温度を選択された燃料の自己点火温度より低くし、前記プレイグニッション圧縮圧力と前記圧縮比ＣＲを最大にするように構成され、
少なくとも２４の前記圧縮比ＣＲと、前記短縮吸入サイクルとの組み合わせによって、エンジン効率を最大にすることを特徴とする４サイクルスパーク点火「短縮吸気プロセス」内燃エンジン。
【請求項２】
前記クランクシャフト吸気角度間隔が、前記全シリンダ容積に対する短縮吸気容積比が０．６８以下であるときの値であることを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
【請求項３】
前記吸気弁はクランクシャフト角度が０°またはそれに近いときに開き、かつ、前記クランクシャフト角度が１１０°以下のときに閉じるか、又は前記クランクシャフト角度が２５０°以上のときに閉じるように構成されていることを特徴とする請求項２に記載のエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
関連出願の相互参照
本出願は、２０１５年７月１日に出願された米国特許正規出願第１４／７８８，９０５号の出願日の利益を主張する。これは２０１４年１１月１日に出願された米国特許正規出願第１４／５３０，７０４号の一部継続出願である。
【０００２】
本発明は、内燃エンジンの分野に関し、より具体的には、４サイクルのスパーク点火内燃エンジンの分野に関する。
【背景技術】
【０００３】
自然吸気の標準的な４サイクルガソリン（石油）内燃エンジンの効率は、圧縮比およびプレイグニッション圧縮高圧温度に対して制限される。これは、燃料の自己点火温度閾値に近いプレイグニッション温度を避ける必要があるためである。閾値を超えると、ノッキング効果によって効率を損なわれ、エンジン寿命は低下する。このプレイグニッション温度の結果として、標準的な４サイクルエンジンは、一般的に低い圧縮比（ＣＲ）、エンジンシリンダ全体の容積を燃焼室容積で割った比として定義されるパラメータ、に限定される。標準ガソリン燃料を使用する標準エンジンの場合、ＣＲは通常１１以下であり、よって、エンジンのプレイグニッション圧縮圧力は最高２２Ｂａｒまでに制限される。
【０００４】
燃料の自己点火温度のため、エンジン製造業者によって通常選択される圧縮比は、自然吸気エンジンの場合、ＣＲ＝９．５からＣＲ＝１１．８の間である。これらの値は可変であるが、常にＣＲ＝１５未満である。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
標準的な４サイクルエンジン設計におけるこれらの温度および圧力の制約は、エンジンの効率を低下させるだけでなく、エンジンが大型かつ重くなる原因となり、ノッキングなく燃焼できる燃料の種類に制限を課す。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、永続的な短縮吸気プロセスを有する４サイクル内燃エンジン設計を提案する。今後略称ＣＩＰエンジン（短縮吸気プロセス「Ｃｕｒｔａｉｌｅｄ  Ｉｎｔａｋｅ  Ｐｒｏｃｅｓｓ」エンジン）を使用する。そして、その結果として圧縮プロセスも短縮される。
本明細書で説明するように、この設計は燃焼シリンダへの吸気の温度と圧力とを制御するのを可能にし、結果、自己点火閾値に近づくことなく非常に高い圧縮比ＣＲおよびプレイグニッション圧縮圧力を達成することができる。
さらに、この新規設計では、混合気の最大プレイグニッション温度を効果的に調整し設定することができるので、最低の自己発火温度燃料を使用するようエンジンが設計されている場合、事実上あらゆる種類の液体炭化水素燃料をノッキングの危険なしに燃焼させることができる。
【０００７】
本発明の４サイクルエンジンは、圧縮比が非常に高いため、より小型でより軽量のエンジンで、かつ、すべての主エンジンパラメータが最大の出力及び効率に制御されている環境では、標準の４サイクルエンジンと同等またはそれ以上の動力を発生させることができる。
【０００８】
自然吸入式の標準的な４サイクルのガソリン内燃エンジンには、吸気サイクルと、圧縮サイクルと、膨張サイクルと、排気サイクルとがある。
吸気サイクル中、ピストンは下方に移動し、混合気はシリンダ内に引き込まれる。次いで、圧縮サイクルが続き、ここではピストンが上方に移動し、混合気をプレイグニッション圧縮圧力まで圧縮する。圧縮サイクルは混合気のスパーク点火で最高地点に達し（ピストンが上死点まで上がり）、膨張サイクルでピストンを下方に駆動させる。排気サイクルでは、ピストンが再び上昇して次の吸気サイクルに備えて排気ガスをシリンダから排出する。
一般に、これらのプロセスはそれぞれ、クランクシャフトをおおよそ半回転させるか、または約１８０度の回転で達成される。（エンジンサイクルと負荷とに応じた正負の変動を含む）
【０００９】
４サイクル燃焼プロセスの膨張サイクル中に、点火された混合気がシリンダ内で膨張するため、動力が発生し、結果として圧力が低下する。ボイル＝シャルルの法則によれば、量ＰＶ／Ｔは、この膨張の間は一定のままである（ここで、Ｐはガス圧力（Ｂａｒ）、Ｖはガス容積（Ｌ）、Ｔはガス温度（°Ｋ）である）。従って、ある圧縮比に対して、圧力低下は、絶対温度の非線形な低下が伴わなければならない。絶対温度の低下は、膨張サイクル中のピストンによりクランクシャフトへの伝達に利用可能な機械的エネルギーを確定するので、膨張サイクル中の圧力低下を最大にすることによってエンジン効率は最適化される。このことは、また、高温による負の影響を排除することによって、プレイグニッション圧縮圧力を最大にすることを必要とする。
【００１０】
自然吸気の標準的な４サイクル内燃エンジンでは、吸気は周囲温度および大気圧（約１Ｂａｒ）で燃焼シリンダに入る。
【００１１】
本発明は、高圧縮比設計のエンジンシリンダで吸気をより圧縮できるように、短時間または短縮吸気サイクルプロセスを使用する。これは、クランクシャフトの半回転よりもずっと短い、又は１８０度よりもずっと小さい。この本発明の短縮吸気サイクルプロセスは、今日使用されている「可変バルブタイミング」（ＶＶＴ）エンジン、或いはその類、の概念とは全く異なる方法、形態、および方法で適用され、したがって全く異なる結果を生じる。
【００１２】
今日自然吸気エンジンで使用されている可変バルブタイミングプロセスは、カムシャフトに取り付けられた特定の機構を用いて、ピストンがＴＤＣにあるときよりも早くまたは遅く吸気バルブの開度を制御、及び／又はピストンがＢＤＣにあるときよりも早くまたは遅く吸気バルブの閉度を制御する。そのため、吸気容積の大きさが制限され、時にそれはエンジンシリンダ全体の大きさよりも小さくなりうる。しかしながら、このプロセスは、エンジン動作モードに応じて動的に変化し、主として異なる速度でトルク及び負荷を制御するために、上述のように時折適用される。これは、運転中に、可変バルブタイミングプロセスが、時に、吸気量エンジンの最大サイズ（ピストンがＢＤＣ又はそれに近い間に達成され、達成される最大圧縮比を設定して制限する時点）に達することができることを意味する。
【００１３】
このような概念を採用する現在使用されている標準的なエンジンの圧縮比ＣＲは１５より高くなく、又は極端な場合、及び非常に高いＲＰＭのエンジンでのみ、ＣＲ＝１７に近い圧縮比に達することがある。
【００１４】
現在、現在使用されている既存のエンジンで可変バルブタイミングプロセスのメカニズムが失敗すると（例えば、吸気量を一定値に設定して忘れるなど）、このエンジンは吸気量が足りなくなった時点で最適に動作しなくなり、エンジン故障ライトが点灯する。なぜなら、圧縮比がまだ低く１５未満であるため、エンジンの性能が低下し、このように運転が行き詰まるからであり、このエンジンは、低い圧縮比ＣＲでスタートするよう設計及び生産されており、本明細書にあるように、低いＣＲでは、本発明の要となる、低減された吸気と高圧縮比の組み合わせの利点は実現しないからである。このことは、連続的に動作する低減された吸気プロセスを備え、そして、低ＣＲとの組み合わせるような、こういったエンジンは、低効率で動作することを意味し、本出願で提案されているものではない。
【００１５】
今日使用されている他のエンジンのなかには、可変又は非可変バルブタイミングプロセスの概念を使用し、実際に実効的な吸気量サイズの減少を設計に含めて、常時このように動作するものがあり、我々がＣＩＰエンジンでの使用を推奨しているように、例えばミラーサイクルのような何らかの形態で、空気量の圧力、ひいては空気の体積を増加させ損失分の補償をするような、ターボチャージャやその他のデバイスのように、吸気の減少によって失われた空気の体積量を補償するために、その他の方法及び／又は部品が採用され、又はミラーによって推奨されている。これは何らかの形で、吸気の減少に起因するこの空気の損失が補償される必要があると信じられているからであり、 従って、より高い圧縮比の使用は考慮されていない。なぜなら、これらのエンジンは、（ターボチャージャまたはスーパーチャージャエンジンの場合）約８．５〜１０未満で動作する、より低い圧縮比を有しているからである。
【００１６】
しかしながら、本発明において、大気圧下での空気の低減された吸気量を利用するエンジンの設計は、従来技術の教示に反している。縮小または短縮された吸気量は、エンジンシリンダの部分容積を吸気で利用できるようにしなければならず、そして、常に少ない空気の充填が、ミラーサイクルに似ているがそれとは異なる境界（ミラーは８０％〜７０％の吸入容積をミラーサイクルでの使用に推奨している。ＣＩＰ開始点は本明細書で以下に記載されるようにそれよりも低い。）で、そして異なるエンジン及び方法で、行われる。これは、この用途の吸引バルブは、ピストンがＢＤＣ又はＢＤＣに近い間は、決して閉じることができないことを意味する。なぜなら、それは標準的な可変バルブタイミングエンジンと同様に、全シリンダ容積の吸気量を表すことになるからである。また、ＣＩＰエンジンのこの用途では、空気容積の損失による差分を補償するために、ターボチャージエンジンやスーパーチャージエンジンにおけるミラーによる推奨とは反対に、圧力差を補償するために、例えばターボチャージャやその他の圧力発生装置といった、その他の装置は使用できない。このエンジンは自然吸気に保たれ、常に１気圧（またはそれに近い）の大気圧で供給されなければならず、プロセス中の吸入空気量を補うための試みは行われてはならない。
【００１７】
このように本発明で推奨される短縮吸気プロセスは、異なるタイプの利点および異なるタイプの目標、すなわち高効率エンジンを達成することを可能にする。これは、一定の必要な手順として本発明において適用された吸気の減少に加え、本発明では、提案された目的を達成するために、同様に小さい燃焼室の容積、それ故、上記の通り高い圧縮又は高い圧縮率ＣＲも必要とし、この要件はＣＩＰエンジン固有のものである。吸入容積のサイズが小さいほど、燃焼室のサイズは小さくなり、それ故、圧縮率は高くなる。これは、圧縮率ＣＲは燃焼室サイズに対するシリンダ全体の比であるからである。このエンジンは、圧縮比１８（ＣＲ＝１８が最も低いが、好ましくはない）又はそれ以上を達成するように設計することができ、従って非常に高効率である。 
【００１８】
最適に設計されていると判断されたＣＩＰエンジンの実際の空気／混合気の圧力は、自己点火の危険なしに圧縮サイクルの終わりに３７Ｂａｒに達することができる。これは、この新規設計が、非常に高い設計圧縮比ＣＲ＝２９．４により、残留排気ガスを最小限に抑えるためである。したがって、燃焼室は非常に小さくなり、排気サイクルの最後で残留する排ガスの量が減少するため、それらの負の効果は削減される。
【００１９】
一方、ＣＩＰエンジンは、標準的なエンジン燃焼室に比べて非常に小さい燃焼室を有するので、空気／混合気の圧縮と温度は、圧縮サイクルの終わり近く、又はＴＤＣに近い頂点で劇的に上昇する。これにより、特定のＣＩＰエンジンは、空気／混合気の制御または自発燃焼プロセスを開始するためにスパークまたは非スパークプロセスを容易に使用することができる。なぜならば、圧縮された混合物の自己点火を越える温度の上昇の結果としての自己点火現象は、ちょうど必要とされるＴＤＣに非常に近いときに発生するようになっているからである。
【００２０】
本発明で実現される吸気容積の縮小サイズには制限がなく、よって最小サイズの燃焼室を達成する。エンジンシリンダサイズの約０．５５倍の容積に設定された低減された吸気容積では、これらのエンジンの最適圧縮比は、ＣＲ＝３０前後であると計算される。上述のＣＩＰエンジンの排気ガスは、膨張サイクルの終わりに約１Ｂａｒの圧力を有する。 これらの値は様々であり、エンジン設計に依存する。
【００２１】
今日のエンジンにおいて解決されていない問題は、エンジンが燃焼エンジンのような熱機関であるため、エンジンの動作が熱過程で得られ、そして、膨張サイクルの終わり（ピストンがＢＤＣにある時、排気弁が開かれ排気が解放されようとしている時）に、高温ガスは、なおも高圧（大気圧よりも高い）且つ高温度であり、もしそれが周囲に排出される代わりにエンジン内から引き出すことができるならば、なおも有効利用できるものであるということである。
【００２２】
簡単に言えば、提案されたエンジンは上記の問題を解決するものである。なぜなら、ＣＩＰエンジンは高い効率を有しているからであり、それは、ＣＩＰエンジンは吸気サイクルでは低減された空気容積を利用し、そして、より高い圧縮比ＣＲのおかげでより小さい燃焼室を有するからであり、そのため、低いＣＲおよび大きな燃焼室を有する標準エンジンと比較して、燃焼室内で同等の温度に達するのに必要とされる燃料量が少なくなるからである。
しかし、本発明は更に、膨張サイクルの間にシリンダ容積全体を使用する。そのため、膨張サイクルの終了時の高温ガスは非常に低い圧力（大気圧に非常に近いか、または実際には約１Ｂａｒ）と低い残留温度を有し、より高いエンジン効率をもたらす。
【００２３】
今日のエンジンと比較して効率を上げるために利用される最大短縮吸気容積の大きさは、エンジンのシリンダ容積サイズ全体の約６８％又はそれ以下と算出される。これは、本発明では、吸入容積が常にシリンダサイズ全体の６８％以下でなければならないことを意味する。これは、ピストンが１１０°又はそれ以前に、吸気弁が閉じるとき、及び／又はピストンがおよそ２５０°又はクランクシャフト位置以後に、吸気弁が閉じるときに起こる。このエンジンの最低圧縮率は、また、最低圧縮率として約ＣＲ＝２２であり（この場合燃焼室はシリンダ容積の約４．５％である）、これは、このタイプのＣＩＰエンジンにとっての最低効率となる。吸気量の容積が小さいほどより良好になり、より高い効率とエンジン設計の最適効率点に達する。
【００２４】
ＣＩＰエンジンは、スロットリング装置の有無にかかわらず動作することができる。
【００２５】
エンジンシリンダへの吸気量を低減させるには、空気制御バルブ、狭い導入管などのその他の方法も使用可能である。これらは特に、短縮吸気プロセスと同様の効果をエンジンに生み出し、本明細書で説明するような１８より高い圧縮比を発生させる。
【００２６】
このエンジンは、本明細書に記載されているように、大気圧で作動するように設計されているが、ＣＩＰエンジンのターボチャージまたはスーパーチャージ版も構築することができ、短縮吸気サイズと１８より高い圧縮比（ＣＲ＞１８）とを組み合わせることで、同様の結果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【００２７】
【図１】提案された短縮吸気プロセスの４サイクルエンジンに対する本発明の４サイクル燃焼プロセスを示す概略図である。
【図２】５５％の短縮吸気プロセスと、２９．４の圧縮比を有する、４サイクル最適「ＣＩＰ」エンジンに対する本発明の４サイクル燃焼プロセスを示す概略図である。
【図３】圧縮比ＣＲ＝１０およびエンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの、４サイクル標準自然吸気型単気筒燃焼プロセスの例示的なＰＶ線図である。
【図３Ａ】圧縮比ＣＲ＝１０およびエンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの、４サイクル標準自然吸気型単一気筒燃焼プロセスの典型的な重ねられたＰＶ線図である。
【図４】圧縮比ＣＲ＝２９．４、低減吸気容積Ｖｔ＝０．５５Ｌおよびエンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの４サイクル「ＣＩＰ」単気筒燃焼プロセスの典型的なＰＶ線図である。
【図４Ａ】圧縮比ＣＲ＝２９．４、低減吸気容積Ｖｔ＝０．５５Ｌおよびエンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの４サイクル「ＣＩＰ」単気筒燃焼プロセスの典型的な重ねられたＰＶ線図である。
【発明を実施するための形態】
【００２８】
図１は、短縮吸気プロセスを持つ、４サイクル、１Ｌ単気筒燃焼プロセス略図１であり、
クランクシャフト位置角度に関して、
短縮圧縮プロセスをもたらす、短縮吸気プロセスのための推奨最大クランクシャフト角度選択範囲４(０°〜＜１１０°／＞２５０°)の短期または短縮吸気プロセスと
最大推奨短縮圧縮プロセス７（２５０°〜３６０°）と、
高温ガス膨張プロセス５（約３６０°〜５４０°）と、
排気プロセス６（約５４０°〜０°）と、
で構成され、
推奨された範囲の圧縮比ＣＲ３は２２：１又はそれ以上であり、推奨燃焼室容積サイズ２の容積範囲はエンジンシリンダ容積の０．０４５倍未満である。
【００２９】
図２は、最適化された推奨４サイクルの略図であり、短縮吸気プロセスを有する１Ｌ単気筒容積燃焼プロセスの略図１であり、クランクシャフト位置角度に関して、
短期または短縮吸気プロセス４(０°−＜９４°／＞２６６°)と、
圧縮プロセス７(２６６°〜３６０°)と、
高温ガス膨張プロセス５(３６０°〜５４０°)と、
排気プロセス６(５４０°〜０°)と、で構成され、
圧縮比ＣＲ３は２９．４：１であり、燃焼室容積サイズ２はエンジンシリンダ容積サイズの０．０３４倍であり、各プロセスの角回転位置における詳細説明８である。
【００３０】
図３と図３Ａは、ＣＲ＝１０である標準自然吸気ＳＩ、１Ｌエンジンの、ＰＶ線図１２と重ねられたＰＶ線図１３であり、ここで、
ａ．圧縮時にエンジンによって消費された仕事＝２．３０ＰＶ／サイクル
ｂ．拡張時にエンジンによって得られた仕事＝８．５２ＰＶ／サイクル
ｃ．排気で捕らえられず失われた仕事＝５．６６ＰＶ／サイクル（１Ｌ容積）
ｄ．圧力が２．７５倍に増加する、燃料の燃焼によってエンジンに加えられる熱
ｅ．エンジンによる仕事のバランス＝６．２２ＰＶ／サイクル
このエンジンの簡素化された効率は、Ｅ＝６．２２ＰＶ／１１．８８ＰＶ＝５２．４％である。
【００３１】
一方、図４と図４Ａは、ＣＲ＝２９．４である「ＣＩＰ」１Ｌエンジンの、ＰＶ線図１４と重ねられたＰＶ線図１５である。ここで、
ａ．圧縮時にエンジンによって消費された仕事＝１．８８ＰＶ／サイクル
ｂ．膨張時にエンジンによって得られた仕事＝６．３８ＰＶ／サイクル
ｃ．排気で捕らえられず失われた仕事＝２．３２ＰＶ／サイクル（容積０．５５Ｌ）
ｄ．圧力が２．７５倍に増加する、燃料の燃焼によってエンジンに加えられる熱
ｅ．エンジンによる仕事のバランス＝４．５０ＰＶ／サイクル
このエンジンの簡略化された効率は、Ｅ＝４．５０ＰＶ／６．８２ＰＶ＝６６％
である。
【００３２】
「標準」及び「ＣＩＰ」エンジン間の効率比較
図３と図３Ａは、圧縮比ＣＲ＝１０で、エンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの、４サイクル自然吸気標準単気筒燃焼プロセスのＰＶ線図１２及び１３である。２．１８Ｌの仮想的な膨張エンジン容積は、存在しない膨張であり、評価目的で表示される。このＰＶ線図から分かるように、膨張サイクルの終了時の標準エンジンの温度は約１，０７５°Ｋまたは８０２℃であり、排気ガスの圧力は約２．７５Ｂａｒである。
【００３３】
図４と図４Ａは、圧縮比ＣＲ＝２９．４で、エンジンシリンダサイズ容積Ｖｅ＝１Ｌの４サイクル最適化「ＣＩＰ」エンジン燃焼プロセスのＰＶ線図１４及び１５である。このＣＩＰエンジンでは、容積が０．５５のときに吸入プロセスが終了し、この時点で同時に圧縮が開始するので、ＰＶ線図から、このエンジンの圧縮での仕事は１．８８ＰＶ／サイクルであることがわかる。これは、圧縮での仕事で消費する標準的エンジンの、同等の作業出力（ｅ）に対する２．３０ＰＶ／サイクル、標準エンジンに対する６．２２ＰＶ／サイクル、及びＣＩＰエンジンに対する４．５０ＰＶ／サイクル、と比較して小さい。ＣＩＰエンジンの温度は７５６°Ｋ又は４８３℃で、膨張プロセスの終わりの排気ガスの圧力は１．２６Ｂａｒとなり、いずれも標準エンジンよりもはるかに低い。
【００３４】
前述のＰＶ線図で示されるように、４サイクル「ＣＩＰ」エンジンの効率は標準ＳＩ−ＩＣＥエンジンの効率を上回る。
【００３５】
本発明の好適な実施例を説明のために例示したが、 当業者は、添付の特許請求によって規定される本発明の範囲および精神から逸脱すること無く、多くの追加、改善および置換が可能であることを理解するであろう。
【００３６】
上記かつ以下の請求で使用される上死点（ＴＤＣ）という用語は、クランクシャフト角度０°または３６０°に相当するピストンのシリンダヘッドに最も近い位置を意味し、下死点（ＢＤＣ）という用語は、クランクシャフトの角度１８０°に相当するピストンのシリンダヘッドから最も離れた位置を意味する。全シリンダ容積は、ピストンがＢＤＣにあるときのシリンダの容積を意味し、燃焼室容積は、ピストンがＴＤＣにあるときのシリンダの容積を意味する。
【図１】
2017533381.tif 000003
【図２】
2017533381.tif 000004
【図３】
2017533381.tif 000005
【図３Ａ】
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【図４】
2017533381.tif 000007
【図４Ａ】
2017533381.tif 000008
【国際調査報告】
2017533381.tif 000009