クランクシャフト軸線の回りに回転可能なクランクシャフトと、膨張機の排気量を有する膨張機であって、膨張シリンダ内に摺動自在に収容されクランクシャフトに作動可能に連結された膨張ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に膨張ストロークと排気ストロークを通して往復動するような膨張ピストンを含む膨張機と、膨張機の排気量の90以下である圧縮機の排気量を有する圧縮機であって、圧縮シリンダ内に摺動自在に収容されクランクシャフトに作動可能に連結された圧縮ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に吸気ストロークと圧縮ストロークを通して往復動するような圧縮ピストンを含む圧縮機と、圧縮シリンダ及び膨張シリンダを相互に接続するクロスオーバー通路であって、そこに配置された少なくともクロスオーバー膨張バルブを含むクロスオーバー通路と、圧縮シリンダに接続された吸気マニホールドと、吸気マニホールドに接続され、吸気マニホールドへ17バール絶対圧以上のブースト圧レベルを提供すべく作動可能である昇圧装置と、吸気マニホールドと圧縮シリンダとの間に配置され、その両者間の流体の連通を制御すべく作動可能な吸気バルブであって、吸気マニホールドの状態に対する075以上の圧縮機容積効率を提供するようにタイミング付けられた吸気バルブの閉じ事象を有する吸気バルブと、圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせが周囲状態に対して090以上の膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対した大きさにされている圧縮機の排気量と、を備えることを特徴とする分割サイクルエンジン。圧縮機は、膨張機排気量の80以下である圧縮機の排気量を有することを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機は、膨張機排気量の75以下である圧縮機の排気量を有することを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機は、膨張機排気量の70以下である圧縮機の排気量を有することを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、吸気マニホールドに20バール絶対圧以上のブースト圧レベルを提供すべく作動可能であることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、吸気マニホールドに23バール絶対圧以上のブースト圧レベルを提供すべく作動可能であることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、吸気マニホールドに25バール絶対圧以上のブースト圧レベルを提供すべく作動可能であることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。吸気バルブの閉じ事象が、080以上の吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率を提供するためにタイミング付けられていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。吸気バルブの閉じ事象が、085以上の吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率を提供するためにタイミング付けられていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。吸気バルブの閉じ事象が、090以上の吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率を提供するためにタイミング付けられていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧力レベルの組み合わせとが、10以上である、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に合わせた相対的な大きさにされていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧力レベルの組み合わせとが、11以上である、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に合わせた相対的な大きさにされていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧力レベルの組み合わせとが、12以上である、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に合わせた相対的な大きさにされていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、20バール絶対圧以上のブースト圧レベルを吸気マニホールドに提供するべく作動可能であり、吸気バルブの閉じ事象は、080以上の吸気マニホールドに対する圧縮機容積効率を提供するべくタイミング付けられ、そして圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせとが、10以上である、周囲の状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に相対的な大きさにされていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、23バール絶対圧以上のブースト圧レベルを吸気マニホールドに提供するべく作動可能であり、吸気バルブの閉じ事象は、085以上の吸気マニホールドに対する圧縮機容積効率を提供するべくタイミング付けられ、そして圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせとが、11以上である、周囲の状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に相対的な大きさにされていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。昇圧装置は、ターボチャージャーであることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。圧縮機は、複数の圧縮シリンダを含んでいることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。膨張機は、複数の膨張シリンダを備えていることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。クロスオーバー通路内に配置されたクロスオーバー圧縮バルブを含み、当該クロスオーバー圧縮バルブとクロスオーバー膨張バルブはその間に圧力室を形成していることを特徴とする請求項1に記載の分割サイクルエンジン。分割サイクルエンジンを運転する方法であって、当該エンジンは、クランクシャフト軸線の回りに回転可能なクランクシャフトと、膨張機の排気量を有する膨張機であって、膨張シリンダ内に摺動自在に収容されクランクシャフトに作動可能に連結された膨張ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に膨張ストロークと排気ストロークを通して往復動するような膨張ピストンを含む膨張機と、圧縮機の排気量を有する圧縮機であって、圧縮シリンダ内に摺動自在に収容されクランクシャフトに作動可能に連結された圧縮ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に吸気ストロークと圧縮ストロークを通して往復動するような圧縮ピストンを含む圧縮機と、圧縮シリンダ及び膨張シリンダを相互に接続するクロスオーバー通路であって、そこに配置された少なくともクロスオーバー膨張バルブを含むクロスオーバー通路と、圧縮シリンダに接続された吸気マニホールドと、吸気マニホールドに接続され、吸気マニホールドへブースト圧レベルを提供すべく作動可能である昇圧装置と、吸気マニホールドと圧縮シリンダとの間に配置され、その両者間の流体の連通を制御すべく作動可能な吸気バルブと、を含み、当該方法は、圧縮機の排気量を膨張機の排気量の90以下の大きさにするステップと、昇圧装置から吸気マニホールドへ17バール絶対圧以上のブースト圧レベルを配分するステップと、吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率が075以上であるように吸気バルブの閉じをタイミング付けるステップと、圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせが、090以上の、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量の大きさを設定するステップと、を含むことを特徴とする方法。圧縮機の排気量を膨張機の排気量の80以下の大きさに設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。圧縮機の排気量を膨張機の排気量の75以下の大きさに設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。圧縮機の排気量を膨張機の排気量の70以下の大きさに設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。昇圧装置から20バール絶対圧以上のブースト圧レベルを吸気マニホールドに配送するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。昇圧装置から23バール絶対圧以上のブースト圧レベルを吸気マニホールドに配送するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。昇圧装置から25バール絶対圧以上のブースト圧レベルを吸気マニホールドに配送するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率が080以上であるように、吸気バルブの閉じタイミングを設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率が085以上であるように、吸気バルブの閉じタイミングを設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率が090以上であるように、吸気バルブの閉じタイミングを設定するステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせが、10以上の、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量の大きさにするステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせが、11以上の、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量の大きさにするステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。圧縮機の排気量とブースト圧レベルの組み合わせが、12以上の、周囲状態に対する膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量の大きさにするステップを含むことを特徴とする請求項20に記載の方法。図2Aを参照するに、ミラーサイクル運転を行うために、遅期の吸気バルブ閉じIVCを利用した自然吸気エンジンの圧力対容積PVダイアグラムの例示的な実施形態が示されている。この実施形態は、自然吸気エンジンを図示しているけれども、同じ原理が同様にターボ過給エンジンにも適用されることが知られている。図2Aに示されるように、TDCからBDCへのピストンの吸気ストロークの間に、シリンダ圧力はポイント6からポイント1を経由し、そして最後にポイント5に至る一定の圧力線に従う。後続の圧縮ストロークの最初の部分では、吸気バルブが開かれて残っている間、当該シリンダ圧力はポイント5からポイント1に戻る圧力線をたどる。その後、ポイント1で吸気バルブが閉じて、そしてシリンダ圧力は圧縮ストロークの残りの期間にポイント1からポイント2にまで上昇する。経路1から5に沿ってピストンによって掃引された容積は、経路5から1に沿って掃引された容積によって相殺され、有効圧縮比は、オットーサイクルのためのポイント2での容積で除されたポイント5での容積ではなく、ポイント2での容積で除されたポイント1での容積である。図2Bを参照するに、同様の作用効果を早期の吸気バルブの閉じによって、ミラーサイクルにおいて達成することができる。この場合、圧力はポイント6からポイント1までの吸気ストローク中に一定のままである。その後、ポイント1で吸気バルブが閉じて、シリンダ内の圧力がポイント1からポイント7まで減少する。その後の圧縮ストロークでは、圧力は以前に追跡された経路を相殺してポイント7からポイント1まで増加し、そして圧縮ストロークの残りの期間にポイント2まで続く。正味の結果は、遅期の吸気バルブの閉じと同じである。すなわち、ピストンの全ストロークより少ないストロークが圧縮のために有効に使用され、それによってサイクル当たりの充填物のマスを減少させながら効率向上のための有効な圧縮比を小さくしている。ミラーサイクルの効率典型的には、10ないし15オットーサイクルよりも大きいの増加は、給気の喪失の結果である、図示平均有効圧力IMEP及び出力密度においての減少の分、否定的に相殺されている。何故ならば、シリンダ内の全排気量の一部のみが充填空気で満たされるすなわち、排気量が犠牲にされているからである。したがって、オットーサイクルエンジンにおけるのと同じ出力量を達成するためには、ミラーサイクルエンジンは、典型的に、より大きく作られるか、ブーストされるか、又はより攻撃的にブーストされねばならない。さらに、IVCが遅ければ遅く又は早ければ早く起こるほど、ピストンはより速く移動し、したがって、吸気バルブが閉じるときに、空気が吸気バルブをより速く流れる。これは、従来のミラーサイクルエンジンのエンジン効率すなわち、ブレーキ燃料消費率BSFCを大幅に低下させる、重大なポンピング損失につながる。Scuderiエンジンは、従来のオットーサイクルの4つのストロークをその最も単純な構成で圧縮機と膨張機の対に分ける分割サイクル設計である。圧縮機は、少なくとも1つの圧縮シリンダと吸気及び圧縮ストロークを通して往復する関連する圧縮ピストンとを含んでいる。膨張機は、少なくとも1つの膨張シリンダと膨張又は動力及び排気ストロークを通して往復する関連する膨張ピストンとを含んでいる。膨張機と圧縮機はクロスオーバー通路によって接続されている。往復動内燃機関RICEのミラーサイクル運転は、RICEが分割サイクル又は従来のものであるかどうかによらず、ガスが圧縮ストローク中に圧縮されるのよりもガスが膨張ストローク中により多く膨張されるように、エンジンが構成されることを必要としている。従って、ガスが膨張ストローク中に過剰に膨張されるであろうし、効率の増大すなわち、ブレーキ燃料消費率BSFCの減少の結果となる。従来のRICEにおいて、ミラー運転は、通常、早期又は遅期の吸気バルブの閉じIVCによって行われている。しかしながら、分割サイクルエンジンにおいては、ミラーサイクル運転は、膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量を物理的に低減することによって達成することができる。分割サイクルエンジンのミラーサイクルの構成は、分割サイクルエンジンの膨張機に対して小型化された分割サイクルエンジンの圧縮機に接続されているターボ過給の吸気マニホールドで構成され、1次元サイクルシミュレーションソフトウェアでモデリングされている。いくつかの肯定的な相互作用が、分割サイクルエンジンとミラーサイクルの動作原理の間に発見された。すなわち、1分割サイクルエンジンでミラー運転を実現するために膨張機に対して圧縮機を小型化することは、圧縮機の排気量の一部を浪費せずに低減された圧縮を達成する。これに反して、従来のRICEを全負荷時のミラー運転用に構成するためには、そのシリンダがその膨張ストロークの全排気量に対応できる大きさでなければならず、かつその排気量の一部が圧縮ストローク中に早期もしくは遅期のIVCを受け入れるべく浪費されることが必要である。分割サイクルエンジンにおける圧縮機の排気量の減少は、一般的に、ミラーサイクル運転を伴う従来のRICEに比べて、より高いブレーキ平均有効圧力BMEPをもたらす。2圧縮機の排気量の減少は、最適に捕捉されたマスの状態すなわち、最適な容積効率又はそれの近くで吸気バルブを閉じながらの、ミラーサイクル運転を可能にする。このことは、高いピストンしたがって、空気速度の期間中に、吸気バルブを閉じることが回避されるために、従来のRICEに適用されたミラーサイクルに比べて、減少されたポンピング仕事に帰する。3RICEが分割サイクル又は従来のものであっても、ミラー因子すなわち、圧縮ストローク中におけるガスの圧縮に対する膨張ストローク中のガスの膨張の比の大きさが、分割サイクルエンジンの圧縮機からターボチャージャー圧縮機へシフトされる圧縮仕事の負荷のレベルを決定する。ターボのコンプレッサはタービンを介して排気ガスによって駆動されているので、それはクランクシャフトのエネルギーの観点からは低いコストで圧縮し、クランクシャフトに配分される仕事において正味の増加をもたらす。アフタークーリングでもって、これはまた全体の圧縮工程のより後期での冷却を許容し、同じ圧力に対してより低い圧縮終了温度の結果となる。当該より低い圧縮終了温度のノック抑制アスペクトは、より積極的なミラー因子で圧縮圧力を高めることを可能にし、より高い総空気量及び燃料流量、よって出力の結果となる。従来のRICEよりもより積極的なミラー因子運転を利用するための前述した分割サイクルの能力は、分割サイクルエンジンがミラーサイクルのこれらの特性のより大きな利点を活用することを可能にしている。4エンジンによって用いられる運転上の制約すなわち、ノックフラクション、膨張シリンダのピーク圧力などの範囲内での所与の昇圧レベルのためには、圧縮機と膨張機の両方の容積効率が最適又はそれに近いときに、分割サイクルエンジンは最も効率的である。典型的には、圧縮機の容積効率は吸気マニホールドの状態に対応して測定され、少なくとも075、より好ましくは少なくとも08、さらにより好ましくは少なくとも085、最も好ましくは少なくとも09、である必要がある。典型的には、膨張機の容積効率は周囲の状態に対して測定され、少なくとも090、より好ましくは少なくとも10、さらにより好ましくは少なくとも11、最も好ましくは少なくとも12、である必要がある。より詳しくは、本発明の例示的な実施形態において、分割サイクルエンジンはクランクシャフト軸線回りに回転可能なクランクシャフトと膨張機排気量を有する膨張機を含んでいる。当該膨張機は、膨張シリンダ内に摺動自在に収容された膨張ピストンを含み、当該膨張ピストンはクランクシャフトの単一の回転の間に、膨張ストロークと排気ストロークを通して往復移動するようにクランクシャフトに作動可能に連結されている。分割サイクルエンジンはまた、膨張機の排気量よりも90以下である圧縮機の排気量を有する圧縮機を含んでいる。当該圧縮機は、圧縮シリンダ内に摺動自在に収容された圧縮ピストンを含み、当該圧縮ピストンはクランクシャフトの単一の回転の間に、吸気ストロークと圧縮ストロークを通して往復移動するようにクランクシャフトに作動可能に連結されている。クロスオーバー通路は、当該圧縮シリンダ及び膨張シリンダを相互に接続している。当該クロスオーバー通路は、その中に配置された少なくともクロスオーバー膨張バルブを含んでいる。吸気マニホールドは、圧縮シリンダに接続している。昇圧装置が吸気マニホールドに接続されており、当該吸気マニホールドへ17バール絶対圧以上のブースト圧レベルを提供するように作動可能である。吸気バルブが吸気マニホールドと圧縮シリンダの間に配置され、両者間の流体の連通を制御すべく作動可能である。当該吸気バルブは、吸気マニホールドの状態に対して075以上の圧縮シリンダの容積効率を提供すべくタイミング付けられている吸気バルブの閉じ事象を有している。圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧レベルとの組み合わせが、周囲の状態に対して090以上である膨張機容積効率を提供するように、膨張機の排気量に見合った大きさにされている。ブースト作動装置は、ターボチャージャーであってもよい。圧縮機は複数の圧縮シリンダを含むことができ、膨張機は複数の膨張シリンダを含むことができる。当該分割サイクルエンジンはまた、クロスオーバー通路内に配置されたクロスオーバー圧縮バルブを含むことができ、当該クロスオーバー圧縮バルブ及びクロスオーバー膨張バルブは両者間に圧力室を形成している。圧縮機の排気量は、膨張機の排気量の80以下、75以下、あるいは70以下でもよい。昇圧装置は、20バール絶対圧以上、23バール絶対圧以上、又は25バール絶対圧以上のブースト圧力レベルを提供すべく作動可能であってもよい。吸気マニホールドの状態に対する圧縮機の容積効率は、080以上、085以上、又は090以上でさえあってもよく、一方、周囲の状態に対する膨張機の容積効率は10以上、11以上、あるいは12以上でさえあってもよい。分割サイクルエンジンを動作させる方法も開示されている。分割サイクルエンジンは、クランクシャフト軸線の回りに回転可能なクランクシャフトと膨張機排気量を有する膨張機を含んでいる。膨張機は、膨張シリンダ内に摺動自在に収容され、クランクシャフトに作動可能に連結された膨張ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に膨張ストロークと排気ストロークを通して往復動するような膨張ピストンを含んでいる。分割サイクルエンジンはまた、圧縮機排気量を有する圧縮機を含んでいる。圧縮機は、圧縮シリンダ内に摺動自在に収容され、クランクシャフトに作動可能に連結された圧縮ピストンであって、クランクシャフトの単一の回転の間に吸気ストロークと圧縮ストロークを通して往復動するような圧縮ピストンを含んでいる。クロスオーバー通路は、圧縮シリンダ及び膨張シリンダを相互に接続している。クロスオーバー通路は、その中に配置された少なくともクロスオーバー膨張バルブを含んでいる。吸気マニホールドは、圧縮シリンダに接続している。昇圧装置は、吸気マニホールドに接続されており、吸気マニホールドにブースト圧レベルを提供するように作動可能である。吸気バルブは、吸気マニホールドと圧縮シリンダの間に配置され、その両者間の流体の連通を制御するように作動可能である。本発明による方法は、以下のステップを含んでいる。圧縮機の排気量を膨張機排気量の90以下となる大きさにすること、昇圧装置から吸気マニホールドに17バール絶対以上のブースト圧レベルを分配すること、吸気マニホールドの状態に対する圧縮機容積効率が075以上であるように吸気バルブの閉じをタイミング付けること、及び圧縮機の排気量及びや過給圧レベルの組み合わせが、周囲状態に対する090以上の膨張機の容積効率を提供するように、膨張機の排気量に対しての圧縮機の排気量の大きさにすることである。本発明のこれら及び他の特徴及び利点は、添付図面と共になされる本発明の以下の詳細な説明から理解されるであろう。本明細書で使用される略語及び用語の定義の以下の用語集が、参照及び明確化のために提供されている。バールBar:圧力の単位であり、1バール105Nm2である。バール絶対圧Barabs:完全な真空を基準にしての圧力であり、すなわち、標準大気圧は1013バール絶対圧に等しい。BMEP:ブレーキ平均有効圧力である。用語ブレーキは、摩擦及び寄生損失FMEPが計上された後のクランクシャフト出力軸に分配されるときの出力を指している。ブレーキ平均有効圧力BMEPは、平均有効圧力MEPの値で表現されたエンジンのブレーキトルク出力である。BMEPは、エンジン排気量で除されたブレーキトルクに比例する。これは、摩擦による損失が取られた後の性能パラメータである。したがって、BMEPIMEPFMEPである。摩擦、この場合には、摩擦平均有効圧力すなわちFMEPとして知られているMEPの値で通常は表されている。この定義では、典型的な摩擦の値損失はFMEPの正の値であり、換言すると、正のFMEPは、クランクシャフトに与えられる仕事の正味の減少となる。ブースト又はブースト圧力レベル:ターボチャージャーのような昇圧装置からのバール絶対圧での吸気マニホールド圧力である。ブレーキ燃料消費率BSFC:往復動エンジン内の燃料効率の尺度である。それは生成されたブレーキ出力で除された燃料消費の割合であり、典型的にはキロワット時当たりのグラムgkWhrの単位で表される。BSFCもまた、出力燃料消費率と考えることができる。分割サイクルエンジンの圧縮機:分割サイクルエンジンの運転サイクルのための圧縮ストローク中に、少なくとも1つの共通の膨張シリンダに圧縮空気を供給する圧縮シリンダと関連するピストンの総数をいう。典型的には、分割サイクルエンジンの圧縮機は、単一の圧縮シリンダとそれに関連付けられた圧縮ピストンを含んでいる。しかしながら、圧縮機が複数の圧縮シリンダとピストンとを含むことも可能である。分割サイクルエンジンの圧縮機排気量:圧縮機の各圧縮シリンダが組み合わされた合計排気量Vdである。従来の、又は分割サイクルのシリンダの排気量Vd:ピストンがその下死点位置からその上死点位置に移動するとき、エンジンのシリンダ内でピストンによって排気される量である。従来のエンジンの有効圧縮比:シリンダのピストンがその上死点位置にあるときのシリンダ内の容積に対しての、シリンダのピストンがその吸気バルブの閉じる位置にあるときの従来のエンジンのシリンダ内の容積の比率である。分割サイクルエンジンの膨張機:分割サイクルエンジンの運転サイクルのための膨張ストロークの間に、少なくとも1つの共通の圧縮シリンダからの圧縮空気を受ける膨張シリンダ及び関連するピストンの総数である。典型的には、分割サイクルエンジンの膨張機は、単一の膨張シリンダとそれに関連付けられた膨張ピストンを含んでいる。しかしながら、膨張機が複数の膨張シリンダとピストンを含むことも可能である。分割サイクルエンジンの膨張機排気量:膨張機の各膨張シリンダの組み合わされた合計排気量Vdである。FMEP:摩擦平均有効圧力である。エンジンフリクションと寄生損失を克服するために必要とされる理論的な平均有効圧力である。摩擦のために失われた平均有効圧力損失と考えることができる。この議論のために定めると、摩擦損失は正のFMEPの値であるということである。全100エンジン負荷:エンジンが所定の速度で生成することができる最大トルクである。従来エンジンの幾何学的な圧縮比:従来のエンジンのシリンダのピストンがその上死点位置にあるときのシリンダ内の容積に対する、シリンダのピストンがその下死点位置にあるときのシリンダ内の容積の比である。従来エンジンの幾何学的な膨張比:圧縮及び膨張のストロークが同一のシリンダ内に含まれている従来のエンジンについては、圧縮比と膨張比は同一である。図示のIndicated:摩擦損失が考慮される前に、ピストンの頂部に分配される出力を指す。図示平均有効圧力IMEP:シリンダ圧力から計算される平均有効圧力である。IMEPはまたPV曲線の内側の領域の積分であり、排気量で除された図示エンジントルクに比例する。実際には、全ての図示されたトルクと出力の値は、このパラメータからの派生である。IVC:吸気バルブの閉じ、すなわち、吸気バルブの閉じる事象。圧縮ピストンの下死点BDCに関連しての吸気バルブの閉じるタイミングである。早期吸気バルブの閉じは、BDC前の吸気バルブの閉じであり、遅期吸気バルブの閉じはBDC後の吸気バルブの閉じである。ノック:空気/燃料混合物の圧縮中での自己着火の傾向である。ノックフラクションまた、一般にノックインデックス又はノックマージン又はノック数と呼ばれる:圧縮中に特定の空気燃料混合物が自己着火に到達する傾向の相対的な指標を提供する予測パラメータである。自己着火は、通常、1の値のノックフラクションで表され、一方、自己着火する傾向が無いのは、通常ゼロのノックフラクションで表される。例えば、08のノックフラクションは、自己着火のための物理的及び化学的状態の前提が自己着火を生成するために必要な値の80に達したことを示す。mm:ミリメートル。寄生損失:アクセサリーや補助装置を動作させるためにエンジンが被ったエネルギーの損失である。これは、ポンプや電気発生装置などの物品を駆動するためのエネルギーを含んでいる。エンジンのブレーキ出力は、これらの損失によって減少される。出力密度すなわち比出力:エンジン排気量当りのブレーキ出力クランクシャフトで発生された出力であり、通常、キロワットリットル又は馬力リットルで表される。RICE:往復動内燃機関である。往復動するピストンと内燃プロセスを有する任意のエンジンであり、従来のエンジン又は分割サイクルエンジンのいずれであってもよい。RPMrpm:毎分回転数である。分割サイクルエンジンの排気量:分割サイクルエンジンの圧縮機と膨張機の排気量の合計である。ターボ:ターボチャージャーである。従来の、又は分割サイクルの容積効率:VolEffと略称される。基準位置と同じ圧力及び温度の空気で満たされた場合に、シリンダの排気容積に捕捉される空気の理論上の質量マスに比べての、サイクルの閉じ部分の間にシリンダ内に捕捉された空気の実際の質量マスの比である。基準位置は、通常、周囲の状態すなわち、大気の温度と圧力での空気又は吸気マニホールドの状態吸気マニホールドの温度及び圧力での空気のどちらかである。容積効率は以下の式で定義され得る:VolEffma/daVd、ここでmaは、サイクル当たりにシリンダ内に捕捉された空気の質量マスであり、daは基準状態での空気の密度であり、そしてVdは本明細書で定義されているシリンダ排気量である。分割サイクルエンジンの圧縮機の容積効率:基準位置と同じ圧力及び温度の空気で満たされた場合に、圧縮機の排気容積に捕捉される空気の理論上の質量マスに比べての、サイクルの閉じ部分の間に圧縮機に捕捉された空気の実際の質量マスの比である。分割サイクルエンジンの膨張機の容積効率:基準位置と同じ圧力及び温度の空気で満たされた場合に、膨張機の排気容積に捕捉される空気の理論上の質量マスに比べての、サイクルの閉じ部分の間に膨張機に捕捉された空気の実際の質量マスの比である。XOVERXovr:クロスオーバー。図面の図3及び図4を詳細に参照すると、符号50は、本発明による分割サイクルエンジンの例示的な実施形態を概略的に示している。図に示すように、エンジン50は、クランクシャフト軸線54の回りに時計回り方向に回転可能なクランクシャフト52を含んでいる。クランクシャフト52は、角度的に変位された隣接する先導及び従動のクランクスロー5658を含み、それぞれはコネクティングロッド6062に連結されている。エンジン50は、隣り合うシリンダの対、すなわち、クランクシャフト52の反対側のシリンダの一端部においてシリンダヘッド70によって閉じられている圧縮シリンダ66と膨張シリンダ68を画成するシリンダブロック64をさらに備えている。圧縮ピストン72は、圧縮シリンダ66内に収容されそれによって圧縮機66、72を定めている、上死点TDCと下死点BDCの位置の間でのピストンの往復動のためにコネクティングロッド62に連結されている。膨張ピストン74は、膨張シリンダ68内に収容されそれによって膨張機68、74を定めている、そして同様のTDCBDCの往復動のためにコネクティングロッド60に連結されている。この実施形態では、膨張ピストン74が20度のクランク角の分、圧縮ピストン72に先行している。換言すると、圧縮ピストン72は、膨張ピストン74がそのTDC位置に到達した後の20度のクランクシャフトの回転で、そのTDC位置に達する。図面に示された実施の形態は、1つだけの膨張シリンダを含む膨張機にクロスオーバー通路によって接続された、1つだけの圧縮シリンダを含む圧縮機を示しているが、圧縮機は、関連付けられ、及び膨張機に接続された複数の圧縮シリンダを含み、及び又は膨張機は、関連付けられ、及び圧縮機に接続された複数の膨張シリンダを含んでもよいことが理解されるべきである。しかしながら、簡潔化の目的のために、以下の説明は、単一の膨張シリンダを有する膨張機と対の単一の圧縮シリンダを有する圧縮機に言及する。以下により詳細に説明されるように、圧縮機の排気量Vdは膨張機の排気量Vdよりもかなり小さい。より具体的には、圧縮機の容量は、膨張機の排気量の90、80、75、又は70以下であってもよい。従って、ガスは、ミラーサイクル運転を可能にするために、圧縮ストロークで圧縮されるよりも膨張ストロークにおいてより多く膨張される。シリンダヘッド70は、シリンダ6668内への、外への、及びその間でのガスの流れのための構造を提供している。ガスの流れの順において、シリンダヘッドは、吸気がそれを通して圧縮シリンダ66内に引き込まれる吸気マニホールド又は吸気ポート76、圧縮空気が圧縮シリンダ66から膨張シリンダ68に移送される、一対の個別のクロスオーバーXovr通路又はポート78及び79、及び消費されたガスが膨張シリンダから排出される排気ポート80を含んでいる。圧縮シリンダ66へのガスの流れは、内側に開くポペット型の吸気バルブ82によって制御される。クロスオーバー通路78、79の各々への及び各々からのガスの流れは、一対の外側に開くポペット型のバルブ、すなわち、クロスオーバー通路78、79の入口端部におけるクロスオーバー圧縮XovrCバルブ86及びクロスオーバー通路78、79の出口端部におけるクロスオーバー膨張XovrEバルブ88によって制御されている。排気ポート80からの排気ガスの流れは、内側に開くポペット型の排気バルブ94によって制御される。これらのバルブ82、86、88及び94は、機械的に駆動されるカム、可変バルブ作動技術等のような任意の適切な方法で作動させることができる。各クロスオーバー通路78、79は、その内部に配置された少なくとも1つの高圧燃料インジェクター96を有している。当該燃料インジェクター96は、クロスオーバー通路78、79内の圧縮空気の充填物に燃料を噴射するように動作する。エンジン50はまた、膨張シリンダ内の適切な場所に位置された1つ又は複数のスパークプラグ98又は他の着火装置を含み、混合された燃料と空気の充填物が着火され、膨張ストローク中に燃焼され得る。エンジン50はまた、シリンダの吸気充填圧力を、17バール絶対圧以上例えば、2バール絶対圧、23バール絶対圧、25バール絶対圧、3バール絶対圧以上に上昇させることができるターボチャージャー100、スーパーチャージャー又は同様のもののような昇圧装置を含んでいる。この実施形態では、ターボチャージャー100は、ロータリーコンプレッサー104を駆動する排気タービン102を含んでいる。タービンは、エンジン50の排気ポート80から加圧された排気ガスを受け取るべく接続されている排気ガス入口106を有している。タービン102は、コンプレッサー104を駆動するために排気ガスの廃エネルギーを利用し、コンプレッサー104は空気入口108を介して大気圧下で周囲の空気を吸い込み、そして圧縮空気出口110を介して加圧された空気を排出する。圧縮された空気はインタークーラー112を通過し、大気圧よりも高く昇圧された絶対圧力で圧縮シリンダ66の吸気マニホールド76に入る。ターボチャージャー100はインタークーラーと相まって単段デバイスとして示されているが、他のタービンシステムも、本発明の範囲内であることを理解すべきである。したがって、昇圧装置は、複数の過給段階を含むことができ、複数段のインタークーラーに結合されてもよい。このようなターボチャージャーシステムの例としては、これらに限定されないが、2段階システム、並列シーケンシャルシステムや変調シリーズシーケンシャルシステムを含む。昇圧装置は、昇圧装置が吸入空気の圧力を大気圧以上の一定量に増加させることが可能である限り、特定の構造に特に限定されない。現在の分割サイクルエンジン50では、ターボチャージャー100は圧縮の初期作業を行うために廃熱エネルギーそうでなければ、大気中に廃棄されるエネルギーを使用している。これは、自然吸気分割サイクルエンジンが所与の空気充填物のために達成するであろう圧縮終わりの制約例えば、ピークシリンダ圧力、温度、ノックフラクション等に到達するのに、エンジン50の圧縮ピストン72によって必要とされる全仕事を低減する。したがって、その所定の制約ピークシリンダ圧力、ノックフラクション等の制限内でエンジン50を運転させながら、ターボチャージャーシステム100からのブーストを大きくすればするほど、全体的な圧縮仕事負荷が圧縮機66、72からより多くターボチャージャーのコンプレッサー104にシフトされ得る。結果として、膨張機68に対する圧縮機66の大きさは、エンジンの運転上の制約を超えずにブースト圧を増大することでもって徐々に低減することができる。この膨張機に対する圧縮機の小型化は、ミラー因子すなわち、圧縮ストローク中のガスの圧縮に対しての膨張ストローク中のガスの膨張の比を大幅に増加させ、それ故に、ブレーキ平均有効圧力BMEPを増加させ、ブレーキ燃料消費率BSFCを減少させる。膨張機排気量に対して圧縮機排気量を減少させることは、吸気バルブ82を最適に捕捉された質量マス状態すなわち、75、80、85、90以上の吸気マニホールド状態に対して最適な圧縮機容積効率又はそれに近い状態にまだ閉じながら、ミラーサイクル運転を可能にする。ミラーサイクル運転の結果をもたらすために圧縮シリンダ66を小型化すると、同じミラーサイクル運転を実行するために早期又は遅期の吸気バルブの閉じを採用している従来のミラーサイクルエンジンに比べて、減少されたポンプ仕事に帰する。ポンプ仕事の低減は、分割サイクルエンジン50の運転サイクルにおける高いピストン72したがって、空気速度の期間中に、吸気バルブ82を閉じることの回避によるものである。対照的に、吸気バルブがミラー運転のために徐々により遅く又はより早く閉じるときすなわち、圧縮機容積効率が次第に悪化するときは、ピストン速度とポンピング損失は、従来のエンジンにおいては大幅に増加するであろう。結果として、分割サイクルエンジン50は、従来のエンジンよりもより積極的なミラー因子運転と利点を達成することができる。加えて、分割サイクルエンジンでミラー運転を実現するために、圧縮機を小型化することは、圧縮機の排気量の一部を浪費しない。これに反して、全負荷時のミラー運転用に従来のエンジンを設定するためには、そのシリンダがその膨張ストロークの全排気量に対応できる大きさとされねばならず、その排気量の一部を圧縮ストローク中の早期もしくは遅期の吸気バルブの閉じに対応するために必然的に無駄にしなければならない。結果として、分割サイクルエンジンでの圧縮機の排気量の減少は、ミラーサイクル運転を伴う従来のエンジンに比べて概ねより高いブレーキ平均有効圧力BMEPを提供する。図5に示されるように、最適なパフォーマンスのためには、圧縮機の排気量にブーストを一致させるように注意が払われなければならない。不十分なブースト及び又は圧縮機排気量は、図5の左側に向かって示されるように、膨張機の充填不足に帰する。膨張機の容積効率が、望ましくなく低くすなわち、周囲状態に対して測定されたとき090より下なった場合、パフォーマンスは最適でないことが見出されている。膨張機の容積効率が低すぎる場合には、それは、圧縮機が膨張機を満たすには十分な排気量を有していなかったこと、及びエンジン性能が低下するであろうことを示している。具体的には、エンジンで用いられている運転上の制約の範囲内での所与の昇圧レベルについて、図5に示されるように、分割サイクルエンジンは、圧縮機と膨張機の両方の容積効率が最適又はその近くにあるときに、最も効率的である。図5において、ターボチャージャー100は、エンジン50の吸気マニホールド76へ17バール絶対圧の一定のブーストを提供するように設定され、及び吸気バルブ82の閉じIVCタイミングが、膨張シリンダ68のピークシリンダ圧力PCPの制約が所定の最大値を超えるのを防止するために利用されている。加えて、圧縮機66、72と膨張機68、74は、87mmの固定されたボア径を有するように設定され、膨張機はまた87mmの固定のストローク長さを有するように設定されている。圧縮機のストローク長さは、50mmから90mmに変化されたすなわち、圧縮機の排気量が、圧縮ピストン72のストローク長さの大きさを変えることにより変化された。図5の上のグラフ120は、圧縮機のストローク長さの関数としてのブレーキ燃料消費率BSFCを示している。図5の中央のグラフ122は、圧縮機のストローク長さの関数としてのブレーキ平均有効圧力BMEPを示している。図5の下の二つのグラフ124、126は、圧縮機のストローク長さの関数としての容積効率を示し、圧縮機の容積効率126は吸気マニホールド状態を基準とされ、そして膨張機の容積効率124は周囲状態を基準とされている。50mmの圧縮機のストローク長さでは、圧縮機66、72の排気量は膨張機68、74の排気量のわずか57すなわち、50mm87mm057である。この小型化された圧縮機の排気量では、吸気バルブ82は、エンジン50が膨張機シリンダ68のピーク圧力限界より下で良好に運転を継続しながら、最大限の容積効率を提供するように作動することができる。すなわち、吸気バルブ82は、最適にすなわち最大に捕捉された質量マス状態で閉じるようにタイミング付けられ、そこで吸気マニホールド76の状態理論容積効率の上限は100であるを基準としたとき、圧縮機の容積効率は約092である。しかしながら、50mmのストロークでは、092の最大の容積効率で動作している場合であっても、このブーストレベルで膨張機を十分に満たすには圧縮機の大きさが小さすぎる。結果として、周囲の状態を基準としたときに085ここで、090以下の膨張機の容積効率は望ましくないと考えられているの値を有する膨張機の容積効率は、容認できないほど低い。したがって、望ましくはないが、BMEPは約108バールグラフ122に低下し、BSFCは約285gkWhrグラフ120に上昇する。図5を参照するに、圧縮機ストローク長さが50から65mmまで上がるとき、吸気バルブ82は最適に捕捉された質量マス状態で閉じ続け、そして圧縮機は、092の最大容積効率で動作し続ける。加えて、圧縮機のストロークが50から65mmまで増加するにつれて、膨張機は圧縮機からより大きな量の充填空気を受け取るので、膨張機の容積効率は085から110に増加する。膨張シリンダ68のピーク圧力は、膨張機の容積効率が110に達するときのピーク圧力の所定の限界が達成されるまで、膨張機の容積効率が増加するにつれて継続的に上昇する。65mmの圧縮機ストローク長さでの、圧縮機の排気量は、膨張機の排気量の75すなわち、65mm87mm075である。この膨張機の容積に対する圧縮機の容積の比において、エンジン50の運転状態は次の通りである。1ブースト圧は17バール絶対圧、2圧縮機の容積効率は、吸気マニホールドの状態に対して092に最大化され、3膨張機の容積効率は、周囲の状態に対して110に最大化され、そして4膨張機のピーク圧力は、その所定の最大限界である。本質的に、17バール絶対圧の与えられた昇圧レベルに対して、膨張シリンダの所定のピーク圧力限界の範囲内で動作しながら、吸気マニホールドの状態に対しての092の最適な圧縮機の容積効率を提供するために吸気バルブ82はタイミング付けられ、周囲の状態に対しての110の最大の膨張機の容積効率を提供するために、圧縮機の排気量は膨張機の排気量の75になるような大きさにされている。これらの最適化されたパラメータの下では、ミラーサイクル運転が最も有益であり、そしてエンジン50は、128バールのピークBMEPと282gKWhrの最小BSFCで作動する。分割サイクルエンジン50及び概略的に分割サイクルエンジンは、理想的な運転パラメータ未満で機能することができ、そしてミラーサイクル運転から大きな利益を得ることができることに留意すべきである。しかしながら、ミラーサイクル運転の利点が分割サイクルエンジンで実用的な意義を有するためには、次の閾エンジン運転パラメータが満たされるか、それが超えられねばならない:1昇圧装置は、1.7バール絶対圧以上のブースト圧力レベルを吸気マニホールドに提供するように作動可能であること、2吸気バルブの閉じ事象が、吸気マニホールドの状態に対する075以上の圧縮機の容積効率を提供するべくタイミング付けられていること、そして3圧縮機の排気量は、圧縮機の排気量とブースト圧力レベルの組み合わせが、周囲の状態に対する090以上である膨張機の容積効率を提供するように、膨張機の排気量に見合った大きさにされていることである。膨張機の容積効率は、主に二つのパラメータ、すなわち、吸気マニホールドへのブースト圧力レベルと膨張機の排気量に対する圧縮機の排気量とに依存していることにも留意すべきである。膨張機を満たし、そして必要な膨張機の容積効率を達成するために適切な空気質量マスを提供しているのは、主にブースト圧レベルと圧縮機の排気量の組み合わせである。65mmを越える圧縮機ストロークについて図5を再び参照すると、所定のピーク膨張シリンダ圧力を超えることなく、092の最大の圧縮機容積効率を維持するためには、圧縮機が膨張機に対して大き過ぎることになる。したがって、膨張機の容積効率を維持し、そして膨張シリンダのピーク圧力がその限界を超えることを防止するために、吸気バルブ82は、圧縮機のストロークが増加するにつれ圧縮機の容積効率を犠牲にするように、それに応じて、より早く又はより遅くのいずれかで閉じられねばならない。結果として、BSFC及びBMEPの両方が悪化する。例えば、90mmの圧縮機ストローク長さでは、BSFCは282gkWhrから最大値の305gkWhrに上昇し、そしてBMEPは128バールから10バールの最低に落ちている。図6は、4000rpmの全負荷状態でミラーサイクル運転中での種々のブーストレベルについて、ガソリンを燃料とする分割サイクルエンジン50の容積効率特性を示す。この場合における制限的制約は、ガソリンエンジンの場合に、ピーク膨張シリンダ圧力が越えられる前に典型的には越えられるノックフラクションとなるべく選択された。前と同じように、エンジン50の圧縮機66、72と膨張機68、74は共に87mmの固定ボア径を有するように設定され、そして膨張機はまた、87mmの固定ストローク長さを有するように設定された。従って、圧縮機の排気量は、圧縮ピストン72のストローク長さの大きさを変えることにより変更された。図5に示された場合とは異なり、吸気バルブ82の吸気バルブの閉じIVCタイミングは変更されなかったということに注意することが重要である。むしろ、IVCタイミングは、ブーストレベルや圧縮機の排気量にかかわらず090以上に圧縮機効率を最大化するべくその最適に捕捉された質量マス状態に固定された。図6を参照するに、圧縮機ストローク長さに対して、3対の圧縮機と膨張機の容積効率グラフがプロットされている。各々の圧縮機容積効率グラフ132、136、140は吸気マニホールドの状態を基準にしており、各々の膨張機容積効率グラフ130、134、138は、周囲の状態を基準にしている。グラフ132及び130は、60mmから80mmの圧縮機のストローク範囲で、17バール絶対圧のブーストレベルについて、圧縮機66、72と膨張機68、74の容積効率をそれぞれ示している。グラフ136及び134は、55mmから70mmの圧縮機のストローク範囲で、20バール絶対圧のブーストレベルについて、圧縮機66、72と膨張機68、74の容積効率をそれぞれ示している。グラフ140及び138は、45mmから65mmの圧縮機のストローク範囲で、23バール絶対圧のブーストレベルについて、圧縮機66、72と膨張機68、74の容積効率をそれぞれ示している。上記の各ケースでは、各ブーストレベル、すなわち、17、20及び23バール絶対圧について同一の所定のノックフラクション限界142、144及び146が到達されるまで、圧縮ストロークが掃引された。17バールのブーストでは、ノックフラクション限界142は約77mmの圧縮ストローク長さと約128の膨張機の容積効率で到達された。20バールのブーストでは、ノックフラクション限界144は約68mmの圧縮ストローク長さと約137の膨張機の容積効率で到達された。23バールのブーストでは、ノックフラクション限界146は約62mm圧縮ストローク長さと約143の膨張機の容積効率で到達された。ガソリン分割サイクルエンジン50の次の3つの重要な特性が、図6に示されたグラフのファミリィ130、132、134、136、138及び140から導きだされる。1最大に捕捉された質量マス状態で吸気バルブを閉じて運転する場合は、圧縮機の容積効率132、136、140は、ブーストレベルや圧縮機の大きさに関係なく、本質的に一定のままである。2同一のノックフラクション限界142144及び146については、ブーストレベルが増加17から20から23バール絶対圧するにつれ、圧縮機の大きさはそれぞれ減少77mmから68mmから62mmする。3同一のノックフラクション限界142、144及び146について、膨張機の容積効率130、134及び138は、圧縮機の大きさが減少しているにもかかわらず、ブーストの増加に伴い増加している128から137から143へ。結果として、膨張機の容積効率が増加しているので、質量マス空気と燃料の流れもまた増加しなければならず、それ故に、比出力もまた増加する。図7を参照するに、温度対圧縮比較がミラー運転を利用した本分割サイクルエンジンのもう一つの利点を示している。グラフ150は、温度に対する、純粋なピストン圧縮装置すなわち、自然吸気で、ミラー運転なし、ターボチャージャーなしを有する分割サイクルエンジンの圧縮シリンダ内の圧縮圧力を示している。グラフ152は、温度に対する、ピストン圧縮に先立ってターボ過給及び中間冷却すなわち、ミラー運転の装置を有する分割サイクルエンジンの圧縮シリンダ内の圧縮圧力を示している。当該ターボ過給中間冷却装備のグラフ152の結果は、純粋なピストン圧縮のグラフ150の圧縮圧力の終端における温度に比べて著しく低い最終温度に帰している。例えば、40バール絶対圧の圧縮圧力の終わりでは、ターボ過給中間冷却装備の圧縮シリンダ内の温度は、グラフ152に示すように、約475°Cである一方、純粋なピストン圧縮装置の圧縮シリンダ内の温度は、グラフ150に示すように、約550°Cである。この低い温度の利点は、ターボ過給中間冷却装備のミラーサイクルエンジンにとって、従来の、又は分割サイクルであるかによらず、一般的に事実である。しかしながら、従来のエンジンよりもより積極的なミラー因子運転を活用するための、前述した分割サイクルエンジンの能力は、分割サイクルエンジンが、従来のエンジンよりも全体の圧縮過程のより後半に中間冷却することを可能にしており、その結果、同じ圧力について従来のミラーサイクルエンジンの圧縮終了温度よりも低い温度に帰している。図8から10は、本分割サイクルエンジン50でのミラーサイクルの性能向上においてのターボチャージャー効率の効果を示している。図8は、1400RPMと4000rpmの2つのエンジン速度での低効率及び高効率のターボチャージャーシステムについてのブーストレベルの関数として、全体的なターボチャージャー効率の代表値を示している。これらのターボチャージャー効率の見積もりは、ミラー分割サイクルエンジンの以下のサイクル分析に使用された。より具体的には、グラフ160は、1400RPMでの楽観的な全体のターボチャージャー効率の見積りを表し、そしてグラフ162は1400rpmでの悲観的な全体のターボチャージャー効率の見積もりを表している。加えて、グラフ164は、4000RPMでの楽観的な全体のターボチャージャー効率を表し、そしてグラフ166は、4000rpmでの悲観的な全体のターボチャージャー効率の見積りを表している。全てのターボチャージャーシステムは独自のものであるが、ターボチャージャーシステムの1400RPMのような低い速度での全体的なターボチャージャー効率は、同じターボチャージャーシステムの4000RPMのようなより高いエンジン速度での全体的なターボチャージャー効率と同じ程度には発散しないと概略的に言うことができる。これは、図8に示されており、ここでは、1400rpmでの全体的な効率は、高く推定された効率のターボチャージャーグラフ160と低く推定された効率のターボチャージャーグラフ162の両方について、17バールブーストから29バールブーストの全ブースト範囲にわたる値において、比較的近くに留まっている。例えば、効率は、グラフ162と160のそれぞれで17バールのブーストでは約47と53の間で変化し、効率はグラフ162と160のそれぞれで29バールのブーストでは約46と52の間で変化している。これとは対照的に、4000rpmでの全体的なターボチャージャー効率は、高く推定された効率の場合のグラフ164と低く推定された効率の場合のグラフ166の間でブースト範囲にわたり顕著な相違を有している。例えば、グラフ166と164で17バール及び20バールのブーストの間での効率はほぼ同じである。しかしながら、20バールのブーストを超えると、グラフ166と164は、それらが29バールブーストに到達し、高く推定された効率のターボチャージャーについての全体的な効率が約48グラフ164である一方、低く推定された効率のターボチャージャーの全体的な効率が約32であるときまで実質的に発散する。これらの全体的なターボチャージャー効率とそれぞれの発散は、エンジン50のようなターボ過給のミラー分割サイクルエンジンにおいて、図9及び10に示されるように、エンジン性能に大きな影響を与える。図9は、図8に例示した高効率及び低効率のターボチャージャーの両方について、ブーストレベルの同じ範囲にわたっての、低いエンジン速度1400rpm、かつ全負荷でのBMEPとBSFCに関してのエンジン性能を示している。固定のノックフラクションを維持するために、対応するブーストレベルとの組み合わせで必要とされる圧縮機のストロークの長さすなわち、圧縮機の大きさもまた、x軸に重ねて表示されている。より具体的には、グラフ170は1400RPMにおける高効率ターボチャージャーについてのBMEPを示し、そしてグラフ172は1400rpmにおける低効率ターボチャージャーについてのBMEPを示している。また、グラフ174は1400rpmにおける高効率ターボチャージャーについてのBSFCを示し、そしてグラフ176は1400RPMでの低効率ターボチャージャーについてのBSFCを示している。高効率ターボチャージャーと低効率ターボチャージャーとの両方の1400rpmにおける全体的なターボチャージャー効率は、17バールのブーストから29バールのブーストのブースト範囲にわたり図8のグラフ160及び162に示されたように互いにかなり近接して跡をたどっているので、図9のBSFC曲線174176及びBMEP曲線170、172もまたそうであると分かる。図10は、図8に例示した高効率及び低効率のターボチャージャーの両方についてブーストレベルの同じ範囲にわたって、高いエンジン速度4000RPM、かつ全負荷でのBMEPとBSFCに関してのエンジン性能を示している。固定のノックフラクションを維持するために、対応するブーストレベルとの組み合わせで必要とされる圧縮機のストロークの長さすなわち、圧縮機の大きさもまた、x軸に重ねて表示されている。より具体的には、グラフ180は4000rpmにおける高効率ターボチャージャーについてのBMEPを示し、グラフ182は4000rpmにおける低効率ターボチャージャーについてのBMEPを示している。また、グラフ184は、4000RPMでの高効率ターボチャージャーについてのBSFCを示し、グラフ186は4000RPMで低効率ターボチャージャーについてのBSFCを示している。17から20バールのブーストの範囲内で、高効率ターボチャージャーと低効率ターボチャージャーの両方の4000rpmでの全体的なターボチャージャー効率は、図8のグラフ164及び166に示されるように、互いかなり近接して跡をたどる。結果として、図9のBSFC曲線184186及びBMEP曲線180、182はまた、17から20バールの同じブースト範囲にわたり互いにかなり近接して跡をたどる。しかしながら、20バールから29バールの高いブーストレベルにおいて、高効率ターボチャージャーと低効率ターボチャージャーの両方の4000rpmにおける全体的なターボチャージャー効率は再度、図8のグラフ164及び166に示されたように急速に発散する。従って、関連するBSFC曲線184186及びBMEP曲線180、182もまた、20から29バールの同じブースト範囲で急速に発散する。図9と10の更なる比較が、低い及び高いエンジン速度運転での圧縮機ストローク長さについての許容できるトレードオフは約55mmであることを明らかにしている。87mmの固定の膨張機ストローク長さに基づけば、圧縮機の排気量は膨張機の排気量の約63すなわち、55mm/87mm063である。図11に移るに、エンジン50は、55mmのストローク長を有する圧縮機と87mmのストローク長さを有する膨張機のための大きさにされている。圧縮機と膨張機の両方のボアの直径は87mmに固定された。エンジン速度は、全負荷で1400から4000RPMまで変えられ、そして3バール絶対圧以下のターボブーストが適用された。ターボチャージャーシステムの全体的な効率は、図8の低効率ターボチャージャーシステムのものであると仮定されたすなわち、1400RPMでグラフ162及び4000RPMでグラフ166。したがって、図11において、グラフ190は、1400から4000RPMの速度範囲の全体にわたるこの実施形態のエンジン50についての全負荷BMEPである。グラフ192は、速度範囲の全体にわたるバール絶対圧左のy軸から読み取られるでのピーク膨張シリンダ圧力を示している。グラフ194は、速度範囲の全体にわたるバール絶対圧また、左のy軸から読み取られるでのピーク圧縮シリンダ圧力を表している。一般的にエンジン速度とBMEPと共に増加する、得られた圧縮シリンダ66のピーク圧力と膨張シリンダ68のピーク圧力は、ほとんどのパフォーマンス向上スキームを提供するとき増加される膨張仕事の代わりに減少される圧縮仕事のせいで、増加されたBMEPを提供する積極的なミラー因子に起因して低い。例を挙げると、4000rpmのエンジン速度と約19バールのエンジンBMEPで、ピーク膨張シリンダ圧力は約94バール絶対圧であり、ピーク圧縮シリンダ圧力は約79バール絶対圧である。一般的に、ピークシリンダ圧力が低ければ低いほど、エンジン性能と重量のためにはより有利である。したがって、3500RPM以上のエンジン速度と15バール以上のエンジンBMEPを有するガソリン分割サイクルエンジンのためには、120バール未満のピーク膨張シリンダ圧力を有することが望ましく、110バール未満のピーク膨張シリンダ圧力を有することがより望ましく、そして100バール未満のピーク膨張シリンダ圧力を有することが最も望ましい。さらに、3500RPM以上のエンジン速度と15バール以上のエンジンBMEPを有するガソリン分割サイクルエンジンのためには、100バール未満のピーク圧縮シリンダ圧力を有することが望ましく、90バール未満のピーク圧縮シリンダ圧力を有することがより望ましく、そして80バール未満のピーク圧縮シリンダ圧力を有することが最も望ましい。ここに記載された本発明及び本発明の実施形態は、特定の燃料に限られない。当業者は、本発明が任意の往復動内燃機関例えば、ガソリン、ディーゼル、天然ガス等への適用に適した任意の燃料でもって利用され得ることを認識するであろう。本発明が特定の実施例を参照して説明されたが、多数の変更が記載された本発明の概念の精神及び範囲内でなされ得ることが理解されるべきである。したがって、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、以下の特許請求の範囲の言語で定義された全範囲を有していることが意図されている。