フリーピストン内燃エンジンであって、第1の圧縮チャンバと、前記第1の圧縮チャンバ内を往復可能な第1の圧縮ピストンと、第1のパワーチャンバと、前記第1のパワーチャンバ内を往復可能な第1のパワーピストンと、前記第1の圧縮チャンバから前記第1のパワーチャンバに流体を導く溝手段と、前記第1の圧縮チャンバと前記第1のパワーチャンバへの、および前記第1の圧縮チャンバと前記第1のパワーチャンバからの流体の流れを制御するバルブ手段と、を有し、前記第1の圧縮ピストンおよび前記第1のパワーピストンは、調和した往復のため、堅く結合され、前記第1の圧縮チャンバ、第1のパワーチャンバ、およびバルブ手段は、前記第1の圧縮およびパワーピストンの各往復サイクルの間、前記第1の圧縮ピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の吸気ストロークおよび1回の圧縮ストロークを実施し、前記第1のパワーピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回のパワーストロークおよび1回の排気ストロークを実施するように構成される、フリーピストン内燃エンジン。さらに、第2の圧縮チャンバと、前記第2の圧縮チャンバ内を往復可能な第2の圧縮ピストンと、第2のパワーチャンバと、前記第2のパワーチャンバ内を往復可能な第2のパワーピストンと、を有し、前記溝手段は、さらに、前記第2の圧縮チャンバから、前記第2のパワーチャンバおよび/または前記第1のパワーチャンバに流体を導くように適合され、前記バルブ手段は、さらに、前記第2の圧縮チャンバと前記第2のパワーチャンバへの、および前記第2の圧縮チャンバと前記第2のパワーチャンバからの流体の流れを制御するように適合され、前記第2の圧縮ピストンおよび第2のパワーピストンは、前記第1の圧縮ピストンおよび前記第1のパワーピストンとの調和した往復のため、堅く結合され、前記第2の圧縮チャンバ、第2のパワーチャンバ、およびバルブ手段は、前記第2の圧縮およびパワーピストンの各往復サイクルの間、前記第2の圧縮ピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の圧縮ストロークおよび1回の吸気ストロークを実施し、前記第2のパワーピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の排気ストロークおよび1回のパワーストロークを実施するように構成されることを特徴とする請求項1に記載のフリーピストン内燃エンジン。前記第1および第2の圧縮チャンバは、単一の圧縮シリンダ内に提供され、前記第1および第2の圧縮ピストンは、前記圧縮シリンダ内を往復可能な、ダブル機能圧縮ピストンにより提供されることを特徴とする請求項2に記載のフリーピストン内燃エンジン。前記第1および第2の圧縮チャンバは、第1のシリンダ内に提供され、前記第1のパワーピストンおよび第2の圧縮ピストンは、前記第1のシリンダ内を往復可能な、第1のダブル機能ピストンにより提供され、前記第2のパワーチャンバおよび第1の圧縮チャンバは、第2のシリンダ内に提供され、前記第2のパワーピストンおよび第1の圧縮ピストンは、前記第2のシリンダ内を往復可能な、第2のダブル機能ピストンにより提供されることを特徴とする請求項2に記載のフリーピストン内燃エンジン。前記溝手段は、前記第1および第2の圧縮チャンバから前記第1および第2のパワーチャンバに、流体を導くように適合されることを特徴とする請求項2乃至4のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。前記溝手段は、さらに、前記第1および/または第2の圧縮チャンバから放出された圧縮流体を、一時的に保管するように適合されることを特徴とする請求項1乃至5のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。さらに、前記バルブ手段を制御する電子制御器を有することを特徴とする請求項1乃至6のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。前記電子制御器は、前記バルブ手段により前記パワーチャンバに流入する流体の量を調整することにより、前記パワーストロークにおいて生成されるパワーの量を制御するように適合されることを特徴とする請求項7に記載のフリーピストン内燃エンジン。前記電子制御器は、前記圧縮およびパワーピストンの速度エネルギーが、これらのピストンが所定の端点を通過移動するほど十分に上昇した際に、前記バルブ手段のタイミングを調整するように適合されることを特徴とする請求項7または8に記載のフリーピストン内燃エンジン。前記第1の圧縮チャンバの最大体積は、前記第1のパワーチャンバの最大体積よりも大きいことを特徴とする請求項1乃至9のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。前記第1の圧縮チャンバの最大体積は、前記第1のパワーチャンバの最大体積よりも小さいことを特徴とする請求項1乃至9のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。さらに、少なくとも一つの直線往復が可能な素子を有するエネルギー変換装置を有し、前記素子は、往復運動のため、前記圧縮およびパワーピストンと結合されることを特徴とする請求項1乃至11のいずれか一つに記載のフリーピストン内燃エンジン。従来のフリーピストンエンジンシステムに関連して、これらの商業的成功を妨げる2つの課題がある。一つは、エンジン動作を維持するため、各往復サイクルにパワーストロークが必要となり、このため、フリーピストンエンジンが、標準的な構成では、2ストロークの作動原理に限定されることである。従来のクランクシャフトエンジンでは、クランクシステムおよびフライホイールに保管されるエネルギーは、4ストロークサイクルのガス交換ストロークの間、ピストンを駆動することができ、エンジン設計者は、2ストローク動作と4ストローク動作の間で、選定することができる。フリーピストンエンジンでは、そのようなエネルギー貯蔵は存在しない。小型乃至中型サイズの2ストロークサイクルは、4ストロークエンジンに比べて、低い燃料効率および高排ガス放出の欠点があることが良く知られている。従って、これは、今のところ限られた数の用途にしか使用されていない。低特性の大きな理由は、2ストロークエンジンの非効率なガス交換プロセスにある。シリンダの掃気は、吸気および排気ポートを同時に開にすることによって行われ、その間、ピストンは、シリンダの底部下死点近傍にある。全ての燃焼生成物が新鮮なチャージ混合気に置換されるような、効率的な掃気を行うことは、極めて難しく、通常は、前サイクルから60-80の燃焼生成物が置換されるに過ぎない。また、吸気ポートおよび排気ポートまたはバルブは、必ず、同時に開にする必要があるため、入口チャージの流れの一部は、直接排気システムに流入する短絡として知られている。これは、燃料効率および排気ガス放出レベルの両方に、大きな悪影響を及ぼす。フリーピストンエンジンにおいて、4ストローク作動を可能にする、ある代替構成が提案されている。この一例は、米国特許第7258086号に記載されており、ここでは、4シリンダ構成が使用され、シリンダの一つは、いかななる時間でも、パワーストロークを実施する。その後、機械的な接続リンクを使用して、他のシリンダで非パワーストロークが駆動される。しかしながら、これらのシステムでは、追加の複雑性により、フリーピストンエンジンの概念に関する、コンパクト化、移動部材の数の低減、および負荷伝達ベアリングまたはリンケージの排除を含む、いくつかの重要な利点が排除されてしまう。フリーピストンエンジンの概念に関する第2の基本課題は、ピストンの動きの制御である。従来のクランクシャフトエンジンでは、クランクシステムおよびフライホイールの高慣性により、エンジン動作が安定化され、特に、急激な負荷変化の間、または燃焼プロセスにおけるサイクル対サイクルの変動の際のエンジン動作が安定化される。フリーピストンエンジンでは、これらは、エンジン動作に特に大きな影響を及ぼす。フリーピストンエンジンにおけるピストンの動きは、クランクシャフトによって制限されないため、例えば急激な負荷減少によるピストン組立体の十分に大きな速度エネルギーが、ピストンとシリンダヘッドの間の機械的接触につながるおそれがあり、これは、エンジンに致命的である可能性がある。一方、例えば急激な負荷の上昇による速度エネルギーの低下が生じると、シリンダ内チャージを十分に圧縮することができなくなり、エンジンの停動につながるおそれがある。本発明では、フリーピストン内燃エンジンであって、第1の圧縮チャンバと、前記第1の圧縮チャンバ内を往復可能な第1の圧縮ピストンと、第1のパワーチャンバと、前記第1のパワーチャンバ内を往復可能な第1のパワーピストンと、前記第1の圧縮チャンバから前記第1のパワーチャンバに流体を導く溝手段と、前記第1の圧縮チャンバと前記第1のパワーチャンバへの、および前記第1の圧縮チャンバと前記第1のパワーチャンバからの流体の流れを制御するバルブ手段と、を有し、前記第1の圧縮ピストンおよび前記第1のパワーピストンは、調和した往復のため、堅く結合され、前記第1の圧縮チャンバ、第1のパワーチャンバ、およびバルブ手段は、前記第1の圧縮およびパワーピストンの各往復サイクルの間、前記第1の圧縮ピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の吸気ストロークおよび1回の圧縮ストロークを実施し、前記第1のパワーピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回のパワーストロークおよび1回の排気ストロークを実施するように構成される、フリーピストン内燃エンジンが提供される。パワーストロークおよび排気ストロークとは独立して、吸気ストロークおよび圧縮ストロークを実施することにより、フリーピストンエンジンは、4ストロークサイクルにおいて、効率的に作動することができる。これにより、従来の2ストロークフリーピストンエンジンに比べて、より高い燃料効率が得られ、より低い排気ガス放出が可能になるという利点が提供される。また、本発明のエンジンは、従来のクランクシャフトエンジンを超えるフリーピストンエンジンの長所を維持しており、特に、コンパクト構成、低摩擦、高い制御性、および高い操作の自由度が得られる。本発明の別の利点は、圧縮チャンバをパワーチャンバとは独立に設計することができ、従って、その目的に特化して適合することができることである。これは、同じ作動チャンバによってこれらの機能が提供される、従来のシステムとは異なる。例えば、圧縮チャンバ内のより低い圧力レベルにより、結果的に、パワーチャンバに比べて、比較的シールに対する要求が緩和される。シール構造と摩擦ロスの間には、トレードオフが存在するため、圧縮チャンバとパワーチャンバにおいて、異なるシール配置を使用することにより、エンジン全体の摩擦を抑制することができる。また、圧縮チャンバ内の低いガス温度により、固体膜による潤滑の使用が可能となり、この部材用の潤滑油システムの必要性が排除される。さらに別の利点は、圧縮およびパワーチャンバの掃気体積の比が1である必要がないことであり、これにより、所与の用途に向けた設計が可能となる。フリーピストン内燃エンジンは、さらに、第2の圧縮チャンバと、前記第2の圧縮チャンバ内を往復可能な第2の圧縮ピストンと、第2のパワーチャンバと、前記第2のパワーチャンバ内を往復可能な第2のパワーピストンと、を有し、前記溝手段は、さらに、前記第2の圧縮チャンバから、前記第2のパワーチャンバおよび/または前記第1のパワーチャンバに流体を導くように適合され、前記バルブ手段は、さらに、前記第2の圧縮チャンバと前記第2のパワーチャンバへの、および前記第2の圧縮チャンバと前記第2のパワーチャンバからの流体の流れを制御するように適合され、前記第2の圧縮ピストンおよび第2のパワーピストンは、前記第1の圧縮ピストンおよび前記第1のパワーピストンとの調和した往復のため、堅く結合され、前記第2の圧縮チャンバ、第2のパワーチャンバ、およびバルブ手段は、前記第2の圧縮およびパワーピストンの各往復サイクルの間、前記第2の圧縮ピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の圧縮ストロークおよび1回の吸気ストロークを実施し、前記第2のパワーピストンが、4ストロークエンジンサイクルの1回の排気ストロークおよび1回のパワーストロークを実施するように構成されることが好ましい。前述のような第2のパワーおよび圧縮ピストンを提供することの利点は、第2のパワーピストンによるパワーストロークを使用して、第1のパワーピストンの排気ストロークを駆動することができることであり、これにより専用のリバウンド装置の必要性が排除される。ある実施例では、前記第1および第2の圧縮チャンバは、単一の圧縮シリンダ内に提供され、前記第1および第2の圧縮ピストンは、前記圧縮シリンダ内を往復可能な、ダブル機能圧縮ピストンにより提供される。別の実施例では、前記第1および第2の圧縮チャンバは、第1のシリンダ内に提供され、前記第1のパワーピストンおよび第2の圧縮ピストンは、前記第1のシリンダ内を往復可能な、第1のダブル機能ピストンにより提供され、前記第2のパワーチャンバおよび第1の圧縮チャンバは、第2のシリンダ内に提供され、前記第2のパワーピストンおよび第1の圧縮ピストンは、前記第2のシリンダ内を往復可能な、第2のダブル機能ピストンにより提供される。前記溝手段は、前記第1および第2の圧縮チャンバから前記第1および第2のパワーチャンバに、流体を導くように適合されても良い。前記溝手段は、さらに、前記第1および/または第2の圧縮チャンバから放出された圧縮流体を、一時的に保管するように適合されても良い。十分に高体積で流体貯蔵能の高い溝手段を提供することにより、第1および第2の圧縮チャンバからの放出の間、溝手段内での圧力変動が最小化される。これにより、第1および第2のパワーチャンバに流入する加圧流体の流れを制御するバルブ手段によって測定される圧力は、実質的に一定となり、これらのバルブを通り、パワーチャンバに入る加圧流体の流れが安定化する。フリーピストン内燃エンジンは、さらに前記バルブ手段を制御する電子制御器を有しても良い。バルブ手段の電子制御器により、特に、パワーチャンバの吸気および排気バルブの開閉時間を制御することに使用した場合、改善された動作制御が提供される。前記電子制御器は、前記バルブ手段により前記パワーチャンバに流入する流体の量を調整することにより、前記パワーストロークにおいて生成されるパワーの量を制御するように適合されても良い。前記バルブ手段によってパワーチャンバに流入する流体の量は、開および/もしくは閉時間、またはバルブ手段によって流体がパワーチャンバに流入する期間を調節することにより調整されても良い。例えば、流体がパワーチャンバに流入するための時間は、次のパワーストロークで生成されるエネルギーを抑制するために短くされても良い。一方、バルブ手段のタイミングは、次のパワーストロークのエネルギー出力を高めるため、パワーピストンがその端点に到達する前に、流体がパワーチャンバに入るように調整されても良い。前記電子制御器は、前記圧縮およびパワーピストンの速度エネルギーが、これらのピストンが所定の端点を通過移動するほど十分に上昇した際に、前記バルブ手段のタイミングを調整するように適合されても良い。これは、ピストンとシリンダヘッドの間の機械的接触のリスクが軽減される点で有意である。バルブ手段は、パワーチャンバからの流体の排出を可能にする排気バルブ手段を予め閉にして、および/またはパワーチャンバへの流体の流入を可能にする吸気バルブ手段の開を遅延させるように制御される。これにより、各パワーチャンバに、密閉されたガス充填バウンスチャンバが形成される。前記第1の圧縮チャンバの最大体積は、前記第1のパワーチャンバの最大体積よりも大きくても良い。この特徴は、過給効果が提供される点で有意である。前記第1の圧縮チャンバの最大体積は、前記第1のパワーチャンバの最大体積よりも小さくても良い。この特徴は、熱力学的サイクルの効率が改善される点で有意である。フリーピストン内燃エンジンは、さらに、少なくとも一つの直線往復が可能な素子を有するエネルギー変換装置を有し、前記素子は、往復運動のため、前記圧縮およびパワーピストンと結合されても良い。以下、単なる一例として示され、いかなる限定的意味も有しない添付図面を参照して、本発明の好適実施例について説明する。図2を参照すると、本発明によるフリーピストン内燃エンジンの第1の実施例は、内部に往復可能な圧縮ピストン23を備える第1の圧縮チャンバ29aと、内部に往復可能な第1のパワーピストン11aを備える第1のパワーチャンバ18aと、を有する。加圧チャージチャネル28の形態の溝手段は、加圧チャージを第1の圧縮チャンバ29aから、第1のパワーチャンバ18aに輸送することができる。吸気バルブ26a、出口バルブ27a、吸気バルブ16a、および排気バルブ13aの形態のバルブ手段は、第1の圧縮チャンバ29aおよび第1のパワーチャンバ18aに入る、およびから出る流体の流れを制御する。圧縮ピストン23および第1のパワーピストン11aは、ロッド19によりしっかりと結合され、ロッド19によって定められる共通軸に沿って、調和した往復ができる。圧縮ピストン23および第1のパワーピストン11aの各往復サイクルの間、圧縮ピストン23は、第1の圧縮チャンバ29aにおいて、4ストロークエンジンサイクルの1回の吸気ストローク、および1回の圧縮ストロークを実施し、第1のパワーピストン11aは、4ストロークエンジンサイクルにおける、1回のパワーストロークおよび1回の排気ストロークを実施する。第1の実施例のフリーピストン内燃エンジンは、さらに、往復可能な第2のパワーピストン11bを内部に備える第2のパワーチャンバ18bと、内部で圧縮ピストン23が往復する第2の圧縮チャンバ29bとを有する。また、加圧チャージチャネル28により、第2の圧縮チャンバ29bから第1および第2のパワーチャンバ18a、18bに、ならびに第1の圧縮チャンバ29aから第2のパワーチャンバ18bに、加圧チャージの輸送が可能となる。吸気バルブ26b、出口バルブ27b、吸気バルブ16b、および排気バルブ13bの形態のバルブ手段は、第2の圧縮チャンバ29bおよび第2のパワーチャンバ18bへの流体の流れ、ならびにこれらからの流体の流れを制御する。また、第2のパワーピストン11bは、ロッド19により、圧縮ピストン23に堅く結合される。第1のパワーピストン11a、圧縮ピストン23、第2のパワーピストン11b、およびロッド19は、ピストン組立体を形成する。ピストン組立体の各往復サイクルの間、燃焼ピストン23は、第2の圧縮チャンバ29bにおいて、4ストロークエンジンサイクルの1回の圧縮ストローク、および1回の吸気ストロークを実施し、第2のパワーピストン11bは、4ストロークエンジンサイクルのうちの1回の排気ストローク、および1回のパワーストロークを実施する。第1のパワーチャンバ18aは、燃焼シリンダ10aに提供される。また、燃焼シリンダ10aは、排気チャネル12a、排気バルブ13a、スパークプラグ15aにつながる排気ポート、加圧チャージチャネル28に誘導される吸気ポート、ならびに吸気バルブ16aを有する。広く使用されている市販の内部燃焼エンジンシステムの等価物として、このシリンダ構成は、当業者には明らかである。排気バルブ13aおよび吸気バルブ16aは、それぞれ、バルブ操作システム14a、17aによって操作される。バルブ操作システムでは、バルブの開閉の電子制御が可能である。電磁アクチュエータを使用することが好ましいが、電気油圧アクチュエータのような、他のタイプを使用しても良い。同様に、第2のパワーチャンバ18bは、燃焼シリンダ10bに提供され、これは、燃焼シリンダ10aに関連して示した全ての他の部材を有する。これらの部材には、同じ参照符号の後に、文字bが付されている。燃焼シリンダ10aおよび10bは、前述の全ての関連する部材に関して、構造的に同等である。この実施例では、第1および第2の圧縮チャンバ29a、29bは、単一の圧縮シリンダ22に提供され、このシリンダは、燃焼シリンダ10aおよび10bの間に配置される。しかしながら、圧縮チャンバ29a、29bは、別個のシリンダ内に提供されても良い。ロッド19は、適当なシールを有するブッシング24a、24bにより支持された圧縮シリンダ22の端部を介して延伸する。圧縮ピストン23は、ジュアル機能ピストンであり、圧縮シリンダ22の内部を、第1および第2の圧縮チャンバ29aおよび29bに分離する。各チャンバ29a、29bにおいて、吸気バルブ26a、26bにより、流体は、吸気チャネル25から各圧縮チャンバ29a、29bに流れる。吸気バルブ26a、26bは、一方向バルブ非逆流バルブまたはチェックバルブとしても知られているであり、入口チャネル25の圧力が、それぞれの圧縮チャンバ29a、29bの値よりも高いときのみ、流れが生じる。同様に、各圧縮チャンバ29a、29bにおいて、一方向出口バルブ27a、27bにより、それぞれの圧縮チャンバ29a、29bから、加圧チャージチャネル28に流れが生じる。従来の往復ポンプの動きと同様の、圧縮機シリンダの動作原理は、当業者には明らかである。十分に高体積で高流体貯蔵能の加圧チャージチャネル28を提供することにより、加圧チャージチャネル28は、第1および/または第2の圧縮チャンバから放出される加圧流体を一時的に保管するように適合される。この方法では、圧縮チャンバ29a、29bからの放出の間、加圧チャージチャネル28における圧力変動は、最小限に抑制される。従って、吸気バルブ16a、16bによって把握される圧力は、実質的に一定となり、これらのバルブを通り、パワーチャンバ18a、18bに入る加圧流体の流れに利点が得られる。図2、3に示すように、圧縮チャンバ29a、29bは、加圧流体を共通の加圧チャージチャネル28に供給することが好ましいが、第1および/または第2の圧縮チャンバから、第1および/または第2のパワーチャンバ18a、18bへの流体の輸送のため、直接供給チャネルの各種構成が提供されても良い。また、第1の実施例のフリーピストンエンジンは、従来の構成のリニア電気機械を有し、これは、変換器20およびステータ21を有する。変換器20は、均等に配置され、離間材料により分離された永久磁石を有し、これは、ロッド19に固定される。ステータ21は、電気巻線コイルを有し、変換器20およびロッド19に対して配置される。図3には、本発明によるフリーピストン内燃エンジンの代替実施例を示す。図において、第1および第2の圧縮チャンバ29a、29bは、それぞれ、第1および第2の燃焼シリンダ10a、10bに組み込まれる。各燃焼シリンダ10a、10bの非燃焼端部は、延伸して、密閉圧縮チャンバ29a、29bを形成する。一方向吸気バルブ26a、26b、ならびに出口バルブ27a、27bは、前述のように構成される。ロッド19は、ブッシング24a、24bにより支持されたシリンダ10a、10bの燃焼端を通って延伸する。前述の実施例は、スパーク点火を利用するものであるが、本発明のエンジンは、従来のディーゼルエンジン動作と、均一チャージ圧縮点火の両方を有する、圧縮点火動作に等しく適することは、当業者には明らかである。エンジン動作標準的な4ストローク燃焼エンジンサイクルは、4つのプロセスで構成される:吸気ストローク、混合燃料-空気がシリンダに入る;圧縮ストローク、混合燃料-空気が圧縮され、通常、開始圧縮体積の1/10の未満の体積まで圧縮される;パワー膨脹ストローク、圧縮混合燃料-空気が点火され、急激な燃焼が生じ、その結果、高圧燃焼生成物が、混合燃料-空気のほぼ開始圧縮体積まで膨脹する;ならびに排気ストローク、膨脹した燃焼生成物がシリンダから吐出される。従来の内燃エンジンでは、これらのプロセスは、各シリンダにおいて、連続的に実施され、1エンジンサイクルには、2回のフルエンジン回転、または4ストロークが必要となる。図2を参照すると、本発明の第1の実施例によるフリーピストン内燃エンジンの作動は、以下のように記載される。ピストン組立体は、パワーピストン11a、11b、変換器20、ロッド19、および圧縮ピストン23で構成される。ピストン組立体は、直線的に自由に往復することができ、その動きは、それに作用する力の瞬間の合計、すなわちパワーピストン11a、11bに作用するガス圧力、変換器20に作用する電磁力、ならびに圧縮ピストン23に作用するガス圧力によって定められる。ピストン組立体の動きの機械的外側限界端点は、燃焼シリンダ10a、10b、および燃焼シリンダ22によって定められる。ピストン組立体が、左側端点に向かって動く場合を考える。右から左の動きの間、第1のパワーチャンバ18aは、排気ストロークを実施し、排気バルブ13aが開となり、パワーチャンバ18aからの燃焼生成物は、ピストン11aにより、排気チャネル12aに放出される。圧縮シリンダ22における第1の燃焼チャンバ29aは、圧縮ストロークを実施し、予め吸気チャネル25から流入していた燃焼性混合物が加圧される。このストロークの間、第1の圧縮チャンバ29aの圧力が上昇し、これが加圧チャージチャネル28の値を超えると、出口バルブ27aが開になり、混合ガスは、加圧チャージチャネル28に放出される。同時に、第2の圧縮チャンバ29bは、吸気ストロークを実施する。圧縮ピストン23は、左に向かって移動し、第2の圧縮チャンバ29b内の圧力が、吸気チャネル25の値よりも低下する。これにより、吸気バルブ26bが開となり、燃焼性混合ガスは、吸気チャネル25から第2の圧縮チャンバ29bに流入する。第2のパワーチャンバ18bは、パワー膨脹ストロークを実施し、燃焼性混合ガスが点火され、高圧燃焼生成物が密閉シリンダ内で膨脹し、第2のパワーピストン11bは、左側に向かって移動する。ピストン組立体がその左側端点に近づくと、燃焼シリンダ10aにおける排気ストロークが完了し、排気バルブ13aが閉止される。その後、吸気バルブ16aは、ピストン組立体がその左側端点近傍にある状態のまま、短い時間の間、開にされる。吸気バルブ16aを短い間、開にすることにより、加圧チャージチャネル28から第1のパワーチャンバ18aに、加圧燃焼性混合ガスが急速に流れ、燃焼シリンダ10aは、瞬時に、パワー膨脹ストロークを実施することが可能な状態となる。第1のパワーチャンバ18aにおけるその後の点火、および後続の急激な圧力上昇により、ピストン組立体の右側への移動が加速され、左から右に生じるストロークの間、第1のパワーチャンバ18aは、パワー膨脹ストロークを実施する。前述のように、左から右への移動の間、吸気バルブ26aを介して、吸気チャネル25から第1の圧縮チャンバ29aに、混合ガスが流入する。第2の圧縮チャンバ29bに予め流入していた混合ガスは、圧縮され、その後、出口バルブ27bを介して、加圧チャージチャネル28に放出される。排気バルブ13bが開の状態でのパワーチャンバ18bにおける排気ストロークにより、前のパワーストロークからの燃焼生成物は、排気チャネル12bに放出される。ピストン組立体がその右側端点に近づくと、排気バルブ13bが閉止され、短い時間の間、吸気バルブ16bが開になることにより、第2のパワーチャンバ18bが圧縮燃焼性混合ガスで充填される。混合ガスの点火により、第2のパワーチャンバ18bにおいてパワー膨脹ストロークが開始され、これにより、前述のように、ピストン組立体が左側に向かって戻るように駆動される。これにより、1回のフルエンジンサイクルが完遂する。ピストン組立体の往復運動の間、変換器20の磁石によって形成される磁場は、ステータ21のコイルに電圧を誘起する。従って、エンジンサイクルからの正味の作動出力を、電気エネルギーに利用することができる。設計の検討燃焼シリンダ10a、10b、および関連する部材には、当業者に良く知られている従来の4ストロークエンジン技術に比べて、わずかの設計変更しか必要ではない。シリンダボア、ストローク長、圧縮比、およびパワーチャンバの構造のような、主な設計変数は、従来と同様の態様で、エンジン特性に影響する。吸気バルブ16aおよび16bの設計は、短い時間における加圧流体の効率的な吸気が可能となるように適合される点で有意である。圧縮シリンダ22およびピストン23は、軽量材料で構成され、吸気バルブ26a、26b、および出口バルブ27a、27bにおける摩擦ロスならびにガス流ロスが最小化されるように考慮されることが好ましい。燃焼シリンダがパワーストロークおよび圧縮ストロークの両方を実施するという、現設計が従来のエンジンを超える大きな利点は、圧縮シリンダが燃焼シリンダとは独立に設計され得ることである。従って、圧縮シリンダは、その目的に特化して設計することができる。圧縮ピストン23は、パワーピストン11a、11bよりも低圧レベルで作動するため、シールの必要性がある程度緩和され、摩擦ロスが抑制される。また、圧縮シリンダ22におけるガス温度は、燃焼シリンダ10a、10bの温度に比べて有意に低く、このため、固体膜による潤滑の使用が可能となる。パワーシリンダ10a、10bに対する圧縮シリンダ22の寸法は、エンジンシステムにおける重要な設計変数である。これらのシリンダの間の比を変えることにより、エンジンの作動特性が調整され、所与の用途に対して、設計が最適化される。これは、従来のエンジンに比べて、大きな利点である。従来のエンジンでは、4つの全てのエンジンストロークを一つのチャンバで実施するため、この比は固定される。パワーシリンダ10a、10bとほぼ同じ掃気体積の圧縮機シリンダ22を用いることにより、従来の内部燃焼エンジンにおいて得られるものに比べて、熱力学的なサイクルが提供される。パワーシリンダ10a、10bよりも大きな掃気体積を有する圧縮機シリンダ22を設計することにより、過給効果が得られる。一方、パワーシリンダ10a、10bよりも掃気体積の小さな圧縮機シリンダ22を使用することにより、オーバー膨脹サイクル、すなわち圧縮比よりも高い膨脹比が提供される。これは、ミラーまたはアトキンソンサイクルとして知られており、サイクル効率が改善することが広く知られている。従って、本発明のフリーピストンエンジン内燃エンジンでは、エンジンの設計に、大きな自由度が提供され、これにより、例えば、特定の用途のため、調整することが可能となり、特定の燃料での作動に最適化することが可能になる。前述の実施例では、永久磁石電気機械が使用される。しかしながら、用途に応じて、他のタイプの電気機械トポロジー、例えば移動コイル構造がより適する場合もある。同様に、油圧式または空気圧縮機のような、他のタイプのリニア動作エネルギー変換装置を使用することも可能である。作動制御前述のように、エンジン制御問題は、フリーピストンエンジンの幅広い用途に対する主要な課題であることを以前に記載した。ピストンの動きは、クランクシャフトによって制限されないため、各サイクルにおける左側および右側の端点は、ピストン組立体の速度エネルギーに依存する。各ストロークの間、エネルギーは、パワーストロークによって加えられ、圧縮ストロークおよび電気機械の駆動によって消費される。急激な負荷変動は、ピストン組立体の速度エネルギーに影響を及ぼし、これが十分に大きい場合、通常の端点位置からのずれが生じる。吸気バルブ16a、16bの開閉は、各サイクルにおけるパワーチャンバ18a、18bへの混合ガスの吸気量を決定する。吸気バルブ16a、16bの開の時間を短くすることにより、パワーチャンバ18a、18bに流入する新鮮なチャージの量が減少し、これにより、以降のパワーストロークにおいてエネルギー生成が減少する。高いエネルギー出力が要求される場合、吸気プロセスは、パワーピストン11a、11bがその端点に到達する前に実施され、これにより、新鮮なチャージのより大きな体積をパワーチャンバ18a、18bに流入できるようになる。ピストン組立体のエンジン負荷および/または速度エネルギーの変化は、例えば、電気負荷出力もしくはピストン組立体位置、速度、または加速度を測定するセンサを用いて把握することができる。パワー膨脹ストロークの作動出力を迅速に調整するため、負荷変化の測定の際、この方法で吸気バルブ16a、16bのタイミングを調整することが好ましく、これにより、安定なエンジン作動の維持がより助長される。これは、従来のエンジンに比べて、大きな利点である。従来のエンジンでは、負荷変動の発生と採用される是正動作の間に、大きな時間遅延が存在するからである。また、極めて大きな負荷の減少の場合、ピストン組立体は、所望の値よりも大きな速度エネルギーを得ても良い。これは、通常のピストン組立体の端点からの、大きなずれを提供し、ピストンとシリンダヘッドの間で、機械的接触が生じるリスクがある。もし、そのようなリスクが把握される場合、例えば、各パワーチャンバ18a、18bにおいて、密閉されたガス充填バウンスチャンバを形成するため、排気バルブ13a、13bを事前に閉にし、遅れて吸気バルブ16a、16bを開にしても良い。これは、ガススプリングとして効率的に機能し、パワーピストン11a、11bとシリンダヘッドの間の機械的な接触を、より確実に回避することが可能になる。ピストン組立体の速度エネルギーが非臨界値に到達すると、吸気混合ガスがパワーチャンバ18a、18bに流入し、通常の運転を再開させることができる。前述の実施例は、一例を示すためのものに過ぎず、いかなる限定的な意味も有さず、特許請求の範囲に記載された本発明の範囲から逸脱しないで、各種変更および置換が可能であることは、当業者には明らかである。