第1の目標温度以下の流入空気を含む流体を内燃機関の燃焼室に供給し、前記供給は、少なくとも閾値の乱流を前記燃焼室内に発生させるのに十分な運動を前記流体に与え、前記燃焼室は、少なくともシリンダ壁とピストンによって規定されており、前記混合気が完全燃焼する前に前記流入空気と燃料の混合気と接触する前記燃焼室内の内壁面を第2の目標温度以下で保持し、ゼロと切替出力レベルとの間の第1の出力範囲を備える効率モードで前記内燃機関を運転し、前記効率モードは、第1の点火時期と前記混合気の第1の空燃比を利用し、前記第1の点火時期と前記混合気の前記第1の空燃比は、前記効率モードで前記混合気の過早自着火が生じないように、前記燃料のオクタン価と約13:1を超える圧縮比に従って選ばれ、前記切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第2の出力範囲を備える出力モードで前記内燃機関を運転し、前記出力モードは、第2の点火時期と前記混合気の第2の空燃比を利用し、前記第2の点火時期と前記空燃比は、前記出力モードで前記混合気の過早自着火が生じないように、前記燃料の前記オクタン価と約13:1を超える前記圧縮比に従って選ばれることを特徴とする方法。前記第1の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第1の実空燃比の第1の比率λ1であり、約1であり、前記第2の空燃比は、前記燃料の前記理論空燃比に対する第2の実空燃比の第2の比率λ2であり、約1であることを特徴とする請求項1に記載の方法。前記第1の点火時期は、略最大ブレーキトルクのときであり、前記第2の点火時期は、前記最大出力に近づくにつれて、最大ブレーキトルクから徐々に遅れることを特徴とする請求項1から2のいずれか1項に記載の方法。前記燃焼室内の圧力がピークに達して、前記混合気の燃焼期間の10から90は、前記ピストンの上死点位置から約35°後より前にあることを特徴とする請求項1から3のいずれか1項に記載の方法。前記第1の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第1の実空燃比の第1の比率λ1であり、切替出力レベルに近づくにつれて約1.3より大きいものから徐々に減少し、前記第2の空燃比は、前記燃料の前記理論空燃比に対する第2の実空燃比の第2の比率λ2であり、約1であることを特徴とする請求項1に記載の方法。前記切替出力レベルに近づくにつれて、前記第1の点火時期は、略最大ブレーキトルクから徐々に遅れることを特徴とする請求項1から2と4から5のいずれか1項に記載の方法。前記燃焼室内の圧力は、前記ピストンの上死点位置から約10°から35°後の範囲でピークに達し、10から90の前記混合気の燃焼期間は、前記ピストンの上死点位置から約35°後より前にあることを特徴とする請求項1から6のいずれか1項に記載の方法。前記オクタン価は、約87であり、前記圧縮比は、約14:1より大きいことを特徴とする請求項1から7のいずれか1項に記載の方法。前記出力モードにおける前記圧縮比は、前記効率モードにおける前記圧縮比よりも小さいことを特徴とする請求項1から8のいずれか1項に記載の方法。前記出力モードにおける前記圧縮比は、前記効率モードにおける前記圧縮比に略等しいことを特徴とする請求項1から9のいずれか1項に記載の方法。前記切替出力レベルは、前記最大出力レベルにおけるブレーキ平均有効圧力の約70にあることを特徴とする請求項1から10のいずれか1項に記載の方法。前記切替出力レベルは、前記最大出力レベルにおけるブレーキ平均有効圧力の約60にあることを特徴とする請求項1から11のいずれか1項に記載の方法。さらに、前記流入空気が第1の目標温度以下のままとなるように、エンジンの熱に対して限定的にしかさらされていない吸気路を介して、前記流入空気を前記吸気ポートに送る吸気口を有しており、ことを特徴とする請求項1から12のいずれか1項に記載の方法。前記吸気ポートは、前記流体をスリーブ弁とポペット弁のうちの少なくとも1つに供給するダクトを有しており、前記流体を前記燃焼室に供給するために、前記スリーブ弁と前記ポペット弁のうちの少なくとも1つが開いている時、前記流体は前記燃焼室に入りながらスワール運動を得ることを特徴とする請求項1から13のいずれか1項に記載の方法。前記吸気ポートは、前記流体をスリーブ弁とポペット弁のうちの少なくとも1つに供給するダクトを有しており、前記流体を前記燃焼室に供給するために、前記スリーブ弁と前記ポペット弁のうちの少なくとも1つが開いている時、前記流体は前記燃焼室に入りながらタンブル運動を得ることを特徴とする請求項1から14のいずれか1項に記載の方法。前記吸気ポートは、前記燃焼室内に供給された前記流体のタンブル運動を与えるように構成された衝立を有することを特徴とする請求項1から15のいずれか1項に記載の方法。前記内燃機関の圧縮工程の間、前記ピストンの第1の部分とシリンダヘッドまたは第2のピストンは近接している一方で、前記ピストンの第2の部分は近接しておらず、そのため、前記混合気は、前記閉領域から前記燃焼室内の大容積の中へ押し出され、前記大容積の中に乱流を発生させることを特徴とする請求項1から16のいずれか1項に記載の方法。さらに、少なくとも1つのバルブを前記第2の目標温度よりも低温に保持するため、吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも1つのバルブを冷却する冷却システムを有することを特徴とする請求項1から17のいずれか1項に記載の方法。前記混合気の燃焼期間を短縮するため、前記燃焼室内の複数箇所で着火させることを特徴とする請求項1から18のいずれか1項に記載の方法。前記第2の目標温度は、前記内燃機関の運転状態におけるピストン冠の温度よりも低いことを特徴とする請求項1から19のいずれか1項に記載の方法。内燃機関は、流入空気を含む流体を燃焼室に供給する吸気ポートと、第2の目標温度以下で保持された前記燃焼室の1または複数の内壁面とゼロと切替出力レベルとの間の第1の出力範囲を備える効率モードと、前記切替出力レベルと最大出力レベルとの間の第2の出力範囲を備える出力モードで、前記内燃機関が運転されるようにする1または複数の制御デバイスと、を有しており、前記流体は、前記燃焼室内に少なくとも閾値の乱流を生み出すのに十分な付与量の運動をしながら供給され、前記1または複数の内壁面は、シリンダのシリンダ壁、シリンダ内のピストン、および、前記吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも1つのバルブを有し、前記効率モードは、第1の点火時期と前記混合気の第1の空燃比を利用し、前記第1の点火時期と前記混合気の前記第1の空燃比は、前記効率モードで前記混合気の過早自着火が生じないように、前記燃料のオクタン価と約13:1を超える圧縮比に従って選ばれ、前記出力モードは、第2の点火時期と前記混合気の第2の空燃比を利用し、前記第2の点火時期と前記空燃比は、前記出力モードで前記混合気の過早自着火が生じないように、前記燃料の前記オクタン価と約13:1を超える前記圧縮比に従って選ばれることを特徴とする内燃機関。前記第1の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第1の実空燃比の第1の比率λ1であり、約1であり、前記第2の空燃比は、前記燃料の前記理論空燃比に対する第2の実空燃比の第2の比率λ2であり、約1であることを特徴とする請求項21に記載の内燃機関。前記第1の点火時期は、略最大ブレーキトルクのときであり、前記第2の点火時期は、前記最大出力に近づくにつれて、最大ブレーキトルクから徐々に遅れることを特徴とする請求項21または22のいずれか1項に記載の内燃機関。前記燃焼室内の圧力がピークに達して、前記混合気の燃焼期間の10から90は、前記ピストンの上死点位置から約35°後より前にあることを特徴とする請求項21から23のいずれか1項に記載の内燃機関。前記第1の空燃比は、前記燃料の理論空燃比に対する第1の実空燃比の第1の比率λ1であり、切替出力レベルに近づくにつれて約1.3より大きいものから徐々に減少し、前記第2の空燃比は、前記燃料の前記理論空燃比に対する第2の実空燃比の第2の比率λ2であり、約1であることを特徴とする請求項21に記載の内燃機関。前記切替出力レベルに近づくにつれて、前記第1の点火時期は、略最大ブレーキトルクから徐々に遅れることを特徴とする請求項21、22、24および25のいずれか1項に記載の内燃機関。前記燃焼室内の圧力は、前記ピストンの上死点位置から約10°から35°後の範囲でピークに達し、10から90の前記混合気の燃焼期間は、前記ピストンの上死点位置から約35°後より前にあることを特徴とする請求項21から26のいずれか1項に記載の内燃機関。前記オクタン価は、約87であり、前記圧縮比は、約14:1より大きいことを特徴とする請求項21から27のいずれか1項に記載の内燃機関。前記出力モードにおける前記圧縮比は、前記効率モードにおける前記圧縮比よりも小さいことを特徴とする請求項21から28のいずれか1項に記載の内燃機関。前記出力モードにおける前記圧縮比は、前記効率モードにおける前記圧縮比に略等しいことを特徴とする請求項21から29のいずれか1項に記載の内燃機関。前記切替出力レベルは、前記最大出力レベルにおけるブレーキ平均有効圧力の約70にあることを特徴とする請求項21から30のいずれか1項に記載の内燃機関。前記切替出力レベルは、前記最大出力レベルにおけるブレーキ平均有効圧力の約60にあることを特徴とする請求項21から31のいずれか1項に記載の内燃機関。さらに、前記流入空気が第1の目標温度以下のままとなるように、エンジンの熱に対して限定的にしかさらされていない吸気路を介して、前記流入空気を前記吸気ポートに送る吸気口を有しており、ことを特徴とする請求項21から32のいずれか1項に記載の内燃機関。前記吸気ポートは、前記流体をスリーブ弁とポペット弁のうちの少なくとも1つに供給するダクトを有しており、前記流体を前記燃焼室に供給するために、前記スリーブ弁と前記ポペット弁のうちの少なくとも1つが開いている時、前記流体は前記燃焼室に入りながらスワール運動を得ることを特徴とする請求項21から33のいずれか1項に記載の内燃機関。前記吸気ポートは、前記流体をスリーブ弁とポペット弁のうちの少なくとも1つに供給するダクトを有しており、前記流体を前記燃焼室に供給するために、前記スリーブ弁と前記ポペット弁のうちの少なくとも1つが開いている時、前記流体は前記燃焼室に入りながらタンブル運動を得ることを特徴とする請求項21から34のいずれか1項に記載の内燃機関。前記吸気ポートは、前記燃焼室内に供給された前記流体のタンブル運動を与えるように構成された衝立を有することを特徴とする請求項21から35のいずれか1項に記載の内燃機関。前記内燃機関の圧縮工程の間、前記ピストンの第1の部分とシリンダヘッドまたは第2のピストンは近接している一方で、前記ピストンの第2の部分は近接しておらず、そのため、前記混合気は、前記閉領域から前記燃焼室内の大容積の中へ押し出され、前記大容積の中に乱流を発生させることを特徴とする請求項21から36のいずれか1項に記載の内燃機関。さらに、少なくとも1つのバルブを前記第2の目標温度よりも低温に保持するため、吸気ポートまたは排気ポートと関連する少なくとも1つのバルブを冷却する冷却システムを有することを特徴とする請求項21から37のいずれか1項に記載の内燃機関。前記混合気の燃焼期間を短縮するため、前記燃焼室内の複数箇所で着火させることを特徴とする請求項21から38のいずれか1項に記載の内燃機関。前記第2の目標温度は、前記内燃機関の運転状態におけるピストン冠の温度よりも低いことを特徴とする請求項21から39のいずれか1項に記載の内燃機関。内燃機関は、全開よりも閉じたスロットルで頻繁に運転されるエンジンにおける典型的な使用サイクルを調整するために性能と効率を改善するように設計された、機械的に複雑で比較的高価な機構で組み立てることができる。例えば、可変のバルブタイミング、可変の圧縮比などが、高効率と高出力密度の両方を兼ね備えたエンジンを製造するのに役立つと示されてきた。しかし、安価な製造用に設計されたエンジンは、一般的に比較的単純な機構にしなければならず、そのためにそのような機構を容易に含めることができない。現在利用可能な方法が持つこれらと潜在的な他の問題に取り組むため、本発明対象の1または複数の実施態様は、エンジン負荷のより広い範囲にわたって燃費を改善でき、そのため、自動車の典型的な運転サイクルの効率を改善できる内燃機関を、他の可能な利点と共に提供できる方法、システム、品物または製造など提供する。他の内燃機関の使用には、農業用や造園用機材、発電機、モータポンプ、ボート、飛行機なども含まれるがそれだけでなく、エンジンのより広い範囲で効率を改善できることから利益を得ることもできる。本発明対象の実施態様と同一の内燃機関は、低負荷では高効率に運転可能であり、高負荷では高い出力密度を与えながら、負荷を抑えることができる。そのため、最も頻繁に用いられると共に、燃料の大部分が消費されるエンジンの運転状態で、効率は最大化される。実施態様に従って、例えばブレーキ平均有効圧力が約6バール以下の低中程度のエンジン負荷では、初めにエンジンを、リーンな空燃混合気を用いて全スロットルがスロットル全開WOTの状態で最大ブレーキトルクMBTの時点に効率モードで運転できる。効率モードにおいて、通常のオクタン価が87のガソリン運転では、約15:1の圧縮比でエンジンを運転してもよい。従来型エンジンでは、このような圧縮比は、火花を遅らせる必要があったため、到達可能な効率が限られていた。しかし、本発明対象は、エンジンノッキングなしにこの範囲にある圧縮比を可能にするいくつかの特徴を有している。これらの特徴には、例えば、希薄な空燃混合気や、燃焼室の中および燃焼室に入る前の両方で、空気および/または燃料にさらされている熱源を制限することによる比較的低い燃焼温度、流入空気および/または燃料の乱流による急速燃焼時間、比較的ホットスポットを持っていない燃焼室の内の1つまたは複数が含まれる。これらの特徴については、後により詳細に説明する。高圧縮比、比較的低い燃焼温度、および、開いたスロットルは、運転サイクル中に燃料の大部分が消費される低中負荷運転状態において、高効率のエンジン性能を生み出すことができる。1または複数の強い乱流、急速燃焼、アンチノック性のある燃焼室、および、ここに記載された他の特徴によって、理論空燃混合気を用いたときでさえ通常可能な圧縮比よりも高い圧縮比を使用できる。リーン運転で得られる最大負荷を超える負荷の場合、次に、エンジンは、よりリッチな混合気を得るため空燃比が下げられた例えば、理論値に近い出力モードで運転できる。注目すべきは、ガソリンの一般的な理論空燃比は、単位燃料当たりの空気の質量端にが約14.7であることである。この開示のため、空燃比は、理論空燃比に対する実際の空燃比の比率の意味で説明され、一般的にギリシャ文字λラムダを用いて参照される。エンジンの特性は、ノッキングを防ぐようにこれらのより高圧力で制御され、火花点火のタイミングをMBTタイミングよりも遅くなるように調整することを含んでいる。効率モードと出力モード間の切り替えは、例によっては、約6~7バールbMePで起こり得る。しかし、技術の向上に伴って、例えば、より多くの空気をエンジン内に入れる能力、効率モードから出力モードへの意呼応は、より高いBMEPで可能となる。切替がより低いBMEPで起きる実施態様では、排気または他の制約が必要とされてもよい。発明された技術のこれらの更なる特徴は、以下でより詳細に説明される。図2は、本発明対象の実施態様と同じ、少なくともいくつかの機能を含むエンジンの運転方法を説明する工程フローチャートを示している。202では、少なくとも流入空気を含む流体実施態様によっては、流入空気と燃料を含むことができるを、内燃機関の燃焼室に運ぶ。この流体の運ぶことは、燃焼室内での乱流の閾値を少なくとも生み出す流体の十分な運動を与える。乱流の閾値は、ひとたび着火を始めた混合気の急速燃焼を引き起こすのに十分である。例えば、実施態様によっては、乱流の閾値は、燃焼室内のピーク圧力が到達するような、混合気の燃焼期間の10~90が、前記ピストンまたは、TDCから約35°後またはTDCから約10~35°後の間にある位置に達したピストンより前にあるものである。実施態様によっては、例えば、例えば、熱交換機等によってエンジン区画内の過剰な熱源から遮蔽された、または、物理的に分離された1または複数のダクトを通して空気を運ぶ、積極的な空冷によって、第1の目標温度より低温で流体を運ぶことができる。204では、混合気の完全燃焼前に、流入空気と燃料の混合気と接触する状態となる燃焼室内の内壁面は、実施態様によっては、エンジンの運転状態でのピストン冠の温度よりも低温となる第2の目標温度以下に保持される。第1および/または第2の閾値温度は、自着火および/またはノッキングを引き起こす混合気の傾向を弱めるように選ぶことができる。206では、出力がゼロから切替出力の間の第1の出力範囲内にある効率モードで内燃機関を運転する。効率モードは、第1の出力範囲内でエンジンを運転する間に、混合気の過早自着火を抑えるために選ばれた組み合わせである第1の点火時期と混合気の第1の空燃比の使用を含んでいる。第1の点火時期と第1の空燃比の選択は、燃焼される燃料の理論上の比率を与える空燃比に対する実際の空燃比の比率λ1として表現することができ、燃料のオクタン価と、約13:1を超える圧縮比に応じて実施することができる。210では、出力が切替出力と最大出力との間の第2の出力範囲の中にある出力モードで内燃機関を運転する。出力モードは、第2の出力範囲内における混合気の過早自着火を避けるように選択された第2の点火時期と、混合気の第2の空燃比を使用することを含む。第2の点火時期と第2の空燃比の選択は、実施態様によっては、燃焼される燃料の理論上の比率を与える空燃比に対する実際の空燃比の比率λ2として表現することができ、燃料のオクタン価と、約13:1を超える圧縮比に応じて実施することができる。コントローラ、および/または、エンジンの運転特性を示す、および/または、調整する状態検出器は、図2について上述の1または複数の機能を実行できる。実施態様によっては、効率モードは、エンジンの最大ブレーキ平均有効圧力BMEPの約0.2~0.7の範囲内にでき、出力モードは、最大BMEPの約0.7から最大BMEPまでの範囲内にできる。また、国立モードは、最大BMEPの0.4~0.6の範囲内にでき、一方で、出力モードは、最大BMEPの約0.6から最大BMEPまでの範囲内にできる。最大BMEPは、実施態様によっては、約8バールと15バールの間にできる。少なくとも使用される燃料のオクタン価に応じて、14:1または15:1またはそれ以上の圧縮比を使用できる。例えば、本発明対象は、圧縮比が18:1、20:1と同じか、それ以上になるディーゼルエンジンで、または、圧縮天然ガスと共に使用できる。使用される圧縮比は、所定の燃料オクタン価で、最大効率のリーン運転例えば、1よりも大きいλの場合のピーク圧力を、上死点TDCから約10~15°後の間に設定によって決定できる。示されたブレーキ平均有効圧力の変数の係数は、有ルに5以下にでき、ノッキング限界では、全開スロットル運転が可能である。燃焼室に付与される混合気の中の乱流は、そうでなければノッキングを生じるであろう燃料の過剰な予熱なしに、急速燃焼期間を実現するため使用できる。例えば、液体として燃焼室内への燃料の直接噴射は、高温での燃料の滞留時間を制限して、ノッキングへの抵抗を与えるのに使用できる。流入空気および/または燃焼室の内壁面の温度制御は、ここで述べた1または複数の方法または他の同様の変形を用いて実現できる。第2の目標温度は、燃焼サイクルの間、最大ピストン冠温度よりも低温で有利に保持でき、これは、例えば、約200~350°Cの間で、または、約250~350°Cの間で変わる可能性があり、例によっては、約300°C、あるいは約400°C、または同様のものより低い可能性がある。実施態様によっては、第1の目標温度も、第2目標温度に規定された範囲内または以下に保持できる。図2に示された、上述の方法の実施において、理論または略理論燃料混合は、第1の空燃比λ1と第2の空燃比λ2の両方で使用可能である。すなわち、空燃比は、エンジンの効率モードと出力モードの両方で1近辺に保持される。効率モードの間の第1の点火時期は、最大ブレーキトルクMBTかその近傍となる可能性があり、これは、場合によっては、燃焼室内の圧力がTDCから約10~15°後でピークになるように、TDCより前に生じる可能性がある。エンジンにかかる負荷が増加し、エンジンが出力モードで運転するはずの切替出力を出力が超えるため、第2の点火時期は、エンジン負荷を増やしながら、徐々にMBTから遅れる。下記で述べるような1または複数の特徴を備えるエンジンにおいて、点火時期を遅らせることは、ノッキングが生じない理論上の混合気の存在に関わらず実現可能である。この実施態様と同じ例によっては、燃焼室内のピーク圧力は、上死点から35°後より前に容易に到達でき、全燃料の10~90が燃焼室内で燃焼する期間は、TDCから35°後より前に、また、他の方法として、TDCから25°後より前に、容易に到達できる。図2に示された、上述の方法の他の実施において、第1空燃比λ1は、1すなわち、リーン混合気よりも大きくすることができ、効率モードの間は常時変更可能である。エンジン負荷は、効率モードにおいて切替出力に向かって増加するため、エンジン出力は、空燃比を徐々に減少させることによって、例えば、非常に希薄なものから、λ=1の理論混合気により近づけることによって、増加する。第1の点火時期すなわち、効率モードの間は、最小出力で最大ブレーキトルクMBTの近傍にできる。この例において、このタイミングは、ノッキングを減らすのに必要な切替出力に達する前まで遅らせることができる。エンジン負荷が増加する出力モードでエンジンが運転するように、エンジン負荷が増加し、出力が切替出力を超えるため、第2の点火時期は、エンジン負荷が増加しながら、徐々にMBTから遅れる可能性がある。上述の実施のように、後述の1または複数の特徴を備えたエンジンにおいて、点火時期の遅れは、理論混合気の存在にかかわらず、ノッキングを起こさずに完了する。この実施と一致するいくつかの例において、燃焼室内のピーク圧力は、上死点から10~35°後の間に有利に達して、燃焼室内の全燃料の10~90が燃焼する時間は、上死点から35°後よりも前で有利に起こりうる。図3は、本発明対象の機能を実施可能な内燃機関300の例の断面図を示している。さらに、このエンジンおよび同様のエンジンのさらなる詳細は、発明の名称が内燃機関の米国特許第7559298号明細書、および、発明の名称が高旋回エンジンの米国特許出願第12/860061号明細書米国特許出願公開第2011/0041799A1号明細書に説明されており、各文献は、即時開示された内容の特許権者に譲渡されており、全体がこの中で参照によって組み込まれている。図3に示されているように、吸気ポート301は、単独で、または、混合気の一部として、空気をエンジンボディ306によって規定されたシリンダ304の中へ送る。図3に示されているように、エンジンボディ306は、リング状の中心接続部材314に搭載された左側キャスティング310と右側キャスティング312を含むことができる。中心接続部材314も、スパークプラグが挿入された1または複数のスパークプラグスリーブ316を含むことができる。エンジン300は、左側ピストン320と右側ピストン322がシリンダ304内でシリンダ304の中心線Cに沿って往復運動するように構成されている。左側ピストン320は、左側接続ロッド324に接続されており、同様に、左側接続ロッド324は左側クランクシャフト326に接続されている。左側ピストン320は、シリンダ324内で往復運動して、シリンダ壁334に沿って左右に摺動可能である。右側ピストン322も、シリンダ304内で往復運動して、シリンダ壁334に沿って左右に摺動可能である。図3は、上死点TDCにおいてピストン320、322とシリンダ壁334によって主として規定されるように、同じシリンダ304内に対抗して2つのピストンが並べられたピストン構造を示している。本発明対象の1または複数の特徴と一致する他のエンジン設計において、シリンダ壁、一端にあるピストンおよび他端にあるシリンダ冠は、燃焼室を規定する。エンジン300におけるピストン320、322の直径は、従来のピストンの直径よりも小さく、シリンダ冠は不要である。分離されたシリンダ冠を削除して、より小さな直径のピストンを利用することによって、燃焼室内の表面積対体積率を小さくルことができ、本願の他のところで述べたように、燃焼室からの熱伝達損失を制限することができる。そうでなければ熱伝達する損失となる熱は、その代わりに出力行程例えば、理想的な断熱状態に近い出力行程を形成する間、ピストン320、322によって実行される仕事に貢献できる。実施によっては、エンジン300の対向したピストンの配置の優位性は、体積対表面積率が低いことによって、高速または高乱流の燃焼混合気が、他のエンジン構造よりも、エンジン300に与える衝撃を少なくして良い。結果として、高速の、または、強い乱流の燃焼混合気からの、増加した熱伝達は、他のエンジン構造よりもエンジン300への影響を少なくてもよい。実施態様によっては、ピストン320、322には、熱伝達率が低い材料任意に鋳鉄等に限定されないものを含むが含まれる。熱伝達率が低い材料を用いることによって、燃焼時に発生する熱は、ガス中に保持されるため、仕事をすることができる。図3は、左側キャスティング310と関連する第1のクーラント通路と、右側キャスティング312と関連する第2のクーラント通路とを示している。1つ以上のスリーブ弁体340、342は、部材336、338を規制する各クーラント通路に対して左右に摺動可能である図3から図3に示されているように、第1のスリーブ弁体340は、左側キャスティング310に関連しており、第2のスリーブ弁体342は、右側キャスティング312に関連している。第1のスリーブ弁体340は、吸気ポート301と関連して機能することができ、第2のスリーブ弁体342は、排気ポート344と関連して機能することができる。図3中には、左側ピストン320と右側ピストン322が、シリンダ304の中で上死点TDCにある状態で、この例ではシリンダ壁336と、最小状態での左側ピストン320と右側ピストン322のピストン冠によって規定されている燃焼室と共に、並べられている。本発明対象の実施態様と一致するエンジンは、ここ以外で述べたように、最小燃焼室の前、中または後に上死点の前、中、後点火時期が起きるように設定されることが可能である。従来型エンジンにおいて、燃焼室の表面に付加して、シリンダ冠が吸気および排気ポペット弁を収納している。これらバルブは、燃焼室内での局所的なホットスポットを規定しており、650°Cの高温に達しうる。上述のように、局所的なホットスポットは、エンジンのノッキングにとって重要な要因となりうる。従来の吸気および排気バルブは、図3に示されたようなエンジン300の中から除くことができ、代わりに、第1のスリーブ弁体340によって覆われた吸気ポート301と、第2のスリーブ弁体342によって覆われた排気ポート344に交換することができる。第1のスリーブ弁302は、吸気ポート301を開閉するため往復運動する。第2のスリーブ弁342は、排気ポート344を開閉するため往復運動する。さらに、吸気バルブ、排気バルブおよびスリーブ弁のさらなる詳細については、合併された米国特許第77559298号明細書、米国特許出願公開第2011/0041799A1号明細書の中に開示されており、吸気および排気バルブは燃焼室内に局在するホットスポットを規定しないことと関連する。これらは、TDC近くのピストン冠によってほとんど隠されたままであり、また、一般に第2の目標温度である400°Cよりも低い温度に保持されている。例えば、ここでより詳細に述べたような1または複数のやり方で。これらの比較的低い温度によって、混合気への熱伝達を少なくでき、そのためノッキングマージンを増やし、より高い圧縮比を可能とする。さらに、シリンダ壁434を介した熱伝導を減らすことが望ましい一方で、吸気、燃料および空燃にさらされたシリンダ壁434と他の内壁面を、燃焼中にエンドガスすなわち、燃焼ガスの残りの自着火する例を減らすか、無くすのに十分な低温に保持することも重要である。エンジンは、第1のおよび/またはスリーブ弁302、342の周りを循環して熱を取り除く冷媒によって、これを実現できる。さらに、このような冷却システムについてさらに詳細が、上述の米国特許第7559298号明細書の中に開示されているが、一般的に、冷媒は、スリーブ部材302、342の外表面の周りの溝を通して流すことができる。熱は、スリーブ部材302、342から冷媒に対流によって移動し、冷媒によってシステムから除去される。図4は、図3に示されたエンジン300のB-B切断線に沿った第2の断面図400である。図4に示されているように、第1のスリーブ弁体302は、混合気、空気単体、またはガスおよび/または取り込まれた液体の他の組合せとなり得る流体404を案内する吸気ポート301を規定している。図4の吸気ポート301は、これを通って流体が入るスワールポート吸気口406と、スワールポート排出口410を備えたスワールポート排出口領域408とを含んでおり、ピストンの吸気行程の間、シリンダ304の燃焼室内に回転流を作り出すため図4に示されたような、運ばれた流体404がこのスワールポート排出口410を介して吸気ポート301からシリンダ304の中へシリンダ壁334の周辺を通って抜ける。注目すべきは、図3に示されたエンジン300には、左側ピストン320と右側ピストン322の両者が対向して動くことである。運ばれた流体404を接線方向に運ぶことと、シリンダ304の周辺例えば、シリンダ壁334の近くにある流体404が入るのを許すこととの組合せによって、吸気行程の間のシリンダ304の燃焼室内のすばやい回転流れ場をもたらすことができる。この指示された流れは、燃焼室内のガスが点火されるときに、サイクルを通じて持続でき、炎をすばやく燃焼室内を通過させ、これによって、非常に早くて、十分に再生可能な燃焼事象となる。図4に示された1または複数の特徴を備えた吸気ポート302と関連して使用されるスリーブ弁体302は、どのような構造のエンジンと併用して使用できる例えば、共通のシリンダ304を共有する同軸ピストンで構成されたエンジンだけではない。図4に示されているようなスリーブ弁体302は、シリンダ304の中にその全面にわたって混合気が入ることができるようにするため、燃焼室内で指示された乱流を発生させるのに特に効果的である。他のタイプのバルブ例えば、ポペット弁は、乱流状態を主に吸気バルブの周囲に作り出すようにしてもよく、一般に最大でシリンダ304の直径の半分よりもわずかに大きい。より小さなピストン動作で同様の乱流流動作を実現することができるため、スリーブ弁構造のポンピング損失をより減少させることができる。吸気ポート301の断面積A1~A7は、液体404がシリンダ304に沿ったポートを介して運ばれるにつれて徐々に小さくなる。流れに用いられる断面積の減少によって、混合気404の流れが、シリンダ壁334に沿ってシリンダ304内に入り、シリンダ304の中心軸Cに対して旋回する。流体404は、図3に示されているようなピストンの幾何的な中心を長手方向に通る中心軸Cの周りを回転できる。この構造の場合、ピストンの下向きの行程によって生み出される低圧領域の中へ中心Cに向かってらせん状に流体404を流すことができる。後退するピストンが流体404をシリンダ304の中へ流体404を流すように、吸気ポート301の出口は、シリンダ壁334に沿って流体404を高速に取り込む。この作用は、シリンダ304内の流体404の回転速度を増すように、シリンダ304の中心Cへ向かう動作をもたらす。このアレンジメントとは対照的に、従来型ポペット弁を出る混合気を、シリンダの中心に導入してもよく、シリンダ壁334に沿って膨張するにつれて、混合気の速度は減少してもよい。スリーブ弁と同じ大きさの乱流を生じさせるポートまたはバルブを組み込んでいるポペット弁エンジンは、スリーブ弁に対してバルブを通る増加した圧力を低下させてもよい。しかし、後述される1または複数の特徴を用いて、ポペット弁の利用も、本発明対象の1または複数の利点をもたらすことができる。シリンダ404内の流体303の旋回速度は変更しても良い。高速旋回、燃焼室内の流速は、シリンダ壁334および燃焼室の他の内壁面への、または、これらを介した熱伝達を増やすことができる。しかし、このタイプの流動も、燃焼室内の混合気の燃焼速度を早くすることができる。これは、温度と時間の関数であるエンジンのノッキングにおいて非常に役立つ。燃焼した混合気は、ノッキングが起こり得る温度に達する可能性があるが、吸気混合気の乱流によれば、燃料の自着火に必要とされる時間よりも早く燃えることにより、ノッキングの発生を抑えることができる。これによれば、上述の効率モードでの圧縮比を大きくして、高出力モードでの点火遅れを減らすことができるノッキングマージンを増やすことができる。シリンダ304内の混合気Mの旋回速度は、吸気ポート301の断面積A1を変更することによって調整可能である。実施によっては、吸気ポート301を通る混合気Mの平均ポート流速は、毎秒90mとなりうる。平均ポート流速なる用語は、ポート301を空気が通るように、空気の断熱平均速度を意味している。ポート301内の混合気Mの平均流速は変更してもよい。これによって、混合気Mはシリンダ304内を例えば、口径が小さなエンジン内のクランクシャフト速度の約6倍の速度で旋回する。シリンダ304内の旋回は、ポート301の断面積に比例する。もしポート301の断面積A1を増やした場合、混合気Mがシリンダ304に入る接線速度は減速する。その結果、混合気Mの旋回速度も減速する。混合気Mがシリンダ304に入る角度は、その接線速度と共に変化する。接線速度が速いと角度は浅くなり、速度が遅いと角度は急になる。浅い角度は、バルブを通る最大流量を制限する効果的なバルブ開口面積を減少させる。さらに、吸気ポート301は、吸気ポート301のチューブ上断面が、バルブの開口を横切ると期待される流れの角度でバルブに近づくように設計できる。高スワールの設計は、バルブに近づくにつれて、最大流量を減らし、吸気ポート301の接線方向の配置を多くするようにしてもよい。それに応じて、低スワールポート301は、最大流量を増やして、バルブへの接近を急にしてもよい。吸気ポートの他の例は、スワールの可変量を規定でき、燃焼室内の所望の乱流を生み出すことができる、他の付与された流動については、以前に併合された米国特許出願公開第2011/0041799A1号明細書の中により詳細に記載されている。図4は、吸気ポート301の出口が混合気Mがシリンダ304に入る角度をなしていることをさらに示している。実施態様によっては、角度は、円の四分の一から到達する流れと共に90°後であってもよい。この方法では、スワール動作の替わりにタンブル動作を流れを導入することによって乱流を起こすことができる。しかし、角度θは、本発明対象の範囲内にある様々な実施態様において、約90°と接線の間の範囲にあり、流れは、四分の一以上からである。図4は、吸気ポート301のスワールポート吸気口406が、例えば、非線形であるわずかな曲げを含むことができることを示している。吸気ポート301のスワールポート吸気口406は、望ましくは燃料を液滴する例えば、スワールポート吸気口406の中へ1または複数回の燃料噴射426、430によって噴射されるように設計できる。面A1で吸気ポート301に入るため、これらの燃料液滴の蒸発を引き起こす、スリーブ弁体340の高温のスリーブ表面に影響する。ある実施態様では、吸気ポート301は、24.9mm55~22.5mmの直径にできる。この例を用いれば、ポート104の面積は、ポート301内の気流を平均ピストン速度とシリンダ容積に対して増減する場合、4000rpmで運転する250cm3エンジンで約90m/sの気流速度をもたらす486mm2である。これらの寸法は、例示であり、ここで述べた技術的範囲を限定することを意図されたものではない。これらの寸法と数値は、異なるエンジン構造と設計要件によって変更されるものである。ポペット弁は、エンジン内の熱い表面を減らすため積極的に冷却することができる。これは、弁軸空洞の内部に金属ナトリウムを付加することによって実現可能である。さらに、後述のように、中空の弁軸または中空の弁冠と弁軸にクーラントを流すことができる。図5は、本発明対象の1または複数の利点をもたらすことと整合する上述のエンジンに代わるバルブ構造を備えたエンジン500の一部を例を示している。吸気ポート502と排気ポート504は、1または複数のピストンをそれぞれ、それ自体のシリンダ304の中に有するエンジンのシリンダヘッド506の中に、または、シリンダヘッド506に隣接して配置されている。図5に示された吸気ポート502を通る流れは、吸気バルブヘッド510、吸気バルブ軸512および吸気バルブシート514を含む第1のポペット弁組立によって制御され、一方で、排気ポート504を通る流れは、排気バルブ冠516、排気バルブ軸520および排気バルブシート522を含む第2のポペット弁組立によって制御される。シリンダ304の中の燃焼室内での燃焼によって発生する熱を対流的に除去するため、例えば、水、水中で凍結しない溶剤、油等を通過させることができるように、シリンダ304の周りのシリンダブロック524は、第1および第2のポペット弁組立の近傍にあるシリンダ冠506と同様に、クーラントが通るクーラント流路526を有している。図5に示されている構造の中に、単体のスパークプラグ530がシリンダヘッド506の中心に示されている。スパークプラグ530または他の点火源の他の配置も、本発明対象の範囲内である。1つ以上のスパークプラグまたは他の点火源も使用可能である。各プラグ組立は、バルブ軸シール532、バルブを駆動開放するための1または複数のカムに連結されたロッカアームまたはバルブ左側アーム534、および、バルブシート514または522に対してバルブを閉じた配置にするためのコイルまたはスプリング536を含むことが可能である。スプリングリテーナ540は、スプリング536を保持する。1または複数のバルブ冠510と516、バルブ軸512、520、バルブシート514、522は、バルブ組立の他の部品と同様に、これらのバルブ部品によって受容される熱エネルギが、燃焼混合気からシリンダブロック524および/またはシリンダヘッド506への、そして、シリンダブロック524および/またはシリンダヘッド506からクーラント流路526の中のクーラントへの熱伝導を促進させるための、1または複数の熱伝導性が高い材料を含むことができる。バルブ部品に使用できる高熱伝導性の材料は、ベリリウム銅合金、アルミ合金等を含むが、これらに限定されない。要素540を引き起こす衝立、または、他の乱流を、シリンダ304の燃焼室内への吸気ポート502の開口の近くに含めることができる。要素540を引き起こす、この衝立または他の乱流は、吸気ポート502を通過する流体の流れを、燃焼室内へ方向転換させるため、燃焼室内の燃焼混合気に乱流を引き起こすことができるタンブル動作の原因となり得る方法で、燃焼室内へ強制的に流すことができる。図6は、本発明対象の1または複数の利点をもたらすことと整合する上述のエンジンに代わるバルブ構造を備えたエンジン600の一部の例を示している。図5に示された1または複数の特徴に加えて、または、代えて、1または複数のバルブ組立には、油または他のクーラント流体たとえば、水、不凍液の中の水溶液などが、バルブ軸512または520を通ってバルブヘッド510または516の近くへ流れて折り返すことができ、それによって、燃焼している燃焼混合気からバルブ部品によって受け取られた余分な熱エネルギを対流によって移動させる機能が含まれる。図6に示されているように、各バルブ軸512または520には、クーラントをバルブヘッド510または516の近くへ導く、軸方向のクーラント入力流路602が含まれる。それから、クーラントは、環状、平行などにできるクーラント出力流路604を通って、バルブ軸を折り返して流れることができる。オーバヘッドカムのためのフィンガフォロアが、ロッカアーム534のために図7に示されたものと同様に分岐した端部を有している、代替的な構造を用いて同様の結果を得ることができる。図7は、図6に示された動的に冷却されたバルブ組立を用いることができるロッカーアーム534および関連する部品の平面図700を示している。ロッカーアーム534は、旋回軸702上を旋回し、押出ロッドソケット704を含んでいる。押出ロッドソケットと反対端において、ロケットアーム534は、冷媒注入室602を収納する中空のバルブ軸の周りに適合する分岐部706を設けることができる。また、ドーナッツ状のバルブ軸キャップ710と、図5と図6に示されているスプリング536を保持するスプリングリテーナ540も図7に示されている。図8aと図8bは、ポペット型の吸気バルブ804と互換性のある吸気ポート502の斜視図800と平面断面図802とをそれぞれ示している。図示されているように、吸気ポート502は、吸気ポート502を介して燃焼室に運ばれた燃料にある程度回転や乱流の運動を与えることができる、らせん状、またはその他では、回旋状の形状を備えることできる。図9aと図9bは、シリンダヘッド506上に並べられた2つの吸気ポート502と2つの排気ポート504とを備えたシリンダ304の側面断面図900と平面図902をそれぞれ示している。吸気ポート502を通る流れは、それぞれ吸気バルブ冠510と吸気バルブ軸512を有し、シリンダ304の一面に互いに隣接して配置された、2つのポペット型吸気バルブ904によって制御される。排気ポート504を通る流れは、それぞれ排気バルブ冠615と排気バルブ軸520を有し、シリンダ304の一面に互いに隣接して配置された、2つのポペット型排気バルブ906によって制御される。2つの吸気ポート502に搭載された1または他のポペット型吸気バルブ904を運転することによって、吸気ポート流体を軸外で、シリンダ304内の燃焼室内へ運ぶことが可能となる。図9bに示されているように、この方法は、その回転軸がシリンダ軸に平行な旋回流体流れ場を燃焼室内に作り出すことができる。また、1または複数の吸気ポート502に吸気ポート衝立540を用いることによって、その回転軸がシリンダ軸に直交する第2の回転流体流れ場を燃焼室内に作り出すことができる。図9aおよび9bに示された技術は、単体で、あるいは、互いに、または、ここで述べたようなアンチノッキング性の燃焼状態を作るための他の技術と組み合わせて用いることができる。上述は、ここで述べたような本発明対象の1または複数の利点をもたらすエンジンの運転特性を強化できる多くのエンジンの特徴について言及している。しかし、本発明対象は、上述の1または複数の特徴が含まれるか、または、どんな実施可能な組み合わせも省かれた、さまざまな異なるエンジンを運転するのに用いることができる。本発明対象の実施態様に従って、エンジンは少なくとも2つのモード:低中負荷での効率モードと高負荷での出力モードで、運転できる。オットーサイクルで運転する従来型エンジンにおいて、圧縮比は、ノッキングを発生させずに、スロットル全開でMBT点火時期で最大出力を生み出しながら、最大比がとり得る値を決定することによって設定されている。上述のように、従来型エンジンの圧縮比上限は、現在、標準のオクタン価87のガソリンで運転するエンジンの場合、約10:1と同じである。それから、本発明対象は、実施態様によっては、所定のノッキングレベルに対して同じ燃料で運転する同じエンジンに利用可能な方法と比較した場合、圧縮比をより高くすることができる。例えば、オクタン価が87のガソリンを燃料として用いるガソリンエンジンは、MBTの点火時期においてノッキングなしに、約15:1の圧縮比を達成できる。ここで述べたような効率モードで達成できる圧縮比は、この例よりも高くまたは低くしてもよい。高いノッキングマージンおよび圧縮率に寄与する一要因は、吸気行程間にシリンダ内に空気が導かれるにつれて誘発される乱流である。上述のように、混合気内での乱流は、混合気の急速燃焼を促進する。急速燃焼は、エンジン効率を少なくとも部分的に上げることができる。燃焼期間が短いことによって、行程のより長い部分でピストンに働く燃料からエネルギを放出し、それによって、より遅い燃焼よりも大きな仕事を生むことができる。本発明対象の1または複数の特徴によってもたらされる強化された乱流によって、薄い混合気を、より乱流が少ない環境内での理論上の混合気と同じ速さで燃焼できるようになる。強化された乱流を伴う理論上の混合気は、さらに早く燃焼できる。燃焼の完了は、特別なエンジンの他の特徴に基づいた効率モードの場合よりも早くも遅くもできる。効率モードにおけるMBTタイミングは、少なくとも一部において、空気の流速、エンジン負荷、速度、混合比、乱流および与えられた燃料タイプに基づいて、公知の方法で決定できる。ポート形状とバルブ構造について、上で多くを述べてきたが、エンジン300を参照して述べたようなピストンとピストンの相互作用や、エンジン500または600におけるピストンとシリンダ冠との相互作用は、必要な乱流を生み出すのに使用できる。もしピストンの一部が、対向するピストンやシリンダ冠に非常に近付けられて、他の部分はそうでない場合、混合気は、閉じた領域から出て、大きな体積になるように強いられる。この動作によれば、一般にスキッシュと呼ばれる方法でより大きな体積内に有効な乱流を生み出すのに十分なモーメントを混合気に与えることができる。さらに、短時間の燃焼期間は、高温でのエンドガスが費やす総時間を短くすることができる。これは、ノッキングの発生する可能性を低くし、従来のシステムにおいて見られる以上に圧縮比を高めることができる。ノッキングを減らして、これによってノッキングなしで圧縮比を増加できる他の要因は、エンジン内のホットスポットの減少である。上述のように、燃焼室内のホットスポットは、局所的なノッキングを生み出し、一般に、従来型エンジンの圧縮比は、このため下方に調整されなければならない。従来エンジンよりもホットスポットが少ないエンジンは、より高い圧縮比で運転できる。上述のように、スリーブ弁によれば、ホットスポットに非常に貢献するバルブ温度の上昇を最小にする利点がある。ポペット弁も、例えば上述のような、1または複数の積極的または受動的な冷却機構を伴って使用できる。ここで述べた高い圧縮比を得るための他の要因は、燃焼室の周囲の壁の表面温度が比較的低温であることである。特に、燃焼室の周りを流れる冷媒によって冷却される壁を含むエンジンは、燃焼行程の間にエンドガスが自着火する傾向を弱くすることができ、そのため、圧縮比においてさらに改善をすることができる。これら上述に加えまたは代わりに、効率モードにおいて他の要因も働くことができる。リーン混合気を必要とする低レンジ負荷から中レンジ負荷における効率を向上させるため、すなわち、lよりも大きなすなわち、理論値より大きな空燃比λを持たせることが使用できる。出力を下げるため、従来型エンジンは一般に、混合気をスロットルで調整し、その結果、損失が生じてスロットルがエンジン効率を下げる。しかし、本発明対象の実施態様によれば、希薄な混合気を用いてスロット全開WOTで運転することによって、出力低下と同じ効果を得ることができ、それによって、ポンピング損失と効率に与える悪影響を少なくして、または、除くことができる。低温度および低圧で希薄な混合気を燃焼するため、希薄な混合気によっても、圧縮比を増すことができる。希薄な混合気の利用によって、さらなる利益が得られる実施態様もある。より低温での燃焼によって、所定の負荷で所定の速度で室壁を介した温度差を小さくして、損失を減らすことができる。希薄な混合気の利用によって、燃焼する燃料を減らすこともできる。希薄な燃焼から生じる燃焼ガスは、二酸化炭素CO2や水H2Oよりも窒素N2により似ている物理的におよび化学的に特性を備えることができる。二原子気体は一般に、三原子気体よりも高い比熱比を有し、そのため、薄い混合気はより高い熱力学的効果を本質的に与えられる。薄い混合気にとっての更なる利点は、燃焼温度がより低いために、還元レベルの窒素酸化物NOxを出す量が少ないことである。例によっては、本発明対象の1または複数の特徴を備えたエンジンのNOx排出量は、同様の運転条件下で従来エンジンの10以下のNOx排出量にできる。小型乗用車に関して、ユーロ4/5排気仕様に適合するための後処理が不要になるように、このNOx排出率を十分に下げることができる。非常に薄い混合気での運転は、可焼性ひいては、確実な引火性に問題が生じる原因となり得ることで知られている。しかし、例えば高圧縮率、燃焼室乱流、燃焼室壁温度などのエンジンパラメータは、ここで与えられた教えによれば、排気仕様に適合するのに十分に薄い混合気をよく燃焼させるように調整することができる。薄い混合気で、遅いタイミングで運転する従来型エンジンは、非常に高い排気温度を導くサイクルで混合気が燃焼し続けることによるオーバヒートの危険を冒すものである。空燃比は、例えば、キャブレタ、コンピュータ制御燃料噴射装置等によって、所定のレベルに制御可能である。切替出力レベル以下の運転の場合例えば、ある実施では、BMEPが約6または7バール、効率モードは、空燃比λが約1.5である例えば、理論上の比で存在するような空気量の1.5倍。実施によっては、空燃比λは、最大の希薄な状態と最小の希薄な状態の間、または、理論上のまたはリッチ例えば、理論混合気に必要とされるよりも希薄な空気で変更できる。空燃比例えば、λは、望ましくは、確実に点火できて、必要な出力を生み出す範囲内に保持される。適度な圧縮比において、点火起爆時の混合気の密度は、時として、非常に希薄な混合気を確実に燃焼させるには小さ過ぎる。しかし、本発明対象によれば高圧縮比が可能であるため、混合気の密度は、そのような希薄な混合気で、ラムダが1.5~1.6程度である例において、エンジン運転可能とするには十分に大きい。さらに薄い混合気も、本発明対象の範囲内である。大型の天然ガスエンジンは、必要な空気の2倍以上の空気を費やすのに十分なほど燃焼混合気密度を上げるため、大きなターボチャージャを用いることができる。本発明対象の実施態様は、ターボテャージに関連する費用や複雑さなしに、これら高濃度を実現できる。薄い混合気を用いる1つの欠点は、出力密度を下げることである。しかし、下記で述べるように、例えば6バールBMEPよりも大きな高負荷において、本発明対象の実施態様は、理論値に近い、および/または、越えるより濃い混合気にまで、段階的に、または、徐々に増すことができる。効率を向上させる他の要因は、例えば、図3および図4に関して上で述べたように、実施において、燃焼室の表面積を減少させることである。このようなエンジンの冷却壁の表面積をより小さくすることによって、熱が逃げることができる面積が小さくなる。この特徴は、効率を上げると共に、システム内で利用可能な熱を増やすことができる。ここで述べた各特徴は効率の改善に寄与することができる。これらの特徴はいずれも、それ自体、効率モードにおけるエンジンの圧縮比を大きくすることができる。そのため、ここで述べたさまざまな特徴は、除くこともできる、また、実行可能などのような組合せでも利用することで、本発明対象の実施態様にしたがって、圧縮比および/または効率を増やすことができる。図10は、最適化された負荷における3つのエンジンに関するブレーキ平均有効圧力BMEPに対してプロットされたエンジン効率を説明するグラフ1000を示している。上側曲線1002は、約7バールのBMEPまでは効率モードで、約7バールすなわち、切替出力レベルから約10バールすなわち、最大出力レベルまでは出力モードでエンジンを運転した場合の、本発明対象の実施態様と同じデータを示している。他の2つの曲線1004、1006は、従来方法で運転する、2つの異なる購入可能なエンジンの効率データを示している。上述のように、本発明対象と同一の方法でエンジン運転データ1002は、特に他のエンジンよりも高い効率で、低出力レベルに達する。出力が最大出力に増加するため、効率曲線は収束する。しかし、本発明対象と同じエンジンは、出力モードへの切替によって必要とされる場合、与えられた必要以上の出力で用いる大部分にとって、効率モードで運転するように設計することができる。一般的な運転または他補エンジンの使用サイクルの全燃費を、従来型エンジン技術で可能なものよりも著しく改善することができる。上述のように、本発明対象の一実施態様は、約6~7バールBMEPまで効率モードで運転でき、この点においてエンジンは約35の効率を示し、一方で、同等な従来型エンジンは、同じ出力で絶対効率が27または28に達する。グラフ1000に示されているように、本発明対象と同一のエンジンの効率は、エンジンの出力モードへの切替時に、減少し始める。フル出力に達することはほとんどなく、通常長時間ではないため、効率モードは乗用車の運転にとって特に興味深い。ここで述べた1または複数の特徴と整合するエンジンが、効率モードから出力モードへ切り替わる点は、エンジンの所望の運転サイクルまたは使用サイクルとともに設定される。効率がピークに達するエンジン出力が最も共通する出力に適切に合致することによって、図10に示されているように、25以上35割る28まで従来型エンジンよりも効率を相対的に改善できる。ひとたびエンジンが、効率モード状態の下でより出力を出すため、ノッキングを制限する所定の切替出力に達すると、例えば、点火時期や空燃比λなどの運転条件を、より大出力を出しながらノッキングを軽減するため、連続的に変えるため、エンジンは出力モードに段階的に、または、徐々に切替できる。一例として、切替出力を超えるエンジン出力を検知しながら、エンジンンの運転を制御する、図示しないプロセッサが、運転状態に変化を与え始めることができる。また、変更は、単にまたは主に、変更閾値を超えるか、近づく機械的な手段によって引き起こされる。空燃比λと点火時期の変更は、所要の負荷に依存する。エンジンをより高負荷を扱う出力モードに切替できるようにするため、上述のような運転特性のエンジンにチャージされる。上述の通り、そのようなチャージの一つは、希薄な混合気からより高濃度のものへ混合気を濃縮する。より高濃度の混合気は、より多くのエネルギを放出し、それによって、より高い出力密度に必要な出力を生み出す。混合気は、例えば、出力モードにおいて理論空燃比λで作ることができる。空燃比λは、出力モードでの例えば、理論上のものよりも希薄か、高濃度のlよりも高濃度または希薄にもすることができるが、一般に、効率モードよりも出力モードの方が、より高い空燃比λが用いられる。混合気は、素早く、または、ある期間にわたって徐々に空燃比λの範囲を超えて切替できる。本発明対象と同一のエンジンに高圧縮比を与え、出力モードでの混合気を濃縮することによって、当該システムに他に変更せずにノッキングが生じてしまう。そのため、高圧縮比の場合にも、燃焼室内のピーク圧力および温度がノッキングレベルよりも低く保たれるように、混合気の濃縮に加え、点火時期を出力モードの実施態様において遅くすることができるすなわち、点火は、燃焼サイクルにおいて、より遅いクランク角など、より遅れて起こり得る。。ほんの一例として、マニホールドまたはベンチュリ真空を点火時期と空燃比λの制御を与えるために使用できる。出力モードの一例として、約9バールBMEPを発生する理論混合気を用いた場合、点火時期は、TDCの数度内に設定してもよい。この点火時期は、ひとつには、混合気の乱流によって可能にされるものであり、上述のように、混合気の燃焼をより早くすることができる。さらに、混合気中の燃料の増加によって混合気の燃料率を上げることができる。それから、TDCの数度内で開始すれば、全部ではないが、ほとんどの混合気を、TDCから25°後以内、あるいは、TDCから35°後以内に燃焼させることができる。燃焼完了は、出力モードでの燃焼完了よりも早くも遅くもすることができる。一般に、タイミングが遅いと、出力が上がる代わりにエンジン効率が下がる。点火時期をあまりに遅く設定すると、TDCの後に大部分の燃焼が起こる可能性がある。燃焼が進むにつれて、燃焼室がエンドガスの自着火に反して大幅に軽減されるようになるため、圧縮比によって生じる圧力と温度は下がり続ける。この方法では、出力モードでのノッキングを抑えることができる。点火を遅らせた場合、出力モードでの膨張比と効率にわずかな損失がある。例えば、87オクタン価ガソリンを用いた場合、エンジンを運転すると、出力モードは、約12:1以下の効果的な膨張比または、約30の効率を得ることができる。12:1の膨張比は、以前に利用可能な方法で実現可能な膨張比よりもさらに改良されている。出力モードで使用されるリッチな混合気で、エンジンによって生み出される出力を制限するため、スロットルを部分的に閉じることができる。少しスロットルを閉じた状態で、スロットルを介したポンピング損失とバルブタイミングが制御された流量の損失を一般に最小にできる。100から約50までの出力レベルにおいて、出力モードでのポンピング損失は、最小にしてもよい。上述のように、従来型エンジンの抱える問題のひとつは、効率的か高出力かのいずれかで運転するが、高価で複雑な可変の圧縮比と可変のバルブタイミング技術の援助なしでは、両者をかねることができないことである。本発明対象によれば、ある実施では、低中負荷で効率を最適化し、一方で高負荷での従来の効率を保持することができる。これらの効果は、可変圧縮比や可変バルブタイミング技術に関連する複雑さや費用無しで、もたらされる。上述の通り、本発明対象の機能は、ほとんどのエンジン構造に適用可能である。一般的に2ストロークエンジンは、露出した熱い排気バルブを持っていない。適切な冷却設計と乱流を備え、このようなエンジンも、上述の効率モードと出力モードにおいて運転可能である。さらに、従来の4ストロークエンジンは、バルブの冷却をかなり強くするか、確実に燃焼室のエンドガス領域が冷えた状態にするため変更可能である。さらに、2ストロークおよび4ストロークエンジンは共に、室壁への過度の熱損失なしで、希薄な混合気での燃焼期間を早くするために最適化された混合気の乱流を行うことができる。従来の高オクタン価燃料での運転は、ここで述べた特徴を用いて実現できる。天然ガスは、15:1の圧縮比で35のピーク効率を備えたMBT時に近い状態で走行させることができる。一例を挙げれば、約18:1かそれ以上の圧縮比で、天然ガスを燃料として利用することができる。天然ガス専用のエンジンにとって、このような圧力比は、容易に到達できる。しかし、天然ガスが用いられる車両への適用においては、天然ガスとガソリンまたは他の燃料との間を交互に切り替えることができることは有利となりうる。ガソリンのリーン過圧運転と天然ガスを用いた従来の運転を行うように設定されたエンジンでは、両燃料は幾何学的な圧縮比15:1で用いることができ、点火時期だけ変更する必要がある。VCR運転の追加することで、両燃料は最適化することができる。図11および図12は、グラフ1100と1200をそれぞれ示しており、インドのマハーラーシュトラ州プネーにあるバジャージオートから入手可能な、各シリンダに2つのバルブを備えた、排気量が173cm3のシングルシリンダシングルオーバヘッドカムシャフトエンジンのテストセルデータの比較を示している。当該テストエンジンは、原動機付軽三輪車での使用のため設計されたものであり、圧縮比が9:1である。比較して、排気量が250cm3の図3に示されたものと同じピストンスリーブ弁に対向した15:1の圧縮比を備えた第2のエンジンのテストも行った。87オクタン価のガソリンを用いた両エンジン。図11に示されたテストデータは、ノッキングなしでMBTにおいて理論燃空混合で毎分3000回転RPMで両エンジンを運転したものである。三角形のデータ点1102は、ここで述べたような、効率モードでの第2エンジンの運転を示している。四角形のデータ点1104は、出力モードでの第2エンジンの運転を示しており、丸のデータ点1106は、同じ範囲のブレーキ平均有効圧力BMEPを通る従来型エンジンの運転を示している。示された第2のエンジンは、全出力範囲について効率の改善を見せており、従来型エンジンは、両エンジンの最大出力において同等な効率に近づいている。特に、約2~6バールの範囲のブレーキ平均有効圧力において、第2エンジンは、従来型エンジンに比べて25~40効率が改善されることを示している。連邦試験検査工程75FTP-75に従った現在の自動車は、0.5~3BMEPの範囲で燃料の大部分を消費するサイクルで運転する。例えば、インドにおける原動機付三輪車は、インド運転サイクルIDCの間、2.5~5.5BMEPの範囲で燃料の大部分を消費する。そのため、図11は、少なくとも本発明対象の実施態様によって、通常の運転状態の下で経験される低負荷状態での燃費が著しく改善されることを示している。図12は、出力が増加する際の遅延時期を伴う希薄な空燃比すなわち、λが1より大きいと、出力モードでのリッチな混合気への切り替えとを含む第2エンジンの効率モードにおいて、同様のデータを示している。グラフ1200のデータに示されているように、従来型エンジンを越える効率の向上は、理論上の運転でのグラフ1100に示されたものと等しいか、より大きい。表1には、第2のガソリンエンジン、従来のバジャージのガソリンエンジン、従来のバジャージのディーゼルエンジン、第2の天然ガスエンジンおよび従来のバジャージの天然ガスエンジンのテストセルから得られたデータを示している。インドの運転サイクルは、バジャージ8.2馬力エンジンから得られたユーザの結果とディノdynoの結果に合致したバジャージガンマテクノロジGTドライブを用いてシミュレーションされた。表1に示されているように、本発明対象の実施態様の1または複数の特徴を備えたエンジンは、バジャージのガソリンエンジンとディーゼルエンジンの両者よりも高い燃費を示すことができた。例えばインド等、CNGがより普及した燃料である国々にとって重要となり得る天然ガスとの比較によって、同様の結果が得られた。前述の説明の中で示した実施態様は、ここに記載された本発明対象と一致する全ての実施態様を意味しているのではない。それよりはむしろ、これらは、記載された本発明対象に関する観点が一致した単なるいくつかの例示に過ぎない。さらに、図10から図12と表1に描かれている結果は、単なる説明のための例示であり、したがって、当該本発明対象の範囲内にあれば、当該結果は得られる。ここでは2、3の変形例について詳細に示されているが、他の修正や追加が可能である。特に、追加の機能および/または変形は、ここで説明されたものに加えて設けることができる。例えば、上述の実施態様は、開示された機能、および/または、ここで開示したものに、さらに1または複数の特徴を組合せおよび副組合せした、さまざまな組合せや副組合せを対象にできる。さらに、添付図面に描かれた、および/または、ここに記載された論理の流れは、所望の結果を得るには、示された特定の順序や連続する順番は必ずしも必要ではない。後述の特許請求の範囲には、他の実施態様が含まれてもよい。