JP2006307686A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できる内燃機関を提供する。
【解決手段】 内燃機関は、吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダ２と、吸気圧縮シリンダ２内の吸気圧縮ピストン１０に連係された動力出力軸となるクランクシャフト１２と、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダ３と、膨張排気シリンダ３内の膨張排気ピストン１４に連係された補助クランクシャフト１８と、クランクシャフト１２を補助クランクシャフト１８とは異なる回転数で回転させることが可能な回転数比変更手段と、を有する。これによって、吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため、吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを向上できるので正味効率を向上させることができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、内燃機関に関する。

特許文献１には、吸気行程と圧縮行程を行う圧縮シリンダと、膨張行程と排気行程を行う膨張シリンダと、を備え、圧縮シリンダの行程容積に対して膨張シリンダの行程容積を大きくすることで高膨張比を得ることができる内燃機関が開示されている。
特開２００１−２２７３６８号公報

しかしながらこの特許文献１においては、エンジンが低回転で運転中の場合は、燃焼ガスがシリンダ壁面と接触する時間が長くなるため冷却損失が増加し、正味効率が低下してしまうという問題がある。

また、エンジン回転数によらず吸気行程及び膨張行程のピストンモーションが略一定であるため、エンジン回転数が高い場合、燃焼期間中に大きくピストンが下降してしまい、燃焼時間損失が大、すなわち燃焼により筒内圧力が十分に上昇する前にピストンが下降してしまいピストンに十分な燃焼圧力を伝えられないという問題がある。

また、エンジンが高回転で運転中の場合は、筒内圧が充分に上昇する前にピストンが下降するため燃焼時間損失が大きくなってしまう問題があった。

そこで、本発明の内燃機関は、吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された動力出力軸となるクランクシャフトと、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された補助クランクシャフトと、クランクシャフトを補助クランクシャフトとは異なる回転数で回転させることが可能な回転数比変更手段と、を有することを特徴としている。

本発明によれば、吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため、吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できるので内燃機関の正味効率を向上させることができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１及び図２は、本発明の第１実施形態における内燃機関の本体１（以下、機関本体１と記す）を模式的に示した説明図である。

機関本体１は、吸気行程と圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダ２と、膨張行程と排気行程を行う膨張排気シリンダ３とを有し、吸気圧縮シリンダ２と膨張排気シリンダ３とが一対となって実質的に一つの気筒が構成されている。

吸気圧縮シリンダ２には、燃料噴射弁（図示せず）が配置された吸気ポート４が連結されており、吸気バルブ５を開弁動作させることで吸気圧縮シリンダ２に吸気ポート４から混合気が導入される。

吸気圧縮シリンダ２は、隣接して対となる膨張排気シリンダ３に、連結通路６を介して接続されている。連結通路６の一端側、すなわち吸気圧縮シリンダ２と連結通路６との連結部分には、圧縮バルブ７が配置されている。

膨張排気シリンダ３には、排気ポート８が連結されており、排気バルブ９を開弁動作させることで膨張排気シリンダ３から排気が排出される。

吸気圧縮シリンダ２内には、吸気圧縮ピストン１０が配置されている。吸気圧縮ピストン１０は、吸気圧縮コンロッド１１を介してクランクシャフト１２のクランクピン（図示せず）に回転可能に連結されている。クランクシャフト１２は、トランスミッション軸（図示せず）に連結されるものであって、一端側に、吸気圧縮１速ギヤ１５と吸気圧縮２速ギヤ１６が配置されている。吸気圧縮１速ギヤ１５及び吸気圧縮２速ギヤ１６は、クランクシャフト１２のクランクジャーナル１２ｂに固定されたものであって、クランクシャフト１２のクランクジャーナル１２ｂと一体となって回転する。尚、図１中の１７は点火プラグである。

膨張排気シリンダ３内には、膨張排気ピストン１４が配置されている。膨張排気ピストン１４は、膨張排気コンロッド１３を介して補助クランクシャフト２２のクランクピン２２ａに回転可能に連結されている。補助クランクシャフト２２は、クランクシャフト１２と平行に配置されたものであって、一端側に、吸気圧縮一速ギヤ１５に係合する膨張排気１速ギヤ１８と、吸気圧縮２速ギヤ１６に係合する膨張排気２速ギヤ１９と、が配置されている。膨張排気１速ギヤ１８は、第１クラッチ２０を介して補助クランクシャフト２２のクランクジャーナル２２ｂに取り付けられている。膨張排気２速ギヤ１９は、第２クラッチ２１を介して補助クランクシャフト２２のクランクジャーナル２２ｂに取り付けられている。

この第１実施形態においては、吸気圧縮１速ギヤ１５及び膨張排気１速ギア１８は、補助クランクシャフト２２の回転数がクランクシャフト１２の回転数の２倍の回転数となるように設定されている。そして、吸気圧縮２速ギヤ１６及び膨張排気２速ギア１９は、補助クランクシャフト２２がクランクシャフト１２と同一回転数となるよう設定されている。

第１クラッチ２０は、膨張排気１速ギヤ１８と補助クランクシャフト２２との間に介装されたものであって、膨張排気１速ギヤ１８と補助クランクシャフト２２との締結と解放を行い、締結時には両者は一体に回転可能となり、解放時には、膨張排気１速ギア１８と補助クランクシャフト２２との間で動力の伝達が行われないようになっている。第２クラッチ２１は、膨張排気２速ギヤ１９と補助クランクシャフト２２との間に介装されたものであって、膨張排気２速ギヤ１９と補助クランクシャフト２２との締結と解放を行い、締結時には両者は一体に回転可能となり、解放時には、膨張排気２速ギア１９と補助クランクシャフト２２との間で動力の伝達が行われないようになっている。ここで、第１クラッチ２０と第２クラッチ２１は、どちらか一方が締結された状態では、他方が解放された状態となっている。尚、第１クラッチ２０及び第２クラッチ２１は、具体的には、湿式多板クラッチあるいはシンクロ機構を有したドグクラッチとすることが好ましい。また、この第１実施形態においては、補助クランクシャフト２２の回転数がエンジン回転数に応じてクランクシャフト１２の回転数と同じもしくは２倍となるよう２段階で切り替えられているが、補助クランクシャフト２２の回転数がエンジン回転数に応じて２段階以上（多段階）に切り替えられるよう、ギヤ段（吸気圧縮１速ギヤ１５、膨張排気１速ギア１８、吸気圧縮２速ギヤ１６、膨張排気２速ギア１９）の数を増加させた構成とすることも可能である。

この第１実施形態においては、吸気圧縮ピストン１０が下降する動作に合わせて吸気バルブ５が開かれる。吸気圧縮ピストン１０が下死点に到達し再び上昇し始めると吸気バルブ５が閉じられる。吸気圧縮ピストン１０が上死点に接近すると圧縮バルブ７が開かれ、膨張排気シリンダ３へ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン１０が上死点に到達すると圧縮バルブ７が閉じられ圧縮された混合気の逆流を防止する。圧縮された混合気は点火プラグ１７によって点火されて燃焼し、膨張排気ピストン１４を下降させる。

このとき、補助クランクシャフト２２は、クランクシャフト１２の回転数が低い場合にはクランクシャフト１２の２倍の回転数となり（第１クラッチ：締結、第２クラッチ：解放）、クランクシャフト１２の回転数が高い場合にはクランクシャフト１２と同一の回転数となるよう（第１クラッチ：解放、第２クラッチ：締結）、制御される。

膨張排気ピストン１４の膨張速度は第１クラッチ２０と第２クラッチ２１のどちらが締結状態となっているかで決定される。また吸気圧縮ピストン１０と膨張排気ピストン１４が同時に上死点となるように第１クラッチ２０または第２クラッチ２１のどちらか一方を締結する。膨張排気ピストン１４が下死点から再び上昇を始めると排気バルブ９が開かれ排気する。また、エンジン回転数が低い場合は第１クラッチ２０が締結状態となり（第２クラッチ２１は解放状態）、膨張排気ピストン１４が吸気圧縮ピストン１０に比べて倍の周期で動作することになるので、このとき損失が生じないように、第１クラッチ２０は吸気圧縮ピストン１０が下死点から上昇した際の上死点と下死点との中間で係合させる。

尚、吸気バルブ５の開閉タイミング及び排気バルブ９の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。また、締結状態の第１クラッチ２０は、膨張行程が終了した時点で解放することが好ましい。さらに、第１クラッチ２０を締結状態として、吸気圧縮ピストン１０が上死点もしくは圧縮バルブ７が開弁される前段階まで排気バルブ９を開いていても良い。そして、エンジン回転数が高い場合は、第２クラッチ２１を行程にかかわらず係合状態とすることが好ましい。

このように、第１実施形態における内燃機関は、吸気圧縮行程を行うシリンダと膨張排気行程を行うシリンダとを分離し、膨張行程における膨張排気ピストン１４の膨張速度と、膨張行程における膨張排気シリンダ３内の筒内圧とを、ギヤ段（吸気圧縮１速ギヤ１５、膨張排気１速ギア１８、吸気圧縮２速ギヤ１６、膨張排気２速ギア１９）により変更して動作させることができるものである。

詳述すると、膨張行程において、クランクシャフト１２の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離をクランクシャフト１２の回転速度に応じて変更し、クランクシャフト１２の回転速度が低い場合、クランクシャフト１２の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離を相対的に長くする。すなわち、膨張排気ピストン１４が下死点に向かって下降する際のピストンスピードを速くする。一方、クランクシャフト１２の回転速度が高い場合、膨張行程において、クランクシャフト１２の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン１４の作動（移動）距離を相対的に短くする。すなわち、膨張排気ピストン１４が下死点に向かって下降する際のピストンスピードを相対的に遅くする。

つまり、この第１実施形態においては、クランクシャフト１２が低回転のときは、膨張行程における膨張排気ピストン１４のピストンスピードが相対的に速くなり、燃焼ガスとシリンダ壁面（膨張排気シリンダ３の壁面）との接触時間が少なくなって、冷却損失を低減することができる。また、クランクシャフト１２が高回転のときは、膨張行程における膨張排気ピストン１４のピストンスピードを相対的に遅くすることで、筒内圧を適切に設定することができ、燃焼時間損失を低減することができる。さらに吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できるので正味効率を向上させることができる。

次に、本発明の第２実施形態について説明する。

図３〜図５は、本発明の第２実施形態における内燃機関の本体３１（以下、機関本体３１と記す）を模式的に示した説明図である。

この第２実施形態における内燃機関は、一つの吸気圧縮シリンダが２つの膨張排気シリンダと連通可能で、かつ一つの膨張排気シリンダが２つの吸気圧縮シリンダと連通可能に構成されたものである。

機関本体３１は、吸気行程と圧縮行程を行う第１吸気圧縮シリンダ３２ａ及び第２吸気圧縮シリンダ３２ｂ（図示せず）と、膨張行程と排気行程を行う第１膨張排気シリンダ３３ａ及び第２膨張排気シリンダ３３ｂ（図示せず）と、を有している。

各吸気圧縮シリンダ３２ａ，３２ｂには、燃料噴射弁（図示せず）が配置された吸気ポート３４がそれぞれ連結されており、対応する吸気バルブ３５（第２吸気圧縮シリンダ３２ｂに対応する吸気バルブは図示せず）を開弁動作させることで各吸気圧縮シリンダ３２ａ，３２ｂに吸気ポート３４から混合気が導入される。

各吸気圧縮シリンダ３２ａ，３２ｂは、隣接した膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂに、連結通路３６を介して接続されている。この連結通路３６は、各吸気圧縮シリンダ３２ａ，３２ｂ及び各膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂのそれぞれに開口するものであって、第１吸気圧縮シリンダ３２ａとの連結部分には第１圧縮バルブ３７ａが配置され、第２吸気圧縮シリンダ３２ｂとの連結部分には第２圧縮バルブ３７ｂ（図示せず）が配置され、第１膨張排気シリンダ３３ａとの連結部分には第１燃焼室バルブ３８ａが配置され、第２膨張排気シリンダ３３ｂとの連結部分には第２燃焼室バルブ３８ｂ（図示せず）がそれぞれ配置されている。

各膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂには、排気ポート３９がそれぞれ連結されており、対応する排気バルブ４０（第２膨張排気シリンダ３３ｂに対応する排気バルブは図示せず）を開弁動作させることで各膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂから排気が排出される。

各吸気圧縮シリンダ３２ａ，３２ｂ内には、第１吸気圧縮ピストン４１ａと第２吸気圧縮ピストン４１ｂがそれぞれ配置されている。各吸気圧縮ピストン４１ａ，４１ｂは、対応する吸気圧縮コンロッド４２（第２吸気圧縮ピストン４１ａに対応する吸気圧縮コンロッドは図示せず）を介してクランクシャフト４３のクランクピン（図示せず）に回転可能に連結されている。クランクシャフト４３は、トランスミッション軸（図示せず）に連結されるものであって、一端側に、吸気圧縮１速ギヤ４４と吸気圧縮２速ギヤ４５が配置されている。吸気圧縮１速ギヤ４４及び吸気圧縮２速ギヤ４５は、クランクシャフト４３のクランクジャーナル４３ｂに固定されたものであって、クランクシャフト４３のクランクジャーナル４３ｂと一体となって回転する。尚、図３中の４６は点火プラグである。

各膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂ内には、第１膨張排気ピストン４７ａと第２膨張排気ピストン４７ｂがそれぞれ配置されている。各膨張排気ピストン４７ａ，４７ｂは、対応する膨張排気コンロッド４８を介して補助クランクシャフト４９のクランクピン４９ａに回転可能に連結されている。補助クランクシャフト４９は、クランクシャフト４３と平行に配置されたものであって、一端側に、吸気圧縮一速ギヤ４４に係合する膨張排気１速ギヤ５０と、吸気圧縮２速ギヤ４５に係合する膨張排気２速ギヤ５１と、が配置されている。膨張排気１速ギヤ５０は、第１クラッチ５２を介して補助クランクシャフト４９のクランクジャーナル４９ｂに取り付けられている。膨張排気２速ギヤ５１は、第２クラッチ５３を介して補助クランクシャフト４９のクランクジャーナル４９ｂに取り付けられている。

この第２実施形態においては、吸気圧縮１速ギヤ４４及び膨張排気１速ギア５０は、補助クランクシャフト４９の回転数がクランクシャフト４３の回転数の２倍の回転数となるように設定されている。そして、吸気圧縮２速ギヤ４５及び膨張排気２速ギア５１は、補助クランクシャフト４９がクランクシャフト４３と同一回転数となるよう設定されている。

第１クラッチ５２は、膨張排気１速ギヤ５０と補助クランクシャフト４９との間に介装されたものであって、膨張排気１速ギヤ５０と補助クランクシャフト４９との締結と解放を行い、締結時には両者は一体に回転可能となり、解放時には、膨張排気１速ギア５０補助クランクシャフト４９との間で動力の伝達が行われないようになっている。第２クラッチ５３は、膨張排気２速ギヤ５１と補助クランクシャフト４９との間に介装されたものであって、膨張排気２速ギヤ５１と補助クランクシャフト４９との締結と解放を行い、締結時には両者は一体に回転可能となり、解放時には、膨張排気２速ギア５１と補助クランクシャフト４９との間で動力の伝達が行われないようになっている。ここで、第１クラッチ５２と第２クラッチ５３は、どちらか一方が締結された状態では、他方が解放された状態となっている。尚、第１クラッチ５２及び第２クラッチ５３は、具体的には、湿式多板クラッチあるいはシンクロ機構を有したドグクラッチとすることが好ましい。また、この第２実施形態においては、補助クランクシャフト４９の回転数がエンジン回転数に応じてクランクシャフト４３の回転数と同じもしくは２倍となるよう２段階で切り替えられているが、補助クランクシャフト４９の回転数がエンジン回転数に応じて２段階以上（多段階）に切り替えられるよう、ギヤ段（吸気圧縮１速ギヤ４４，膨張排気１速ギア５０，吸気圧縮２速ギヤ４５，膨張排気２速ギア５１）の数を増加させた構成とすることも可能である。

この第２実施形態においては、吸気圧縮ピストン４１が下降する動作に合わせて対応する吸気バルブ３５が開かれる。吸気圧縮ピストン４１が下死点に到達し再び上昇し始めると対応する吸気バルブ３５が閉じられる。吸気圧縮ピストン４１が上死点に接近すると対応する圧縮バルブ３７と燃焼室バルブ３８が開かれ、対応する膨張排気ピストン４７のあるシリンダへ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン４１が上死点に到達すると対応する燃焼室バルブ３８と圧縮バルブ３７が閉じられ、圧縮された混合気の逆流を防止する。圧縮された混合気は点火プラグ４６によって点火されて燃焼し膨張排気ピストン４７を下降させる。

このとき、補助クランクシャフト４９は、クランクシャフト４３の回転数が低い場合にはクランクシャフト４３の２倍の回転数となり（第１クラッチ：締結、第２クラッチ：解放）、クランクシャフト４３の回転数が高い場合にはクランクシャフト４３と同一の回転数となるよう（第１クラッチ：解放、第２クラッチ：締結）、制御される。

膨張排気ピストン４７の膨張速度は第１クラッチ５２と第２クラッチ５３のどちらが締結状態となっているかで決定される。また吸気圧縮ピストン４１と対応する膨張排気ピストン４７が両方とも上死点となるように第１クラッチ５２または第２クラッチ５３のどちらか一方を締結する。膨張排気ピストン４７が下死点から再び上昇を始めると対応する排気バルブ４０が開かれ排気する。また、エンジン回転数が低い場合は第１クラッチ５２が締結状態となり（第２クラッチ５３は解放状態）、膨張排気ピストン４７が吸気圧縮ピストン４１に比べて倍の周期で動作することになるので、このとき損失が生じないように、第１クラッチ５２は吸気圧縮ピストン４１が下死点から上昇し、かつ上死点と下死点の中間で係合する。

尚、各吸気バルブ３５の開閉タイミング及び各排気バルブ４０の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。また、締結状態の第１クラッチ５２は、膨張行程が終了した時点で解放することが好ましい。さらに、第１クラッチ５２を締結状態として、吸気圧縮ピストン４１が上死点もしくは圧縮バルブ３７及び燃焼室バルブ３８が開弁される前段階まで対応する膨張排気シリンダ３３の排気バルブ４０を開いていても良い。そして、エンジン回転数が高い場合は、第２クラッチ５３を行程にかかわらず係合状態とすることが好ましい。

このように、第２実施形態における内燃機関は、吸気圧縮行程を行うシリンダと膨張排気行程を行うシリンダと分離し、膨張行程における膨張排気ピストン４７の膨張速度と、膨張行程における膨張排気シリンダ３３内の筒内圧とを、ギヤ段（吸気圧縮１速ギヤ４４，膨張排気１速ギア５０，吸気圧縮２速ギヤ４５，膨張排気２速ギア５１）により変更して動作させることができるものである。

詳述すると、この第２実施形態における内燃機関も、上述した第１実施形態のように、膨張行程において、クランクシャフト４３の回転速度が低い時には、膨張排気ピストン４７のピストンスピードが相対的に速くなり、クランクシャフト４３の回転速度が高いときには、膨張排気ピストン４７のピストンスピードが相対的に遅くなる。

次に第２実施形態の内燃機関におけるピストンモーションを図６〜図８に示す。 図６に示すように、第１吸気圧縮ピストン４１ａと第２吸気圧縮ピストン４１ｂは、ギヤ位置によらず、１８０ｄｅｇ位相がずれた状態にある。

第１クラッチ５２が締結されている状態では、図７に示すように、第１膨張排気ピストン４７ａと第２膨張排気ピストン４７ｂは９０ｄｅｇ位相がずれる。図９は第１クラッチ５２が締結されている時の混合気の流れを模式的に示し、図１０は第１クラッチ５２が締結されている時の各ピストン４１、４７及び各バルブ３５，３７，３８，４０の動作を示すタイミングチャートである。

クランクシャフト４３の回転数が低い場合（第１クラッチ：締結、第２クラッチ：解放）には、第２膨張排気ピストン４７ｂのみが第１吸気圧縮ピストン４１ａと第２吸気圧縮ピストン４１ｂに同期するので、図９及び図１０に示すように、第１膨張排気シリンダ３３ａ（第１膨張排気ピストン４７ａ）を休止状態とし、第１及び第２吸気圧縮シリンダ３２ａ、３２ｂで圧縮された混合気に対して、第２膨張排気シリンダ３３ｂで膨張行程と排気行程がそれぞれ実施される。詳述すると、第１吸気圧縮ピストン４１ａが上死点に接近すると、第１圧縮バルブ３７ａ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが開かれ、第２圧縮バルブ３７ｂ及び第１燃焼室バルブ３８ａが閉じられ、第１吸気圧縮シリンダ３２ａから第２膨張排気シリンダ３３ｂに圧縮された混合気が導入される。そして、第２吸気圧縮ピストン４１ｂが上死点に接近すると、第２圧縮バルブ３７ｂ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが開かれ、第１圧縮バルブ３７ａ及び第１燃焼室バルブ３８ａが閉じられ、第２吸気圧縮シリンダ３２ｂから第２膨張排気シリンダ３３ｂに圧縮された混合気が導入される。

また、第１クラッチ５２が締結された状態においては、補助クランクシャフト４９の回転数がクランクシャフト４３の回転数の２倍となっているため、クランクシャフト４３の回転角度に対する上死点からの膨張排気ピストン４７の作動（移動）距離が相対的に長くなる。すなわち、第１クラッチ５２が締結された状態においては、上死点から下死点に向かって下降する際の膨張排気ピストン４７のピストンスピードが速くなる高速膨張モードで内燃機関が運転される。

このような高速膨張モードにおいては、高温の燃焼ガスとシリンダ壁面（膨張排気シリンダ３３の内壁面）の接触時間が短くなり、冷却損失を低減することができる。

第２クラッチ５３が締結された状態においては、図８に示すように、第１膨張排気ピストン４７ａと第２膨張排気ピストン４７ｂは１８０ｄｅｇ位相がずれる。

図１１は第２クラッチ５３が締結されている高出力モード時の混合気の流れを模式的に示し、図１２は第２クラッチ５３が締結されている時の各ピストン４１、４７及び各バルブ３５，３７，３８，４０の動作を示すタイミングチャートである。

クランクシャフト４３の回転数が高い場合（第１クラッチ：解放、第２クラッチ：締結）には、第１吸気圧縮ピストン４１ａが第１膨張排気ピストン４７ａに同期し、第２吸気圧縮ピストン４１ｂが第２膨張排気ピストン４７ｂに同期するので、図１１及び図１２に示すように、第１吸気圧縮シリンダ３２ａで圧縮された混合気に対しては第１膨張排気シリンダ３３ａで膨張行程と排気行程が実施され、第２吸気圧縮シリンダ３２ｂで圧縮された混合気に対しては第２膨張排気シリンダ３３ｂで膨張行程と排気行程が実施される。詳述すると、第１吸気圧縮ピストン４１ａが上死点に接近すると、第１圧縮バルブ３７ａ及び第１燃焼室バルブ３８ａが開かれ、第２圧縮バルブ３７ｂ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが閉じられ、第１吸気圧縮シリンダ３２ａから第１膨張排気シリンダ３３ａに圧縮された混合気が導入される。そして、第２吸気圧縮ピストン４１ｂが上死点に接近すると、第２圧縮バルブ３７ｂ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが開かれ、第１圧縮バルブ３７ａ及び第１燃焼室バルブ３８ａが閉じられ、第２吸気圧縮シリンダ３２ｂから第２膨張排気シリンダ３３ｂに圧縮された混合気が導入される。

そのため、エンジン高回転時には、相対的に多くの燃焼回数を得ることができる高出力モードで内燃機関が運転される。また、クランクシャフト４３が高回転のときは、膨張行程における膨張排気ピストン４７のピストンスピードを相対的に遅くすることで、筒内圧を適切に設定することができ、燃焼時間損失を低減することができる。

さらに、この第２実施形態においても、吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できるので正味効率が向上させることができる。

次に、本発明の第３実施形態について説明する。尚、上述した第２実施形態と同一構成要素に対しては、同一の符号を付し重複する説明を省略する。

図１３及び図１４は、第３実施形態における内燃機関の機関本体６１を模式的に示した説明図であり、図１３は高膨張比モードのとき、図１４は高出力モードのときの補助クランクシャフト６２側の状態をそれぞれ示している。

この第３実施形態における内燃機関は、上述した第２実施形態における補助クランクシャフト４９に、第１膨張排気ピストン４７ａと第２膨張排気ピストン４７ｂのストローク特性の位相を相対的に変化させる位相変更手段としての位相変更装置６３を付加したものであって、それ以外の構成は、実質的に第２実施形態と同一構成となっている。

詳述すると、この第３実施形態における補助クランクシャフト６２は、同軸上に配置された第１補助クランクシャフト６４と第２補助クランクシャフト６５とが位相可変装置６３を介して連結された構成となっている。第１膨張排気ピストン４７ａが第１補助クランクシャフト６４のクランクピン６４ａに連係され、第２膨張排気ピストン４７ｂが第２補助クランクシャフト６５のクランクピン６５ａに連係されている。膨張排気１速ギヤ５０及び膨張排気２速ギヤ５１は、第１補助クランクシャフト６４の一端側に配置され、それぞれ第１クラッチ５２及び第２クラッチ５３を介して第１補助クランクシャフト６４に取り付けられている。

位相変更装置６３は、いわゆるクラッチ機構のクラッチをスリップさせることで、第１補助クランクシャフト６４と第２補助クランクシャフト６５の回転位相を変化させるものである。尚、位相変更装置を油圧室の油圧バランスを変化させることで位相を変化させるいわゆるベーン式として構成してもよい。

図１５は、この第３実施形態の内燃機関において、クランクシャフト４３の回転数が低い場合のピストンモーションを示している。尚、クランクシャフト４３の回転数が高い場合の膨張排気ピストン４７のピストンモーション及び吸気圧縮ピストン４１のピストンモーションは、上述した第２実施形態と同様（上述の図６及び図８を参照）である。

第１クラッチ５２が締結されている状態（クランクシャフト４３の回転数が低い場合）では、図１５に示すように、第１膨張排気ピストン４７ａのストローク特性の位相と第２膨張排気ピストン４７ｂのストローク特性の位相とが一致するように位相変更装置６３が制御される。図１６は第１クラッチ５２が締結されている時の混合気の流れを模式的に示し、図１７は第１クラッチ５２が締結されて時の各ピストン４１、４７及び各バルブ３５，３７，３８，４０の動作を示すタイミングチャートである。

クランクシャフト４３の回転数が低い場合（第１クラッチ：締結、第２クラッチ：解放）には、図１３、図１６、図１７に示すように、第１膨張排気ピストン４７ａのストローク特性の位相と、第２膨張排気ピストン４７ｂのストローク特性の位相と、が一致し、第１吸気圧縮シリンダ３２ａで圧縮された混合気は、第１膨張排気シリンダ３３ａ及び第２膨張排気シリンダ３３ｂの双方で同時に膨張行程を迎える。同様に第２吸気圧縮シリンダ３２ｂで圧縮された混合気は、第１膨張排気シリンダ３３ａ及び第２膨張排気シリンダ３３ｂの双方で同時に膨張行程を迎える。詳述すると、第１吸気圧縮ピストン４１ａが上死点に接近すると、第１圧縮バルブ３７ａ、第１燃焼室バルブ３８ａ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが開かれ、第２圧縮バルブ３７ｂが閉じられ、第１吸気圧縮シリンダ３２ａから第１膨張排気シリンダ３３ａ及び第２膨張排気シリンダ３３ｂの双方に圧縮された混合気が導入される。そして、第２吸気圧縮ピストン４１ｂが上死点に接近すると、第２圧縮バルブ３７ｂ、第１燃焼室バルブ３８ａ及び第２燃焼室バルブ３８ｂが開かれ、第１圧縮バルブ３７ａが閉じられ、第２吸気圧縮シリンダ３２ｂから第１膨張排気シリンダ３３ａ及び第２膨張排気シリンダ３３ｂの双方に圧縮された混合気が導入される。

すなわち、第１クラッチ５２が締結された状態においては、上死点から下死点に向かって下降する際の膨張排気ピストン４７が速くなると共に、１つの吸気圧縮シリンダで圧縮された混合気を２つの膨張排気シリンダ３３ａ、３３ｂで膨張させて高膨張比設定した高速膨張−高膨張比モードで内燃機関が運転される。このような高速膨張−高膨張比モードで運転される内燃機関においては、高温の燃焼ガスとシリンダ壁面（膨張排気シリンダ３３の内壁面）の接触時間が短くなり、冷却損失を低減することができる。また、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された混合気を２つの膨張排気シリンダ３３ａ，３３ｂで同時に膨張させることで高膨張比を得ることができ、排気損失を低減して熱効率を向上させることができる。

尚、第２クラッチ５３が締結された状態においては、第１膨張排気ピストン４７ａと第２膨張排気ピストン４７ｂは１８０ｄｅｇ位相がずれるように、位相変更装置６３が制御され、上述した第２実施形態と同様の高出力モードで内燃機関が運転される。

図１８は、第１クラッチを締結した場合及び第２クラッチを締結した場合の熱効率とエンジン回転数（クランクシャフトの回転数）の相関関係を示した特性線図であって、上述した第１〜第３実施形態に共通するものである。

第１クラッチが締結状態の場合には、低回転時の冷却損失低減効果が高いため低回転の正味効率を向上させることができる。第２クラッチが締結状態の場合には、高回転での等容度を向上するため燃焼時間損失を低減する効果が高い。

そこで、第１クラッチ、第２クラッチ及び位相切換装置（第３実施形態のみ）の切換えを、図１８の切換え点となる回転数で行うことで、エンジン回転数の全領域で正味効率向上を図ることができる。また、吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できるのでフリクション増加を最小限にして正味効率が向上させることができる。

図１９〜図２１は、本発明の第４実施形態における内燃機関の機関本体を模式的に示した説明図である。

この第４実施形態における内燃機関は、１つの吸気圧縮シリンダが１つの膨張排気シリンダと連通可能で、かつ１つの膨張排気シリンダが２つの吸気圧縮シリンダと連通可能に構成されたものである。

機関本体７１は、吸気行程と圧縮行程を行う第１吸気圧縮シリンダ７２ａ及び第２吸気圧縮シリンダ７２ｂ（図示せず）と、膨張行程と排気行程を行う膨張排気シリンダ７３を有している。

各吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂには、燃料噴射弁（図示せず）が配置された吸気ポート７４がそれぞれ連結されており、対応する吸気バルブ７５（第２吸気圧縮シリンダ７２ｂに対応する吸気バルブは図示せず）を開弁動作させることで各吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂに吸気ポート７４から混合気が導入される。

各吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂは、隣接した膨張排気シリンダ７３に、連結通路７６を介して接続されている。この連結通路７６は、各吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂ及び膨張排気シリンダ７３のそれぞれに開口するものであって、第１吸気圧縮シリンダ７２ａとの連結部分には第１圧縮バルブ７７ａが配置され、第２吸気圧縮シリンダ７２ｂとの連結部分には第２圧縮バルブ７７ｂ（図示せず）が配置され、膨張排気シリンダ７３との連結部分には燃焼室バルブ７８がそれぞれ配置されている。

膨張排気シリンダ７３には、排気ポート７９が連結されており、排気バルブ８０を開弁動作させることで膨張排気シリンダ７３から排気が排出される。

各吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂ内には、第１吸気圧縮ピストン８１ａと第２吸気圧縮ピストン８１ｂがそれぞれ配置されている。各吸気圧縮ピストン８１ａ，８１ｂは、対応する吸気圧縮コンロッド８２（第２吸気圧縮ピストン８１ｂに対応する吸気圧縮コンロッドは図示せず）を介してクランクシャフト８３のクランクピン（図示せず）に回転可能に連結されている。クランクシャフト８３は、トランスミッション軸（図示せず）に連結されるものであって、一端側に、吸気圧縮ギヤ８４が配置されている。吸気圧縮ギヤ８４は、クランクシャフト８３のクランクジャーナル８３ｂ（図示せず）に固定されたものであって、クランクシャフト８３のクランクジャーナル８３ｂと一体となって回転する。尚、図１９中の８５は点火プラグである。

膨張排気シリンダ７３内には、膨張排気ピストン８６が配置されている。膨張排気ピストン８６は、膨張排気コンロッド８７を介して補助クランクシャフト８８のクランクピン８８ａに回転可能に連結されている。補助クランクシャフト８８は、クランクシャフト８３と平行に配置されたものであって、一端側に、吸気圧縮ギヤ８４に係合する膨張排気ギヤ８９が配置されている。膨張排気ギヤ８９は、補助クランクシャフト８８のクランクジャーナル８８ｂに固定されたものであって、補助クランクシャフト８８のクランクジャーナル８８ｂと一体となって回転する。

ここで、この第４実施形態においては、吸気圧縮ギヤ８４及び膨張排気ギア８９は、補助クランクシャフト８８の回転数がクランクシャフト８３の回転数の２倍の回転数となるように設定されている。また、この第４実施形態においては、燃焼室バルブ７８，排気バルブ８０，膨張排気ピストン８６及び膨張排気シリンダ７３といった膨張排気シリンダ側の構成部品が、断熱材として熱抵抗の高い材料、例えばセラミックなどからなっている。膨張排気シリンダ側の構成部品のみ断熱材とするのは、膨張行程でのシリンダ壁面（膨張排気シリンダ７３の内壁面）へ受熱される冷却損失を低減するためである。また、膨張排気シリンダ側の構成部品のみを断熱材とすることで吸気行程では冷却を促進し、充填効率を高める効果がある。

この第４実施形態においては、吸気圧縮ピストン８１が下降する動作に合わせて対応する吸気バルブ７５が開かれる。吸気圧縮ピストン８１が下死点に到達し再び上昇し始めると対応する吸気バルブ７５が閉じられる。吸気圧縮ピストン８１が上死点に接近すると対応する圧縮バルブ７７と燃焼室バルブ７８が開かれ、膨張排気ピストン８６のあるシリンダへ圧縮された混合気が送り込まれる。吸気圧縮ピストン８１が上死点に到達すると対応する圧縮バルブ７７と燃焼室バブル７８が閉じられ、圧縮された混合気の逆流を防止する。圧縮された混合気は点火プラグ８５によって点火されて燃焼し膨張排気ピストン８６を下降させる。膨張排気ピストン８６が下死点から再び上昇を始めると、排気バルブ８０が開かれ排気する。

尚、各吸気バルブ７５の開閉タイミング及び排気バルブ８０の開閉タイミングは、エンジン回転数に応じて適正化することが好ましい。

このように、第４実施形態における内燃機関は、吸気圧縮行程を行うシリンダと膨張排気行程を行うシリンダと分離し、複数の吸気圧縮シリンダ７２ａ，７２ｂに対して一つの膨張排気シリンダ７３で膨張行程を行えるよう構成されたものである。詳述すると、この第４実施形態における内燃機関は、補助クランクシャフト８８が常にクランクシャフト８３の２倍の回転数で回転するものであって、エンジン回転数に関わらず、膨張排気ピストン８６のピストンスピードが、吸気圧縮ピストン８１のピストンスピードよりも速くなるよう構成されたものである。

図２２及び図２３は、第４実施形態の内燃機関におけるピストンモーションを示している。図２２に示すように、第１吸気圧縮ピストン８１ａと第２吸気圧縮ピストン８１ｂは、１８０ｄｅｇ位相がずれた状態にある。そして、クランクシャフト８３に対して、補助クランクシャフト８８が２倍の回転数で回転するため、図２３に示すように、吸気圧縮行程が１行程終了する間に膨張排気行程は２行程実行することが可能な構成になっている。つまり第１吸気圧縮ピストン８１ａまたは第２吸気圧縮ピストン８１ｂが吸気行程を実行中の期間、膨張排気ピストン８６は膨張行程を実行する。また、第１吸気圧縮ピストン８１ａまたは第２吸気圧縮ピストン８１ｂが圧縮行程を実行中の期間、膨張排気ピストン８６は排気行程を実行する
図２４は第４実施形態の内燃機関の混合気の流れを模式的に示した説明図であり、図２５は第４実施形態の内燃機関の各ピストン８１，８６及び各バルブ７５，７７，７８，８０の動作を示すタイミングチャートである。

図２４の下図はクランク角０、３６０ｄｅｇでの混合気の流れを示し、第１吸気圧縮シリンダ７２ａからの混合気を膨張排気シリンダ７３へ供給する。このとき、第２吸気圧縮ピストン８１ｂ側の第２圧縮バルブ７７ｂが閉じられ混合気が第２吸気圧縮シリンダ７２ｂへ流入するのを防ぐ。

図２４の上図はクランク角１８０ｄｅｇでの混合気の流れを示し、第２吸気圧縮シリンダ７２ｂからの混合気を膨張排気シリンダ７３へ供給する。このとき、第１吸気圧縮ピストン８１ａ側の第１圧縮バルブ７７ａが閉じられ混合気が第１吸気圧縮シリンダ７２ａへ流入するのを防ぐ。

図２６は、エンジン回転数と熱効率との相関を示す特性線図である。エンジン回転数が低いほど通常エンジンよりも上述した第４実施形態における内燃機関の熱効率が向上する。これは、膨張行程における燃焼ガスの膨張時間が、通常エンジンよりも上述した第４実施形態における内燃機関の方が短いためであり、これにより高温燃焼ガスとシリンダ壁面（膨張排気シリンダ７３の内壁面）の接触時間が短くなりシリンダ壁面を通して冷却水へ損失として逃げる熱量が減少するためである。尚、通常エンジンとは、吸気圧縮行程におけるピストンスピードと膨張排気行程におけるピストンスピードとがエンジン回転数に関わらず全運転領域で等しくなるものである。

尚、膨張排気シリンダ７３の壁温を吸気圧縮シリンダ７２よりも高温として燃焼ガスとの温度差を低減し、冷却損失を低減しても構わない。このときの一例としては、例えば吸気圧縮シリンダ７２を水冷、排気膨張シリンダ７３側を空冷エンジンとする。また、膨張排気シリンダ７３側の冷却水の水量を制御して、膨張排気シリンダ７３の壁温を高温とすることも可能である。

図２７は、上述した第４実施形態における内燃機関に適用される吸気バルブ７５及び排気バルブ８０の駆動方法を模式的に示したものであって、吸気圧縮シリンダ側のバルブ駆動はクランクシャフトを動力源とし、膨張排気シリンダ側のバルブ駆動は補助クランクシャフトを動力源としたものである。

図２８は、クランクシャフトから全てのバルブを駆動する比較例（図２７に対する）である。図２８に示すバルブ駆動例では、クランクシャフトに設けられた吸気圧縮クランクプーリーからタイミングベルト（又はチェーン）で吸気圧縮側カムプーリーが駆動される。図２８に示す比較例を上述した第４実施形態に適用する場合、第４実施形態においてはクランクシャフト８３の回転数に対して補助クランクシャフト８８の回転数が２倍であるため、クランクシャフト８３から膨張排気側カムプーリーの動力を得えようとすると、一次減速機が必要となる。そのため、一次減速機としての膨張排気側クランププーリーで一次減速を行ったクランクシャフト８３の動力をタイミングベルトを介して膨張排気側カムプーリーへと伝達し、膨張排気側カムプーリーを駆動する。この場合、一次減速機（膨張排気側クランクプーリー）を使用するため伝達時に補助クランクシャフト８８のピストンモーションに対して膨張排気側バルブモーションに誤差が生じてエンジン性能が低下する可能性がある。尚、クランクシャフト８３ではなく、補助クランクシャフト８８から全てのバルブ駆動力を得る場合も同様の問題がある。

一方、この第４実施形態においては、図２７に示すように、クランクシャフト８３が吸気圧縮側クランクプーリーからタイミングベルト（又はチェーン）を通じて吸気圧縮側カムプーリーを駆動する。また補助クランクシャフト８８が膨張排気側クランクプーリーからタイミングベルト（又はチェーン）を通じて膨張排気側カムプーリーを駆動する。つまり、吸気圧縮側カムプーリーと膨張排気側カムプーリーとを別駆動とすることで吸気圧縮シリンダ７２のピストン８１ａ，８１ｂとバルブ７５、膨張排気シリンダ７３のピストン８６とバルブ８０の同期が正確にできるためエンジン性能を向上させることができる。

尚、上述した第１〜第４実施形態においては、予混合以外（筒内直接燃料噴射）の内燃機関や着火方法（圧縮着火、火花点火など）や他の燃料を使用した場合にも有効であり、燃焼室形状、ピストン形状等は、燃焼方法（ＨＣＣＩなど）や燃料に合わせて適宜変更することが好ましい。

上記実施形態から把握し得る本発明の技術的思想について、その効果とともに列記する。

（１） 内燃機関は、吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された動力出力軸となるクランクシャフトと、膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された補助クランクシャフトと、クランクシャフトを補助クランクシャフトとは異なる回転数で回転させることが可能な回転数比変更手段と、を有する。これによって、吸気圧縮行程と膨張排気工程を分離しているため、吸気時のフリクションを低減しつつ、膨張速度のみを変更できるので正味効率を向上させることができる。

（２） 上記（１）に記載の内燃機関において、回転数比変更手段は、クランクシャフトの１回転に対して補助クランクシャフトが１回転以上回転する第１のギヤ比と、クランクシャフトと補助クランクシャフトとが同一の回転数となる第２のギヤ比と、を備えている。

（３） 上記（２）に記載の内燃機関において、内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択される。これによって、エンジン低回転時では、高温の燃焼ガスとシリンダ壁面の接触時間を少なくできるため冷却損失を低減させることができる。

（４） 上記（２）または（３）に記載の内燃機関において、内燃機関の回転速度が高い場合には、回転数比変更手段で第２のギヤ比が選択される。これによって、エンジン高回転時では、燃焼中にピストンが下降する量が減少して筒内圧が適切に設定することができ、燃焼時間損失を低減させることができる。

（５） 上記（１）に記載の内燃機関において、回転数比変更手段は、クランクシャフトの１回転に対して補助クランクシャフトが１回転以上回転する第１のギヤ比と、クランクシャフトと補助クランクシャフトとが同一の回転数となる第２のギヤ比と、を備え、一つの吸気圧縮シリンダが複数の膨張排気シリンダと連通可能で、一つの吸気圧縮シリンダに対して複数の膨張排気シリンダで膨張行程を行えるよう構成されていると共に、複数の膨張排気シリンダ内の各膨張排気ピストンのストローク特性の位相を変化させる位相変更手段を有している。これによって、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された混合気を複数の膨張排気シリンダで同時に膨張させることで高膨張比を得ることができ、排気損失を低減して熱効率を向上させることができる。

（６） 上記（５）に記載の内燃機関において、内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が同一となるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を複数の膨張排気シリンダで同時に膨張させる。これによって、エンジン低回転時において、高温の燃焼ガスとシリンダ壁面の接触時間を少なくして冷却損失を低減できる。

（７） 上記（５）に記載の内燃機関において、内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が同一となるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を一つの膨張排気シリンダで膨張させる。

（８） 上記（５）〜（７）のいずれかに記載の内燃機関において、内燃機関の回転速度が高い場合には、回転数比変更手段で第２のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が互いに異なるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を一つの膨張排気シリンダで膨張させる。これによって、エンジン高回転において、ピストンが下降する量を相対的に減少させ筒内圧を適切に設定し燃焼時間損失を低減することができる。また燃焼回数を確保することができるため高効率かつ高出力とすることができる。

（９） 上記（１）に記載の内燃機関において、内燃機関は、一つの膨張排気シリンダが複数の吸気圧縮シリンダに連通可能で、複数の吸気圧縮シリンダに対して一つの膨張排気シリンダで膨張行程を行えるよう構成されている。これによって、膨張排気シリンダとその構成部品を削減することができる。また、内燃機関の重量を相対的に軽量化することができるため、車両へ搭載する場合の搭載性や燃費性能の向上を図ることができる。

（１０） 上記（１）〜（９）のいずれかに記載の内燃機関において、膨張排気シリンダ及び膨張排気シリンダ側の構成部品に、断熱材が用いられている。これによって、吸気温度を下げて充填効率を向上させつつ、膨張行程における冷却損失の更なる低減を実現することができる。

本発明に係る内燃機関の第１実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第１実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態における吸気圧縮ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が低い場合の膨張排気ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が高い場合の膨張排気ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が低い場合の混合気の流れを模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が低い場合のバルブ及びピストンの動作を示すタイミングチャート。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が高い場合の混合気の流れを模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第２実施形態において、エンジン回転数が高い場合のバルブ及びピストンの動作を示すタイミングチャート。 本発明に係る内燃機関の第３実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第３実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第３実施形態において、エンジン回転数が低い場合の膨張排気ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第３実施形態において、エンジン回転数が低い場合の混合気の流れを模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第３実施形態において、エンジン回転数が低い場合のバルブ及びピストンの動作を示すタイミングチャート。 第１クラッチを締結した場合及び第２クラッチを締結した場合の熱効率とエンジン回転数の相関関係を示した特性線図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における構成を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における吸気圧縮ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における膨張排気ピストンのピストンモーションを示す説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態における混合気の流れを模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態におけるバルブ及びピストンの動作を示すタイミングチャート。 エンジン回転数と熱効率との相関を示す特性線図。 本発明に係る内燃機関の第４実施形態におけるバルブ駆動方法を模式的に示した説明図。 バルブ駆動方法の比較例を模式的に示した説明図。

符号の説明

２…吸気圧縮シリンダ
３…膨張排気シリンダ
５…吸気バルブ
７…圧縮バルブ
９…排気バルブ
１０…吸気圧縮ピストン
１２…クランクシャフト
１４…膨張排気ピストン
３２…吸気圧縮シリンダ
３３…膨張排気シリンダ
３５…吸気バルブ
３７…圧縮バルブ
３８…燃焼室バルブ
４０…排気バルブ
４１…吸気圧縮ピストン
４３…クランクシャフト
４４…吸気圧縮１速ギヤ
４５…吸気圧縮２速ギヤ
４７…膨張排気ピストン
４９…補助クランクシャフト
５０…膨張排気１速ギヤ
５１…膨張排気２速ギヤ
５２…第１クラッチ
５３…第２クラッチ

Claims (10)

1. 吸気行程及び圧縮行程を行う吸気圧縮シリンダと、
   吸気圧縮シリンダ内の吸気圧縮ピストンに連係された動力出力軸となるクランクシャフトと、
   膨張行程及び排気行程を行う膨張排気シリンダと、
   膨張排気シリンダ内の膨張排気ピストンに連係された補助クランクシャフトと、
   クランクシャフトを補助クランクシャフトとは異なる回転数で回転させることが可能な回転数比変更手段と、を有することを特徴とする内燃機関。
2. 回転数比変更手段は、クランクシャフトの１回転に対して補助クランクシャフトが１回転以上回転する第１のギヤ比と、
   クランクシャフトと補助クランクシャフトとが同一の回転数となる第２のギヤ比と、を備えていることを特徴とする請求項１に内燃機関。
3. 内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択されることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。
4. 内燃機関の回転速度が高い場合には、回転数比変更手段で第２のギヤ比が選択されることを特徴とする請求項２または３に記載の内燃機関。
5. 回転数比変更手段は、クランクシャフトの１回転に対して補助クランクシャフトが１回転以上回転する第１のギヤ比と、クランクシャフトと補助クランクシャフトとが同一の回転数となる第２のギヤ比と、を備え、
   一つの吸気圧縮シリンダが複数の膨張排気シリンダと連通可能で、一つの吸気圧縮シリンダに対して複数の膨張排気シリンダで膨張行程を行えるよう構成されていると共に、複数の膨張排気シリンダ内の各膨張排気ピストンのストローク特性の位相を変化させる位相変更手段を有していることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
6. 内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が同一となるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を複数の膨張排気シリンダで同時に膨張させることを特徴とする請求項５に記載の内燃機関。
7. 内燃機関の回転速度が低い場合には、回転数比変更手段で第１のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が同一となるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を一つの膨張排気シリンダで膨張させることを特徴とする請求項５に記載の内燃機関。
8. 内燃機関の回転速度が高い場合には、回転数比変更手段で第２のギヤ比が選択され、位相変更手段で複数の膨張排気ピストンのストローク特性の位相が互いに異なるよう制御され、一つの吸気圧縮シリンダで圧縮された吸気を一つの膨張排気シリンダで膨張させることを特徴とする請求項５〜７のいずれかに記載の内燃機関。
9. 内燃機関は、一つの膨張排気シリンダが複数の吸気圧縮シリンダに連通可能で、複数の吸気圧縮シリンダに対して一つの膨張排気シリンダで膨張行程を行えるよう構成されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
10. 膨張排気シリンダ及び膨張排気シリンダ側の構成部品に、断熱材が用いられていることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の内燃機関。
    

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