JP2009002349A - 完全制御フリーピストンエンジン - Google Patents

Abstract

【課題】燃焼ピストン及びポンピングピストンを、燃焼ピストンに適当な上死点位置を与える位置において停止させる。
【解決手段】少なくとも一つのデュアルピストン組立体を有し、ポンピングピストン１５，１６が下死点から上死点に移動するときに、液圧シリンダ１２内に低圧流体吸入バルブを介して流体を低圧で吸い込むとともに、ポンピングピストンが上死点から下死点に移動するときに、低圧よりも高い高圧で流体を排出する。デュアルピストン組立体上の位置インジケータを読み取って位置信号を生成し、位置信号に基づいて、電子制御ユニットは目標圧縮比が得られるデュアルピストン組立体の停止位置を算出する。電子制御ユニットは、低圧流体吸入バルブを同一ストロークにおいて閉じるための指令信号を生成し、デュアルピストン組立体を指令された停止位置に停止させ、液圧動力を引き出して目標圧縮比を達成する。
【選択図】図２

Description

本発明は、化学エネルギー（燃料）の液圧、電気又は空圧エネルギーへの変換に関するものである。その一般的な応用分野は、移動用及び非移動用の動力ニーズに対する液圧、電気又は空圧動力の効率的な生成である。

現在、液圧動力は、液圧ポンプのドライブシャフトを駆動モータ、通常は電気モータ又は内燃エンジンによって回転させることによって生成される。最も効率的な液圧ポンプ用のポンピング手段として機能する往復運動ピストンを駆動するためには、回転シャフトからの動力を直線運動に変換しなくてはならない。往復運動ピストンのポンプが、従来型のクランクシャフトを備えた内燃エンジンによって駆動される場合、エンジン内部のピストンは燃焼ガスの膨張によって直線的に駆動され、これらのピストンがピストンポンプのドライブシャフトに連結されており、次いでこのシャフトがポンピングピストンの直線運動を生成することによって液圧動力を生成しなくてはならない。

エンジンの燃焼ピストンを液圧ピストンに直接的（かつ、通常は軸方向）に連結して、燃焼ピストンの直線運動から液圧動力を直接的に生成することによって、直線運動を回転運動に、そしてそれを再び直線運動に変換するのに関わるコストと非能率を回避するという概念は、新しいものではない。しかしながら、従来技術による設計に関連する様々な課題によって、このような基本概念の商業的な成功はすべて阻まれてきた。

燃焼ピストンを液圧ピストンに連結すると、クランクシャフトが不要となり、フリーピストン組立体を形成する。該フリーピストン組立体は、フリーピストン組立体の運動を制御するために使用される装置には機械的に連結されないので、フリーピストンエンジンの基本概念に関連する主要課題の一つは、前記フリーピストン組立体が、その圧縮ストローク中に燃焼ピストンの上死点（ＴＤＣ）位置に接近するにつれて、組立体を停止させる厳密な位置を、正確、かつ、（数百万回の事象に対して）反復可能に制御することにある。燃焼エンジンを効率的に駆動するためには、圧縮の程度（すなわち圧縮比）の制御が重要であり、効率的で燃焼プロセスの高い圧縮比を得ようとすると、燃焼ピストンを燃焼室（通常はエンジン「ヘッド」）の対向端の非常に近く（しばしば、１ミリメートル以内）まで移動させ、かつ、停止させることが必要となる。同様な課題が、膨張又は動力ストローク中に組立体がポンピングピストンの下死点（ＢＤＣ）位置に接近するときに、組立体を停止させる厳密な位置の制御に関連して存在する。すなわち、各ストロークの摩擦が（特に暖機又は過渡運転中には）変化し、各燃焼事象に対して供給される燃料の量が変化し、燃焼プロセスの開始が変化し、燃焼速度及び燃焼完全性が変化し、液圧流体がポンプに供給される圧力が変化し、液圧流体が排出される圧力が変化し、また、各ストロークに影響を与えるその他複数の作動パラメータが変化する可能性があり、したがって、上死点位置及び下死点位置の正確な制御は極めて困難である。不適切な制御を行うと、性能が許容できないだけでなく、燃焼ピストンが燃焼室の対向端に接触するか、又はポンピングピストンがポンピング室の対向端に接触した場合には、エンジンを破壊する可能性がある。

従来技術におけるフリーピストンエンジンは、作動制御の課題が理由で、（後述の一つの例外を除いて）２ストロークサイクルで作動する。２ストロークサイクルを使用してでも、燃焼ピストンを、圧縮ストローク中に正確な上死点位置に停止させることは非常に困難である。エンジンが、４ストロークサイクルで作動している場合には、追加のＴＤＣストロークが、使用済みの燃焼ガスを排出するために必要となる。該排出ストロークにおいては、圧縮ストロークとは異なり、燃焼ピストンが上死点に向かって移動するときに、圧力が上昇することによってピストン組立体を減速させるようなトラップされたガスは存在しない。ピストン組立体が衝突するのを制止するには、何らかの別の手段が必要となる。また、組立体を二つの追加のストロークを通して動かすには、やはり追加の手段が必要となる。その他の従来技術の問題又は欠点は、本発明と対比させると明白になる。

いくつかの有益な技術論文として、米国自動車技術会（Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｓ（ＳＡＥ））論文Ｎｏ．９２１７４０、Ｎｏ．９４１７７６、Ｎｏ．９６００３２及びその中で引用された参考文献があり、これらは様々なフリーピストンエンジン構想についての調査と分析を提供する。また、フリーピストン液圧ポンプ及びそれに関連するいくつかの米国特許があり、これらは本発明に関連すると考えられるので以下に示す。

フリーピストンエンジン‐ポンプユニット（Ｈｅｉｎｔｚ：Ｆｒｅｅ−Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ−Ｐｕｍｐ Ｕｎｉｔ）−米国特許第４，０８７，２０５号
フリーピストンエンジンポンプ（Ｈｅｉｎｔｚ：Ｆｒｅｅ−Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｐｕｍｐ）−米国特許第４，３６９，０２１号
フリーピストンポンプ（Ｂｅｒｇｌｏｆｆ ｅｔ ａｌ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｐｕｍｐ）−米国特許第４，４１０，３０４号
エネルギー率平滑化フリーピストンエンジンポンプ（Ｍｅｕｌｅｎｄｙｋ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｐｕｍｐ ｗｉｔｈ Ｅｎｅｒｇｙ Ｒａｔｅ Ｓｍｏｏｔｈｉｎｇ）−米国特許第４，４３５，１３３号
動力ユニット（Ｆｉｔｚｇｅｒａｌｄ：Ｐｏｗｅｒ Ｕｎｉｔｓ）−米国特許第３，８４１，７０７号
フリーピストン内燃エンジンを作動する方法（Ｂａｉｌｅｙ ｅｔ ａｌ：Ｍｅｔｈｏｄ ｏｆ Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ ａ Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｉｎｔｅｒｎａｌ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ）−米国特許第６，１５２，０９１号
スイッチングバルブ、及びそれを備えるフリーピストンエンジン（Ａｃｈｔｅｎ ｅｔ ａｌ：Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｓｗｉｔｃｈｉｎｇ Ｖａｌｖｅ， ａｎｄ ａ Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｐｒｏｖｉｄｅｄ Ｔｈｅｒｅｗｉｔｈ）−米国特許第５，９８３，６３８号
フリーピストンエンジン（Ａｃｈｔｅｎ ｅｔ ａｌ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ）−米国特許第５，８２９，３９３号
フリーピストンエンジン‐ポンプ推進システム（Ｈｅｉｎｔｚ：Ｆｒｅｅ−Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ−Ｐｕｍｐ Ｐｒｏｐｕｌｓｉｏｎ Ｓｙｓｔｅｍ）−米国特許第４，８９１，９４１号
液圧又は空圧エネルギー伝達装置を備えるフリーピストンモータ（Ｓｔｕｙｖｅｎｂｅｒｇ：Ｆｒｅｅ−Ｐｉｓｔｏｎ Ｍｏｔｏｒ ｗｉｔｈ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｏｒ Ｐｎｅｕｍａｔｉｃ Ｅｎｅｒｇｙ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）−米国特許第４，７９１，７８６号
対向ピストン型フリーピストンエンジンポンプユニット（Ｖａｎｄｅｒｌａａｎ：Ｏｐｐｏｓｅｄ Ｐｉｓｔｏｎ Ｔｙｐｅ Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｐｕｍｐ Ｕｎｉｔ）−米国特許第４，３８２，７４８号
フリーピストンエンジン（Ｍａｙｎｅ ｅｔ ａｌ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ）−米国特許第６，０２９，６１６号
流体エネルギーユニットを有するフリーピストンエンジン（Ａｃｈｔｅｎ ｅｔ ａｌ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｈａｖｉｎｇ ａ Ｆｌｕｉｄ Ｅｎｅｒｇｙ Ｕｎｉｔ）−米国特許第５，５５６，２６２号
フリーピストン内燃エンジン（Ｋｎｉｇｈｔ：Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｉｎｔｅｒｎａｌ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ）−米国特許第５，３６３，６５１号
内燃エンジン／流体ポンプ組合せ（Ｃｈｒｉｓｔｅｎｓｏｎ：Ｉｎｔｅｒｎａｌ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ／Ｆｌｕｉｄ Ｐｕｍｐ Ｃｏｍｂｉｎａｔｉｏｎ）−米国特許第５，２６１，７９７号
フリーピストンエンジンを備える液圧生成装置（Ｂｏｕｔｈｏｒｓ ｅｔ ａｌ：Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｇｅｎｅｒａｔｏｒ ｗｉｔｈ Ｆｒｅｅ Ｐｉｓｔｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ）−米国特許第４，４１５，３１３号
２ストロークサイクルでも４ストロークサイクルでも作動可能なフリーピストン液圧ポンプエンジンが、米国特許第５，６１１，３００号（図６〜１１及び請求項１１〜１２）に開示されている。このエンジンは、従来型のクランクシャフト及び燃焼ピストンを使用して、４ストロークサイクルの間に、空気を吸入、圧縮するとともに、使用済みの燃焼ガスを排出する。

従来技術による設計のフリーピストンエンジンは、一般に、単一ピストン、対向ピストン又はデュアルピストンとして分類される。本発明は、デュアルピストン構成として分類されることになる。従来技術のフリーピストンエンジンと同様に、本発明では、燃焼ピストンのストロークを使用して、直接的に液圧、空圧又は電気エネルギーを生成する。しかしながら、本発明の本質的な特徴の記述を容易にするために、液圧エネルギーの生成のみについて記述することにする。

様々な従来技術のフリーピストンエンジンの設計に関連するその他の課題としては次のものが挙げられる。

（１）機械的なバランスをとる難しさ。フリーピストン組立体の各ストロークは、エンジンハウジング及びエンジン内で、加速力及び減速力を何らかの方法で打ち消さない（すなわち、バランスさせない）限り、これらの力が、エンジンハウジング及びエンジンが搭載されている構造に伝達される。対向ピストンエンジンは、通常、良好なバランスを第１の利点とされるが、各フリーピストンの運動を厳密に制御することが困難であるので、このような可能性を実際に実現するのは困難である。

（２）燃料の導入のタイミング及び量の正確な制御。この課題は、前述されたように主としてピストン組立体の運動の制御に関係するが、敏感性を無くすることには大きな便益がある。

（３）２ストロークサイクルを使用することによる作動。現在、米国において２ストロークサイクル自動車エンジンは販売されていない。この理由は、このようなエンジンからの大気汚染排出ガスを制御することが極めて困難であるからである。この課題は、２サイクルフリーピストンエンジンにも同様に当てはまる。

（４）広範囲の動力出力を提供することの難しさ。（マススプリング‐バネ‐ダンパシステムと類似の）固有振動数が、いかなる形式のフリーピストンエンジンにも存在し、この速度を大幅に変えることは困難である。前記固有振動数は、ピストン組立体の質量及びストローク長の影響を最も強く受ける。質量及びストローク長の値が小さくなると、周波数を増大させるが、特に、膨張又は動力ストロークの初期部分における速度を大幅に増大させる。この領域における速度が増大すると、完全燃焼が阻止されて、ポンピングエンジンの液圧効率を低下させる。周波数を増大し、それによって固有の動力を増大しようとする試みにおいて、ほとんどの従来のフリーピストンエンジンは、質量を最小化することに注力し、したがって、燃焼及び効率上の不利益を被る。そこで、動力出力を変えるために、断続的作動が必要とされている。各サイクル後に作動を休止し、その場合の休止時間を変化させると、平均動力出力を変化させることができる。しかしながら、各サイクルの時間は、高い固有振動数に固定されており、したがって、エンジンは、前述されたような効率上の不利益を被り続ける。

（５）変動する高圧レベルへの応答の難しさ。フリーピストンエンジンがその魅力を発揮するであろう、ほとんどの液圧システムは、広範囲のシステム高圧レベル、例えば２０００〜５０００ｐｓｉで使用される。フリーピストンエンジン設計の多くは、一定の高圧で作動するものであり、このために利用可能性は限定されている。また、他のものは、変化する圧力に応じて燃料供給レベルを変更することが必要となる。例えば、５０００ｐｓｉにおいて、エンジンの燃料消費レベル（サイクル当たり）は最大であり、低圧においてはそれに比例して低下する。この手法において明白な一つの問題は、液圧動力出力が圧力とともに低下することであり、例えば２５００ｐｓｉにおいては、最大動力出力の半分だけが供給できることになる。また、通常、システム圧力が低下すると、動力を増大する（低減させない）必要がある。よく知られたポンプ流れである「バイパスシステム」（Ｂｅａｃｈｌｅｙ ａｎｄ Ｆｒｏｎｃｚａｋ、ＳＡＥ ＰａｐｅｒＮｏ．９２１７４０）、別名「復帰ストローク中の選択された時点での液圧アキュムレータと圧力室の結合による、作動圧力の達成」（米国特許第６，１５２，０９１号）、又は別名「効率的ピストンストロークの調整」（米国特許第６，８１４，４０５号、Ｏｃｔｒｏｏｉｒａａｄ Ｎｅｄｅｒｌａｎｄ）の使用が示唆されている。液圧ポンピング室の寸法は、最低予測圧力（例えば、２０００ｐｓｉ）においてでも、ポンピングピストンの全ストローク以下で、最大燃焼エネルギーを液圧流として供給できるようにされる。高圧において、バルブは、低圧システムへ戻る初期流れをバイパスさせ、動力ストロークにおける所定の位置、すなわち、残りのストロークが全燃焼エネルギーを高圧液圧システムに伝達する必要のある位置で、そのバルブを閉じる。理論的には、このアプローチによって、エンジンは、システム高圧レベルとは無関係に最適状態で稼働することが可能となる。バイパス流システムは、ディーゼルエンジン燃料噴射ポンプ、ある種の可変変位「チェックバルブ」液圧ポンプ（例えば、Ｄｙｎｅｘポンプ）等の、いくつかの商業用の非フリーピストンエンジン液圧システムにおいて使用される。例えば、ディーゼルエンジン燃料噴射ポンプにおいては、ピストン室内でピストンが上死点から下死点に移動するにつれて、ピストン室には、チェックバルブを介して燃料タンクからの低圧ディーゼル油が充填（てん）される（フリーピストンエンジンのピストン室と類似する方法）。次に、ピストンが下死点から上死点に向かって戻るにつれて、「スピルバルブ」によって、燃料は高圧チェックバルブ排出口をバイパスして、噴射装置に進み、タンクに戻ることが可能となる。トルク指令（すなわち、噴射に必要な燃料量）に応じて、適当なストローク位置でバイパスバルブが閉じて、高圧チェックバルブを介して噴射装置に必要な燃料を分配する。この「ポンピングピストンの有効ストロークを変化させる」技術が、フリーピストンエンジンにおいてまだ商業的に成功していないことの理由は、許容できない効率損失が発生することにある。フリーピストンエンジンに対して、バイパス内の流速は、サイクル内での最高流速になる。この理由は、流れに対する抵抗がほとんどなく、燃焼ガスの膨張が往復運動の質量をその最大速度まで加速するので、ピストンの速度が最大になるからである。バイパスが遮断された後は、ポンピング仕事は組立体を減速させる。この高速流速に対して、「ほとんど抵抗とならない」ためには、バイパスバルブは非常に大きくする必要がある。バルブが小さすぎる場合には、流れ圧力損失によって、潜在的な液圧動力が無駄になり、大幅に効率が低下することになる。他方、大きなバイパスバルブは、より大きな相対質量を有し、所定の閉止力に対して、よりゆっくりと閉じることになる。同様に、可変変位チェックバルブ液圧ポンプは、液圧ポンプ内で変位を変更するその他の技法よりも大幅に効率が低いが、これらは、簡単であり、かつ、比較的にコストが低いために、ある程度の商業的な成功を収めた。バイパスバルブ技法を用いることにおいて、フリーピストンエンジンを成功させるには、それは最小の開放流れ損失で作動させ、指令に応じて正確、かつ、反復可能に遮断可能にし、かつ、最も重要なこととして、極めて高速で作動させなければならない。

従来技術のフリーピストンエンジンのデュアルピストン構成は、対向する一対の動力ピストンを含み、これらは固定的に、内部で相互連結される。それぞれの動力（燃焼）ピストンは、コネクティングロッドを介して軸方向に取り付けられた液圧ポンピングピストンを有する。図１は、従来技術のデュアルピストン構成のフリーピストン組立体を示す。対向型の燃焼ピストン２、３は、燃焼シリンダ（図示されない）内で摺（しゅう）動する。前記燃焼ピストン２、３は、それぞれ内側方向に取り付けられたポンピングピストン４、５を備え、該ポンピングピストン４、５はポンピングシリンダ６、７内を摺動する。ポンピングピストン４、５は、シーリングブロック８を介してコネクティングロッド９によって固定的、かつ、内部的に連結され、これによって燃焼ピストン２、３と、ポンピングピストン４、５と、コネクティングロッド９が一つのユニットとして往復運動する。一対の単一ユニットフリーピストン組立体を同軸、したがって、内部的に連結してデュアルピストン組立体を形成することには、いつかの問題がある。

（１）フリーピストン組立体が、シーリングブロック８の長さ分だけ大きくなる。

（２）高圧液圧流体シール（又は一対のシール）を、シーリングブロック８内に配設しなくてはならず、これはコストを増加させ、摩擦の増大を引き起こし、該摩擦が全体の効率を大幅に低下させる。また、シール漏れがあれば、それが全体の効率を低下させる。

（３）三つの同心、かつ、同軸のシリンダ／ボアを２組、厳しい公差で製作することは、極めて困難である。また、三つの同心、かつ、同軸のピストン／ロッドを２組の厳しい公差で製作することも、極めて困難である。さらに、一方では、ピストン組立体がシリンダのネストの中で固着することなく、他方では、大きな公差による多大な漏洩（えい）なしに、往復運動しなくてはならないときに、ピストン組立体の公差の蓄積を最小化することは極めて困難である。

（４）ポンピングピストンの直径は、必要なピストンポンピング面積を維持するために、コネクティングロッドがない場合に必要とされるよりも大きくなくてはならない。ポンピングピストンの直径が大きくなると、より大きな摩擦と多くの漏洩が発生する。コネクティングロッドの直径は、反対側の単一フリーピストン組立体の質量を加速、減速するのに要する力を伝達する必要があるために、比較的大きくなくてはならず、このことはポンピングピストンの直径を更に大きくすることにつながる。

（５）組立体の構造の剛性が、後に更に述べるように、許容できるリングレス燃焼を可能にするのには不十分である。

（６）デュアルピストン組立体は機械的なバランスがとれていない。

したがって、本発明は、フリーピストンエンジンにおいて、燃焼ピストン及びポンピングピストンを、燃焼ピストンに適当な上死点位置を与える位置において停止させることを目的とする。

本発明の他の目的は、実際に４ストロークサイクルで作動することができるフリーピストンエンジンを提供することである。

本発明の更に他の目的は、機械的にバランスのとれたフリーピストンエンジンを提供することである。

本発明の更に他の目的は、マスバランスのとれたフリーピストンエンジンを提供することである。

本発明の更に他の目的は、広範囲の目標圧縮比で作動可能なフリーピストンエンジンを提供することである。

本発明の更に他の目的は、満足なリングレス燃焼を可能にするのに十分な剛性を有するフリーピストンエンジンを提供することである。

そのために、本発明の完全制御フリーピストンエンジンの操作方法においては、前述されたように、少なくとも一つのデュアルピストン組立体に適用される。そして、ポンピングピストンが下死点から上死点に移動するときに、液圧シリンダ内に低圧流体吸入バルブを介して流体を低圧で吸い込むとともに、前記ポンピングピストンが上死点から下死点に移動するときに、前記低圧よりも高い高圧で流体を排出する。前記デュアルピストン組立体上の位置インジケータを読み取って位置信号を生成し、該位置信号に基づいて、電子制御ユニットは目標圧縮比が得られるデュアルピストン組立体の停止位置を算出する。前記電子制御ユニットは、前記低圧流体吸入バルブを同一ストロークにおいて閉じるための指令信号を生成し、前記デュアルピストン組立体を指令された停止位置に停止させ、それによって液圧動力を引き出して、同一ストロークにおいて実時間で目標圧縮比を達成する。

そして、前記低圧流体吸入バルブを、それを介しての液圧シリンダの充填を完了するまで開放状態にし、かつ、前記低圧流体バルブを、主としてエンジン負荷及びシステム高圧に対応させて、前記低圧流体バルブを介して低圧に戻す排出の間に液圧シリンダの充填容積の２０％から１００％の位置で閉じることによって、前記停止位置が達成される。前記吸入バルブを閉じるための指令信号の特定において、電子制御ユニットは、一つ又はそれ以上の液圧シリンダの低圧（吸入）及び高圧（排出）を示す信号を利用してもよい。前記吸入バルブを閉じる目標位置を特定する一つの方法として、デュアルピストン組立体の速度及び加速度の関数として、所定のサイクルにおける１回の燃焼によって生成されるエネルギーを特定することもできる。

本発明の他の完全制御フリーピストンエンジンの操作方法においては、さらに、燃料供給速度及び一つ又はそれ以上の液圧シリンダの高圧（排出）のようなエンジン動作パラメータに基づいて、低圧流体吸入バルブを閉じるための停止位置の範囲におけるフェールセーフ要件を備える。好ましい実施の形態においては、検出された停止位置が設定された停止位置の範囲外であるとき、エンジンは停止させられる。

本発明を、デュアルピストン、液圧ポンプ構成を有する好ましい実施の形態を参照して説明する。本発明の固有の特徴（例えば、作動方法、バルブ設計及びアキュムレータ設計）の多くは、当業者であれば容易に理解できるように、単一ピストン及び対向ピストン構成にも適用可能である。従来のフリーピストン設計と同様に、本発明では、燃焼ピストンのストロークを利用して直接的に液圧動力を生成する。

好ましい実施の形態は、対向するシリンダ内に非軸方向に結び付けられた、二つの単一ピストン組立体（本明細書においてはデュアルピストン組立体という。）を特徴とする。一方のピストンが上死点に位置するときにはいつも、他方のピストンは下死点に位置する。一方の燃焼ピストンの圧縮ストロークに要するエネルギーは、少なくとも２ストロークサイクルに対しては、他方の燃焼ピストンの膨張ストロークによって提供される。

単一のデュアルピストン組立体として具現されるときには、本発明は２ストロークで作動する。しかしながら、一対（又は２対以上）のデュアルピストン組立体として具現されるときには、後述されるように、本発明は２ストロークサイクル又は４ストロークサイクルで作動させることができる。この燃焼システムは、応用可能な従来型の２ストローク及び４ストロークエンジンの様々な実施の形態のすべてを利用することが可能であるが、そのような特徴については、本発明が従来のフリーピストンエンジンでは知られていない特定の機能を実行する固有の手段を提供するか、又はそのような記述が本発明の理解を向上させることができる範囲を除いては、本明細書には記述しない。

図２及び３は、フリーピストンエンジンユニット内に含まれる単一のデュアルピストン組立体を利用する好ましい実施の形態の横断面図（直角面）を示す。シリンダ１２は、エンジン構造（図示されない）の一部である。点火装置１２０及び燃料噴射装置１２１が図示されているが、吸入及び排出バルブ／ポート、並びに内燃２ストローク及び４ストロークサイクルエンジンのその他の従来の機構は、存在はするが、図示されない。対向する燃焼ピストン１３、１４は、シリンダ１２内を摺動する。燃焼ピストン１３、１４は、それぞれ、軸方向に、かつ、内側方向に取り付けられたポンピングピストン１５、１６を有し、該ポンピングピストン１５、１６はポンピングシリンダ（液圧シリンダ）１７、１８内を摺動する。燃焼ピストン１３及びポンピングピストン１５の単一フリーピストン組立体と、燃焼ピストン１４及びポンピングピストン１６の単一フリーピストン組立体とは、ポンピングピストンの外部にある剛体手段によって連結される。

図２は、二つの単一フリーピストン組立体を連結して、デュアルピストン組立体を形成するためのケージ１９を示しており、前記デュアルピストン組立体は、燃焼ピストン１３、１４と、ポンピングピストン１５、１６と、ケージ１９とを備える単独ユニットとして往復運動する。フリーピストンエンジンユニットは、前記一つのデュアルピストン組立体に加えて関連する燃焼シリンダ及び液圧シリンダを有する。ポンピングピストンの外部にある手段、例えばケージ１９を使用して、二つの別個の単一フリーピストン組立体を剛直に連結し、デュアルピストン組立体の固有の構成を形成することによって、前述されたような従来のデュアルピストン組立体の問題を回避する。図４は、ケージ構造を視覚化しやすくするために、本発明のデュアルピストン組立体の構成を斜視図で示す。この構成において、ケージ１９は、燃焼ピストン１３、１４の直径より外に拡張（又は「屈曲」）される。

ケージ１９は、各ストロークとともに発生する大きな加速力及び減速力に伴って、従来の設計では発生するであろう組立体の曲げを回避する剛直構造を提供する。剛直構造及び任意に選択されるブシュ２０（図２）によって、燃焼ピストン１３、１４とシリンダ１２との正確な位置及び緊密な間隙（げき）が得られ、それによって、低抵抗でリングレス燃焼ピストンによる作動が可能となる。（本発明と同様の）軸方向にモーメントバランスされたポンピングピストン（単数又は複数）は、従来の技術において頻繁に論述されるが、実際にはまだ達成されていない。このような設計では、その基本設計によって、ピストンの直線運動をクランクシャフトの回転運動に変換する、すべての従来のピストン／クランクシャフトエンジンにおいて１次的な燃焼ピストンに加わる横力がなくなるので、このような可能性があることは周知である。しかしながら、（リングレス燃焼ピストンは油潤滑を使用しないので）燃焼ピストンに加わるすべての２次的な横力には、リングレス燃焼ピストンを燃焼シリンダに接触させることなく、対抗させなくてはならない。重力でさえも、組立体の質量に作用して、ピストンに横力を加える。本発明では、あらゆる２次的な燃焼ピストンに加わる横力に反作用するブシュ２０を利用するとともに、剛直構造を利用して、そうしなければピストン横移動を許すことになる構造の曲げを回避することによって、リングレス作動を達成可能にする。

ケージ１９の構造は、質量を大きくし、該質量によってデュアルピストン組立体のピーク速度が低下し、それによって、液圧ポンピング効率の最適化と、ポンピングバイパス流が停止している間の、流れ損失の低減が可能となる。本発明の目的の一つは、液圧動力の生成効率を最大化することであるので、速度と周波数を増大させる（これは固有の動力を向上させる一手段である）ために質量を低減することに努力する従来の技術に対して、往復運動するデュアルピストン組立体の質量は大きい方が望ましい。さらに、質量が大きくなると、均一な充填、圧縮−点火燃焼を利用する、実際的、かつ、効率的な作動が促進される。

図３は、図２を９０°回転させた組立体の横断面図である。ポンピングシリンダ１７、１８は、それぞれ、（後に詳述する）固有のバルブ２４ａ、２４ｂを含む通路２２、２３と連通させられ、該通路２２、２３は、バルブ３２を介して通路２５と接続され、該通路２５は更に低圧流体の供給源（図示されない）に接続される。ポンピングシリンダ１７、１８は更に、それぞれ、固有の一方向チェックバルブ２８ａ、２８ｂ（後に詳述する）を有する通路２６、２８と連通させられ、該通路２６、２８は更に、（任意に選択可能なバルブ３３を介して）高圧流体受容器（図示されない）と連通している。オン／オフバルブ３０ａ、３０ｂを使用することによってエンジンを始動させるために、高圧流体をポンピングシリンダ１７、１８に供給する。

図２及び３の単一デュアルピストン組立体は、２ストロークサイクルによって作動する。本発明に固有の作動方法について次に記述する。エンジンを始動させるには、デュアルピストン組立体は、図２及び３に示されるように位置させられる。（バルブ３０ｂは任意選択のバルブであり、異なる初期位置からより柔軟にエンジンを始動することを可能にする。）バルブ３０ａが開くように指令されると、高圧流体が、通路２９から開いた任意選択バルブ３３を通過し、バルブ３０ａ、通路２６を通り、ポンピングシリンダ１７中に流れる。シリンダ１７内の高圧流体は、ポンピングピストン１５の横断面積に作用して、デュアルピストン組立体及び燃焼ピストン１３を上死点の方向に加速する力を生成する。位置センサ３１（図２）は、ケージ１９上に配設された位置インジケータ（図示されない）を読み取る。位置センサ３１からの信号は、電子制御ユニット（ＥＣＵ、図示されない）に送られて、そこでデュアルピストン組立体の位置、速度及び加速度が特定される。速度は、既知の距離間隔にある位置インジケータ間の時間から特定し、加速度（又は減速度）は、速度の変化率から特定する。制御システムは、デュアルピストン組立体の実時間制御を実現する。ＥＣＵは、様々な作動条件下でのエンジンの機能の特性マップを含むメモリを備える。液圧油及びエンジン構造（図示されない）に対する温度センサの入力、並びに位置センサ３１からのデュアルピストン組立体のそれぞれの位置における瞬時の速度及び加速度から、ＥＣＵは、ピストン１３上方の燃焼ガスの指定された圧縮比を達成するように、バルブ３０ａに遮断の指令をする位置を判定する。このように、本発明の制御方法は、エンジン始動のための所望の圧縮比を提供することができる。本発明の目的の一つは、第１ストロークで始動燃焼をさせることであるので、初期圧縮比は、燃焼を確実にするために、（後述されるように、やはり実時間ベースで制御される）通常作動の圧縮比よりも大きく選択する。バルブ３０ａが遮断の指令を受けた後、デュアルピストン組立体の慣性によって、ポンピングシリンダ１７内の容積は増大し続け、チェックバルブの方式で（又は指令によって）バルブ２４ａが開き、低圧流体が、通路２５から開バルブ３２を通過して、バルブ２４ａ、及び通路２２を通ってシリンダ１７中に流れ込み、ピストン１３が上死点に到達して、燃焼の発生に至る。始動ストロークの間に、バルブ２４ｂは開放（かつ、バルブ３０ｂがある場合には、それは遮断）の指令を受ける。これによって、シリンダ１８内の流体が、通路２３、バルブ２４ｂ、バルブ３２及び通路２５を通って排出されて、始動圧縮ストロークに対する抵抗を回避することができる。

燃焼時には、ピストン１３及びデュアルピストン組立体は、上死点から下死点への移動を開始する。バルブ２４ａは開いたままとなり、デュアルピストン組立体が、ピストン１３の断面積上に作用する燃焼ガスの力によって加速されるにつれて、流体はシリンダ１７から、経路２２、バルブ２４ａ、バルブ３２及び通路２５を通って流れる。始動ストロークと同様に、位置センサ３１が、ケージ１９上に位置する位置インジケータを読み取る。位置センサ３１からの信号が、ＥＣＵに送られて、デュアルピストン組立体が上死点から下死点へと移動するにつれて、その速度及び加速度が各位置において検出される。制御システムは、デュアルピストン組立体を実時間で制御し続ける。適切な特性マップ及び入力信号、それに加えて低圧及び高圧ライン（図示されない）内の圧力センサからの入力から、ＥＣＵは、バルブ２４ａに遮断の指令を出して、（１）圧力下において、シリンダ１７から、チェックバルブ２８ａ、及び任意選択バルブ３３を通って、通路２９へと流れて液圧動力出力を生成する流体流と、（２）ピストン１４上方の燃焼ガスの設定された圧縮比とを達成する。圧縮比は、通常は１５〜２５の範囲にある。上死点から下死点へのストローク中に、シリンダ１７からの流れが、前述されたように進行する間に、シリンダ１８への流体の流れも発生させなくてはならない。デュアルピストン組立体が、ピストン１３の上死点から下死点への移動を開始すると、バルブ２４ｂは開いたままとなり、これによってデュアルピストン組立体の下死点において、シリンダ１８の完全充填が可能になる。次いで、このサイクルが、ポンピングピストン１６と同様に、次のストロークに対して反復されて液圧動力が生成される。

ＥＣＵは、デュアルピストン組立体の質量の速度、及びそれぞれの位置で、デュアルピストン組立体にかかっている力（加速度によって測定される）から、（供給される燃料量、又は燃焼のタイミング若しくは品質にかかわらず）各燃焼事象で生成される利用可能なエネルギーを実時間で特定し、特性マップから摩擦エネルギーの消費を考慮し、さらに、圧縮中の燃焼ピストンが次の燃焼事象に対する指定された実時間圧縮比を達成するように、（液圧システムの高圧及び低圧を考慮して）デュアルピストン組立体の停止位置を設定するのに必要な、ポンピングピストンの動力ストロークを特定する。次に、ＥＣＵは、流体吸入バルブ（適当であれば、バルブ２４ａ又は２４ｂ）に、必要なポンピングピストンの動力ストロークを形成するのに必要な位置で閉じるように指令する。

（変動する高液圧及び低液圧、システム摩擦、各燃焼事象に対して供給される燃料量、充填空気のブースト圧、燃焼の開始及び速度、並びに燃焼の完全性に対する自動調整を含む）各動力ストロークの瞬時特性に基づいて動力出力を制御する、前記フリーピストンエンジンの固有の作動方法は、従来の設計の制御の課題及び問題を解消する。重要な特徴は、動力抽出プロセスが開始される以前、すなわち、高圧への流体の排出の開始以前に、適当な量の流体が、低圧に排出されて戻るようにするための流体吸入バルブ（２４ａ、２４ｂ）の正確な遅延閉止（ｌａｔｅ ｃｌｏｓｉｎｇ）である。バルブ２４ａ（又は２４ｂ）の閉止以前に、低圧へ排出して戻す流体の適当な量は、主としてエンジン負荷及びシステム高圧に応じて、通常、液圧シリンダ１７（又は１８）の量の２０％〜１００％（アイドル時）である（流体吸入ストロークが完了した後に、バルブ２４ａ又は適当であれば２４ｂが、ポンピングバイパス流れ制御バルブとして機能する。）。

エンジンを停止させるには、燃焼ピストン１４の燃焼室内で圧縮された空気への燃料供給を停止し、フルパワーの動力ストロークをシリンダ１７から解除し、バルブ２４ｂをデュアルピストン組立体の下死点で閉じる。燃焼ピストン１４用の空気吸入バルブ（図示されない）も、前記ストロークの間、開けたままにして、より多くの液圧動力の抽出を可能にしてもよい。利用可能な場合には、バルブ３３を組立体の下死点で閉じて、さらに組立体を下死点に固定してもよい。

固有の「故障モード」制御ロジックも、本エンジン作動方法において使用される。流体吸入バルブの遅延閉止のタイミングが重要であり、したがって、予測される摩擦、燃料供給及び液圧システム高圧等の重要な入力特徴の関数としての「開ループ」テーブルのバルブの閉止位置と、部分的に位置センサによる速度及び加速度の測定値に基づいて、ＥＣＵによって実時間で特定される閉止位置とを比較して、二つの閉止位置の差異が、許容範囲を超える場合に、ＥＣＵは、燃料供給を停止し、かつ、流体を排出しているいずれかの吸入バルブを直ちに閉じることによって、エンジンを停止させる。さらに、流体吸入バルブが、位置センサからの次の読取りによって決定されるとおりに、指令に応じて遮断しない場合に、エンジンは、燃料供給の不足によって、他の吸入バルブを閉じるように指令することによって、又はオン／オフ供給バルブ３２（図３）を閉じるように指令することによって、デュアルピストン組立体を停止させる。システム液圧の高圧が突然に低下した場合には、任意選択で追加される高圧側オン／オフバルブ（オリフィス付）３３に、遮断の指令をしてもよい。エンジンが電力を失った場合には、燃料の供給が停止し、流体吸入バルブがデフォルトで閉止位置になり、高流体圧オン／オフバルブがデフォルトで閉止位置になる。液圧が、設定範囲より低下した場合には、燃料の供給を停止させて、エンジンを切り、吸入流体のキャビテーションが発生する可能性を回避する。

本発明は、従来のフリーピストンエンジンとは異なり、広範囲な動力を容易に提供する。動力出力は、低い「負荷レベル」（低燃料率）で運転することによって、又は作動期間の間に、異なる時間の間、作動を停止させることによって低下させることができる。動力出力は、エンジンを高いレベルの吸入空気のブースト圧で作動させることによって大きく増大させることができる。

全体システムの効率に対する重要性を考慮して、吸入バルブの遅延閉止（図３のバルブ２４ａ、２４ｂ）は、開放流れの圧力低下損失を最小にするのに十分大きくなくてはならず、指令時に正確、かつ、反復可能に遮断が可能であり、かつ、閉止が極めて迅速でなくてはならない。本発明の二つの独特のバルブ設計は、従来の設計とは異なり、これらの要件を満たす。

図５は、吸入バルブ２４ａ、２４ｂの第１の好ましい実施の形態を示す。バルブメンバ４０は、球形のポペット形（中空球の部分）のヘッド４６と、ヘッド４６と一体のガイドポスト４１を有する。大きな開放流れ面積、迅速な応答及び高い作動圧力（例えば、５０００ｐｓｉ）の目的を考えると、これは最適な設計である。吸入ポート２２は、低圧流体を収納する。スプリング４２は、バルブ（図示される）を閉じるのを補助する力を加えて、バルブが従来のチェックバルブとしても機能できるようにする。ポート４３は、ポンピングシリンダ１７（図５に図示されない）に接続されている。ポンピングピストンの吸入ストロークが始まると、ポンピングシリンダ及びポート４３内の圧力は低下し、ポート２２内の高圧がバルブ４０を開き、流体がポート２２から、シート４４を通り過ぎて、ポート４３に流れる。ピン４５が、制御可能なアクチュエータ（図示されない）に取り付けられており、該アクチュエータは、指令を受けるとバルブメンバ４０に力を加えて、迅速な解放を補助する。ピン４５は、下降して、「バルブ４０に接触状態」の位置のままとなり、バルブメンバ４０を全開位置に保持し、吸入流損失を最小化する。また、ピン４５は、ポンピングピストン排出ストロークの初期部分の間、全開（又は「最下降」）位置に留まり、流れ損失を最小化し、低圧ポート２２へ流体を排出して戻すことを可能にする。動力抽出が開始されるべきポンピングピストン位置において、ピン４５はバルブ４０から後退させられて、スプリング４２及びポート４３の高圧流体が、迅速にバルブ４０を遮断する。任意選択で、ピン４５をバルブ４０に取り付け、ピン４５を後退させることによって、更に閉止時間を短くすることもできる。

他の好ましい実施の形態においては、吸入バルブ２４ａ、２４ｂは、米国特許第６，１７０，５２４号の高速バルブであり、この特許の教示を、参照として本明細書に組み入れる。米国特許第６，１７０，５２４号に開示されたバルブは、非常に短い開放時間及び閉止時間をもたらす。

本発明は、また、各「高圧へのポンピング」事象の開始に起因する圧力パルスを減衰させるための、任意選択で一体化された固有の流体アキュムレータを備える固有の高圧流「制御」チェックバルブ（図３のバルブ２８ａ、２８ｂ）を含む。高圧パルスは、それら自体が効率損失を表し、エンジン制御を複雑化するので望ましくない。好ましい一つの実施の形態において、高圧チェックバルブ２８ａ、２８ｂは、図５のように設計されており、任意選択で、（流れ損失を低減するための）より弱いスプリングと、ポンピングピストンの下死点で高圧流体の逆流が発生する以前に、チェックバルブを非常に高速に遮断させる固有手段とを備える。高圧流体の逆流は、重大な効率損失である。

図６は、アキュムレータと一体化された高速閉止チェックバルブ２８ａ、２８ｂの好ましい実施の形態である。図６は、ポンピングシリンダ１７の部分内での所望の下死点位置にあるポンピングピストン１５の一部分を示す。流れ回収マニホルド５０が、ポンピングピストン１５の所望の下死点位置で終端しているのが示される（吸入ポートは図示されない。）。前記ポンピングピストン１５の動力生成ストローク中に、流体は、ポンピングシリンダ１７から、前記マニホルド５０、マニホルド排出口５１を通り、シート４４、バルブメンバ４０を通過し、バルブポストガイド５３の穴（図示されない）を通り、アキュムレータ５４の流体溜（たま）りに流れる。初期流れは、ブラダー５５内のガスを圧縮し、初期流体の加速圧力スパイクを低減させる。ポンピングシリンダ１７からの流れが進行するにつれて、アキュムレータの下部部分（流体出口近く）における液体は、アキュムレータ出口５６から流れ出て、高圧流体受容器（図示されない）へと流れる。ポンピングピストン１５がその所望の下死点位置に接近するにつれて、ピストン１５はマニホルド排出口５１を遮断し始め、チャンバ５７内の圧力は急速に上がり、チューブ５８内、及びバルブ遮断チャンバ５９内で、圧力が上昇する。該チャンバ５９内の高圧は、バルブメンバ４０を迅速に遮断させ、すなわち、図６に示す位置にして、遮断流れ損失及び流体逆流を最小化する。この構成は、また、ポンピングピストン１５及びデュアルピストン組立体用の液圧ブレーキ「バックアップ」、並びにポンピングピストン停止制御における不正確さに対する許容幅を提供する。

本発明の他の重要、かつ、固有な故障モード防護機能は、二つの単一ピストン組立体の剛直外部取り付け手段が、バックアップ停止手段として機能することである。図２に示されるインパクトパッド３５がケージ１９に取り付けられて、デュアルピストン組立体が、そのストローク端を超える場合には、許容できるばらつきに対する余裕（おそらく１０分の２又は３ミリメートル未満）をもって、インパクトパッド３５がシリンダハウジング１２と接触し、したがって、エンジン構造と接触して、ピストン対ヘッドの衝突防止を行う。

図７は、固有の設計を導入することによって、図１〜６の単一デュアルピストン組立体のバランスがとられる一つの実施の形態を示す。デュアルピストン組立体６０が、ギヤ歯６１ａ、６１ｂ、ギヤ６２ａ、６２ｂ、並びに、ギヤ６２ａ、６２ｂと噛（し）合するバランスマス６３ａ、６３ｂを含めて示されている。バランスマス６３ａ、６３ｂは、同じ質量であり、それぞれがデュアルピストン組立体６０の質量の半分である。デュアルピストン組立体６０が一方向に移動するにつれて、バランスマス６３ａ、６３ｂは、ギヤ６２ａ、６２ｂによって駆動されて、同じ速度で反対方向に移動する。本実施の形態において、単一デュアルピストン組立体型フリーピストンエンジンは、質量及びモーメントが完璧にバランスされる。ギヤラック及びピニオン手段は、チェーン／スプロケット、レバー又はその他の類似の同期手段で置き換えることができる。

図８〜１１は、「４シリンダ」デュアルピストン型フリーエンジンの好ましい実施の形態を示す。該エンジンの実施の形態は、２ストロークサイクルで作動させることが可能であり、それぞれのデュアルピストン組立体の作動は、一つの重大な区別を除いて、単一デュアルピストン組立体について前述された内容と同一である。一つの重大な例外とは、図８〜１１の構成は、図７のバランスマスなしに、機械的にバランスされていることである。しかしながら、図８〜１１の構成をモーメントでもバランスさせるには、バランスマスを追加する必要がある。

ところが、図８〜１１に示すように、図示されたエンジンは、４ストロークサイクルでも作動させることができる。図８〜１１は、それぞれ、４ストロークサイクルにおける四つの位置又はストロークを示す。図８及び９を用いて、２ストロークモードで作動する単一デュアルピストン組立体エンジンについて記述した作動方法との一つの重要な差異について説明する。４ストロークサイクルエンジンは、動力（又は膨張）ストロークを生成するのに、２ストロークサイクルエンジンよりも二つ多いストローク（排出及び吸入ストローク）を有するので、それぞれのポンピングシリンダは、充填及び動力ストロークを経る前に、追加の充填ストローク及び低圧への排出戻しのストロークを経なくてはならない。図８は、使用済みの燃焼ガスの排出を完了しようとする（排出ストローク）燃焼ピストン８０を示す。この排出ストローク中に、ポンピングピストン８１は、ポンピングシリンダ８２の充填を完了する（充填ストローク）。しかし、燃焼ピストン８０の次のストロークは、空気充填・空気吸入ストローク（図９）であるので、ポンピングシリンダ８２用の流体吸入バルブ（図示されない）は、流体の低圧への排出戻りを可能にするために、全開のままでなくてはならない。空気圧縮・流体吸入ストローク（図１０）及び燃焼ガス膨張・流体動力ストローク（図１１）は、前述の２ストロークエンジン構成の同じストロークと同一であり、したがって、ここではその作動を繰り返し述べない。

前述された４ストローク作動の二つの追加流体ポンピングストロークは、（四つのうちの）二つのポンピングピストン及びポンピングシリンダを除去することによって省くことができる。例えば、図８を参照すると、ポンピングピストン８３及びポンピングシリンダ８４、並びにポンピングピストン８５及びポンピングシリンダ８６が除去されると、残りの２組のポンピングピストンとポンピングシリンダは、その下死点位置までの各ポンピングピストンストロークで、動力ストロークを有することになる。この構成は、２ストロークモードで作動することも可能であるが、下死点位置への各ストロークに対して、２回の燃焼事象の出力動力を供給するためには、残りのポンピングシリンダの流れ容量を（ポンピングピストン及びポンピングシリンダの横断面積を倍増することによって）倍増させなくてはならない。本発明の本実施の形態の主要な欠点は、それ自体、軸方向にポンピングピストンを備えない燃焼ピストンが膨張ストロークを経験するときに、追加のガス膨張力を、ギヤを介して適当なポンピングピストンに伝達しなくてはならないことである。

図１２は、質量及びモーメントについて完全にバランスのとれた８シリンダ型フリーピストンエンジンの他の実施の形態を示す。本実施の形態は、２ストローク又は４ストロークサイクル作動のいずれかで使用することができるが、４ストローク作動が、特に興味を惹く。二つの中央デュアルピストン組立体９０、９１、及び二つの外側デュアルピストン組立体９３、９４の運動を同期させるために、同期アタッチメント９２を使用する。デュアルピストン組立体９０、９１と、デュアルピストン組立体９３、９４とは、一緒に往復運動する。２ストローク及び４ストロークについて先に提示した、その他の作動説明がすべて当てはまる。代替案として、２ギヤ一体組立体を電子的に同期させることができるが、制御はより複雑となる。

図１３は、本発明のデュアルピストン組立体の他の実施の形態を示す。本実施の形態において、燃焼ピストン７０及びポンピングピストン７１は軸方向に連結されて、ポンピングシリンダ７３もポンピングピストン７１と軸方向に整列されている。燃焼ピストン７４は、取り付けられた二つのポンピングピストン７５、７６を有し、それぞれが燃焼ピストン円形横断面の中心線に沿って中央揃えされ、かつ、ピストン外形から等しく内側に配置されて、燃焼ピストン上でバランスした実質上の力を達成する。ポンピングピストン７５、７６は、ポンピングシリンダ７７、７８内で往復運動する。ポンピングピストン７５、７６の総横断面積は、ポンピングピストン７１の横断面積に等しくなくてはならない。２ストローク又は４ストローク作動の作動特性については前述されたとおりである。並列ポンピングピストンによって、より高密度な構成が達成されるが、代償として、いくらかの複雑さが増すことになる。

図１４は、二つの単一ピストン組立体を、油圧機械式フレキシブル結合によって結び付ける他の実施の形態を示す。この実施の形態の主要な利点は、二つの単一ピストン組立体を、相互に様々な位置に配置することことによって、パッケージ又はバランスを改善できることである。図１４の構成は、従来のインラインパッケージ及び機械式バランスのための並列位置を提供する。燃焼ピストン及びポンピングピストンは、前述されたように配設することができる。

図１４の実施の形態において、単一ピストン組立体の軸方向ポンピングピストン１０１は、シャトルシリンダ１０３内を往復運動する流体シャトルピストン１０２に軸方向に結び付けられている。ポンピングピストン１０１は、シーリングブロック１０５内を往復運動する中空のコネクティングロッド１０４によって、シャトルピストン１０２に連結されている。コネクティングロッド１０４の中空中心１０６は、ポンピングシリンダ１０７内の流体と流体接触する。チェックバルブ１０８は、コネクティングロッド１０４の中空中心１０６から、シャトルシリンダ１０３への流れのみを可能にする。シャトルシリンダ１０３は、伝達チューブ１０９によって、シャトルシリンダ１１０に更に連結されて、該シャトルシリンダ１１０内を流体シャトルピストンが往復運動する。シャトルシリンダ１１０及びシャトルピストン１１１は、第２の単一ピストン組立体と同一部品である。シャトルピストン１０２は、チェーン等の高張力に耐えることのできるフレキシブル機械式手段によって、シャトルピストン１１１に更に接続される。スプロケット１１３、１１４等の適当な誘導手段を使用して、フレキシブル機械手段の移動を誘導する。シャトルシリンダ１０３、伝達チューブ１０９及びシャトルシリンダ１１０（シャトルピストン１０２、１１１間）内の流体は、（いくらかの漏洩が不可避に発生するので）補給されて、ポンピングシリンダ１０７からチャックバルブ１０８を通る流体によって加圧された状態が保たれる。加圧された流体は、チェーン１１２を張力を加えた状態に保ち、該チェーン１１２は流体容積を抑制する。流体チェーン組立体は、フレキシブルな固定長ロッドとして作用し、かつ、図２のケージ１９として機能する。したがって、この組立体はフレキシブル結合を備える油圧機械式であり、このように接続された二つの単一ピストン組立体は、本発明のデュアルピストン組立体として機能するとともに、単一デュアルピストン組立体による２ストロークサイクル、及び二つの（又は三つ以上の）デュアルピストン組立体による４ストロークサイクルを含む、前述されたすべての機構での作動が可能である。

図１４も機械式リンク１１５を示し、該機械式リンク１１５を使用することによって、二つのデュアルピストン組立体を互いに結び付けて、４ストロークの、質量及びモーメントをバランスさせた作動が可能となる。二つのデュアルピストン組立体は、「ケージ」実施例について先述したように、電子的に結合することもできる。

図１５は、図８〜１１の「４シリンダ」デュアルピストン組立体エンジンの他の実施の形態を示す。図１５は、二つのツイン型デュアルピストン組立体Ａ及びＢを示す。一つのツイン型デュアルピストン組立体Ａを参照すると、このエンジンは、前述されたように、組立体Ａを（図８〜１１の実施の形態と同様に）機械的にバランスさせて、２ストロークサイクル又は４ストロークサイクル作動のいずれかで運転可能であり、また、図８〜１１の実施の形態と異なり、組立体Ａはモーメントでもバランスされている。２ストロークサイクル作動モードにおいては、組立体Ａは、また、「燃焼力バランス」されており、組立体Ａは、また、組立体Ｂに機械的に結び付ける（図９のように、二つの図８〜１１の組立体を結び付ける）か、又は（図のように）ギヤで一緒にして、４ストローク、燃焼力バランス作動が可能となる。図１５の実施の形態の、いくつかの応用における欠点は、完成エンジンの長さが大幅に増大することである。

組立体Ａを使用して、本実施の形態に固有の（図８〜１１及び前述された実施の形態の）特徴、すなわち、２ストロークモードでの作動においての、モーメントと燃焼力とのバランスをさらに記述する。燃焼ピストン１２４、１２４Ａは、それぞれシリンダ１２６、１２６Ａ内で往復運動し、互いに固定されてデュアルピストン組立体１２０を形成する。燃焼ピストン１２４、１２４Ａは、該燃焼ピストン１２４、１２４Ａに固定されたポンピングピストン１２８、１２８Ａをそれぞれ支持する。燃焼ピストン１２５、１２５Ａは、該燃焼ピストン１２５、１２５Ａに固定されたポンピングピストン１２９、１２９Ａを、それぞれ支持するとともに、互いに固定されて、デュアルピストン組立体１２１を形成する。デュアルピストン組立体１２０、１２１は、ギヤ１２３を介して、外部ケージ１２２によって同期される。組立体１２１に外部ケージ１２２を加えたものは、組立体１２０と同じ質量でなくてはならない。組立体１２０がその外部ＴＤＣの位置からその内部ＴＤＣの位置へと移動するにつれて、組立体１２１は、その外部ＴＤＣの位置からその内部ＴＤＣの位置へと移動する。内部ＴＤＣの位置において、組立体１２０の内部燃焼ピストン１２４と組立体１２１の内部燃焼ピストン１２５の両方が、圧縮ストロークを完了し、燃焼が始まり、さらに（前述されたような）膨張ストロークが続く。すべての力が、エンジン構造内でバランスされている。

図１６に示される、図７における実施の形態の修正形態は、バランスマス６３ａ、６３ｂ（図７）に代えて、デュアルピストン組立体１３３ａ、１３３ｂを組み入れ、各燃焼ピストン１３４ａ、１３４ｂ、１３４ｃ、１３４ｄが、中央デュアルピストン組立体１３０の燃焼ピストン１３５ａ、１３５ｂの２分の１の面積を有する。連続する機械的なバランスに加えて、図７の実施の形態に対するこの６シリンダの修正形態は、２ストローク又は３ストローク作動が可能であり、図１５の実施の形態について記述された、モーメント及び燃焼力バランスが任意選択である。図１６は、コスト低減のために、ポンピングピストンを備えないデュアルピストン組立体１３３ａ、１３３ｂを示す。燃焼ピストン１３４ａ、１３４ｂ、１３４ｃ、１３４ｄの膨張動作は、同期手段１３２ａ又は１３２ｂを介して、中央デュアルピストン組立体１３０に適切に伝達されるとともに、ポンピングピストン１３６ａ又は１３６ｂによって、適切に、前述されたように液圧動力が引き出される。デュアルピストン組立体１３３ａ、１３３ｂは、ポンピングピストン（図示されない）を備えるように修正することも可能であり、前述されたように作動することによって、同期手段１３２ａ、１３２ｂを介して伝達する必要のある力を低減する。

さらに、他の実施の形態においては、本発明は、反復可能な燃料及び燃焼制御の方法を提供し、この方法は、流体吸入バルブ（適宜にバルブ２４ａ又は２４、２４ｂ−図３）の遅延閉止のための、電子的及び機械的応答に対する追加の時間を提供する。図２及び３を参照して前述された作動方法は、ここで再び図２及び３を参照して記述することを除いて、やはり当てはまる。この代替的な制御方法を用いると、適切な遅延吸入バルブ（適宜にバルブ２４ａ又は２４ｂ）の閉止位置、すなわち、適切な次の上死点の組立位置を補償するための十分なエネルギーを残しながら、利用可能なエネルギーを抽出するのに適切な位置が、各燃焼事象に対して、供給／指令燃料量、液圧及び（摩擦や熱損失等のエンジン作動特性のテーブル又はアルゴリズムからの）「予測」サイクル効率に基づいて算出される。任意選択で、適切な吸入バルブの遅延閉止位置の「算出」に対する適応学習調整が、一つ又は複数以下の、又は類似の組立体エネルギー算出手段：（１）位置センサ３１からの信号に基づく、（実際値と予測値とを比較しながら）選択位置における組立体の速度、（２）位置センサ３１からの信号に基づく、（予測停止位置と比較した）デュアルピストン組立体の停止位置、（３）シリンダ圧力トランスデューサ（図示されない）からの信号に基づく、組立体停止時、又はその近傍であるが、燃焼の開始以前の、反対側の燃焼シリンダの圧力に基づいて、それぞれの動力ストロークに対して提供される。

本発明は、その主旨又はその本質的な特徴から逸脱することなく、別の特定の形態で具現することができる。したがって、これらの実施の形態は、すべての点において説明するためのものであり、限定するものではないと考えるべきであり、本発明の範囲は、前記の記述によるのではなく、添付の請求の範囲によって示されるものであり、かつ、請求の範囲と等価な意味及び範囲にあるすべての変更は、本発明に含むことを意図するものである。

従来型のデュアルピストン式フリーピストンエンジンの概略図である。 本発明のフリーピストンエンジンの一実施形態における単一のデュアルピストン組立体の概略図である。 更に付随の流体循環システムを備えた図２のデュアルピストン組立体を示す図である。 図２の実施の形態によるデュアルピストン組立体の斜視図である。 本発明のフリーピストンエンジンに使用される吸入バルブの好ましい実施の形態の概略断面図である。 関連する流体流れ接続及びアキュムレータを備える高圧・高速閉鎖チェックバルブの概略図である。 本発明のエンジンの第２の実施の形態による単一のデュアルピストン組立体の横断面図である。 二つの組立体を同期させるための歯車装置を含み、二つ並列のデュアルピストン組立体を有する本発明の第３の実施の形態を示す第１の図である。 二つの組立体を同期させるための歯車装置を含み、二つ並列のデュアルピストン組立体を有する本発明の第３の実施の形態を示す第２の図である。 二つの組立体を同期させるための歯車装置を含み、二つ並列のデュアルピストン組立体を有する本発明の第３の実施の形態を示す第３の図である。 二つの組立体を同期させるための歯車装置を含み、二つ並列のデュアルピストン組立体を有する本発明の第３の実施の形態を示す第４の図である。 対を構成するデュアルピストン組立体の同期歯車装置連結ケージと、二つの最内側デュアルピストン組立体を連結する剛体コネクタを備える、並列配置された四つのデュアルピストン組立体を含む本発明の更に他の実施の形態を示す横断面図である。 一方の燃焼ピストンが二つのポンピングピストンを支持し、組立体の他方の燃焼ピストンが一つのポンピングピストンを支持する本発明の更に他の実施の形態による単一のデュアルピストン組立体の横断面図である。 平行に配置された四つの燃焼シリンダと、各ポンピングピストンに固定されたシャトルピストンとを備え、フレキシブルコネクタが一対の燃焼シリンダに関連するシャトルピストンを連結している本発明のエンジンの更に他の実施の形態を示す概略図である。 四つのデュアルピストン組立体を有し、それらが軸方向に対にされて、軸方向に配設された対が平行であるとともに同期動作のために連結されている、本発明によるフリーピストンエンジンの他の実施の形態を示す概略図である。 平行な三つのデュアルピストン組立体を有する本発明によるフリーピストンエンジンの他の実施の形態を示す概略図である。

符号の説明

１２、１２６、１２６Ａ シリンダ
１３、１４、７０、７４、８０、１２４、１２４Ａ 燃焼ピストン
１５、１６、７１、７５、７６、８１、８３、８５、１０１、１２８、１２８Ａ、１２９、１２９Ａ、１３６ａ、１３６ｂ ポンピングピストン
１７、１８、７３、７７、７８、８２、８４、８６、１０７ ポンピングシリンダ
１９ ケージ
２０ ブシュ
３５ インパクトパッド
４０ バルブメンバ
４１ ガイドポスト
４２ スプリング
４４ シート
４６ ヘッド
５４ アキュムレータ
５５ ブラダー
６０、９０、９１、９３、９４、１２０、１２１、１３３ａ、１３３ｂ デュアルピストン組立体
１０２、１１１ シャトルピストン
１０３、１１０ シャトルシリンダ
１０９ 伝達チューブ
１１５ 機械式リンク
２４ａ、２４ｂ バルブ
６３ａ、６３ｂ バランスマス

Claims (12)

1. エンジンユニットが、その中にそれぞれフリーフロート式の燃焼ピストンを収容する軸方向に対向する一対の燃焼シリンダを備え、かつ、前記各燃焼ピストンが、該燃焼ピストンに固定されるとともに液圧シリンダ内に装着され、その中で往復直線運動をする少なくとも一つのポンピングピストンを備え、かつ、前記燃焼ピストンが、互いに固定されてデュアルピストン組立体として一列に並んで往復運動する少なくとも一つのエンジンユニットを有するフリーピストンエンジンの作動方法において、
   前記ポンピングピストンが下死点から上死点に移動するときに、前記液圧シリンダ内に低圧流体吸入バルブを介して流体を低圧で吸い込むとともに、前記ポンピングピストンが上死点から下死点に移動するときに、前記低圧よりも高い高圧で流体を排出するステップと、
   前記デュアルピストン組立体上の位置インジケータを読み取り、一方向への動力ストロークのための位置信号を生成するステップと、
   前記高圧及び低圧を計測して計測圧力を表す圧力信号を生成するステップと、
   前記位置信号及び前記圧力信号に基づいて、前記低圧流体吸入バルブを同一ストロークにおいて閉じるための位置を特定し、前記デュアルピストン組立体を指令された停止位置に停止させ、それによって液圧動力を引き出して、同一ストロークにおいて実時間で対向する燃焼ピストンの目標圧縮比を達成するステップとを有することを特徴とする方法。
2. 前記低圧流体吸入バルブを、該低圧流体吸入バルブを介して液圧シリンダの充填が完了するまで開放状態にし、かつ、前記低圧流体吸入バルブを、該低圧流体吸入バルブを介して低圧に戻す排出の間に液圧シリンダの充填容積の２０％から１００％の位置で閉じることによって、前記停止位置を達成する請求項１に記載の方法。
3. エンジンユニットが、その中にそれぞれフリーフロート式の燃焼ピストンを収容する軸方向に対向する一対の燃焼シリンダを備え、かつ、前記各燃焼ピストンが、該燃焼ピストンに固定されるとともに液圧シリンダ内に装着され、その中で往復直線運動をする少なくとも一つのポンピングピストンを備え、かつ、燃焼ピストンが、互いに固定されてデュアルピストン組立体として一列に並んで往復運動する少なくとも一つのエンジンユニットを有するフリーピストンエンジンの作動方法において、
   前記ポンピングピストンが下死点から上死点に移動するときに、液圧シリンダ内に低圧流体吸入バルブを介して流体を低圧で吸入するとともに、前記ポンピングピストンが上死点から下死点に移動するときに、前記低圧よりも高い高圧で流体を排出するステップと、
   所定のサイクルの動力ストロークにおいて、前記デュアルピストン組立体の複数の位置において前記デュアルピストン組立体上に配設された位置インジケータを読み取り、位置信号を生成するステップと、
   前記所定のサイクルにおいて、前記位置信号に基づいて、前記デュアルピストン組立体の速度及び加速度の関数として、１回の燃焼によって生成されるエネルギーを特定するステップと、
   前記高圧及び低圧を計測して、計測圧力を表す圧力信号を生成するステップと、
   前記特定されたエネルギー及び前記圧力信号に基づいて、前記所与のサイクルに続くサイクルにおける圧縮ストロークに対して、目標圧縮比を達成するために、前記低圧流体吸入バルブを閉じるための位置を特定するステップと、
   前記所定のサイクルにおいて、低圧に戻す排出の間に前記流体吸入バルブを閉じて、前記デュアルピストン組立体を所望の停止位置に停止させ、それによって、実時間で目標圧縮比を達成するステップとを有することを特徴とする方法。
4. 各サイクルに対して目標圧縮比を指令し、該目標圧縮比を達成するために、低圧に戻す排出の間、低圧流体吸入バルブが閉じられる請求項１に記載の方法。
5. 燃料供給速度及び前記高圧を有するエンジン動作パラメータの少なくとも一つを特定するステップと、
   前記特定されたエンジン動作パラメータに基づいて、前記低圧流体吸入バルブを閉じるための停止位置の範囲を設定するステップと、
   検出された停止位置が、前記設定された停止位置の範囲外であるとき、エンジンを止めるステップとを更に有する請求項１に記載の方法。
6. 少なくとも一つのエンジンユニットを有し、該エンジンユニットは、それぞれフリーフロート式の燃焼ピストンを収容し、軸方向に対向する一対の燃焼シリンダを備え、該各燃焼ピストンは、該燃焼ピストンに固定され、かつ、液圧シリンダ内に装着されてその中で往復直線運動する少なくとも一つのポンピングピストンを備え、かつ、燃焼ピストンが互いに固定されて、デュアルピストン組立体として１列に並んで往復運動するフリーピストンエンジンの作動方法において、
   前記ポンピングピストンが下死点から上死点に移動するときに、液圧シリンダ内に低圧流体吸入バルブを介して流体を低圧で吸い込むとともに、前記ポンピングピストンが上死点から下死点に移動するときに、前記低圧よりも高い高圧で流体を排出するステップと、
   一方向への動力ストロークに対して指令された燃料エネルギーを特定するステップと、
   前記高圧及び低圧を計測し、計測された圧力を表す圧力信号を生成するステップと、
   エンジン温度を計測し、計測された温度を表す温度信号を生成するステップと、
   前記温度信号及び前記特定された指令燃料エネルギーに基づいて、テーブル又はアルゴリズムに基づいて予測サイクル効率を特定するステップと、
   前記指令燃料エネルギー、前記圧力信号及び前記予測サイクル効率に基づいて、同一のストローク内で低圧流体吸入バルブを閉じる位置を特定し、前記デュアルピストン組立体を、指令停止位置で停止させ、それによって液圧動力を引き出すとともに、同一ストロークにおいて対向する燃焼ピストンの目標圧縮比を達成するステップとを有することを特徴とする方法。
7. 前記低圧流体吸入バルブを閉じる位置が、各動力ストロークの結果として得られる計測された利用可能エネルギーに基づいて調整される請求項６に記載の方法。
8. 前記計測された利用可能エネルギーが、デュアルピストン組立体上の位置インジケータの読みに基づいて算出され、それによって前記動力ストロークのための位置信号を生成し、かつ、前記組立体の速度を計算する請求項７に記載の方法。
9. 前記計測された利用可能エネルギーが、デュアルピストン組立体上の位置インジケータの読みに基づいて算出され、それによって前記動力ストロークのための位置信号及び前記組立体の計測停止位置を生成する請求項７に記載の方法。
10. 前記計測された利用可能エネルギーが、デュアルピストン組立体の位置インジケータの読みに基づいて算出されて、それによって前記動力ストロークのための位置信号、及び前記組立体停止のとき、又はその付近であるが燃焼の開始前に計測された対向燃焼シリンダ圧を生成する請求項７に記載の方法。
11. 少なくとも二つのエンジンユニットを有し、該各エンジンユニットは、それぞれフリーフロート式の燃焼ピストンを収容する軸方向に対向する二つの燃焼シリンダを備え、各燃焼ピストンは、該燃焼ピストンに固定され、かつ、液圧シリンダ内に装着されてその中で往復直線運動する少なくとも一つのポンピングピストンを有し、前記各燃焼ピストンは互いに固定されて、デュアルピストン組立体として１列に並んで往復運動し、第１のエンジンユニットの二つの燃焼ピストンが、反対方向への同期運動をするために、第２のエンジンユニットの二つの燃焼ピストンに連結されるフリーピストンエンジンの作動方法において、
    前記第１のポンピングピストンに固定された第１の燃焼ピストンの排出ストロークの間に、低圧流体吸入バルブを介して、第１のポンピングピストンの液圧シリンダ内に流体を低圧で吸入するステップと、
    前記低圧流体吸入バルブを開放して、流体を前記第１のポンピングピストンから低圧で排出しながら、前記第１の燃焼ピストンの吸入ストロークによって前記第１の燃焼ピストンの燃焼シリンダハウジング内に装填空気を吸入するステップと、
    前記第１のポンピングピストンの液圧シリンダ内に流体を吸入して戻す間に、前記第１の燃焼ピストンの圧縮ストロークによって前記装填空気を圧縮するステップと、
    前記第１の燃焼ピストンが動力ストロークをする間に、低圧流体吸入バルブを閉じて、流体を第１のポンピングピストンの液圧シリンダから前記低圧よりも高い高圧で排出するステップと、
    前記第１の燃焼ピストンを備えたデュアルピストン組立体上の位置インジケータを読取り、前記ストロークのうちの一つに対して一方向への位置信号を生成するステップと、
    位置信号に基づいて、同一サイクルにおいて低圧流体吸入バルブを閉じる位置を決定し、第１の燃焼ピストンと対を構成する第２の燃焼ピストンの圧縮ストロークにおいて、液圧動力を引出し、実時間で目標圧縮比を達成するステップとを有することを特徴とする方法。
12. 少なくとも二つのエンジンユニットを有し、該各エンジンユニットは、それぞれフリーフロート式の燃焼ピストンを収容する軸方向に対向する二つの燃焼シリンダを備え、前記各燃焼ピストンのうちの少なくとも二つは、該燃焼ピストンに固定され、かつ、液圧シリンダ内に装着されてその中で往復直線運動する少なくとも一つのポンピングピストンを有し、二つの燃焼ピストンが互いに固定されて、デュアルピストン組立体として１列に並んで往復運動し、第１のエンジンユニットの二つの燃焼ピストンが、反対方向への同期された運動をするために、第２のエンジンユニットの二つの燃焼エンジンに連結されるフリーピストンエンジンの作動方法において、
    前記第１のエンジンユニットにおける前記第１のポンピングピストンに固定された第１の燃焼ピストンの上死点への第１のストロークの間に、流体を、低圧流体吸入バルブを介して第１のポンピングピストンの液圧シリンダ内に低圧で吸入するステップと、
    前記第１の燃焼ピストンが動力ストロークをする間に、低圧流体吸入バルブを閉じて、第１のポンピングピストンの液圧シリンダから、前記低圧よりも高い高圧で排出するステップと、
    前記第１の燃焼ピストンの上死点への第２のストロークの間に、低圧流体吸入バルブを介して、前記第１のポンピングピストンの液圧シリンダ内に流体を低圧で吸入するステップと、
    前記第２のエンジンユニットにおける第２の燃焼ピストンが動力ストロークをする間に、前記低圧流体吸入バルブを閉じて、第１のポンピングピストンの液圧シリンダから前記低圧よりも高い高圧で流体を排出するステップと、
    前記第１の燃焼ピストンを備えたデュアルピストン組立体上の位置インジケータを読み取り、前記ストロークのうちの一つに対して一方向への位置信号を生成するステップと、
    前記位置信号に基づいて、同一サイクルにおいて前記低圧流体吸入バルブを閉じる位置を決定し、前記第１の燃焼ピストンの圧縮ストロークにおいて、液圧動力を引き出し、実時間で目標圧縮比を達成するステップとを有することを特徴とする方法。

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