JP2013515900A - フリーピストンエンジン - Google Patents

Abstract

フリーピストンエンジンが、エンジンシリンダと、該シリンダ内で移動するように構成された双端ピストンを備えた単一ピストン部材とを有する。該ピストン部材は上記シリンダを２つの別個のチェンバに仕切り、これらチェンバの各々には１以上の吸気手段から可圧縮作動流体が供給される。上記ピストンは、該ピストンが一方のチェンバ内に保持された流体を圧縮する間に、他方のチェンバ内に流体が補給されるように、各行程の間において上記吸気手段上を及び該吸気手段を越えて移動するように構成される。

Description

本発明は、フリーピストンエンジン（自由ピストン機関）に、特には電力発生システムを備えたフリーピストンエンジンに関する。

内燃機関を、電力を発生するために使用することは既知である。更に、フリーピストンエンジンに結合されたリニア発電機を使用する、電力を発生する多数のシステムが存在しており、これらシステムでは１以上の電気コイルを経ての往復動ピストンの直線運動が磁束変化を発生する（例えば、米国特許第7318506号）。

しかしながら、このような電力発生システムの効率は、該システムを駆動するフリーピストンエンジンの効率に高度に依存し、従って、良好な効率を有するフリーピストンエンジンが強く望まれる。

従来、フリーピストンエンジンには各燃焼室（燃焼チェンバ）内にシリンダの端部に極接近して吸気手段及び排気弁の両方が設けられていた（例えば、米国特許第6199519号）。エンジンの燃焼室内において吸気手段が排気弁の近傍に配置される結果、燃焼室内の掃気（scavenging）は、通常、ループ掃気により達成される。この結果、不完全な掃気が生じ、加えて、幾らかの吸気チャージ混合物が排気ガスにより取り込まれ、劣った炭化水素排出性能となる。

従来、小型車両用途で使用される2行程（２サイクル）エンジン実施例は、エンジン質量当たり最高の吸気チャージ及び出力パワーを実現するために膨張比に略等しい圧縮比を達成していた。この構成の結果は、ガスが完全に膨張する前であって、膨張側燃焼室と排気マニホルドとの間に大きな圧力差が残存している場合に排気弁が開くことにより膨張行程が終了されるということである。この結果、エンジン効率の損失が生じ、大きい騒音放射の原因ともなる。

本発明においては、膨張比は圧縮比の約2倍である。１０：１と１６：１との間の圧縮比においては、この構成は１０〜２０％の効率の改善をもたらす。通常この種の過膨張サイクルに伴う固有のパワー損失は、長尺なシリンダボアの使用により軽減される。一方のチェンバ内でピストンの過膨張を継続するために要する当該シリンダボアの部分は、反対側の（対向する）チェンバの初期膨張のために要するシリンダの部分としても働く。このようにして、過膨張サイクルが、非常に僅かな追加の質量で、且つ、吸気チャージ体積を犠牲にすることなく達成される。

本発明によれば、エンジンシリンダと、該シリンダ内で移動するように構成された双端ピストンを備える単一ピストン部材とを有するフリーピストンエンジンが提供され、上記ピストン部材は上記シリンダを２つの別個の燃焼室（チェンバ）に仕切り、これら燃焼室の各々には1以上の吸気手段から可圧縮作動流体が供給され、上記ピストンは各行程の間において上記吸気手段上を及び該吸気手段を越えて、上記ピストンが一方の燃焼室内に保持された流体を圧縮する間に他方の燃焼室内に流体が補給されるように、移動するよう構成される。

上記ピストンが上記吸気手段上を及び該吸気手段を越えて移動することを可能にすることにより、燃焼室ガスの過膨張が、大幅な追加的エンジン寸法及び重量を要せずに達成される。何故なら、斯かる過膨張運動のために使用されるシリンダボアが、反対側の燃焼室と共用されるからである。同様にして、上記吸気手段も両燃焼室により共用され、低コストで効率的且つ小型のエンジンを提供する。

好ましくは、上記吸気手段は上記シリンダに沿う中央位置に配置され、この構成は、各燃焼室への吸気が当該シリンダ内のピストンの位置により制御されることを可能にすることによりエンジン構成を簡素化する。更に、上記吸気手段を排気弁から隔てられた位置に配置することにより、燃焼室内において掃気（scavenging）を大幅に改善することができ、その結果、効率が改善されると共に排出（emission）が改善される。

好ましくは、上記吸気手段は空気吸気手段と燃料噴射手段との両方を有し、燃焼室への燃料噴射が吸気チャージ空気の投入の間に生じ得るようにする。上記吸気手段に空気吸気手段と燃料噴射手段とを一緒に設けることは、これらの両フィーチャが共通の滑りポート弁（sliding port valve）を共用することを可能にし、各フィーチャは該滑りポート弁の背後の空洞内に埋め込まれる。この結果、簡素で、従って安価な構成が得られる。

好ましくは、上記空気吸気手段は、直列に配置された滑りポート弁とソレノイドポペット弁とを有する。該ポペット弁は、上記滑りポート弁が前記ピストンにより覆われていない場合、如何なる時点においても上記チェンバ内に空気が流入するのを可能にすることができ、このことは、燃焼イベントに応答した膨張比の良好な制御を、上記滑りポート弁の開放及び閉鎖位置により定められる限界内での前記ピストンの位置とは無関係に可能にする。

好ましくは、前記燃料噴射手段は上記空気吸気ポペット弁の各側に１つずつ配置された２つの噴射機を有し、燃料が対応するチェンバ内に、前記吸気ポペット弁が開いているか又は閉じられているかに拘わらず、直接噴射されることを可能にする。斯かる２つの噴射機は、好ましくは、燃料噴射の精密で、低コストの電子的駆動及び制御を行うために圧電噴射機とする。

好ましくは、上記燃料噴射手段は、排気弁が閉じられる前の掃気する空気吸気チャージにより、噴射された燃料が排気ポートへ及び該排気ポートから外へ送られ得ないことを保証し、炭化水素（ＨＣ）排出を低減するために、前記滑り弁の閉鎖の直前に燃料を噴射するように構成される。

好ましくは、噴射された空気／燃料混合物の燃焼を開始するための火花を生成するために各チェンバには火花点火手段が設けられる。火花点火燃料及びそれらに関連する動作サイクルの使用は、圧縮点火燃料及びサイクルよりも本来的に少ない微粒子排出しか生じない。

好ましくは、各燃焼室には、燃焼に続いて当該チェンバから燃焼されたガスが排気されるのを可能にするために排気手段が設けられる。

好ましくは、該排気手段は各燃焼室に設けられるソレノイドポペット弁とし、該弁は前記シリンダに対して、排気流における限界面積（limiting area）がシリンダボアの断面積の４０％に達し得、排気及び掃気の間の背圧（exhaust gas back-pressure）を低減するように、同軸的とする。

好ましくは、前記シリンダは該シリンダの直径より少なくとも１０倍大きな長さを有し、このことは、上死点におけるピストン変位誤差による圧縮比の低変化率の結果として、各サイクルにおける圧縮比の変動を低減させる。

好ましくは、前記ピストンは長尺となるように構成され、前記エンジンシリンダは１０：１と１６：１との間の圧縮比が達成され得るように寸法決めされたボア（内径）を有する。これは、デトネーション（ノッキング）により従来の火花点火エンジンにおいて達成され得るよりも高い。好ましくは、当該エンジンは、ガソリン、無水エタノール及び含水エタノールの如何なる混合物でも動作する“フレックス燃料”エンジンとする。圧縮比は、エンジン管理システムにより、使用される特定のエタノール／ガソリン／水の混合に従って最適化することができる。

また、圧縮比の２倍より大きな膨張比が得られる。長い膨張行程は、燃焼エネルギの一層多くがピストンに移転されることを可能にすると共に、更に制御のための（即ち、測定されたピストン速度変動に反応するための）一層多くの時間を可能にする。

好ましくは、前記吸気手段は前記排気弁から適切な距離に配置され、１０：１と１６：１との間の圧縮比を達成することができることを保証するようにする。

本発明によれば、上述したようなフリーピストンエンジンを有する車両も提供される。

本発明によれば、上述したようなエンジンを有すると共に前記シリンダの長さの少なくとも一部に沿って配置された複数のコイル及びステータエレメントを更に有する、横磁束リニア切換リラクタンスマシン（transverse flux linear switched reluctance machine）の形態のエンジン発電機も提供され、前記シリンダ内でのピストンの上記コイルを通過する運動が上記ステータエレメント内の切り換えられる磁束と作用し合って、有用な仕事のために使用することができるか又は後の使用のために蓄積することができる電力を発生する。

横磁束リニア切換リラクタンスマシンは、上述したように磁束を誘導することにより電力を発生するために特に有用である。

使用することが可能な他のタイプの電気マシンは、横磁束リニア切換磁束マシンであり、該マシンにおいてはＤＣコイル又は永久磁石が各磁気回路内の磁束に貢献する。

本発明によれば、上述したようなエンジン発電機を有する車両も提供される。

本発明のエンジンは、燃焼管理システムと共に、直列に配置されると共にシリンダ端部から或る距離に設けられる滑りポート弁及び吸気ソレノイドポペット弁を有する吸気手段と、上記シリンダ端部の各々に設けられる排気ソレノイドポペット弁とを備えた少なくとも１つのシリンダを有する燃焼機関のために使用することができる。このような燃焼管理システムの一例は、
圧縮比及び膨張比を制御するために上記吸気ソレノイドポペット弁及び排気ソレノイドポペット弁をシリンダ内で動くピストンの位置とは無関係に制御するための弁制御手段、
を有し、上記ピストンは各行程の間において上記吸気手段上を及び該吸気手段を越えて移動する。

吸気弁の開放タイミング及び排気弁の閉鎖タイミングを制御することにより、圧縮比及び膨張比を、当該エンジンの効率を最適化するように制御することができる。

前記ピストン部材が前記シリンダ内での動きの極限位置にある場合、好ましくは、該ピストンの端部と前記シリンダの端部に設けられるシリンダヘッドとの間の間隔は、上死点において低い表面積対容積比を持つ燃焼室形態をもたらすために上記ピストンの直径の半分より大きくし、この結果、上死点における熱損失が低減され、最少の熱除去（heat rejection）しか伴なわない概ね断熱的なサイクルとなる。

更に、上記燃焼室の寸法は、エンジンの損傷無しで接近するピストンのエネルギの変動を吸収するような空気バネとして効果的に作用する。このような変動は、対向する燃焼室における燃焼の変動及び他の変動源により生じ得る。これらの変動の結果は、前記圧縮比制御手段により目標とされるよりも高い又は低い圧縮比となる。

好ましくは、圧縮比変動のエンジン排出及び効率に対する悪影響が低減されるように火花のタイミングを調整するために、火花点火制御手段が設けられる。

前記弁制御手段は、好ましくは、前記吸気弁及び排気弁の開放を独立に制御して、排気ガス再循環（ＥＧＲ）、吸気チャージ及び圧縮比の制御を可能にするように構成される。

前記吸気弁は、好ましくは、膨張行程の終了時に、前記滑りポート弁が開状態のままである間の定められた期間にわたり開くように独立に制御され、次の燃焼イベントのために所望の量の吸気チャージを投入する。このように吸気チャージを制御することは、別のスロットルの必要性を回避し、これによって、絞り損失を低減することによりエンジン効率を増加させる。

好ましくは、当該エンジンに使用されるべき燃料のタイプを決定するために燃料センサが設けられる。

好ましくは、各チェンバに噴射すべき燃料の量を、追加される空気の量及び使用される燃料のタイプに従って決定するために、空気流量センサ及び排気ガスセンサが設けられる。

好ましくは、燃料噴射制御手段は、前記燃料噴射手段を、掃気の間における炭化水素（ＨＣ）排出を低減するために燃料を燃焼室内に前記滑りポート弁の閉鎖の直前に噴射するように制御するよう構成される。

好ましくは、燃焼デトネーション及び自己点火の読み（測定情報）を前記圧縮比制御手段に出力して、使用されている燃料のタイプに対して排気弁タイミングの閉ループ制御により最適圧縮比が実現されることを保証するために、ノックセンサも設けられる。

好ましくは、当該システムは前記シリンダに沿って配置された複数のコイル及びステータエレメントも有し、上記コイルを通過するシリンダ内でのピストンの運動は、上記ステータエレメント内の切り換えられる磁束と作用し合って、有用な仕事のために使用し又は後の使用のために蓄積することが可能な電力を発生する。

好ましくは、シリンダ内のピストンの位置は、上記コイルの電気的出力から決定することができる。

好ましくは、前記圧縮比制御手段は、ピストンに付与される磁力の変調により該ピストンの運動範囲を制限するように前記コイルを制御することができ、従って前記排気弁の閉鎖の時点の前後における及び上記ピストンの上死点への接近の間における該ピストンの運動エネルギを、所望の圧縮比が達成されるように、調整することができる。

好ましくは、温度制御手段に測定値を供給するために、前記コイル、電子装置及び高温に敏感な他のエレメントの近傍に複数の温度センサが設けられる。

好ましくは、上記温度制御手段は、上昇された温度に応答して、冷却手段における冷却空気の流れを増加させるように動作する。

好ましくは、前記温度制御手段は、エンジンの損傷を回避するために、継続する高い温度が記録された場合にエンジンパワー出力が低減されるように前記弁制御手段にも入力を供給する。

本発明は、多数の用途を有する。例えば、本発明は、小型乗用車両において自動車用動力源として使用するのに適した１以上の駆動モータ及び一時的パワー貯蔵部を含んだ直列ハイブリッド電気車両動力列に組み込むことができ、当該フリーピストンエンジンにより発生される電力は、要求に応じて車両駆動モータに供給されるべく、車載の電気エネルギ貯蔵装置に蓄積される。

小型乗用車両のためのパワー源として、本発明は好ましくは火花点火による２行程エンジンサイクルで動作し、４つのシリンダは当該エンジンが車両の前席又は後席の下に横置きに取り付けられ得るように平面的構成で配列され、従来の内燃機関と比較して乗客及び集積空間の配置に対して一層大幅な設計柔軟性を提供するものである。

各シリンダは自由ピストンを含み、該ピストンの運動は各シリンダの周りに配置されるリニア発電機に電力を誘起し、また、該ピストンの運動は弁及び点火イベントのタイミングを含む種々の手段により、且つ、各行程でピストンから引き出され又はピストンに供給されるパワーの変調により制御可能である。上記ピストンの運動は、当該エンジンが完全にバランスされるように同期される。

更に、各シリンダは、燃料を当該シリンダに該シリンダの各端部から離れた位置において導入する吸気メカニズムにより装填（チャージ）される。該吸気メカニズムは、吸気の流れイベントのタイミングをシリンダに対するピストンの位置とは独立に制御することができるように、ポペット弁及び滑りポート弁を直列に含む。排気ガスは、各シリンダの端部に配置された排気弁メカニズムを介して当該シリンダを離れる。

上記シリンダの幾何学構造及び上記吸気及び排気メカニズムの配置は、排気の掃気が吸気流体と排気流体との間の限られた混合でもって完了されるようなものとなっている。燃焼室の幾何学構造は低い面積対容積比をもたらし、当該エンジンから最少の熱しか除去されないように、前記ピストンクラウン及びシリンダヘッドには低伝導率材料が使用される。該シリンダ及びピストンの幾何学構造は、圧縮比の少なくとも２倍の膨張比をもたらす。

しかしながら、使用されるシリンダの配置及び数は用途に依存し、エンジン動作サイクルも、例えば、火花点火内部燃焼、均一チャージ圧縮点火内部燃焼、及び不均一チャージ圧縮点火等の異なる応用例に対して変化され得る。本発明の上記フィーチャのうちの幾つかは、スターリングサイクル等の外部燃焼サイクルでもって実施化することもできる。このタイプのエンジンにおいて、外部燃焼源からの熱は、上死点における圧縮された作動流体を含むチェンバに供給される。膨張の後、排気ガスは、閉じた回路内の吸気手段を介して当該チェンバに再投入される前に、閉じた冷却チェンバに排出される。

種々の他の実施例における燃料は、含水エタノール、無水エタノール／ガソリン混合物又はガソリンとすることができる。また、本発明はディーゼル、バイオ・ディーゼル、メタン（ＣＮＧ、ＬＮＧ若しくはバイオガス）又は他の気体若しくは液体燃料を使用するものとして実施化することができる。外燃型実施例においては、広範囲の可燃性燃料を使用することができる。

従って、ピーク過渡パワー出力要件をもたらすエネルギ貯蔵システムとの関連で、本発明は、小型乗用車両の自動車用途、及び例えば分散型パワー発生のための静止型パワー発生機のような、低コスト及び高効率が重要な設計考慮事項となる多くの他の用途に対して低コストで高効率なパワー供給部を提供する。

図１は、本発明の一実施例によるピストンを有するシリンダに沿った縦断面を示す。 図２は、ピストンに沿う縦断面図であり、平らなエレメントからの構成を示す。 図３は、ピストンの垂直断面図であり、シャフトと平らなエレメントとの同心的配置を示す。 図４は、図３のシリンダの断面図であり、本発明によるピストンの運動により生じる切り換えられるステータエレメント内の磁束を示す。 図５ａは、シリンダの垂直断面図であり、リニア発電機のステータ及び第１位置の透磁性エレメントにより形成される磁気回路を示す。 図５ｂは、２つの隣接するシリンダのための他のリニア発電機ステータ構成の垂直断面図であり、該リニア発電機ステータ及び磁気回路は第１位置の透磁性エレメントにより形成されている。 図６は、シリンダの部分断面図であり、該シリンダの構成を図示している。 図７は、吸気チャージ変位掃気フェーズの間における吸気ポペット弁、吸気ポート弁及び燃料噴射機装置の一層詳細な縦断面図である。 図８は、排気フェーズの間における排気ポペット弁及びアクチュエータを含む排気手段の一層詳細な縦断面図である。 図９は、完全なエンジンサイクルの間におけるシリンダ内で変化するピストン位置及び該期間の間におけるエンジンサイクルイベントのタイミングを示す時間／変位のプロットである。 図９ａは、典型的なエンジンサイクルにおいて圧縮比を制御するために採用することができる、異なる圧縮比制御手段を示す表である。 図９ｂは、例示的な圧縮比制御シーケンスを示すフローチャートである。 図１０は、完全なエンジンサイクルの間における典型的なシリンダ圧のプロットを示す圧力／体積のプロットである。 図１１は、第１チェンバにおける、上死点で、圧縮フェーズの終了時で、且つ、火花点火及び燃焼イベントの開始前後におけるシリンダの概略縦断面図である。 図１２は、第１チェンバの膨張フェーズの中間における、シリンダの概略縦断面図である。 図１３は、膨張フェーズの終了時であるが、吸気ポペット弁が開く前のシリンダの概略縦断面図である。 図１４は、チェンバ１に給気するための吸気ポペット弁の開放の後のシリンダの概略縦断面図であり、吸気チャージ流体圧が第１チェンバ内の低いシリンダ圧に等しくなるのを可能にする。 図１５は、吸気ポペット弁が開放されたままでの、排気ポペット弁の開放の後のシリンダの概略縦断面図であり、第１チェンバを掃気する。 図１６は、吸気ポペット弁が閉じた後の第１チェンバへの燃料噴射の間におけるシリンダの概略縦断面図である。 図１７は、ピストンの外側表面への潤滑油噴射の間におけるシリンダの概略縦断面図である。 図１８は、排気ポペット弁が開放されている間であって、吸気ポペット弁及び滑りポート弁が閉じられた後の、第１チェンバからの排気ガスの継続的排出がピストン変位により達成されるようにしている状態の、シリンダの概略縦断面図である。 図１９は、第１チェンバの圧縮フェーズの中間におけるシリンダの概略縦断面図である。 図２０は、電気給気圧縮機を含む吸気手段に沿う、４シリンダエンジン構造体の概略垂直断面図である。 図２１は、発電機手段に沿う、４シリンダエンジン構造体の概略垂直断面図である。 図２２は、排気手段に沿う、４シリンダエンジン構造体の概略垂直断面図である。

以下、本発明の実施例を、添付図面を参照して説明する。

図１は、中空直線状シリンダ１を有する本発明の一実施例を示す。シリンダ１内にはピストン２が設けられ、このピストン２は、シリンダ１の長さ方向に沿って該ピストン２が自由に移動する程度にのみシリンダ１の内径よりも僅かに小さくされた一定の直径を有している。それ以外では、該ピストン２は、シリンダ１に対して同軸的配置で拘束されており、これにより該シリンダ１を第１燃焼室（燃焼チェンバ）３及び第２燃焼室４に実効的に仕切っている。上記各チェンバはシリンダ１内におけるピストン２の位置に依存した可変容積を有する。ピストン２の如何なる部分も、シリンダ１の外部へ延在することはない。第１チェンバ３を一例として用いると、チェンバ３及び４の各々は変化する高さ３ａ及び固定の直径３ｂを有する。

シリンダ１は、好ましくは、該シリンダの軸に対して回転対称であり、該シリンダの軸に垂直な中心面に対して対称である。本発明を実施するには、例えば正方形又は長方形断面のピストンを有する等の他の幾何学的形状を可能性として使用することができるが、円形断面のピストンを有する構成が好ましい。シリンダ１は、該シリンダの長さ方向に沿って且つ端部から遠くに（好ましくは、中央位置に）設けられた一連の開口１ａ、１ｂを有している。ピストン２の運動により、上記開口１ａ、１ｂは滑りポート吸気弁６ａを形成するが、該滑りポート吸気弁６ａは、後に詳細に説明するように、シリンダ１の少なくとも一部の周囲に設けられる空気吸気部６ｂと共動するように構成される。

図２は、外側表面２ａを備えると共に中心シャフト２ｃを有するピストン２を示し、中心シャフト２ｃ上には一連の円筒状エレメントが取り付けられている。これらの円筒状エレメントは、上記中心シャフト２ｃの各端部におけるピストンクラウン２ｄを含むことができ、各ピストンクラウン２ｄは、好ましくは、セラミック等の耐熱且つ断熱材料から構成される。上記ピストンクラウンの端面２ｂは、好ましくは、僅かに凹状とし、上死点における第１及び第２チェンバ３及び４の表面積対容積比を減少させ、これにより熱損失を低減させる。勿論、当該シリンダが異なる幾何学構造のものである場合、これらエレメントの構成は、それに応じて適合されるであろう。

ピストンクラウン２ｄは、当該エンジンの動作の間においてシリンダ１の潤滑油による濡れの程度を制御するためにオイル制御構造２ｅを含むことができる。これらのオイル制御構造は、従来の内燃機関において普通に採用されているように、溝及びオイル制御リングを有することができる。

ピストンシャフト２ｃには、積層されたコアエレメント２ｆも取り付けられている。各コアエレメント２ｆは、当該エンジンの動作の間において渦電流損失を低減するために、鉄フェライト等の透磁性材料の積層体から構成される。

ピストンシャフト２ｃには、スペーサエレメント２ｇも取り付けられている。各スペーサエレメント２ｇは、理想的には低透磁率を有し、好ましくはアルミニウム合金等の軽量材料から構成され、当該スペーサの重量を更に低減して該スペーサを使用するエンジンに掛かる機械的力を低減するために内部に形成された空洞２ｈを有する。スペーサエレメント２ｇは、前記コアエレメント２ｆの各々の相対位置を固定するために含まれると共に、ピストン２のアセンブリの全体質量を最小に維持しながら、当該ピストンとシリンダ壁との間の間隙を介して各チェンバ３、４から流出する“ブローバイ”ガスの損失を制限するようにも働く。

ピストンシャフト２ｃにはベアリングエレメント２ｉも取り付けられており、該ベアリングエレメント２ｉは、ピストン２をシリンダ１内でロックさせ、さもなければ、シリンダ１を損傷させるような該ピストン２の軸の熱誘起歪の危険性を低減するために、ピストン２の長さの約２５％及び７５％に配置されている。各ベアリングエレメント２ｉは、重量低減空洞２ｊを備えると共に、前記コアエレメント２ｆ及びスペーサエレメント２ｇより極僅かに大きな直径を有している。該ベアリングエレメント２ｉは、摩擦損失及び摩耗を最小に維持しながら、ピストン２の重量及び存在する如何なる他の側面荷重をも支えるために、輪郭付けられた外側表面２ｋも有している。該ベアリングエレメント２ｉは、好ましくは、セラミック又はカーボン等の硬質で耐摩耗性の材料から構成され、上記の輪郭付けられた外側表面２ｋは低摩擦材料でコーティングすることができる。

上記ベアリングエレメント２ｉは、当該エンジンの動作の間においてシリンダ１の潤滑油による濡れの程度を制御するためにオイル制御構造を含むことができる。これらの構造は、従来の内燃機関において普通に採用されているように、溝及びオイル制御リングを有することができる。

当該ピストンの全長は、好ましくは、該ピストンの直径の少なくとも５倍であり、如何なる場合においても、前記滑りポート弁が燃焼室３及び４を決して連通させ得ないように該滑りポート弁を完全に閉じるほど少なくとも十分に長い。

図３は、ピストン２の断面図であり、ピストンシャフト２ｃがコアエレメント２ｆを貫通するのを示している。ピストンシャフトの端部２ｌは、ピストンシャフト２ｃに取り付けられたエレメント２ｆ、２ｇ、２ｉが該ピストンシャフト２ｃに維持される張力の作用の下で確実に保持されるように、機械的に変形され又は、さもなければ、ピストンクラウン２ｄに固定される。

コアエレメント２ｆ及びスペーサ２ｇの交互の配置は、前記コア積層体２ｆを、例えば運動するピストン２と、リニア発電機手段（例えば、内部で上記ピストンが往復運動するシリンダの長さ方向に沿って離隔された複数のコイル）とを有するリニア切換リラクタンス発電機マシン（リニア切換磁気抵抗発電機マシン）の一部としての効率的な動作のために正しいピッチで配置する。

図４は、ピストン２と電気出力手段９ｅとの間のエネルギの伝達を容易にするために、シリンダ１の長さの少なくとも一部に沿って該シリンダ１の外側周辺に設けられるリニア発電機手段９の一例を示している。このリニア発電機手段９は、該リニア発電機手段９の長さ方向に沿って交互に、複数のコイル９ａ及び複数のステータ９ｃを含んでいる。

上記リニア発電機手段９は、例えばリニア切換リラクタンス発電機等の、多数の異なる電気機械タイプのものとすることができる。図示の構成では、コイル９ａは、ステータ９ｃ及びピストンコア積層体２ｆ内に磁場を誘起するように、切換装置９ｂにより切り換えられる。

切り換えられるコイル９ａの作用の下でステータ９ｃ及びピストンコア積層体２ｆ内に形成される横磁束も、図４に示されている。リニア発電機手段９は、リニア切換リラクタンス装置又はリニア切換磁束装置として機能する。電力は、ステータ９ｃ内に確立されると共にピストンコア積層体２ｆ内に誘起される磁束回路がピストン２の動きにより切断される際に、電気出力手段９ｅに発生される。この構成は、高度に効率的な発電手段を、内燃機関内の高温条件下では減磁し得ると共に、それ以外に、高価な希土類金属の使用により当該エンジンに大きなコストを付加し得るような永久磁石を使用することなしに可能にする。

更に、以下に説明するような幾つかの異なる制御手段を有する制御モジュール９ｄを使用することができる。斯かる異なる制御手段は、各チェンバ３、４の圧縮率及び比、膨張率及び比、並びに上死点におけるピストン滞留時間を含むピストン２の所望の運動特性を満たしながら、最大の電気出力を供給すべくピストン２と電気出力手段９ｅとの間の所望のエネルギ伝達率を達成するために設けられる。

吸気弁６ｃ及び排気弁７ｂを制御するために、弁制御手段を使用することができる。排気弁７ｂの閉鎖を制御することにより、該弁制御手段は圧縮フェーズの開始を制御することができる。同様の方法により、該弁制御手段は、排気ガス再循環（ＥＧＲ）、吸気チャージ及び圧縮比を制御するために使用することもできる。

電気機械のタイプに適した圧縮比制御手段を使用することもできる。例えば、切換リラクタンスマシンの場合、圧縮比の制御は、切り換えられるコイル９ａに供給される位相、周波数及び電流を変化させることにより部分的に達成される。この構成は、誘起された横磁束がピストン２の動きにより切断される率を変化させ、従って該ピストン２に供給される力を変化させる。従って、コイル９ａは、排気弁７ｂの閉鎖の時点及び後続するピストン２の減速の間の両方においてピストン２の運動エネルギを制御するために使用することができる。

圧縮比の如何なる残りのサイクル毎の変動にも対処して、この残りの変動性のエンジン排出及び効率に対する悪影響が最少化されることを保証するために、火花点火時期制御手段を使用することができる。一般的に、各圧縮フェーズの終了時において予測される圧縮比は、目標圧縮比に、対向する燃焼室３、４において発生した燃焼イベント及び制御システムの特性等のシステム変動に関係する誤差を加えたものである。上記火花点火時期制御手段は、火花点火イベントのタイミングを接近するピストン２の測定された速度及び加速度に応答して調整し、各圧縮フェーズの終了時における予測される圧縮比に対して燃焼イベントを最適化することができる。

前記目標圧縮比は、通常、使用される燃料５ａに依存する定数であろう。しかしながら、圧縮比の誤差は、燃焼室の高さ３ａの±２０％の変動から導出することができる。従って、目標圧縮比が１２：１である場合、実際の圧縮比は１０：１〜１５：１の範囲内であり得る。従って、上記火花点火時期制御手段による火花点火イベントの前進（進角）及び遅延（遅角）は、この誤差の排出及び効率への悪影響を低減するであろう。

更に、掃気（scavenging）の間におけるＨＣ排出を低減すべく前記滑りポート弁６ａの閉鎖直前に燃焼室３、４に燃料が噴射されるように、燃料５ａの噴射のタイミングを制御するために燃料噴射制御手段を使用することができる。

更に、前記コイル９ａ、電子装置及び高温に敏感な他のエレメントの近傍に配置されて、検出された温度変化に応答して圧縮機６ｅを介して当該システムへの冷却空気の流れを制御するための１以上の温度センサを含む温度制御手段を設けることができる。斯かる温度制御手段は、前記弁制御手段と通信して、エンジンの損傷を回避すべく、持続する高温の読みが検出された場合にエンジンパワー出力を制限することができる。

制御モジュール９ｄにより採用することができる他のセンサは、好ましくは、所与の燃料タイプに対し付加される空気の量に従ってチェンバ内に噴射されるべき燃料５ａの量を決定するための空気流量センサ及び排気ガス（ラムダ）センサを含む。従って、使用される燃料のタイプを決定するために燃料センサも使用することができる。

図５ａは、前記ステータエレメント９ｃの１つを経る垂直断面を示すもので、コイル９ａ及びステータ９ｃの相互の配置を示している。一代替実施例が図５ｂに示され、該実施例においては、２つの隣接するピストン２に磁束を誘起するために単一のステータ及びコイルが使用されている。この構成は、必要とされるコイル９ａの数が減少するので、図５ａに示すものと比較して費用優位性を有する。

図６はシリンダ１の断面図であり、該シリンダは好ましくはアルミニウム合金等の低透磁性の材料から構成される。シリンダ１の内側表面１ｃは、ニッケル炭化ケイ素、反応焼結窒化ケイ素、クロムメッキ、又は他の金属、セラミック若しくは他の化学コーティング等の、硬質で耐摩耗性の材料のコーティング１ｅを有している。外側表面１ｄ上には、酸化ジルコニウム又は他の十分に断熱的なセラミック等の絶縁コーティング１ｆが被着される。当業者であれば、当該シリンダの全体が、該シリンダにおけるシリンダ端部１ｇの近傍の部分の該断面と同様の構造を有することは明らかであろう。

図７は、シリンダ１の周辺に設けられる吸気手段６を示し、該吸気手段６は、シリンダ１に設けられた前記開口１ａ、１ｂと対応する寸法で且つ整列した開口６ａと、空気吸気部６ｂとを有している。該吸気手段６における開口６ａはチャンネル６ｈにより接続されており、該チャンネル内には吸気ポペット弁６ｃが着座される。チャンネル６ｈは、膨張フェーズの間における該チャンネル６ｈ内での制御されない膨張損失を最少にするために、短い長さ、小さな断面積又はこれら両方の組み合わせの何れかによる最小の容積のものである。

上記吸気ポペット弁６ｃは、シリンダ１に隣接して空気吸気部６ｂの一部として設けられる吸気マニホルド６ｆから上記チャンネル６ｈを密閉する。該吸気ポペット弁６ｃはポペット弁アクチュエータ６ｄにより作動され、該ポペット弁アクチュエータ６ｄは電気的に作動されるソレノイド手段又は他の好適な電気的若しくは機械的手段とすることができる。

前記滑りポート吸気弁６ａ及び吸気ポペット弁６ｃが、第１及び第２チェンバ３、４の一方に対して共に開いている場合、吸気マニホルド６ｆはチャンネル６ｈを介して当該チェンバと流体的に連通状態となる。吸気手段６には、好ましくは、完全に開いた場合の吸気ポペット弁６ｃを受容するように配置された凹部６ｇが設けられ、流体がチャンネル６ｈを介して自由に流れ得ることを保証するようにする。

また、前記空気吸気部６ｂは吸気チャージ（給気）圧縮機６ｅも含み、該圧縮機は電気的に、機械的に、又は当該空気吸気部６ｂから生じる圧力波の作用の下で動作することができる。また、該吸気チャージ圧縮機６ｅは、後述するように、シリンダ１の各端部に設けられる排気手段７から生じる圧力波の作用の下で動作することもできる。該吸気チャージ圧縮機６ｅは、容積移送式装置（positive displacement device）、遠心装置、軸流装置、圧力波装置又は如何なる好適な圧縮装置とすることもできる。吸気チャージ圧縮機６ｅは吸気マニホルド６ｆ内の圧力を上昇させ、空気吸気部６ｂが開かれた場合に吸気マニホルド６ｆ内の圧力が該吸気マニホルド６ｆに接続されたチェンバ３、４内の圧力より高くなるようにし、これにより吸気チャージ流体の流れを可能にする。

前記吸気手段６内には、ソレノイド噴射機又は圧電噴射機５等の燃料噴射手段５も設けられている。中心に配置される単一燃料噴射機５で十分であり得るが、好ましくは、吸気ポペット弁６ｃの両側に設けられると共に滑りポート弁６ａの端部の近傍に配置された燃料噴射機５が存在するものとする。これら燃料噴射機５は、好ましくは、吸気手段６に埋め込まれ、ピストン２が、妨害無しに、滑りポート吸気弁６ａ及び空気吸気部６上を、且つ、これらを越えて通過することができるようにする。燃料噴射機５は、滑りポート吸気弁６ａの各々を介して対応するチェンバ３、４内に燃料を噴射するように構成される。

潤滑手段１０も設けられ、該潤滑手段１０は、好ましくは、吸気手段６に埋め込まれると共に、ピストン２が妨害無しに吸気手段６上を及び該吸気手段６を越えて通過することができるように配置され、これによりピストンが注油され得るようにする。

図８は、シリンダ１の各端部に設けられる排気手段７を示している。該排気手段７は、シリンダ１の端部にネジ手段等により着脱可能に取り付けられたシリンダヘッド７ａを有している。各シリンダヘッド７ａ内には、シリンダ１の軸に同軸的に整列された排気ポペット弁７ｂが配置されている。該排気ポペット弁７ｂは排気ポペット弁アクチュエータ７ｃにより作動されるが、該アクチュエータは電気的に作動されるソレノイド手段又は他の電気的若しくは機械的手段とすることができる。従って、前記吸気ポペット弁６ｃ及び第１又は第２チェンバ３、４内の排気ポペット弁７ｂが共に閉じられた場合、当該チェンバは事実上密閉され、該チェンバに含まれた作動流体は圧縮され得るか又は膨張することが可能とされ得る。

上記排気手段７は上記シリンダヘッド内に設けられた排気マニホルドチャンネル７ｄも含み、該排気マニホルドチャンネルには、排気ポペット弁７ｂが開状態の場合に隣接する第１又は第２チェンバ３、４と当該排気マニホルドチャンネル７ｄ内の流体との間の圧力差の作用の下で、排気ガスが流入し得る。排気ガスの流れは図２２に図示されたシリンダの配置で良く理解することができるが、該図は排気ガスの流れの方向をシリンダ１の軸に対して実質的に垂直であるとして示している。

点火プラグ等の点火手段８もシリンダ１の各端部に設けられ、該点火手段８はシリンダヘッド７ａ内に配置されると共に、好ましくは、当該エンジンの通常の動作の間においてピストン２の障害物が存在しないように埋め込まれるようにする。

排気ポペット弁７ｂのシリンダ１の軸との好ましい同軸的配置は、従来の内燃機関におけるよりも、該排気ポペット弁７ｂの直径がチェンバ３、４の直径に対して大幅に大きくなることを可能にする。

各シリンダヘッド７ａは、熱除去（heat rejection）を最小にすると共に別個の弁座部品の必要性を回避するために、セラミック等の耐摩耗性で良好な断熱材料から構成される。

図９は、本発明によるエンジンの時間／変位プロットを示し、完全なエンジンサイクルの過程にわたるピストン２の運動を図示している。ここでは、エンジンの動作が第１チェンバ３を参照して説明されるが、当業者であれば、第２チェンバ４の動作及びイベントの順序は、１８０度位相はずれるが、第１チェンバ３と正確に同一であると理解するであろう。言い換えると、ピストン２は第２チェンバ４において下死点に到達すると同時に、第１チェンバ３において上死点に到達する。

図９ａは、エンジンサイクルの間に圧縮比に影響し得る複数の異なる変数から入力される信号の変化に応答して圧縮比を制御するために使用することができる複数の異なる圧縮比制御手段を示す表である。図９ｂは、図９ａに対応するフローチャートであり、例示的な圧縮比制御シーケンスを示す。当該圧縮比制御手段は、前述した制御モジュール９ｄの一部を有することができる。

上記表及びフローチャートは、共に、図９に示したもののような、エンジンサイクルの異なる段階（Ａ〜Ｆ）において圧縮比に影響し得る主変数を示している。これらの変数は、ユーザからのパワーの要求、使用されている燃料のタイプ、前のエンジンサイクルからの圧縮比及びノック状態、ピストン位置、並びにピストンの運動エネルギを含む。上記表及びフローチャートは、圧縮比を制御するために行われる異なる処理、これら処理に対して異なる変数が全エンジンサイクルを通してどの様に影響を与えるか、及び全エンジンサイクルを通して上記制御処理の２以上に影響を有し得る各処理の後の影響を示している。当該シーケンスの最後のステップにおいて、予測される圧縮比が一旦決定されると、最適な点火時期が、点火イベントのタイミングを調整する火花点火時期制御手段により得られることが分かる。

全エンジンサイクルを通して注目されるイベントＡ〜Ｆは、同一のエンジンサイクルの過程にわたる燃焼室３、４に関する典型的な圧力／体積プロットを示す図１０に図示されたイベントＡ〜Ｆに対応する。図９〜１０に示されたイベントは、図１１〜１９の下記の説明において参照される。

ここで、完全なエンジンサイクルを考察すると、該エンジンサイクルの開始時において、第１チェンバ３は、事前に混合された燃料及び空気から主になり、前のサイクルから保持された小さな割合の残留排気ガスを伴う圧縮混合気を含む。制御された量の排気ガスの存在はエンジンの効率的な動作にとり有利であることが良く知られている。これは、エンジンパワー変調の手段としての吸気チャージ絞り（これは、通常の火花点火エンジンにおける大きな損失の原因となる）の必要性を減少又は除去することができるからである。加えて、亜酸化窒素汚染ガスの形成が減少される。何故なら、ピーク燃焼温度及び圧力が、排気ガス保持を伴わないエンジンにおけるよりも低くなるからである。これは、上記排気ガスの割合が燃焼反応に貢献しない結果であると共に、該保持されたガス内の二酸化炭素及び水の高い熱容量によるものである。

図１１は、上死点（Ａ）における第１チェンバ３の幾何学状態を定める、シリンダ１に対するピストンの位置を示す。これは、大凡、燃焼フェーズ（ＡＢ）の開始時点でもある。ピストンの端部２ｂと第１チェンバ３の端部との間の距離は、該第１チェンバ３の直径の少なくとも半分であり、従来の内燃機関における燃焼室と比較して一層小さな表面積対容積比を付与すると共に、燃焼の間における第１チェンバ３からの熱損失を低減する。点火手段８はシリンダヘッド７内に埋め込まれ、ピストン２が上死点に制御されない態様で接近した場合に該点火手段８とピストンクラウン２ｄとの間の接触の可能性がないようにする。代わりに、圧縮は、ピストン２の動きが第１チェンバ３内の略断熱的な圧縮による圧力の継続的な増加により阻まれるまで、継続する。図１０を参照すると、燃焼膨張フェーズ（ＡＢ）は、点火イベント（Ａ）により開始される。

図１２は、膨張フェーズ（ＡＢ及びＢＣ）を通しての中間における、リニア発電機手段９に対するピストン２の位置を示す。第１チェンバ３は、ピストン２が該第１チェンバ３と第２チェンバ４との間の圧力差の作用の下で移動するにつれて膨張する。この時点における第２チェンバ４内の圧力は、吸気マニホルド６ｆ内の圧力と略等しい。第１チェンバ３の膨張は、リニア発電機９の作用により抗されるが、これは、エンジンの性能、効率及び排出目標を満たすための所望の膨張率を達成するために変調することができる。

図１３は、第１チェンバ３に対する下死点におけるピストン２の位置を示す。膨張フェーズの最後（Ｃ）において、ピストン２の動きは、リニア発電機９の作用及び第１チェンバ３と第２チェンバ４との間の圧力差により拘束される。この時点における第２チャージ４内の圧力は、第１チェンバ３内の該第１チェンバの上死点（Ａ）における高い圧力に略等しい。好ましくは、膨張比は圧縮比の少なくとも２倍とし、ここで、該圧縮比は１０：１〜１６：１の範囲内である。これは、膨張比が圧縮比と同様のものである従来の内燃機関と比較して改善された熱効率をもたらす。

図１４は、吸気平衡化フェーズ（ＣＤ）の間の下死点の時点におけるピストン２及び吸気手段６の配置並びに吸気ガスの初期的流れを示す。この配置状態は図７にも見られる。この時点においては、シリンダ１の内壁１ｃに沿って設けられた開口１ａ、１ｂ上を且つ該開口を越えてピストン２が滑動することにより、滑りポート吸気弁６ａは開状態である。第１チェンバ３内の圧力は、前記過膨張が該第１チェンバ３内の流体圧を減少させることにより、且つ、吸気圧縮機６ｅが吸気マニホルド６ｆ内の圧力を上昇させることにより、該吸気マニホルド６ｆ内の圧力より低い。この時点の前後において、吸気ポペット弁６ｃは吸気ポペット弁アクチュエータ６ｄにより開放され、吸気チャージがシリンダ１内の第１チェンバ３に侵入するのを可能にし、該チェンバ３の圧力は吸気マニホルド６ｆにおける圧力との平衡状態に近づく。吸気ポペット弁６ｃが開いた短時間後に、排気ポペット弁７ｂも開かれ、排気ガスが第１チェンバ３と周囲雰囲気圧の近くに留まる排気マニホルドチャンネル７ｄとの間の圧力差の作用の下で第１チェンバ３を流出するのを可能にする。

図１５は、吸気チャージ変位掃気フェーズ（ＤＥ）の間におけるピストン２の位置を示す。排気ガスの掃気は、第１チェンバ３のピストン側端部に導入される新鮮な吸気チャージによる、該第１チェンバ３内の排気ガスの排気マニホルドチャンネル７ｄ内への連続する変位（移動）により達成される。意図する量の吸気チャージが第１チェンバ３に投入されると、吸気ポペット弁６ｃは閉鎖され、後に説明される図１７に示されるように、排気ガスの排出はピストン２の変位により継続する。

図１６は、ピストン２及び吸気手段６の燃料噴射の時点（Ｅ）における配置を示す。燃料５ａは、接近するピストンクラウン２ｄ上に直接導入され、このことは、燃料を急速に気化させ、ピストンクラウン２ｄを冷却し、且つ、シリンダ１の内壁１ｃ上の濡れた膜としての燃焼されない燃料（これは、さもなければ、膨張フェーズの間において第２チェンバ４内で蒸発する）の損失及び排出を最少化する効果を有する。

図１７は、注油（Ｅ）の間におけるピストン２の位置を示し、これによれば、吸気滑りポート弁６ａを通過する際に、ピストンの外側表面２ａに少量の潤滑油が潤滑手段１０により周期的に導入される。この構成は、シリンダ内壁の潤滑油による濡れに関連する炭化水素排出を最少にすると共に、シリンダ内壁の油膜への燃料の溶解の程度を減少させることもできる。第１及び第２チェンバ３、４における潤滑油による壁の濡れの程度を更に減少させるために、ピストンクラウン２ｄ及び／又はベアリングエレメント２ｉにはオイル制御リング構造２ｅが含められる。

図１８は、ピストン変位掃気フェーズ（ＥＦ）の間におけるピストン２の位置を示す。吸気ポペット弁６ｃは閉鎖され、排気ガスの排出はピストン２の移動により継続する。この時点におけるピストン２は、第２チェンバ４における燃焼イベントにより、排気手段７に向かって移動していると共に、第１チェンバ３の容積を減少させている。

前述したような排気ポペット弁の相対的に大きな直径の結果、バルブステムを過ぎる排気流における限界面積（limiting area）は、シリンダボアの断面積の４０％にも達し得、その結果、吸気チャージ変位掃気フェーズ（ＤＥ）及びピストン変位掃気フェーズ（ＥＦ）の両方の間における背圧（exhaust back pressure）損失は低くなる。

図１９は、圧縮フェーズ（ＦＡ）にわたる中間でのシリンダ１に対するピストン２の位置の縦断面を示す。第１チェンバ３内の流体における排気ガスの割合が意図したレベルに近いような十分な排気ガスの排出が達成された場合、排気ポペット弁７ｂは閉じられ、圧縮フェーズ（ＦＡ）が開始する。第１チェンバ３と第２チェンバ４との間の圧力差の作用の下でピストン２が加速及び減速するにつれ、圧縮は変化する率で継続する。この時点では、第２チェンバ４内の圧力は、膨張フェーズ（ＡＢ及びＢＣ）の間において且つリニア発電機手段９の作用により降下している。リニア発電機の力は、エンジンの性能、効率及び排出目標を満たすための所望の圧縮率を達成するために変調することができる。第１チェンバ３における圧縮率は、チェンバ４における膨張率と実質的に等しく且つ逆である。

図２０、図２１及び図２２は、本発明による４つのフリーピストンエンジンを有する例示的エンジン装置の構成を示し、該エンジン装置は完全にバランスのとれたエンジンを形成するように同期されたサイクルで動作するように構成されている。この構成において、約５０％の熱効率で５０ｋｗを発生する該エンジンの全長は、約１４００ｍｍである。

図２０は、特に、シリンダ１を、構造的支持及び冷却手段１２を供するシリンダハウジング１１内にどの様に同軸的に配置することができるかを示している。シリンダハウジング１１はシリンダ１よりも僅かに短くすることができ、シリンダヘッド７ａを、各シリンダヘッド７ａと各シリンダ端部１ｇの面との間における圧縮を維持するように該シリンダハウジング１１にネジ固定又は他の適切な手段により取り付けることができる。シリンダハウジング１１は、ネジ固定又は他の適切な手段により、構造ハウジング１３に取り付けられ、該構造ハウジングは、電気出力手段９ｅから電力を引き出す車両又は他の装置への当該エンジンの機械的取り付けのための基礎を提供する。エンクロージャ１４は、当該エンジン、マニホルド及び制御システムのための物理的囲いを提供する。上記エンクロージャ１４にわたって、吸気及び排気の流れ、燃料及び潤滑油の供給、熱の除去、始動及び制御のための電力の出力及び電力の入力のための接合部が設けられる。

図２２は、シリンダヘッド７ａが本発明による４つのエンジンを収容するような装置の端面図を示し、該装置によれば、排気ガスはエンジンの燃焼室３、４から排気ポペット弁７ｂを介して流出し、シリンダ１の軸に実質的に垂直な方向に流れる。

有利にも、本発明によれば、第１チェンバ３の狭いボアの幾何学構造、及び第１チェンバ３の反対の端部に配置される吸気手段６と排気手段７との相対位置が、吸気チャージと排気ガスとの間の僅かな混合だけで、高度に効率的且つ効果的な掃気過程を可能にする。この構成は、従来の２サイクルエンジンにおける又はフリーピストン２サイクルエンジンにおける掃気と比較して、幾つかの利点を提供する。

第１に、排気ガスの排出を排気弁の閉鎖のタイミングにより正確に制御することができ、可変内部排気ガス再循環を、絞り装置（throttling device）の必要性及び関連するエンジンポンプ損失なしで、エンジンパワー制御手段として行う。

第２に、保持された排気ガスと吸気チャージとの間の限られた混合は、燃焼の完全性を改善し得る。何故なら、新鮮なチャージ内での燃焼炎の前面が、可燃性の燃料／空気混合気と混合された非可燃性排気ガスのポケットにより中断されることがないからである。

第３に、滑り吸気ポート弁６ａの閉鎖直前の燃料噴射機手段５による燃料５ａの導入、及び大凡この時点での潤滑手段１０による潤滑油の導入は、排気ガス内への燃料又は潤滑油の取り込みを生じさせると共に排気管の炭化水素排出の原因となるようなことがなさそうである。

更に、チェンバ３、４の幾何学構造は、上死点におけるピストンの上部２ｂとチェンバ３、４の端部との間の距離がチェンバ３、４の直径の少なくとも半分となるようなものである。従って、上死点におけるピストン変位に伴う圧縮比の変化率が、同様の直径のものであるが、チェンバ３、４の深さが一層小さな従来のフリーピストンエンジンよりも小さい。結果として、第２チェンバにおける燃焼の変動、制御システムの許容誤差又は他の変動源による、上死点における第１チェンバ３の深さの小さな変動の影響は、大幅に低減される。この特徴により、エンジン動作サイクルの安定性及び制御が大幅に改善される。

ピストン２の動きを上死点において拘束することにより、所望の圧縮比を達成することができる。目標圧縮比は１０：１〜１６：１の範囲内とすることができ、一般的に、より高い圧縮比は、より高い熱効率が達成されることを可能にする。使用される特定の燃料又は燃料の混合物のオクタン価特性を利用するために、異なる燃料に対して異なる圧縮比目標値を設定することができる。ノックセンサからの、ピストン運動からの、排気ガス組成からの、及び他のエンジン動作特性からのフィードバック信号の如何なる組み合わせも、所望の圧縮率及び圧縮比を達成するために前記制御モジュール９ｄへの入力として使用することができる。

この実施例の、他の内燃機関と比較した場合の付加的利点は、開く直前の排気弁の両端間の圧力差が小さくなる前記過膨張サイクルにより、騒音レベルが低減されることである。結果として、従来の内燃機関又はフリーピストンエンジンにおける排気システムを介して伝搬し、排気ノイズを生じさせる衝撃波は、実質的に回避される。

本発明が一連のハイブリッド駆動列構成を有する低価格乗用車両に組み込まれたとしたら、自動車電力発生手段としての当該車両のユーザに対する費用は、既存の内燃機関設計と比較して低減される。この費用の低減は、高熱効率による単位発生電力当たりの燃料の低コストを含む、多数の要因の結果である。他の要因は、必要とされる相対的に少数の高許容誤差寸法による部品製造の低コスト、従って部品アセンブリの低コストを含む。また、保守の費用も、必要とされる少数の別個の部品及び可動部分により低くなる。

更に、複雑な補助システムの回避、従来の内燃機関に特徴的な高応力流体滑り軸受けを含む複雑な力伝達経路の削除、並びに部品点数の低減及び永久磁石又はアルミニウム若しくは鋼の特殊合金等の高価格材料の使用を必要とするような機能的設計制約を持つ部品の数が少ないことによる当該エンジンに対する材料の低コストは、全て費用を低く維持するのに役立つ要因である。

熱効率も、既存の内燃機関設計と比較して改善される。既に述べた要因に加えて、改善された効率は、良好な熱交換、排気の一部の移送、吸気チャージへのエンジン及び発電機熱損失、シリンダ圧のクランクシャフトトルクへの変換の間におけるシリンダ壁負荷の削除による低減された摩擦損失、エンジンパワーの変調が従来の火花点火エンジンで行われているような吸気空気流の絞りによるものではなく全吸気給気圧での可変吸気チャージ流時間及び可変内部排気ガス再循環により達成されることによる絞り損失の除去の結果でもある。

加えて、排気管排出（ＮＯｘ、炭化水素及び微粒子排出を含む）も、他の既知のフリーピストンエンジン設計に比較して低減される。この排気管排出の低減は、長尺な発電機幾何学構造による各サイクルにおける圧縮比の改善された制御（これは、圧縮行程の間におけるピストン運動に対する高い電気的制御能力、従って上死点における小さなピストン変位誤差となる）、並びにＮＯｘの形成を決定するピーク燃焼温度及び圧力を低減するための圧縮されたチャージの可変の保持排気ガス組成、を含む多数の要因の結果である。

Claims (14)

1. エンジンシリンダと、該シリンダ内で移動する双端ピストンを備えた単一ピストン部材とを有するフリーピストンエンジンであって、前記ピストン部材は前記シリンダを２つの別個のチェンバに仕切り、これらチェンバの各々には１以上の吸気手段から圧縮可能な作動流体が供給され、前記ピストンは、該ピストンが一方のチェンバ内に保持された流体を圧縮する間に前記作動流体が他方のチェンバ内に補給されるように、各行程の間において前記吸気手段上を及び該吸気手段を越えて移動するフリーピストンエンジン。
2. 前記吸気手段が前記シリンダに沿う中間位置に配置される請求項１に記載のフリーピストンエンジン。
3. 前記吸気手段が空気吸気手段と燃料噴射手段とを有する請求項１又は請求項２に記載のフリーピストンエンジン。
4. 前記空気吸気手段が滑りポート弁とソレノイドポペット弁とを有する請求項１ないし３の何れか一項に記載のフリーピストンエンジン。
5. 前記燃料噴射手段が前記空気吸気手段の両側に１つずつ配置された２つの燃料噴射機を有する請求項３又は請求項４に記載のフリーピストンエンジン。
6. 前記燃料噴射手段が前記滑りポート弁の閉鎖の直前に燃料を噴射する請求項４又は請求項５に記載のフリーピストンエンジン。
7. 前記チェンバの各々の内部に火花を生成する火花点火手段を更に有する請求項１ないし６の何れか一項に記載のフリーピストンエンジン。
8. 前記チェンバの各々に設けられた排気手段を更に有する請求項１ないし７の何れか一項に記載のフリーピストンエンジン。
9. 前記排気手段が前記チェンバの各々に設けられたソレノイドポペット弁であり、これら弁が前記シリンダに対して同軸的である請求項８に記載のフリーピストンエンジン。
10. 前記ピストンは長尺に形成され、
    前記エンジンシリンダは、約１５：１の圧縮比及び該圧縮比の２倍より大きな膨張比が得られるように寸法決めされたボアを有する、
    請求項１ないし９の何れか一項に記載のフリーピストンエンジン。
11. 前記シリンダが該シリンダの直径より少なくとも１０倍大きな長さを有する請求項１ないし１０の何れか一項に記載のフリーピストンエンジン。
12. 請求項１ないし１１の何れか一項に記載のフリーピストンエンジンを有する車両。
13. 請求項１ないし１１の何れか一項に記載のエンジンを有すると共に、該エンジンの前記シリンダに沿って配置された複数のコイルを更に有し、前記シリンダ内における前記ピストンの運動が前記コイル内に磁束を誘起する電力発生機。
14. 請求項１３に記載の電力発生機を有する車両。

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