JP2016534280A - 内燃機関の運転方法およびこの方法を実施するための内燃機関 - Google Patents

Abstract

１つのシリンダー（２）の１排気ストロークの間にこのシリンダー内に在る加圧された排気ガスが前記シリンダー（２）から排出されて排気装置（１２）に導かれる内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）の運転方法において、特に簡単かつ確実な方法で内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）の特に高い比出力ゲイン、および／または、特に低く抑えられた比燃料消費量を得ることが求められている。このために、本発明により、排気ストロークの第１ストローク段階において、前記シリンダー（２）から排出される排気ガス圧力波のインパルスが全部または部分的に排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の１次側に伝達され、その後、前記排気ストロークの第２ストローク段階において、前記排気ガスが前記排気装置（１２）に導かれる。【選択図】図１

Description

本発明は内燃機関の運転方法であって、１つのシリンダーの１つの排気ストロークの間に、シリンダー内に存在する排気ガスがこのシリンダーから排出されて排気装置に導かれる運転方法に関する。さらに本発明は多数のシリンダーを有する内燃機関に関し、これら多数のシリンダー内で、１つの共通のクランクシャフトに作用するそれぞれ１つの作動ピストンがガイドされており、１つのシリンダーまたは各シリンダーの燃焼室が、吸入側において１つの操作可能な吸入バルブシステムを介して１つのガス吸入システムと、排気側において１つの操作可能な排気バルブシステムを介して１つの排気装置と接続されている。本発明はさらに、特にこの種の内燃機関に使用するための排気過給ポンプに関する。

内燃機関または熱機関は広い分野で様々に、例えば、自動車の駆動ユニットとして、あるいは、産業用設備や他の技術装置における定置型装置としても、使用されている。内燃機関または熱機関は、オットーエンジンまたはディーゼルエンジンとして、２ストローク法または４ストローク法で、異なる液体燃料または気体燃料で運転することができる。様々な構成に共通なことは、一般的にはシリンダーの燃焼室の中で（または、同様な構成でロータリーエンジンの場合にはロータリー燃焼室の中で）圧縮された燃料・空気混合気が爆発されるので、これに応じて各シリンダー内に変位可能に配置されたピストンが仕事行程をなし、その際にエンジンシャフトが仕事をして駆動する、ことである。仕事行程の完了後、すなわち、燃焼した作動ガスが燃焼室内で膨張したあと、この燃焼した作動ガスは排気ガスとして各シリンダーの１つの排気ストロークの間に、シリンダーの排気側に接続された排気装置に導かれる。

従来方式では、この内燃機関は４ストロークエンジンとして構成することができ、この場合、排気装置に導く排気ガスシステムの開放はシリンダーに付設されている排気バルブを介して行われる。従来方式の代案として、この内燃機関を２ストロークエンジンとしても構成することができ、この場合には排気ストロークは本来の仕事ストロークの一部として行われ、排気装置に開口する排気ガスシステムの開放はスリット制御により行われる。このスリット制御は、ピストンがその行程運動の最終段階で、シリンダーに付設された複数の排気スリットを通り越えてスライドし、次いでこれらを開放することで行われる。４ストロークエンジンではガス吸入側に通常はこれに対応した吸入バルブシステムが設けられているが、これに対して２ストロークエンジンではこの機能は同様にシリンダーケースに付設された複数の掃気スリットにより行われる。さらにロータリースライドに基づいたバルブシステムがあり、この場合にはシリンダーヘッドのダクト断面が回転するロータリースライドにより開放ないし閉鎖される。ロータリースライド制御は２ストローク法および４ストローク法に利用される。したがって、以下に代表的に用いられる用語「吸入バルブシステム」および「排気バルブシステム」は、２ストロークエンジンの場合には明確にシリンダーヘッドにおける相応のスリット機構にも関するものであり、これらのスリット機構により相応のバルブ機能が、ポペットバルブないしロータリースライドを用いて４ストロークエンジンでもともと具現化されたものと同様に、実現される。

それぞれの構造（例えば、スターリングエンジン、蒸気機関などでも）の内燃機関または熱機関に対してかなり以前から一般的な設計目標として、それぞれのシリンダーの単位容量当たりの利用可能な出力の向上、および／または、効率向上／比燃料消費量の低減を目指した取り組みが行われている。これらの設計目標を考慮して、シリンダーから流出する排気ガスに含まれている残エネルギーを利用、または、回生するためのいくつかのコンセプトが開発されてきた。

この中の１つに排気ターボ過給機がある。排気ターボ過給機は排気ガス流からエンタルピーを取り出し、これを新鮮ガス流の圧縮仕事の形で再びエンジンに導く。流体機械の特性に従って、排気ターボ過給機は連続した排気ガスエンタルピー流があるという条件下で高効率を示す。しかし、排気ガスエンタルピー流の確率論的な変動が大きければ大きいほど、このタービンの効率は悪化する。その結果、実際には排気ターボ過給機はシリンダー数が３以上のピストンエンジンに対しては良好な効率を示すが、２シリンダーエンジンでは限定的にしか使用できず（好適には対称的な点火シーケンスの場合のみ）、１シリンダーエンジンでは効率よい運転はできない。

行程容積の小さい内燃機関は原理的にはタービンまたは圧縮機の小さい翼直径を必要とする。タービン効率も圧縮機効率も、翼直径が小さくなるにつれて低下する。というのは、特に、翼とケーシングとの間のギャップ損失が比例関係以上に増大するからである。内燃機関の負荷跳躍時の排気ターボ過給機の応答特性（過渡特性）も不利であることが分かった。というのは、低負荷（小さい排気ガスエンタルピー）から出発してタービンの上流のエンタルピーが徐々に上昇することにより、ローターはその慣性に基づきようやく遅れて加速するからである。このことは、よく知られているように、いわゆる「ターボラグ（Ｔｕｒｂｏｌｏｃｈ）」として圧縮機側でのゆっくりした圧力上昇をもたらす。この効果は行程容積の小さいエンジンではより顕著に現れる。というのは、ローターの慣性モーメントが排気ガスエンタルピー流ほど強くは減少しないからであり、この効果は、オットーエンジンでは排気ガスエンタルピーがより大きいので、ディーゼルエンジンよりも顕著に現れる。したがって、例えば、自動車および電力制御型の電・熱併給発電所におけるような、ダイナミックに運転される小形エンジンは排気ターボ過給機付きでは運転できない。

代案として考えられる圧力波過給機は、排気ターボ過給機と同様に排気ガス流からエンタルピーを取り出し、これを吸入された燃焼空気に圧縮仕事として供給する。この圧力波過給機は、エンジン回転数が低い場合にも良好な過渡特性と高い過給率を示す。この過給機はエンジンの始動プロセスにおいて、掃気短絡を避けるためにバイパスされなければならないので、排気ガスと新鮮空気間の「オープンな」ガス交換システムが不利であることが分かった。さらに、この過給機は吸入空気の絞りにも耐えられないので、部分負荷運転においてダイナミックに運転されるオットーエンジンには適していないように見える。排気ガス配管と新鮮ガス配管が直接接続されているので、その音響特性も問題である。大きな構造体積と重量、ならびに、エンジン回転数に同期して運転する必要があることにより、圧力波過給機は小容量のオットーエンジンに対しては経済性がない。

排気ガスエンタルピーを有効な仕事に転換する他の可能性は、内燃機関の作動シリンダーからの排気ガスをもう一つの膨張シリンダー内で再膨張することにより行われる。非特許文献１の開示によれば、４ストローク法で、かつ、同一の点火シーケンスで作動する２つの高圧シリンダーが、行程容積がより大きく、かつ、クランクシャフト角度が１８０°ずれて作動する１つの低圧シリンダーと結合されている。１つの高圧シリンダーが作動ストローク後に下死点（ＵＴ）に達すると、その排気システムが、上死点（ＯＴ）に在る低圧シリンダーへ通じるダクトを開く。上方へ向かって移動している高圧シリンダーのピストンによりその容積が再び小さくなるにも関わらず、低圧シリンダーの行程容積のほうが大きいので、作動ガスはさらに膨張する。

この構成により燃焼ストロークにおける膨張比は熱力学的に大きくなり、これにより熱力学的な効率が向上する。

別置された低圧シリンダーを備えたシステムの欠点は、シリンダーヘッドのオーバーフローダクトの高い熱負荷、１つの高圧シリンダーのバルブオーバーラップ（掃気）時のより高い排気ガス背圧、低圧シリンダーのためのエンジン重量とエンジン構造空間の著しい増加、低圧シリンダーの摩擦損失（付加的なピストングループとクランク駆動）、および、有効には２ストロークで作動するこの低圧シリンダーをそれぞれ同じ点火間隔で運転される２つの高圧シリンダーと組み合わせなければならないという事実にある。このシステムコストは非常に高い。したがって、この構成は１シリンダーエンジン用には見込みが少ない。

特許文献１、特許文献２、特許文献３、特許文献４、特許文献５および非特許文献２から内燃機関の出力向上または効率向上のための別の代案コンセプトとして、いわゆる「排気インパルス過給機（Ａｂｇａｓｉｍｐｕｌｓｌａｄｅｒ）」が知られている。この排気インパルス過給機は内燃機関の排気ガスエンタルピーを新鮮ガスの圧縮仕事に転換する。このシステムは１つのシリンダー内でガイドされる１つのフリーピストンからなる。このシリンダーの一方の側は排気ガス供給ダクトを介してエンジンの排気システムと、このシリンダーの他の側は吸入システムと接続されている。ばねがこのフリーピストンをシリンダー内のフリーピストンの排気ガス側ストッパーに押しつけているので、このフリーピストンは圧力がかかっていない状態では新鮮ガス側で最大の容積を解放し、排気ガス側では最小の容積を解放している。このフリーピストンはオプション的に、その排気ガス側中央部に１つの遮蔽物、または、１つのバルブを有し、前者は、排気ガスを消音器へ導くために、排気ガス側のシリンダー容積をある特定のフリーピストン行程以降で排気ガス排出ダクトへ開放し、後者は排気過給ポンプ内の排気ガス圧力により制御されて排気ガス排出ダクトを開放ないし閉鎖する。フリーピストンの運動により少なくとも部分的に独立に動かされて排気ガスにより駆動されるバルブによる排気ガス排出ダクトの制御は、フリーピストンのより長い膨張行程を可能にすることを目的としている。新鮮ガス側ではこのシリンダー容積は１つの逆止弁を介して外気を吸いこむことができ、この外気は容積縮小時にエンジンの吸入システムに押し込まれる。

非特許文献２「Ｐｕｌｓｅ Ｃｈａｒｇｉｎｇ−ａ ｎｅｗ ａｐｐｒｏａｃｈ ｆｏｒ ｄｙｎａｍｉｃ ｃｈａｒｇｉｎｇ（パルス過給−ダイナミックな過給のための新しいアプローチ）」には、２シリンダーエンジンでの排気インパルス過給機の実験結果が記載されている。１つのエンジンシリンダーの排気バルブが開くと、排気ガスは排気インパルス過給機に流入し、ばね力に抗してフリーピストンを加速する。排気ガスは、フリーピストンにおける前記遮蔽物が減圧ダクトを開放するまで、排気インパルス過給機での膨張仕事を行う。フリーピストンの慣性により、その運動エネルギーが全体としてばねの位置エネルギーに達するまで、および、フリーピストンにより圧縮された新鮮空気が吸入システムに達するまで、シリンダー内でこれが継続される。両エンジンシリンダーの互いに対称的な位相により、フリーピストンは第１エンジンシリンダーのエンジン排気バルブが開かれることによって下死点（ＵＴ）のピストン位置の付近に動かされ、これはエンジン吸入バルブが閉じる直前の第２エンジンシリンダーの下死点（ＵＴ）におけるピストン位置に対応しており、その結果、フリーピストンにより今圧縮された新鮮空気の一部は吸入システムを介して遅滞なく第２シリンダーの吸入端の上流に押し動かされ、その空気密度が高められる。ばね力と吸入システム内の圧縮された新鮮空気とがフリーピストンをその休止位置、すなわち、排気ガス側ストッパーまで押し戻す。クランクシャフト角度３６０°の後、排気インパルス過給機の動作サイクルは最初に戻るが、両エンジンシリンダーは排気インパルス過給機に対する役目を交代する。

実験ではこの排気インパルス過給機はエンジン回転数が低い時に（約２０００回転／分以下）良好な過渡特性を示し、空気消費量も増加した。回転数がより高い時には（約３０００回転／分以上）それ以上の過給圧力上昇は得られなかった。

この排気インパルス過給機は幾つかの熱力学的および機械的な欠点を有し、これらがその効率と機能を損なっている。
・排気ガス側の無効容積（排気ガス導入ダクトと排気ガス排出ダクトの間の短絡接続）が大きい。これはフリーピストンの上流の排気ガス圧力をも、吸入システムにおける端末圧縮圧力をも低下させる。
・排気ガス流を排気インパルス過給機から消音器に解放する、フリーピストンでの遮蔽物の長さが比較的短いので、フリーピストン行程のごく一部しかエンジン排気ガスを減圧するための仕事行程として利用できない。排気ガスインパルスエネルギーの利用にとっても、一方では、排気ガス圧力波のガス質量に対してフリーピストンの質量が大きいので、排気ガスからフリーピストンへのインパルス伝達時の有効なエネルギー伝達が妨げられ、その結果、過給圧力上昇が低くなり、このことは実験で証明されている。他方、排気ガス排出配管を排気過給ポンプの膨張室に直接接続しているので、オーバーフローによるインパルス損失が付加的に生じる。
・フリーピストンの遮蔽物は、フリーピストンがその都度の仕事サイクルの後でその休止位置に戻ることができるようにするために、閉鎖された状態で相当大きな漏れを有さねばならない。この漏れ損失はさらなる圧力損失となり、その結果、仕事損失となる。
・一方では、排気ガス圧力と慣性とによる排気ガス排出ダクトの制御が排気ガス制御タイミングの保持を非常に不正確にし（摩擦特性および固有振動特性）、他方では、提案されたバルブシステムでは熱力学的に理想的な排気ガス制御ダイアグラムに達することがほぼ不可能である。ここで、この理想的な排気ガス制御ダイアグラムとは、フリーピストンの全行程が閉鎖された排気ガス排出ダクトとともに仕事行程として利用され、フリーピストンの復帰時には排気ガス排出ダクトが完全に開放されている制御ダイアグラムを意味する。バルブとフリーピストンの慣性がこの理想的な排気ガス制御ダイアグラムを阻害している。加速されたこれらの質量が方向転換のための遅れ区間を必要とするからである。排気ガスで駆動されるバルブ操作メカニズムにとって、特定の排気ガス圧力を得るために必要な構成は、エンジンの負荷変化ないし回転数変化のもとでは排気ガス制御タイミングが逆効果を招くように変わることを惹き起こす。特に、排気ガスで駆動されるバルブ操作メカニズムは低い排気ガス圧力（低負荷、アイドリング）には反応しないので、流量制御されているオットーエンジンでは特に部分負荷領域において比エンジン出力に対して比較的高い排気ガスエンタルピーが利用できるにも拘らず、この排気ガスインパルス過給機は膨張仕事を果たさない。というのは、このエンジンは出力が絞られた状態では有効圧縮比が小さく、これに応じて膨張比も小さいからである。圧力と慣性とで制御される、排出ダクトのバルブの閉鎖を、エンジン運転中の負荷変動ないし回転数変動全域にわたって、エンジン排気バルブの閉鎖に同期させることは不可能である。上記の諸文献では、特に、排出ダクトのバルブの閉鎖は排気インパルス過給機の排気ガス側を空にする時点のみを基準にしており、エンジン排気バルブの位相位置ないし閉鎖との相関は記載されていない。
・フリーピストンとばね（吸入ストロークでの空気ばねを含む）は１つの調和した発振器を形成し、その固有周波数は運動質量（ピストン、直線ガイドロッド、および、ばね質量の半分）とばね定数とに依存する。この系がその固有周波数に近づくと、大きな振幅ピークが現れ、これはフリーピストンをシリンダー内のストッパーに高加速度で衝突させることになる。移動部品の予想しうる大きな質量（これは数百グラムである）と、排気ガス圧力がより低い場合（約２バール）でもフリーピストンの運動を許容しなければならない、十分に弱いばね力とが、低いエンジン回転数においてもすでにこの系の固有周波数に達することを明らかに示している。記載された試作エンジンで２０００回転／分以上において急速に低下する排気インパルス過給機の過給圧力から、固有周波数をすでに超えており、このシステムがもはや全ての仕事行程を遂行することができないことが分かる。フリーピストンは、その固有周波数を超えると、その休止位置に戻るための十分な時間がない。記載された試作エンジンでは、約３０００回転／分以上では過給圧力はもはや形成されない。フリーピストンはピストン路程のほゞ半分の位置に休止していると思われる。
・フリーピストンのシステムは、切り替わる排気ガス圧力と変化する空気ばね復元率とにより、その固有周波数とピストン行程が明確には定まらないので、フリーピストンがシリンダー内でそのストッパーに衝突することが予測される。
・フリーピストンとピストン壁とのシールは、ギャップを介して非接触で行われるか、あるいは、例えばピストンリングのようなシール要素が用いられる。前者ではシリンダーボアが大きいので排気ガス側から新鮮ガス側への大きな漏れ流が生じる。後者では潤滑が必要となり、摩擦がより大きくなる。
・排気ガス流の全部が排気インパルス過給機を通って導かれ、過給機ケーシングとフリーピストンの高い熱負荷の原因となる。

内燃機関の出力向上ないし効率向上のための他の代案コンセプトは、蒸気プロセス（ＯＲＣ）を後置接続することである。この場合には、排気ガスエンタルピーないし残留熱を利用するために、ピストン膨張機械ないしタービン膨張機械を用いた蒸気プロセスが設けられ、これらは好適には低沸点の有機作動媒体で駆動される（ＯＲＣ＝オルガニック ランキン サイクル）。このプロセスは排気ガス流から熱交換器により熱のみを取り出す。温度差が小さいので（物理的な作動媒体制限）、１段式のプロセスでは効率が１５％を超えることは稀である。熱交換器と配管系の熱慣性によって良好な過渡応答が妨げられるので、このシステムは、機械的な出力をダイナミックに運転される内燃機関に直接供給するのには適さない。特に、現時点で３０００ユーロ／ｋＷを超える高いシステムコストが小容量エンジンでの利用を妨げている。

代案として、ゼーベック効果を利用した熱・電エネルギー変換も可能である。この効果は、結晶格子内の異なる電子ガス密度に基づいて、温度の異なる２つの固体の電位差を記述したものである。この電位差はこれら固体間の温度差と共に大きくなり、電流を流すのに利用される。内燃機関の排気ガスにより固体の一方が加熱され、他方は好適には外気温度に維持される。このシステムは全く可動要素なしに構成され、したがって、作動機械ではない。

http://www.5-taktmotor.com/de/News.html Mario Illien und Gerhard Schmitz Schatz et al. 撤ulse Charging - a new approach for dynamic charging・ Second International Conference New Development Powertrain Chassis, England 1989

独国特許出願公開第３６２５０５０Ａ１号明細書 独国特許出願公開第３６２５０４８Ａ１号明細書 独国特許出願公開第３６２５０５１Ａ１号明細書 独国特許出願公開第３６２５０５３Ａ１号明細書 独国特許出願公開第３３１８１３６Ａ１号明細書

そこで本発明の課題は、上述した種類の内燃機関を運転するための代案となる方法を提供することにあり、この方法によって、特に簡単かつ確実な方法で内燃機関の特に高い比出力、および／または、特に低く抑えられた比燃料消費量を可能とするものである。さらに、本方法を実施するのに特に適した内燃機関が提供される。

方法に関する課題は本発明により、排気ストロークの第１段階で、シリンダーから流出する排気ガス圧力波のインパルス（Ｉｍｐｕｌｓ）、および／または、圧力エネルギーが全部または部分的に排気過給ポンプの１次側に伝達され、次いで、排気ストロークの第２段階で排気ガスが排気装置に導かれることにより解決される。
第１および第２ストローク段階の合計時間は好適には相応するエンジン排気バルブの合計開放時間に相当し、この場合、第１段階の開始はエンジン排気バルブの開放に伴って生じ、第２段階の終了はエンジン排気バルブの閉鎖とほゞ同時に起きるか、ないしは、やや遅れて起きてもよい。短時間の第１ストローク段階が排気ダクトと排気過給ポンプにおける壁熱損失を低減し、エンジンシリンダー内の早期の減圧と相俟って、過給切替時の相応の小さい排出仕事ないし低い排気ガス背圧を可能とする。前記２つのストローク段階は、特に、排気バルブを開放する時の排気ガス圧力波の適切な流れ案内により、排気ガス流のインパルスおよびこれに伴う排気ガス圧力波の圧力エネルギーが、可能な限り全部、または、少なくとも部分的に排気過給ポンプの１次側に伝達されることによって生じる。この段階では、最初に排気ガスが排気装置に流れ出ることを大幅に阻止しなければならない。この場合、目指している、排気ガス圧力波から排気過給ポンプの１次側へのインパルス伝達は、排気ガスが排気過給ポンプに少なくとも部分的に直接到達することによって行なうことができる；しかし、特に好適なのは間接的なインパルス伝達であり、この場合には、シリンダーから流出する排気ガス圧力波はそのインパルスを部分的にまたは可能な限り完全に、排気過給ポンプの１次室内に、および／または、その上流に既に存在しているガスクッションに伝達する。続いて排気ストロークの第２ストローク段階が行われ、この第２段階で排気ガスは排気装置へ向かって流れる。

本発明は、内燃機関の効率向上、および／または、出力向上のための特に適切な出発点として、シリンダーから流出する排気ガスに未だ残っていて共に流出する残留エンタルピーの利用が選ばれるべきであるとの考えに基づく。というのは、運転中にそれぞれのシリンダーからの排気ガスは比較的高い残留圧力を有して流出し、排気ガスが周辺圧力下にある環境に放出される前に、この残留圧力を付加的な出力利用のために活用することができるからである。

排気過給ポンプ応用の対象としては特に、約５０〜２５０ｃｃの比較的小さい行程容積を有する１シリンダーまたは２シリンダーの内燃機関がある。このエンジンタイプに対してはこれまで、（失われる）排気ガスエネルギーを機械的な（駆動）エネルギーに転換するための経済的に利用可能なシステムはなかった。この排気過給ポンプは好適には、このエンジンタイプの以下の周辺条件で有効に運転可能であり、ないし、以下の特性を有する。

・エンジン回転数が約１００００回転／分以下（自動２輪車エンジン）
・変動が大きい排気ガス質量流（１シリンダーエンジン）をも有効に転換できる
・新鮮ガスの流量が負荷および回転数にほゞ比例している
・排気ストロークおよび過給切替時に生じる排気ガス背圧が小さい
・排気ガス管路と新鮮ガス管路の根本的な分離
・良好な過渡特性（自動車への応用）
・固有（摩擦）損失が少ない
・良好な音響特性（自動２輪車エンジン）
・システムコストが低い
・保守が少なくて済む
・できるだけ小さい熱負荷を受ける
・オットーエンジンおよびディーゼルエンジンに、ならびに、２ストローク法および４ストローク法に適している
排気ガスエンタルピーの変動、良好な過渡特性、小さい行程容積およびエンジン回転数に比例した流量に対する要求を満たすために、この排気過給ポンプは振動するポンプ体を備えたポンプとして構成されており、このポンプ体は、これと接続されているエンジンシリンダーの排出ダクト内の排気ガス圧力波と同期して仕事をする。

高速回転エンジン用の排気過給ポンプの高い運転周波数、良好な過渡特性、排気ガス管路と新鮮ガス管路の分離、少ない摩擦損失および少なくて済む保守は、前記ポンプ体が特に好適に、弾性的に変形可能で、好適には重量が最小化された分離壁として排気過給ポンプの排気ガス側と新鮮ガス側の間に設けられることによって、達成される。このような最小重量の分離壁により、ガスから分離壁へのインパルス交換時の高いエネルギー伝達が可能にもなる。というのは、理論的には、ガス質量と分離壁質量が同一の時に最大のエネルギー伝達が生じるからである。好適には、排気過給ポンプの排気ガス側でなされた膨張仕事は分離壁を介して新鮮ガス体積の圧縮に転換され、これが他の場所で再び減圧して仕事をすることができる。しかし、この分離壁の運動サイクルは機械的エネルギーとしても利用することができ、ないし、発電機を介して電気エネルギーに変換することもできる。

排気過給ポンプの低減された熱負荷は運転方法的に、排気ガスが専ら１つのダクトを通して排気過給ポンプの１次側に流入し、引き続いてここから再び流出することによって得られる。排気ガス質量全量で貫流される前出の排気ガスインパルス過給機とは異なり、この排気過給ポンプでは仕事サイクル中に、一方では、本質的により小さい流れ速度（より小さい熱伝達係数）を有する「変位質量流」が生じ、他方で、第２ストローク段階でエンジンシリンダーから押し出された排気ガスは排気過給ポンプを通っては導かれない。したがって、このような特に好適な形態では、排気ガスは排気ストロークの第２段階の間にこの排気過給ポンプを迂回して排気装置へ導かれる。

こうして、排気ストロークを少なくとも２つの部分段階に分割することによって、好適に比較的短時間に保たれた第１の部分段階において、所望の排気ガスエンタルピー利用を行うことができ、第１段階に比べて好適に長く保たれた第２の部分段階において、引き続いて生じる各エンジンシリンダーのガス交換行程および掃気行程をサクションエンジン（Saugmotor）の有利な圧力レベルで行うことができる。機械的な複雑さを低く抑えた構成における特に高い効率が次に記載する特に好適な構成で得られる。すなわち、第２の部分段階で、排気過給ポンプの１次側からの今や部分的に減圧した排気ガスが、燃焼室からの残りの排気ガスと共に流出し、排気装置に導かれるような構成により得られる。こうして排気過給ポンプの１次側に導かれた排気ガスはこの段階において特に好適に再び還流されるので、排気ガスは１つの突出しダクトを通ってこの排気過給ポンプに流入し、その後、再び流出するが、排気過給ポンプを貫流しない。したがって、排気ガスの排気装置への供給は、第２のストローク段階においてこの排気過給ポンプを迂回して行うことができる。

この排気過給ポンプで排気ガスから取り出されたエンタルピーは、内燃機関の全システムにおいて利用可能な有効出力またはエネルギーに、例えば、流体的な、電気的なまたは同様なシステムを介して、転換することができる。しかし、この排気過給ポンプにより排気ガスから取り出されたエンタルピーの特に有利で、特にフレキシブルな利用は、特に好適な形態において、この排気過給ポンプの１次側に供給された排気ガスのエンタルピーが全部または部分的に、排気過給ポンプの２次側に供給された新鮮ガス流に伝達されることによって、すなわち、この排気過給ポンプの１次側で膨張仕事に転換された排気ガスのエンタルピーが全部または部分的に、２次側において、供給された新鮮ガス流の圧縮仕事に転換されることによって可能である。この場合、好適な方法で、この排気過給ポンプにおいて、排気ガスから取り出されたエンタルピーが、排気ガス流から密封分離された低温ガス流の圧縮仕事に転換される。圧縮された新鮮ガス流は運動質量が小さいと高いエネルギー密度を有し、このことはこの排気過給ポンプが高い作動周波数（＝高いエンジン回転数）に適していることを強調している。

この排気過給ポンプにおいてなされた圧縮仕事により圧縮された低温ガス流、および／または、新鮮ガス流は、好適な一形態では、熱機関または内燃機関の新鮮ガス空気流から独立した構成において、別の膨張機械、例えばベーン形膨張機に供給することができ、そこで仕事をして減圧する。この代案では、排気過給ポンプで圧縮された新鮮ガス流または低温ガス空気流を介して、エンジンから独立した作動媒体の供給が可能となり、この作動媒体は他所で作動媒体としてフレキシブルに利用できる。例えば、この作動媒体を付加的なパワーユニットを駆動するために利用することが考えられ、あるいは、前記膨張機械を内燃機関または熱機関のエンジンシャフトもしくはクランクシャフトに結合することも可能であり、これによって、内燃機関の利用可能な付加的出力を直接に発生することができる。

しかし、特に好適な形態では、排気過給ポンプで排気ガスから取り出されたエンタルピーをそれぞれのシリンダーの燃焼室に供給される新鮮ガス流のための圧縮仕事を行うために使用するように成されている。これによって排気ガスエンタルピーは新鮮ガス流の過給のために直接的に使用される。このことを内燃機関のストロークシーケンスに同期し、かつ、適合して特に有利な方法で実施するために、内燃機関の燃焼室に供給するための新鮮ガスが好適には少なくとも部分的に排気過給ポンプの２次側に供給され、この新鮮ガスはそこで、排気ストロークの第１の部分段階の間に排気過給ポンプの１次側に導かれた排気ガスにより上述した方法で圧縮され、加圧される。圧縮され加圧されたこの新鮮ガスは次に、好適に、ガス回路において排気過給ポンプの２次側に後置接続されたバッファー貯蔵器に導かれ、そこでシリンダーの燃焼室へ供給すべく貯蔵される。ここで、このバッファー貯蔵のために、もともと存在している各シリンダーの吸入システムを利用することができ、この吸入システムを介して各燃焼室に新鮮ガスが導かれる。この場合、排気過給ポンプで圧縮され予加圧された新鮮ガスの貯蔵は好適には、それぞれのシリンダーの吸入制御が各吸入ダクトを開放し、新鮮ガスが燃焼室に流入することができるまで行われる。この形態により、すなわち、この排気過給ポンプ内で加圧された新鮮ガスが熱機関に燃焼空気を完全にまたは部分的に供給するための役目を果たす形態によって、排気過給ポンプ内で加圧された新鮮ガスが、直接にプラスの掃気勾配により、ピストン仕事すなわち膨張仕事を直接的に熱機関に与えることができる。

内燃機関に関する課題は、１つのまたは各シリンダーの燃焼室がそれぞれ、吸入側では操作可能な吸入バルブシステムを介してガス吸入システムと接続され、排気側では操作可能な排気バルブシステムを介し、さらにインパルス分岐部を介して、排気装置および排気過給ポンプの１次側の双方と接続されていることにより解決される。

排気ガスシステムのこの構成によって、機能的には実質的に適切に選ばれた管路分岐を好適に形成しているインパルス分岐部を用いて、排気ストロークの第１段階の間に排気ガス圧力波のインパルスの排気過給ポンプへの的確な導入を行うことが達成される。このインパルス分岐部の役割は、排気バルブを開放した時に排気ガス流のインパルスをできるだけ完全に排気過給ポンプの１次側に、または、これに前置接続されている突出し配管に導くことにあり、これによって、排気ストロークのこの第１段階において、シリンダーから流出する排気ガス圧力波のインパルスは可能な限り完全に、または、少なくとも部分的に排気過給ポンプの１次側に伝達される。この段階では、先ず、排気ガスが排気ガスダクトへ流れ出ること、これはインパルス損失を意味する、を大幅に阻止しなければならない。この場合、目指している、排気ガス圧力波から排気過給ポンプの１次側へのインパルス伝達は、排気ガスが排気過給ポンプに少なくとも部分的に直接到達することによって行なうことができる；しかし、特に好適なのは間接的なインパルス伝達であり、この場合には、シリンダーから流出する排気ガス圧力波はそのインパルスを部分的にまたは可能な限り完全に、排気過給ポンプの１次側内部に、および／または、その上流に、すなわち、排気過給ポンプの１次側に前置接続されている突出し配管内に既に存在しているガスクッションに伝達する。

この場合、特に好適な形態では、このインパルス分岐部は１つのメインダクトと１つの排気ガスダクトとを有し、前記メインダクトは入口側が排気バルブシステムと、出口側が排気過給ポンプの１次側と接続されており、前記排気ガスダクトは前記メインダクトから分岐し、出口側が排気装置と接続されている。前記メインダクトの出口部を含みインパルス分岐部を排気過給ポンプの１次側と接続している突出し配管の容積は、この場合好適には、１つまたは複数のシリンダーの行程容積の１倍以上、好適には１．３倍以上である。

特に好適な形態では、この内燃機関が、排気過給ポンプに供給される排気ガスに含まれているエンタルピーを新鮮ガス空気流のための圧縮仕事を行うために利用すべく構成されている。このためにこの排気過給ポンプは好適に、２次側が１つの新鮮ガス圧力配管および１つの新鮮ガス吸入ダクトと接続されており、この新鮮ガス吸入ダクトを介して排気過給ポンプの２次側を新鮮ガスで充填することができ、新鮮ガス圧力配管は排気過給ポンプ内で圧縮された新鮮ガスの送達、および／または、バッファー貯蔵のために設けられ、設計されている。この新鮮ガス圧力配管は、好適な第１の展開形態において、排気過給ポンプの流出側が膨張機械と接続されている。好適な第２の展開形態では、この新鮮ガス配管は排気過給ポンプの流出側において新鮮ガス用のバッファー貯蔵器と接続されており、このバッファー貯蔵器はその出口側がそれぞれのシリンダーのガス吸入システムと接続されている。こうして、排気過給ポンプで圧縮されすなわち加圧された新鮮ガスを各シリンダーのための燃焼空気として利用することが可能となるので、排気ガスから排気過給ポンプ内で取り出されたエンタルピーを、直接的なプラスの掃気勾配により、直接に内燃機関でのピストン仕事すなわち膨張仕事に利用することができる。

特に好適な１展開形態において、内燃機関のこの排気ガスシステムは、インパルス分岐部およびこれと接続された複数のコンポーネントにより、排気ガス圧力波の上述した流れ案内のために構成されており、この場合、このために外部からの能動的な制御・調節介入は必要ない。しかし、それ自体が独自に進歩性を有すると見なされる好適な１つの代案では、この排気ガスシステムを、能動的に操作される複数のバルブを排気ガスラインに備えた強制制御方式で構成することも可能であり、この場合には、排気ストロークの第１および第２ストローク段階への分割は、排気ガス圧力波の流れ挙動に拠るのではなく、１つまたは複数の排気バルブのこれに相応した適切な操作に拠って行われる。

排気ガスシステムのこの代案形態によって、排気バルブシステムの適切な操作により、予定されている、排気ストロークの多段階の形態を実施することができるようになる。このためには、この排気バルブシステムは好適には、排気ストロークの間に排気ガス案内の流路の切替およびこれによる運転方法の切替が行われうるように構成されねばならず、この場合、排気ストロークの第１のストローク段階に割り当てられるバルブ位置において、排気ガス流の案内が好適には排気過給ポンプの１次側に対してのみ行われる。これとは異なり、排気バルブシステムの、排気ストロークの第２のストローク段階に割り当てられるバルブ位置では、エンジンシリンダーの燃焼室が排気過給ポンプの１次側と排気装置とに、ガス回路における「短絡」状態に、同時に接続される。

特に好適なこの形態で用いられる排気バルブシステムの機能は、内燃機関の排気ガスラインに適切に選ばれて配置された複数のバルブにより得られる。この種の形態は例えば特に４ストロークエンジンに適している。というのは、４ストロークエンジンにはもともと排気ガスダクトを開放するために適切に操作される複数の排気バルブが設置されているからである。これとは異なり、２ストロークエンジンに対しては、予定されている排気バルブシステムの機能は適切なスリット制御により、すなわち、シリンダー内に適切に案内された複数の排気スリットとオーバーフローダクトにより達成することができる。この場合には、好適に、ピストンが作動して移動する際に最初に通りすぎる第１の排気スリットがシリンダー壁に設けられており、この第１の排気スリットを介して排気ガスが排気過給ポンプの１次側に流れることができる。この場合、これに加えて、好適に、ピストン運動を基準にして後置接続された第２の排気スリットが設けられており、この第２の排気スリットがシリンダーの燃焼室と排気装置とのガス回路における接続を行う。ピストンがこの排気スリットをも開くと、排気過給ポンプの１次側と排気装置とのガス回路における接続もシリンダーの燃焼室を介して間接的に行われる。こうして、２ストロークエンジンのこの構成において、相応に位置決めされた複数の排気スリットを擁するピストン・シリンダー・ユニットは上述した排気バルブシステムの機能を満たす。排気過給ポンプからの圧縮された新鮮空気は、この実施形態では、新鮮ガス圧力ダクトを介して複数のオーバーフローダクトへ導かれ、これらは開放時に新鮮ガスをシリンダーに吹き込み残留ガスを掃気する。したがって、この排気過給ポンプは一般的によく行われているクランクケース過給ポンプにとってかわることができ、油循環潤滑のクランク運転を可能とする。

この排気バルブシステムはこのように強制制御された排気ガス案内の場合には、その重要な運転パラメータに鑑み次にように構成されている。すなわち、排気ストロークの第１ストローク段階では、それぞれのシリンダーの燃焼室と排気過給ポンプの１次側との間のガス接続のみが開放され、排気装置への接続は遮断されており、排気ストロークの第２ストローク段階では、排気装置はそれぞれのシリンダーの燃焼室および排気過給ポンプの１次側の双方とガス回路において接続されるように構成されている。このようなシステムの特別な利点は、予排気（Blow Down）およびオーバーフローダクトのバルブ制御タイミングのような他の運転パラメータを既知の構成に近づけて保つことができることにある。というのは、この排気過給ポンプでは、２ストロークエンジンで通常行われている共鳴式排気装置と同様な、排気ガスと新鮮ガスとの間のエネルギー交換が生じるからである。こうして、既存設備との互換性が、後付け設置の可能性も考慮して、特に良好である。さらに、共鳴式排気装置に対するこの排気過給ポンプの２つの大きな利点は、なかんずく、必要スペースがより小さいこと、および、その作動方式が回転数に無関係であることにあり、その結果、より一様なエンジントルク特性を期待できる。

内燃機関の実施形態のさらなる代案では、この排気過給ポンプが１つのシリンダーヘッドの１つのロータリースライド制御器具に付設されている。好適には平板ロータリースライドとして構成されたロータリースライドがその制御スリットにより内燃機関のシリンダーヘッドの排気開口を開き始めると、排気ガスは予排気ダクトを介して排気過給ポンプへ流れる。ロータリースライドがさらに回転すると、メイン排気ダクトが開き始め、今や排気ガスはこのメイン排気ダクトを介して排気過給ポンプおよびシリンダーの燃焼室から流れ出る。

この排気過給ポンプは、特にロータリースライドによって、上述した方法において記載されたすべての過給切替の代案を実行できる。特に、ロータリースライド制御を用いてエンジン排気ロータリースライドと排気過給ポンプとの間の無効容積を非常に小さくすることができる。

排気ガスシステムが強制制御式の構成の場合には、好適には、内燃機関の排気装置は１つの遮断バルブで遮断可能な１つの排気ガス配管を介してそれぞれのシリンダーの燃焼室と接続されており、この排気ガス配管から、排気ガス流の方向に見て前記遮断バルブの上流に、排気過給ポンプの１次側と接続されている１つの突出し配管が分岐している。これにより、構造的に特に簡単に保持できる方法で、上述した機能を実現することができる。特に、前記突出し配管を介して排気ストロークの第１ストローク段階において燃焼室からの排気ガスを排気過給ポンプの１次側に導くことができ、第２ストローク段階では突出し配管を通って逆流する形で、排気過給ポンプの１次側に存在する、今や減圧された排気ガスがこの突出し配管を介して排気装置ないし燃焼室へ再び還流することができる。これにより、排気過給ポンプの１次側の貫流が不要となり、好適には全く行われない。こうして、この突出し配管により、変位質量流の形で排気過給ポンプへ負荷を与えることが可能となり、この変位質量流に拠って排気過給ポンプの部品への熱負担がより少なくなる。というのは、排気過給ポンプを貫流することに比べて、全体の質量流も熱伝達係数（より低いガス速度）も小さくなるからである。排気過給ポンプへのこの突出し配管は、２ストロークエンジンとしての内燃機関の構成では、上述した方法で、シリンダーの第１排気スリットとガス回路的に直接に接続することができる。

上述した複数の代案に基づく内燃機関において使用するために設けられたこの排気過給ポンプは、その構成において同様に独自に進歩性を有すると見なされる。本発明により、この排気過給ポンプは１つの圧力ケーシングを有し、この圧力ケーシングの内室は弾性的に変形可能な多数の分離ユニットによってガス的に互いに分離された多数の部分室に分割されている。これら複数のまたはそれぞれの分離ユニットは、内燃機関の排気ガスシステムとの接続のために設けられた部分室が圧力のない状態において前記複数のまたはそれぞれの分離ユニットの弾性的な変形可能性の範囲で最小値を有するように、バイアス力をかけられている。

この構成によって、特に簡単な手段と特に信頼性の高い方法で、排気ガスエンタルピーを、供給された新鮮ガス空気流の圧縮仕事のために確実に使用可能なことが達成される。圧力ケーシングを好適には２つの部分室に分割することにより、加圧下の排気ガスが案内される１次側部分室の膨張が直接にかつほゞ無損失で第２部分室のこれに応じた圧縮を惹き起こすことが達成される。というのは、圧力ケーシングが共通なので、複数の部分室の合計は変わらないからである。したがって、第１の部分室における排気ガスの膨張は、直接的かつ完全に、第２部分室内の新鮮ガスのこれに応じた圧縮を惹き起こす。分離ユニットにバイアス力をかけることにより、排気ガスを受けるために設けられた第１の部分室を、圧力のない状態で、最小に、理想的な場合には零に保つことができるので、少なくとも排気過給ポンプ内の死容積を特に小さく保つことができる。

排気過給ポンプ内の分離ユニットは、上述の周辺条件を守れば基本的には様々な代案で構成することができる。この分離ユニットは、例えば、ベローとして、または、圧力ケーシング内に設けられたピストンとして構成することができ、この場合にバイアスおよび復元のためのばねを設けることができるであろう。これらの代案の中で、ベローとしての構成はピストンに対して、両方の部分室間の漏れおよびガス回路のオーバーフローが確実に除外されるという利点を有する。しかし、特に簡単で且つ丈夫な構成を考慮すると、排気過給ポンプをダイヤフラムポンプとして構成するのが特に好適である。この場合、分離ユニットはダイヤフラムポンプの膜として形成されている。

本発明によって得られる利点は特に以下に在る。すなわち、シリンダーから流出する排気ガスを排気ストロークの第１部分段階に限って１次側媒体すなわち作動媒体として排気過給ポンプに供給し、引き続いて、残りの排気ガスを、排気過給ポンプの１次側で少なくとも部分的に減圧された排気ガスと共に排気装置に導くことによって、排気ガスエンタルピーの圧力勾配を広範かつ確実に内燃機関の効率向上または出力向上のために利用することが可能になる、という点にある。第２ストローク段階の開始に伴う急速な減圧により、サクションエンジンと同様に、ガス交換損失を小さくすることが可能となる。このことが複雑でない装置構成と高い信頼性とともに可能である。

さらに、上述のコンセプトにより構成された内燃機関は以下の有利な特性を有する。
−例えば１シリンダーエンジンで現れるような不連続な排気ガスエンタルピー流を低温ガス流の圧縮仕事に確実に転換することができる。
−このコンセプトは特に小型エンジン（例えば、行程容積?２５０ｃｃ）にも、そしてこれに応じて少ない排気ガス流にも適している。
−非常に良好な過渡特性が、特に部分負荷運転領域においても、（例えば、自動車エンジン用）得られる。
−低温ガス流の搬送特性はエンジン回転数にほゞ比例している。
−排気ガスと新鮮ガスの密封式分離が可能である。
−単に比較的小さい排気ガス背圧が生じる。
−単に小さい内部出力損失が生じる。
−システムコストは、簡単な構造と、もともと受動的に構成可能な制御システムとにより、比較的低い。
−既存のエンジンコンセプトへの適用が可能である。
−良好な音響的な挙動が得られる。
−このコンセプトはオットーエンジンもしくはディーゼルエンジンにも、４ストローク法ないし２ストローク法で運転される内燃機関にも適用可能である。

このように装備された内燃機関は特に行程容積の小さい１シリンダーエンジンとして構成することができ、この場合に高効率が達成可能である。一般的には自由吸入式４ストロークオットーエンジンとして構成されているこの種のエンジンは、例えば、自動２輪車（行程容積５０〜２５０ｃｃ）、発電用、ポンプなどの工業用エンジンおよび（小容量の）ブロック熱発電所のために世界的に大量生産されている。自動車エンジン用にも、この排気過給ポンプは単独で設置することができ、ないしは、排気ターボ過給機と直列に接続して２段圧縮機として機能することも可能である。この場合には、排気過給ポンプは好適には第１段を形成し、排気ターボ過給機はタービン側も圧縮機側も後置接続されている。

本発明により得られる利点はさらに特に、排気ガス圧力波に含まれているエンタルピーを的確に利用することにより、特に排気ガス圧力波のインパルスをインパルス分岐部を用いて排気過給ポンプの１次側に的確に伝えることにより、新鮮ガス流の付加的な圧縮が得られ、これによって効率向上、および／または、出力向上のためにこのインパルスを利用することが可能になる、ことにある。特に、ガスの不連続な圧力インパルスに含まれている運動エネルギーを、効率向上のために排気過給ポンプによって間接的に、ないし、直接的に機械的に利用可能なエネルギーに転換することが可能になる。特に、例えば、内燃機関の排気システムで生じるパルス的な排気ガス流、または、蒸気プロセスもしくはボイラー設備で、または、一般的に熱機関で生じる蒸気流を、このような方法で利用することができる。

本発明の一実施例を図に基づき詳細に説明する。

内燃機関の模式図 図１による内燃機関用のインパルス分岐部の縦断面図 図１による内燃機関用の他のインパルス分岐部の縦断面図 図１による内燃機関用の他のインパルス分岐部の縦断面図 図１による内燃機関用の他のインパルス分岐部の縦断面図 図１による内燃機関用の他のインパルス分岐部の縦断面図 内燃機関の他の実施形態の模式図 内燃機関の他の実施形態の模式図 内燃機関の他の実施形態の模式図 ２ストローク内燃機関の模式図 排気過給ポンプの断面図 排気過給ポンプの他の実施形態の断面図 排気過給ポンプの他の実施形態の断面図 排気過給ポンプの他の実施形態の断面図 図６による断面図の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 図６による断面図の他の代案の部分詳細図 すべての図において同一部分には同一符号が付されている。

図１に模式的に示された内燃機関１は４ストローク法に従って構成されている。これは多数のシリンダー２を有し（図１では１つのシリンダーのみが示されている）、これらの中でそれぞれ１つの作動ピストン４がガイドされている。この作動ピストン４は１つのピストンロッド６を介して１つのクランクシャフト８に作用を及ぼす。内燃機関１の構成と構造に応じて、複数の、または、全てのシリンダー２のこの１つの、または、複数の作動ピストン４が１つの共通のクランクシャフト８に作用を及ぼすこともできる。

シリンダー２の内部には、従来方式の燃焼室１０があり、この中にシリンダー２の作動ストローク中に圧縮された燃料・空気混合気が燃焼のために導入される。この反応として、シリンダー２内に変位可能に配置された作動ピストン４が１つの作動行程を行い、この時にこの作動ピストンはクランクシャフト８を駆動して出力を出させる。この作動行程が完了すると、すなわち、シリンダー２内の燃焼された作動ガスの膨張後で、かつ、いわゆる「下死点（ＵＴ）」に達する直前に、燃焼された作動ガスはシリンダー２の排気ストロークの間に排気ガスとして、このシリンダーの排気側に接続された排気装置１２に導かれる。

シリンダー２の運転に必要なガス交換のために、燃焼室１０は、吸入側において１つのガス吸入システム１４と接続され、排気側において前記排気装置１２と接続されている。燃焼室１０内でのガス交換を制御すべく、燃焼室１０は一方では、吸入バルブシステム１６を用いてガス吸入システム１４に対して遮断可能であり、これが図１の実施例では吸入バルブ１８として示されている。燃焼室１０は他方、排気装置１２に導く排気ガスライン２０に対して排気バルブシステム２２を用いて遮断可能であり、これが図１の実施例では排気バルブ２４として示されている。

この内燃機関１は、特に高い比出力ゲイン、および／または、特に高い効率とそれに基づく低い比燃料消費量を目的として構成されている。このために、シリンダー２の排気ストロークの間に燃焼室１０から流出する高温の排気ガスから、そうでなければ元々利用されていない排気ガスエンタルピーの少なくなくとも一部を取り出し、これを、効率を向上させるために機械的な駆動エネルギーに、および／または、過給のために新鮮ガス空気密度の向上に転換するようになされている。このことは、排気ストロークの間に燃焼室１０から流出する排気ガス圧力波からできるだけ広範にインパルス、および／または、エネルギーが取り出され、燃焼室１０に流入する新鮮ガスを予め圧縮するためにこの新鮮ガスに伝達されることによって、達成される。

これを可能とするために、排気ガスライン２０は分岐されている。さらに、排気ガスライン２０に１つのインパルス分岐部２６が接続されており、この分岐部は入口側が排気バルブシステム２２と、出口側が、一方は突出し配管２８を介して排気過給ポンプ３０の１次側と、他方は排気装置１２へ導く排気ガス配管３２と接続されている。すなわち、燃焼室１０は、排気側が排気バルブシステム２２およびインパルス分岐部２６を介して、排気装置１２および排気過給ポンプ３０の１次側と接続されている。

この接続により図１の実施例では、排気ガスから取り出されたエンタルピーを利用して、排気過給ポンプ３０の２次側に導かれた低温ガス流、すなわち、この実施例では燃焼室１０へ供給するための新鮮ガス空気流、の圧縮およびこれによる予加圧が行われるように成されている。これに対応して図１の実施例では排気過給ポンプ３０の２次側は新鮮ガス配管３６に接続されており、この新鮮ガス配管３６は過給エアークーラー３８を介して案内され、出口側が吸入バルブシステム１６を介してシリンダー２の燃焼室１０と遮断可能に接続されている。

図１の実施例では内燃機関１のシリンダー２は作動ピストン４が下死点（ＵＴ）に在り、シリンダー２の排気ストロークが始まる時点が示されている。排気バルブ２４は開き始めている。排気バルブ２４が開くと、未だ残留圧力下にある排気ガスはシリンダー２の燃焼室１０から排出ダクトすなわち排気ガスライン２０に逃げ出す。シリンダー２の内部での排気ガスの残留圧力は通常は２〜８バールであり、また、排出ダクトでの平均排気ガス背圧は約１．１〜１．６バールであるので、排気ガスは臨界圧力比になると、排気ガスバルブ２４を音速で通り過ぎる。排気ガス温度が高く、通常は３５０〜１１５０℃であるので、この排気ガスの音速は１０００ｍ／ｓに達する。これに応じて排気ガス圧力波のインパルス（ｐ＝ｍ・ｖ）は高く、これが本システムにおいては効率向上、および／または、出力向上を目的にして利用される。

エンジン回転数とエンジンバルブ駆動の形態とに応じて、高エネルギーの１次排気ガス圧力波の通過時間はクランクシャフト角度で約１０〜１５°である。この時、この排気ガス圧力波は、好適には１つの配管分岐を構成しているインパルス分岐部２６を通って流れる。インパルス分岐部２６は１つのメインダクト４０を有し、このメインダクトは入口側が排気バルブシステム２２と、出口側が排気過給ポンプ３０の１次側と接続されており、このメインダクト４０から排気ガスダクト４２が分岐し、排気ガスダクト４２の出口側は排気ガス配管３２に通じ、これを介して排気装置１２と接続されている。すなわち、このメインダクト４０は排気過給ポンプ３０へ導く突出し配管２８に通じ、これに対して、排気ガスダクト４２は排気装置１２に向けて走り、この排気装置１２を介して排気ガスが外部へ出る。

インパルス分岐部２６の役割は、排気ガスバルブ２４開放時に排気ガス流のインパルスをできるだけ完全に突出し配管２８に導き、その結果、排気ストロークの第１のストローク段階で、シリンダー２から流出する排気ガス圧力波のインパルスが可能な限り全部、少なくなくとも部分的に排気過給ポンプ３０の１次側に伝達されるようにすることである。この段階では、排気ガスの排気ガスダクト４２への流出、これはインパルスの損失を意味する、は大幅に阻止されねばならない。この時、排気ガス圧力波から排気過給ポンプ３０の１次側への所望のインパルス伝達は、排気ガスが少なくとも部分的に直接に排気過給ポンプ３０に達することにより行うことができる；しかし、特に好適なのは間接的なインパルス伝達であり、この場合には、シリンダー２から流出する排気ガス圧力波はそのインパルスを部分的に、または、できるだけ完全に、突出し配管２８内に既にあるガスカラムに伝達し、このガスカラムがインパルスをさらに排気過給ポンプ３０に伝達する。

排気過給ポンプ３０の中で、排気ガス流の（直接的に、または、間接的に導入された）インパルスは、そこの１次側と２次側の間にある、分離ユニット４４として設けられた弾性の中間壁４４に衝突し、これをインパルス伝達により変形させる。この弾性中間壁４４の変位された質量が加速された排気ガスカラムの質量と同等に選ばれると好適であり、これによって、インパルス伝達に際して（ｍ_ｇａｓ・ｖ_ｇａｓ＝ｍ_壁・ｖ_壁）、できるだけ多くの運動エネルギー（1/2・ｍ_壁・ｖ_壁 ^２）を弾性中間壁４４に伝達することができる。こうして、排気過給ポンプ３０の１次側に存在しているガスは膨張して排気過給ポンプ３０の１次室４６を拡大させる。これと同時に、弾性中間壁４４の反対側では新鮮ガスが、排気過給ポンプ３０の縮小される２次側室、すなわち、新鮮ガス室４８で圧縮される。この新鮮ガス室４８は新鮮ガス配管３６に接続されている。こうして、排気過給ポンプ３０で、１次側において膨張仕事に転換された排気ガスエンタルピーが、新鮮ガス配管３６において２次側に案内された新鮮ガスの圧縮エネルギーに転換される。

このために、排気過給ポンプ３０を適切に、例えば、ベローポンプとして、または、これと同等に設けることができる。しかし、この実施例では、特に好適で、独自に進歩性を有すると見做される排気過給ポンプ３０が、膜としての弾性中間壁４４を備えたダイヤフラムポンプとして設けられている。このポンプ内で、排気ガスは、排気ガス室と新鮮ガス室の両方の室を相互に気密に分離している膜の変形により、減圧される。圧力のない状態では、排気過給ポンプ３０の排気ガス側、すなわち、１次側の容積は最小となり、これに応じて新鮮ガス側の容積は最大となる。膜の非常に小さい質量により排気過給ポンプ３０における非常に速い容積変化、および、これに応じた、クランクシャフト角度で僅かな度数以内の遅滞ない排気ガスの減圧が可能となり、その結果、１次側において膨張仕事で転換された排気ガスエンタルピーを新鮮ガス配管３６において２次側に案内された新鮮ガスの圧縮エネルギーへ転換するための、排気ストロークにおける第１のストローク段階をこれに応じて短く保つことができる。

引き続き、排気ストロークの第２ストローク段階が行われ、排気ガスが排気装置１２に流れる。弾性中間壁４４の変形が行われた後で、この中間壁４４は復元力により再びその初期位置に戻され、排気ガス、ないし、突出し配管２８内にあるガスカラムを突出し配管２８を介してインパルス分岐部２６に押し戻す。そこから排気ガスは、排気ストロークの第２ストローク段階において、排気過給ポンプ３０を迂回して、すなわち、これを貫流せずに、排気ガスダクト４２に達する。同様に、ピストン４がシリンダー２内にまだ残っている排気ガスを、シリンダー２から排気ガスライン２０およびインパルス分岐部２６を介して排気ガスダクト４２に押し出す。これとは異なり、新鮮ガスは圧縮の間に排気過給ポンプ３０から、そこに設けられている逆止弁を通って、圧力貯蔵配管として設けられ形成されている新鮮ガス配管３６へ押し出され、吸入バルブ１８および場合により設けられている補助バルブ５０が開くまで、そこに留まる。すなわち、新鮮ガス配管３６は、排気過給ポンプ３０で圧縮された新鮮ガスが送られるバッファー貯蔵器と見做すことができ、圧縮された新鮮ガスはシリンダー２の燃焼室１０へ供給するためにここで蓄えられる。

インパルス分岐部２６と排気過給ポンプ３０との間の突出し配管２８は、排気過給ポンプ３０の１次側へ特に高いインパルス伝達を行うために、排気ガス圧力波から取り出すインパルスをできるだけ少なくするようにすべきであり、このことにより流れ損失が少なくなる。したがって、この配管部分では曲がりを極力避けるのが好ましく、あるいは、曲がりがある場合には、曲げ半径が大きくされる（好適には、ｒ?管直径の３倍）。突出し配管２８の流れ断面も好適には、少なくとも排気ガスダクトの流れ断面と同じ大きさに選ばれており、あるいは、圧力損失を小さくすべく１００％まで拡大することすらできる。排気過給ポンプ３０へ入る前に突出し配管２８は部分的に連続的に先細にすることができ、これによってガス速度、およびその結果として、流入するガス質量のインパルスをさらに高めることができる。

この内燃機関１は、排気ストロークの第１段階でシリンダー２から流出する排気ガスが排気過給ポンプ３０の１次側ガス室４６に直接達するように構成してもよい。しかし、特に好適には、かつ、排気過給ポンプ３０を高温ガスが流れるコンポーネントから熱絶縁するために、このシステムは間接的なインパルス伝達のために形成されており、この場合には、排気ストロークの第１段階でシリンダー２から流出する排気ガス圧力波のインパルスが全体として、または、部分的に、排気過給ポンプ３０の１次側ガス室４６に既に存在しているガスクッションに伝達され、その結果、このガスクッションが次に仕事をして再び減圧される。この時、突出し配管２８と、排気過給ポンプ３０の排気ガス側、すなわち、１次側ガス室４６とは、排気ガスにより本来の意味において貫流されるのではなく、単に変位流が生じるだけである。すなわち、インパルス分岐部２６の下流でこの配管部分に流入するガス質量は、再び同一ルートを通って戻る。突出し配管２８には排気過給ポンプ３０へのインパルス伝達が行われる毎に、多かれ少なかれ、静止した排気ガスカラムが残り、その圧力は排気ガス装置の排気ガス背圧レベル（１．１〜１．６バール）にあり、その温度は、これを取り巻く管壁への連続した熱放出により、排気バルブ２４開放時の排気ガス温度よりも著しく低い。排気バルブ２４を開放した時に排気ガス圧力波が突出し配管２８内部のガスカラムに抗して走れば、排気過給ポンプ３０には、最初に、より低温のガス質量がシフトされ、その後で初めて、これに続いて、直接的な燃焼ストロークからの排気ガスがより少ない割合でこれに追加されて流れ込む。

このために好適には、突出し配管２８の容積は少なくとも、排気過給ポンプ３０での圧縮圧力を考慮して、排気過給ポンプ３０の膨張側、すなわち、１次側ガス室４６に相当する大きさに選ばれる。この場合、所望の容積を調整するためには、この突出し配管の断面があらかじめ決められている時には、突出し配管の長さを適切に選ぶのが有利である。この容積を適切に選ぶことにより、排気過給ポンプ３０と突出し配管２８との間で、同一の排気ガスカラムの大部分が繰り返し往復してシフトされる。これにより、排気過給ポンプ３０をエンジン排気ガスの高い温度レベルから熱的に著しく遮断することができ、それにより、部品の熱負荷を大幅に低減することができる。これによってさらに、排気過給ポンプ３０における排気ガス側から新鮮ガス側への熱伝達を著しく低減することができる。エンジン行程容積と排気過給ポンプ３０の膨張容積が同じ場合には、（Ｐ_１／Ｐ_２＝（Ｖ_２／Ｖ_１）^１．４を考慮して）、例えば、排気過給ポンプ３０での圧縮圧力が１．５バールの時には、突出し配管２８の容積がエンジン行程容積の少なくとも１倍、特に好適には少なくとも１．３５倍であると特に好適であり、その結果、既に存在しているガスクッションとして、既に存在している突出し配管２８からのガス質量だけが排気過給ポンプ３０の１次室４６にシフトされる。

排気過給ポンプ３０での圧縮圧力が２バールの時には、上記とは異なり、エンジン行程容積の１．６４倍の容積が突出し配管２８にとって特に好適である。圧縮衝撃時に高温の排気ガス質量が排気過給ポンプ３０に直接入らないようにするためには、膨張容積に対するエンジン行程容積の比および排気過給ポンプ３０の圧縮圧力に応じて、突出し配管２８の最小容積がエンジン行程容積の１倍から２倍の間にあると特に好適であると見做される。

しかし、断熱にとって有利な突出し配管２８のこの最小容積により、管との摩擦損失（減速）により排気ガスの運動エネルギー（Ｅ_ｋｉｎ＝1/2・ｍｖ^２）は減少し、その結果、圧力波のインパルス（Ｉ＝ｍｖ）も減少するので、突出し配管２８の容積ないし長さは、流体力学の観点からは、排気過給ポンプ３０の熱絶縁に必要な寸法より大きくしないのが好ましい。しかしながら、加速されたガスカラムと変位された隔壁の質量を互いに近づけるべく、場合によっては、この突出し配管の容積ないし長さをさらに大きくすることにより突出し配管２８内のガス質量を大きくすることは有意義である。追加の好適な形態では、残っているガスカラムの温度をさらに下げるために、突出し配管２８を間接的または直接的に冷却可能にすることができる。この冷却は、放射による熱放出、対流冷却または強制循環の形態の空気冷却または液体冷却で実現することができる。

排気過給ポンプ３０を熱絶縁することの特別な利点は、これを部分的にも全体的にもプラスチック材料で作ることができるので、大きなフレキシビリティーのもとで製造コストを非常に低く抑えることができることにある。ケーシング部品に熱可塑性樹脂を用いると特に好適であり、熱可塑性樹脂は射出成型法で安価に製造でき、軽量であり、良好な音響特性を有する。同様に弾性中間壁４４もプラスチック（熱可塑性樹脂、熱硬化性樹脂、ゴム、など）で作ると好適であり、この場合には、破断に強いファイバー材料で強化すると好適である。これらのファイバーが少なくとも一度は２方向に添えられていると好適である。

排気ガス圧力波は排気過給ポンプ３０の弾性中間壁４４で少なくとも部分的に反射されるので、この排気ガス圧力波は弾性中間壁４４に単一インパルスよりも多くを伝達する。

インパルス分岐部２６は機能的な観点からパイプ配管分岐であると好適であり、可動部がなく、したがって特に長寿命であり、保守が少なくて済むという大きな利点を有する。これは基本的に、入口側に入ってくる排気ガスインパルスをできるだけ損失なしに、または、低損失で突出し配管２８、および、場合によりその中に存在するガスクッションに伝達するように構成されている。図２ａ〜２ｅの実施例から分かるように、インパルス分岐部２６はこのために、Ｔ字型、Ｙ字型、または、ジェットポンプ状のパイプ分岐として設けられており、そのメインダクト４０（排気ガスパルスのための矢印６０で象徴的に示されたメイン流れ方向で特徴づけられている）は、排気バルブシステム２２と接続された排気ガスの流入部６２を、できるだけ直線的に（例；図２ａ〜２ｄ）、または、軽く曲げて（例；図２ｅ）突出し配管２８と接続し、これが排気過給ポンプ３０へ至っている。メインダクト４０から排気ガスダクト４２が分岐し、この排気ガスダクトを通って排気ストロークの第２ストローク段階で排気ガスは矢印６４で象徴的に示されたように排気装置１２に向かって流れる。この場合、このダクト案内は好適には、入ってくる排気ガスパルスのインパルス損失がインパルス分岐部２６の領域で特に小さく保たれるように形成されている。

エンジンの排気ダクトからインパルス分岐部切替部２６に走る排気ガス圧力波は特に好適には、できるだけ小さいエネルギー損失でインパルス分岐部２６を通って排気過給ポンプ３０に導かれる。ベルヌーイの式（ｐ＋1／2ρｖ^２＝一定）によれば、これは、インパルス分岐部２６内のメインダクト４０における排気ガスダクト４２の方向のよどみ点圧力が好ましくは排気ガスダクト４２における静圧と等しいことを意味する。この構成の目的は好適に、メインダクト４０内の、流れ断面における跳躍的な変化のない直線的な流れによりほぼ達成される。排気装置１２へ至る排気ガスダクト４２は好適には、インパルス分岐部２６の側面に取り付けられている。図２ｂに示された、排気ガスダクト４２のインパルス分岐部２６への垂直な開口の他に、斜め配置も可能である（図２ａの後方への傾斜、または、図２ｃの前方への傾斜）。これとは異なり、図２ｄはメインダクト４０を取り囲むリングダクト６６形状の排気ガスダクト４２の配置を示す。この構成はジェットポンプに似ている。

図２ｅは湾曲したメインダクト４０を有するインパルス分岐部２６の形態を示す。この構成では、排気ガスダクト４２は好適な形状ではメインダクト４０の湾曲の内側に開口している。というのは、ガス速度はパイプ壁のこの部分において最小であり、排気ガス圧力波のインパルス方向は排気ガスダクト４２のパイプ開口部に対して著しく接線方向を向いているからである。原理的には、流れ案内のためにインパルス分岐部２６内に補助的な案内板または絞りを取り付けることができ、これによって、排気ガス圧力波のインパルスの排気ガスダクト４２への直接的な流出を減らすことができ、すなわち、よどみ点圧力と排気ガスダクト４２の静圧とのバランスをとるのに有利に働く。

排気ガス圧力波の管路損失をできるだけ小さくしておくために、インパルス分岐部２６をエンジンの排気ダクト、ないし、排気バルブ２４のできるだけ近くに配置しておくと好適である。特に好適には、インパルス分岐部２６は内燃機関のシリンダーヘッドの排気ダクトに、特に排気ガス装置の最初の構成部として配置される、あるいは、組み込み方式でシリンダーヘッドに直接載置される。

この実施例では、個々のシリンダー２に１つの個別のインパルス分岐部２６、および、これに応じて１つの個別の排気過給ポンプ３０が付設されている形態が示されている。しかし、代案として、複数のシリンダー２、ないし、それらの複数の排気ダクトを１つの共通のインパルス分岐部２６に接続することができ、その結果、複数のシリンダー２に共通な１つの排気過給ポンプ３０をこれに相応したより高いストローク周波数で駆動することができる。この場合、新鮮ガス配管３６は１つまたは複数のシリンダー２の吸入バルブ１６と接続されている。また、それぞれ個別に付設されたインパルス分岐部２６を有する複数のシリンダー２を１つの共通の排気過給ポンプ３０に作用させることも可能であり、この場合には、それぞれの突出し配管２８は排気過給ポンプ３０に入る直前に１つに纏められている。

圧力貯蔵配管として構成されている新鮮ガス配管３６は、その貯蔵容積によって、新鮮ガスがシリンダー２に流入する（吸入段階）際の圧力推移に大きな影響を及ぼす。シリンダー２の行程容積を基準にして大きい蓄積容積は、より低い、しかしほぼ一定の掃気圧力を有し、その結果、より少ないピストン仕事とより大きい過給を生じる。これとは逆に、小さい蓄積容積は、高い与圧を伴ってより大きいピストン仕事とより少ない過給を引き起こす傾向がある。エンジンの負荷状態に応じて決まる、あるいは、変化する、新鮮ガス配管３６の貯蔵容積は、排気ガスエネルギーの有効利用にとって有利であり、部分負荷時には好適には相対的に小さい貯蔵容積が、全負荷時には好適には相対的に大きい蓄積容積が用意される。新鮮ガス配管３６の貯蔵容積を相応に可変に、すなわち、調整可能にすべく、好適な形態では、相応の調整要素が、例えば適切な組込み方式で、新鮮ガス配管３６に、または、その中に設けられている。

排気過給ポンプ３０の弾性中間壁４４は、ガス体積を圧縮する代わりに、連接棒、プランジャー、クランク駆動などの機械的な連結要素により、発電機（回転型またはリニアー型）、ポンプまたは同様の機械を駆動することもできる。

図１の実施例では、排気過給ポンプ３０の２次側が繋ぎ込まれている新鮮ガス配管３６は、バルブ７２を備えた新鮮ガス吸引ダクト７０を有しており、このバルブ７２は新鮮ガスが排気過給ポンプ３０の２次側に入ることのみを許容し、逆流を阻止する。したがって、このバルブ７２は例えば、シャッターバルブとして設けることができる。排気過給ポンプ３０の新鮮ガス側、すなわち、２次側には新鮮ガス配管３６のもう一つの構成部分として新鮮ガス圧力ダクト７４があり、この中に、排気過給ポンプ３０の膜で圧縮された新鮮ガスがこのポンプから押し出される。圧縮された新鮮ガスが排気過給ポンプ３０に逆流するのを防ぐために、新鮮ガス圧力ダクト７４にもバルブ７６が設けられており、このバルブ７６は排気過給ポンプ３０から新鮮ガス圧力ダクト７４への流入のみ許容するが、逆流は阻止する。バルブ７２、７６が自己制御式の逆止弁（リードバルブ）として設けられていると好適である。

排気過給ポンプ３０の新鮮ガス側、すなわち、２次側での特に高い圧縮比を得るために、特に好適な形態ではバルブ７２、７６は排気過給ポンプ３０の圧縮室のできるだけ近くにあり、これによって、バルブ７２、７６と膜の圧縮室との間にある無効容積をできるだけ小さくしている。

この実施例では、新鮮ガス圧力ダクト７４に、圧縮された新鮮ガスを冷却する過給エアークーラー３８が設けられている。これに代えて、または、これに加えて、排気過給ポンプ３０の新鮮ガス側のケーシングの半分、ないし、新鮮ガス圧力ダクト７４用の配管ガイド自身を熱交換器（クーラー）とすることができる。

ガスが排気過給ポンプ３０の１次側で十分に減圧を完了し、排気ガスが排気ガスダクト４２を通って流出するとすぐに、排気過給ポンプ３０の膜は復元ばねの助けによりその休止位置に戻され、この時、残りのガスは排気過給ポンプ３０の１次室４６から押し出され、同時に、新鮮ガスが排気過給ポンプ３０により新鮮ガス吸引ダクトを介して吸引される。ここで排気過給ポンプ３０の次の作動サイクルが始まる。新鮮ガス側の搬送特性は、バルブ７２、７６とこのダクトの流れ断面が十分な場合には、排気過給ポンプ３０の作動周波数ないしエンジン回転数にほぼ比例する。原理的には、エンジンシリンダーの点火に関して排気過給ポンプ内で掃気段階のオーバーラップが生じなければ、１つの排気過給ポンプ３０を複数のエンジンシリンダーで駆動することができる。

図１の実施例では、インパルス分岐部２６の機能に拠り、内燃機関１の排気ストロークが、予定されている２つのストローク段階へ「自律的に」分割される。しかし、代案として、強制制御方式で、排気ストロークをこの２つのストローク段階へ制御して分割することもでき、このこと自身が進歩性を有すると見做される。この代案の実施例が図３に示されている。

図３に示された代案の内燃機関１’は、殆どのコンポーネントの構造が図１の内燃機関１と同様であるが、メインダクト４０と排気ガスダクト４２の間の分岐部における前記インパルス分岐部２６の替わりに、１つの遮断バルブ８０を有している。

図３の実施例では、作動ピストン４が同様に下死点（ＵＴ）に在り、かつ、シリンダー２の排気ストロークが始まっている時点の内燃機関１’のシリンダー２が示されている。排気バルブ２４は既に開き始めており、排気ガスは排気ガスライン２０へ流入している。この排気ガスライン２０は分岐されており、１つの管路は遮断バルブ８０へ、もう１つの管路は排気過給ポンプ３０へ案内されている。この遮断バルブ８０の操作は、排気バルブ２４が開かれた直後に、排気ガスを周囲へ排出する排気装置１２または消音器へ至る排気ガス配管３２を閉じるように行われる。この期間に、すなわち、排気バルブ２４が開かれており、かつ、遮断バルブ８０が閉じられている、排気ストロークの第１ストローク段階で、高温の排気ガスは専ら突出し配管２８を通って排気過給ポンプ３０へ流れ、この排気ガスはそこで仕事をして減圧される。

排気過給ポンプ３０において、排気ガスの膨張仕事は新鮮ガス側配管３６に導かれた新鮮ガスの圧縮エネルギーに転換される。このために排気過給ポンプ３０を適切に、例えばベローポンプまたは同様のものに構成することができる。しかし、この実施例では、特に好適で、独自に進歩性を有すると見做される排気過給ポンプ３０としてダイヤフラムポンプが設けられている。この中で排気ガスは膜の変形により減圧し、この膜は排気ガス室と新鮮ガス室の両方の室を互いに気密に分離している。無圧状態では、排気過給ポンプ３０の排気ガス側、すなわち、１次側の容積は最小となり、これに応じて新鮮ガス側の容積は最大となる。膜の質量が極度に小さいので、排気過給ポンプ３０における非常に速い容積変化と、それに伴う、クランクシャフト角度で僅かな度数以内の遅滞ない排気ガス減圧が可能となり、その結果、このために予定されている、排気ストロークの第１ストローク段階を相応に短時間に保つことができる。

引き続き、排気バルブ２４の開放後、約２０〜６０°ＫＷ（クランクシャフト角度）遅れて排気ストロークの第２ストローク段階が行われ、この段階では、まだ排気過給ポンプ３０内にあって、今やそこで予減圧された排気ガスが、場合によってはシリンダー２の燃焼室１０内に未だ在る残留ガスと共に、排気装置１２へ導かれる。このために、排気過給ポンプ３０の１次側で行われる排気ガスの減圧後に正しいタイミングで、遮断バルブ８０が開かれ、その結果、排気過給ポンプ３０の１次側も燃焼室１０も排気装置のガス側と接続される。ダイヤフラムポンプとして構成された排気過給ポンプ３０の応答が速いので、内燃機関の今日の通常の制御タイミングにおいて、排気ストロークの第２ストローク段階の開始を相対的に早期に行うことができ、その結果、遮断バルブ８０は、エンジンピストンが下死点（ＵＴ）の前にある領域で既に、消音器または排気装置１２への排気ガス配管２６を開き、シリンダー２内の排気ガス残留圧力を速く減圧することができる。

排気過給ポンプ３０で圧縮された新鮮ガスは、今や新鮮ガス圧力ダクト７４内に在るが、特に好適な異なる応用における２つの代案において、効率向上のために利用することができる。以下の例を図１による特に好適な代案を基に説明するが、これらは当然ながら図３に示された代案においても可能である。
１． プラスの掃気勾配のための方法（燃費低減）
図１、３に示された実施例では、排気過給ポンプ３０から流出する圧縮された新鮮ガスは新鮮ガス圧力ダクト７４を通ってエンジンの吸入バルブ１８に導かれる。過給エアークーラー３８はオプションとして設けることができる。圧縮された新鮮ガスは排気過給ポンプ３０での圧縮後、すなわち、排気ストロークの第１ストローク段階のあと、吸入バルブ１８が開かれる上死点（ＯＴ）での過給切替までの、約１８０°ＫＷ（クランクシャフト角度）を越えた作動ピストン４の下死点（ＵＴ）の領域において、一時的に過給エアークーラー３８を含めた新鮮ガスダクト７４に留まる。すなわち、新鮮ガスダクト７４はこの段階において圧縮された新鮮ガスのためのバッファー貯蔵器として利用される。吸入バルブ１８が開くと、この（初期は圧縮圧力下にある）新鮮ガスはシリンダー２の燃焼室１０に流入し、作動ピストン４が下方に下死点まで移動する際にそこで減圧し、これに伴って新鮮ガスの冷却（膨張冷却）も生じる。際立ったプラスの掃気勾配に拠り、シリンダーを充填する間に、サクションエンジンで通常生じる、吸気行程の間に行わねばならないマイナスの吸気仕事ではなく、有効なプラスの仕事が作動ピストン４で行われる。排気過給ポンプ３０の新鮮ガス搬送流がサクションエンジンの吸入容量と同じ大きさであれば、燃焼空気の供給レベルの上昇は生じず、結果として、エンジン出力はサクションエンジンとしての構成と比べて変化しない。

特に好適な形態では、利用可能な排気ガスエンタルピーの大きさ、エンジン行程容積と排気過給ポンプ３０の搬送容量の比、および、バッファー貯蔵器として設けられた新鮮ガス圧力ダクト７４の（場合により設置された過給エアークーラー３８を含めた）貯蔵容量は、互いに独立に調整される。傾向としては、排気ガスエンタルピー供給が大きい場合には（例えば、低圧縮エンジン）、排気過給ポンプ３０の大きな搬送容量を新鮮ガス圧力ダクト７４の比較的小さい貯蔵容量と組み合わせることができ、これによって、排気ガス中の相応に大きいエンタルピー取り出しが、空気消費量の上昇にではなく、新鮮ガス圧力ダクト７４における圧縮圧力の上昇に転換される。この場合には（一定の空気消費量、より大きい圧縮圧力）、排気過給ポンプ３０はそのポンプ限界のより近くで運転される。したがって、内燃機関１の特に部分負荷運転時には、新鮮ガス圧力ダクト７４の貯蔵容量を小さくすることが有意義である。というのは、この負荷領域では少なくなくともオットーエンジンはほぼ空気量制御のみにより運転されるからである。可変貯蔵容量は、例えば、そして、好適な構成では、個別に遮断可能な多数の管路により、または、複数の管路コンポーネントの可変容量により得られ、これらの管路コンポーネントは変位可能な組込み部品（例えば、変位可能なピストン・シリンダーユニット）によってその容量を可変とすることができる。

オットーエンジンの部分負荷運転のための空気量減少は、排気過給ポンプ３０−新鮮ガス供給系を絞って効率を低下することなく、吸入行程中にエンジンへの新鮮ガス供給を早めに終えることによって（Ｍｉｌｌｅｒ法）、行うことができる。吸入終了を可変にするバルブ操作、空気ストロークバルブなどによりこの課題を実施できる。

過給切替が行われる上死点ＯＴ（＝ＬＷＯＴ）での新鮮ガスによる掃気圧力が基本的に高められているので、エンジンのオーバーラップ段階を、排気過給ポンプ３０がない運転に比べて、必要な時間区分において大幅に減少することができる。排気ガスのエンジン吸入部への好ましくない逆流（マイナスの掃気勾配）が、特に部分負荷時においても防止、ないし、大きく低減される。
２． プラスの掃気勾配および過給のための方法（燃費低減および出力向上）
この方法は前述の方法（プラスの掃気勾配）とシステム構成および運転モードにおいてよく似ているが、独自に進歩性を有する形態において、内燃機関１の吸入容量よりも大きい新鮮ガス搬送容量を有する排気過給ポンプ３０によって運転される。排気過給ポンプ３０の空気消費量がより多いので、エンジンにおける新鮮ガスの供給レベルがより高くなる。下死点領域において吸入ストロークの終わりでも新鮮ガス圧力ダクト７４内にまだ過圧があり、これが過給密度上昇を引き起こすからである。すなわち、プラスのピストン仕事を示す、全吸入行程にわたるプラスの掃気勾配の他に、過給密度上昇によってトルク向上ないし出力向上が生じる。ところで、エンジン出力を不変にしておきたい場合には、本方法をエンジンの行程容積低減（ダウンサイジング）と組み合わせることができ、これによって、燃費を低減して、壁面熱損失、摩擦および重量をより小さくすることができる。
３． 過給専用の方法（トルク向上ないし出力向上）
図４に模式的に示した、独自に進歩性を有すると見なされる代案の内燃機関１’’では、排気過給ポンプ３０は過給（新鮮ガス過給の密度向上）専用に設けられている。前述した代案との大きな違いは、内燃機関１’’の新鮮ガス供給の構成にある。ここでは、新鮮ガス圧力ダクト７４が本来のエンジン吸入ダクト８１に開口しており、このエンジン吸入ダクト８１は、出口側が吸入バルブ１８を介して遮断可能に燃焼室１０に開口し、さらに入口側が、サクションエンジンで通常行われているように、外気供給部８２（空気フィルター）に接続されている。ここで、エンジン吸入ダクト８１には、ガスの流入方向に見て、新鮮ガス圧力ダクト７４の流入箇所の上流に、そして特に好適には、吸入バルブ１８のできるだけ近くに１つのバルブ８４が設置されている。このバルブ８４は逆止弁として設けられており、シリンダー２へのガス流のみ許すが、逆方向は阻止する。このバルブ８４は好適には、自己制御式の逆止弁（リードバルブ）として設けられている。

この場合、新鮮ガス圧力ダクト７４は操作可能な新鮮ガスバルブ８６を介してエンジン吸入ダクト８１と接続されており、この新鮮ガスバルブ８６は排気過給ポンプ３０で圧縮された空気をバルブ８４の下流のダクト部分８８にのみ放出させる。こうして、ダクト部分８８は排気過給ポンプ３０から流出する圧縮空気のためのバッファー貯蔵器の役目を果たす。特に好適には、新鮮ガスバルブ８６は吸入バルブ１８のできるだけ近くに配置されている。

この代案では、排気過給ポンプ３０における過給切替は前述した複数の代案と同様に行われる。エンジンの下死点近傍で圧縮された新鮮ガスは、新鮮ガスバルブ８６が閉じられている間は、新鮮ガス圧力ダクト７４内にバッファー貯蔵される。ＬＷＯＴ（過給切替が行われる上死点）の後で、エンジンの吸入段階が始まると、従来のサクションエンジンのように、外気がバルブ８４とエンジン吸入ダクト８１とを介して、ＬＷＵＴ（過給切替が行われる下死点）の領域で、外気からのそれ以上の実質的な空気流入がなくなるまで、シリンダー２の燃焼室１０内に吸入される。この時点で新鮮ガスバルブ８６が開き、排気ガス圧力ダクト７４からの圧縮された空気が、バルブ８４の下流のダクト部分８８に流入する。これに伴って生じる圧力上昇によって逆止弁８４が閉じ、圧縮された空気は、シリンダーがダクト部分８８および新鮮ガス圧力ダクト７４と圧力平衡に達するまで、または、閉じられる吸入バルブ１８がそれ以上の流入を阻止するまで、シリンダー２にのみ流入する。

好適な形態では、バルブ８４の下流のダクト部分８８の容積は相対的に小さく保たれており、特に好適には、エンジン行程容積の約１０〜２０％であり、これによって、ＬＷＯＴ（過給切替上死点）で十分な掃気容量がある場合に、過給段階における吸入端での圧力降下をできるだけ小さくすることができる。吸入終了時に吸入ダクト部に貯蔵された「空気クッション」の圧力は、貯蔵容積が小さいので、次の掃気プロセスで急速に低下し、したがって、小さいピストン仕事しか示さない。

吸入バルブ１８が閉じられると、新鮮ガスバルブ８６は閉じられ、次の吸入段階が終わるまで閉じられたままとなる。

引き続いて新鮮ガスバルブ８６をより早く開いてエンジンの吸入段階に入れると、過給専用の本方法を徐々に、プラスの掃気勾配および過給のための方法（燃費低減および出力向上）に移行させることができる。特に好適な形態では、新鮮ガスバルブ８６の開および閉時点は調整可能となっている。これにより、特に簡単な方法で、かつ、高効率で空気量に基づく負荷制御を行うことができる。

ＬＷＵＴ（過給切替下死点）の近くではピストン移動は生じないので、シリンダー内の圧力増加により大きなピストン仕事もなされないし、あるいは、吸収もされない。

原理的に、ダクト部８８の新鮮ガスは、吸入終了時における先行した吸入段階の最後の圧力レベルにとどまっている。特に、高負荷時にはここにかなりの過圧が生じ、この過圧はＬＷＯＴ（過給切替上死点）で引き続いて起こるバルブオーバーラップに際して、効果的な残留ガス掃気を可能とし、そうして、エンジン出力向上に寄与する。

この過給方法は、排気過給ポンプ３０で転換された排気ガスエンタルピーをできるだけ多く過給密度向上（出力向上）のために利用するものであり、したがって、構造的または物理的に、行程容積増大によっても回転数上昇によっても出力を向上することのできないエンジンに特に適している。

エンジンに必要な新鮮空気量の一部だけを排気過給ポンプ３０で圧縮すればよいので、排気過給ポンプ３０および過給エアークーラー用コンポーネントもその寸法を、内燃機関１の全空気流入のための構成で必要となるよりも、小さくすることができる。これらコンポーネントのより小さい部品寸法とこれに伴う重量軽減は、特に、重量と寸法が最適化された自動車エンジンまたは航空機エンジンにも特に適用可能である。過給専用の、ないし、その前に行われた吸入工程への追加過給用のこの方法は、特に簡単な方法で、３６０°の点火差を有する２シリンダー４ストロークエンジンで実現できる。このタイプのエンジンは、選択により、共通の１つの排気過給ポンプ３０で、または、それぞれのシリンダーに付設された排気過給ポンプ３０で駆動できる。排気過給ポンプ３０の新鮮ガス配管３６は両方のシリンダーに接続されている。膨張中のシリンダーのＵＴ（下死点）の領域における排気過給ポンプ３０のそれぞれの圧縮行程時に、隣のシリンダーはそれぞれの吸入行程を終了する。丁度この時点で、新鮮ガス配管３６に排気過給ポンプ３０によって新鮮ガスが押し出され、この新鮮ガスは遅滞なく、隣のシリンダーのまだ開いている吸入バルブを通って、「追加過給」としてこのシリンダー内に押し込まれる。この方法は、シリンダー切替において３６０°ＫＷ（クランクシャフト角度）ごとに行われる。２つの排気過給ポンプ３０、すなわち、１シリンダーにつき１個、が使用される場合には、所望の追加過給効果のために、２つの新鮮ガス配管３６がそれぞれ隣のシリンダーに案内され、これにより、この運転サイクルにおける行程差に適合している。
４． 別の膨張機械を駆動するための方法
図５に例示されている特に好適な代案の実施形態では、排気過給ポンプ３０において排気ガスから取り出されたエンタルピーが別の膨張機械を駆動するために利用される。これに応じて、排気過給ポンプ３０においてエンタルピーが加えられた新鮮ガスは、独自に進歩性を有するこの代案では、膨張機械９０の中で仕事をして減圧される。図５における代案としての内燃機関１’’’の模式図は、排気過給ポンプ３０で発生された圧縮された新鮮ガスが、内燃機関１’’’の燃焼サイクルに供給されるのではなく、別の膨張機械、例えば、圧縮空気エンジンにおいて減圧され、そこで機械的な仕事に転換される様子を示している。この膨張機械９０は例えば、ベーンエンジンとして設けられ、これが内燃機関１’’’のエンジンシャフト（クランクシャフト８、カムシャフト、など）とのカップリングにより、その出力を内燃機関１’’’に直接に供給する。

このシステムは制御技術的には非常に簡単に克服できる。排気過給ポンプ３０からの圧縮された新鮮ガスは膨張機械９０に直接に導かれ、ストローク制御する必要がないからである。圧縮された新鮮ガスの冷却は殆どの場合に省くことができ、新鮮ガス圧力配管９２の長さの役割は低い。特にエンジンの部分負荷運転においては、排気過給ポンプ３０で転換された排気ガスエンタルピーは、絞られない新鮮ガス流の形で膨張機械９０を通って導かれる。

前述の諸例では、排気過給ポンプ３０での排気ガスエンタルピー利用の機能を４ストロークエンジンでのガス供給への組込みに基づいて説明した。しかし、この排気過給ポンプ３０はスリット制御式２ストロークエンジン、ロータリーエンジンまたはロータリーディスクエンジンのようなスリット制御式内燃機関においても運転することができる。これらの場合には、本来の意味での吸入バルブ１８または排気バルブ２４は無く、ガス吸入バルブシステム１６およびガス排気バルブシステム２２の機能は、これに対応してシリンダーケースに設けられた制御スリットにより行われる。本発明のこの代案の実施例が図６の２ストロークエンジンとして構成された内燃機関１’’’’の模式図で示されている。

この形態では、作動ピストン４の下方への変位によって開かれる排出ダクト９４が、その出口側でインパルス分岐部２６を介して排気過給ポンプ３０の１次側と接続されている。これにより、作動ピストン４が下方へ変位すると、排気ガスは排気ストロークの第１ストローク段階で排気過給ポンプ３０の１次側へ向けて導かれて少なくとも部分的に減圧される。作動ピストン４がさらに変位すると、引き続いて第２ストローク段階において、すなわち、相応のインパルス伝達後に、排気過給ポンプ３０の１次側の排気ガスはさらに減圧され、排気システム１２を介して放出される。

この実施例では、排気過給ポンプ３０からの圧縮された新鮮空気は新鮮ガス圧力ダクト７４を介してオーバーフローダクト９６へ導かれ、このオーバーフローダクトは開放時に新鮮ガスをシリンダー２の中に吹き込み、残留ガスを掃気する。こうして、この排気過給ポンプ３０は通常使用されているクランクケース過給ポンプに置きかえることができ、また、油潤滑回転のクランク駆動を可能とし、または、既存のクランクケース過給ポンプを付加的に補助することができる。特に、排気過給ポンプ３０の掃気とクランクケース過給ポンプの掃気は別々のオーバーフローダクトを介して時間的に相次いで、すなわち、シリンダーでの位相をずらして、行うことができる。これにより例えば、シリンダーでの層状の過給が可能となり、掃気燃料損失を防ぐことができる。このために、掃気段階の初期に燃料を含まない新鮮空気だけが排気過給ポンプ３０からシリンダー内に残留ガスに抗して押し込まれ、その後、掃気段階の後半時点にこれらのオーバーフローダクトが開き、燃料・空気混合気をクランクケース過給ポンプからシリンダーに導く。この「空気を予め過給する」方法は掃気時の燃料損失（ＨＣエミッション）を低減し、さらに、安価なガス化技術によるエンジンでの混合気形成を可能とする。この排気過給ポンプ３０は、回転数とは無関係に、これがない場合に２ストロークエンジンで通常用いられている大形の共鳴排気装置の、過給切替を支援するという課題をも、回転数に依存した共鳴効果なしに、引き受ける。

排気過給ポンプ３０の１次側の膨張容積は、好適な形態では、内燃機関１のシリンダー行程容積の３０〜３００％である。低いパーセント値は好適には、この排気過給ポンプの上流の排気ダクトでの排気ガス圧力が小さい（２〜３バール）内燃機関、ないし、空気消費量が少ない（追加過給による過給）内燃機関に関する。これとは逆に、排気過給ポンプ３０の大きな膨張容積は効果的に、好適には高い排気ガス圧力（７〜８バール）と組み合わせることができる。排気過給ポンプ３０においてこれに応じて発生する多い空気消費量は好適に、過給によるプラスの掃気勾配によって、または、別の膨張機械によっても利用することができる。

独自に進歩性を有すると見なされるこの排気過給ポンプ３０の構造を図７の断面図で詳細に説明する。排気過給ポンプ３０は基本的には、ベローポンプとして、または、これに相応して、多部品で弾性的に変形可能な分離ユニットを備えて構成することができるが；特に好適と見なされる図７による形態ではダイヤフラムポンプとして構成されている。

この排気過給ポンプ３０は１つの圧力ケーシング１００を有し、その内室１０２は弾性変形可能な分離ユニット、すなわち、中間壁４４を形成する１つの膜１０６により複数の、図示された実施例では２つの、互いにガス的に分離された部分室１０８、１１０に分割されている。

１次ガス側のケーシングカバー１１２（１次側）と新鮮ガス側ケーシングカバー１１４（２次側）が共同で圧力ケーシング１００を形成しており、これらの両方のケーシングカバーの間に弾性変形可能な中間壁４４として膜１０６がある。この膜は、両方のケーシングカバー１１２、１１４の湾曲した内面１１６、１１８と膜１０６との間にある両方の部分室１０８、１１０を互いに気密に分離している。ここで、第１の部分室１０８はこのポンプの１次側、すなわち、排気過給ポンプ３０の１次室４６を形成し、この１次室に排気ガスインパルスが導かれ、これによりこのポンプが駆動される。この１次室４６に排気ガスが直接導入されると、この室はこれに相当した高温になり、その結果、この１次側は排気ガスが直接当たる膜ポンプの高温側になる。しかし、ここでは好適に、ガスインパルスは、高温ガスを直接に流入させることなく、膜ポンプの上流にあるガスクッションを介して間接的にのみ、１次室４６として機能する第１の部分室１０８に導かれるので、必ずしも「高温側」は存在しない。これに対して、第２の部分室１１０は、エンタルピーが伝達される新鮮ガスのためのガス空間であり、このポンプの２次側を形成する。

ケーシングカバー１１２と１１４の間に半径方向に周回する補助的なシール１２０を設けることができる。膜１０６は圧力がかかった時に、すなわち、これに垂直に働く力により弾性的に変形するように構成することができる。両方のケーシングカバー１１２、１１４の内面１１６、１１８は、それぞれの方向への膜の最大許容撓み時に膜の境界となる当接面である。膜１０６はその両方向の最大撓みの間で、１次側ないし２次側の部分室１０８、１１０において同一であるが逆方向の容積変化を起こす。

両方のケーシングカバー１１２、１１４の、膜１０６と面している内面１１６、１１８の輪郭は、特に好適で、かつ、独自に進歩性を有すると見なされる。これらの輪郭は、それぞれの最大撓み状態においてこれら輪郭が膜１０６に対する当接面を面状に形成するように構成されているので、膜１０６はこれらの状態で広範に、かつ、ほぼ全体的に面状に支持されることができる。この輪郭により、特に図７から分かるように、膜１０６は、位置変化時に、すなわち、撓みが変化した時に、それぞれの内面１１６ないし１１８に沿って広がることができるので、特に材料を傷めない作動が可能となる。膜１０６がそれぞれのケーシングカバー１１２、１１４の内面１１６、１１８に沿って広がりながら移動することによって、膜１０６は突然の激しい衝撃なしに、停止状態まで連続的に減速するので、特に関連するコンポーネントの寿命に特に有利である。

膜１０６には、この内燃機関の排気ガスシステムと接続すべく設けられている部分室１０８の容積が、圧力がない状態で、膜１０６の変形可能性の範囲で最小値を有するように、機械的にバイアス力が与えられている。すなわち、図７に該当するこの状態では、この膜は１次側ケーシングカバー１１２の内面１１６に当接しており、この内面１１６はこの目的に適するように輪郭が付けられ、かつ、形状が膜１０６に適合されている。前述したバイアス力を与えるために、図７の実施例では、１つの（または、必要に応じて複数の）ばね１２２が設置されている。このばねが膜１０６を、圧力のない状態において、応力の掛かっていない中央位置からケーシングカバー１１２の内面１１６へ向けて撓めている。ここで、この（または、これら複数の）ばね１２２のバイアス力は最大に撓められた膜１０６の復元力よりも大きく選ばれているので、膜１０６はガス圧力が掛かっていない状態ではフルに撓められてケーシングカバー１１２の内面１１６に当接している。このばね１２２は２次側のケーシングカバー１１４で、ばね受け皿１２４により支えられており、このばね受け皿は膜１０６と固定結合されている。

１次ガス側のケーシングカバー１１２には少なくとも１つの排気ガスダクト１２６が配置されており、この排気ガスダクトを通って排気ガス、ないし、インパルス伝達のために利用されたガスカラムが、排気過給ポンプ３０の１次室４６を形成している１次側部分室１０８に流入、ないし、ここから流出することができる。この排気ガスダクト１２６は好適にはケーシングカバー１１２の中央に位置決めされているので、膜１０６に対する回転対称的な熱負荷と圧力拡散が可能となる。場合により排気ガスダクト１２６を通って高温の排気ガスのフロントが膜１０６に流入するのを避けるために、また、膜中央部における局所的な熱負荷を低減するために、好適な形態では、膜１０６に、好適には中央部に、熱シールド１３０が取り付けられており、流入してくる排気ガスはこの熱シールドで半径方向に方向転換されて１次側の開きつつある部分室１０８に入る。好適には、この熱シールド１３０はばね受け皿１２４および膜１０６と共に結合されている。熱シールド１３０の膜１０６側当接面は、膜１０６への熱伝達を小さくするために膜上に部分的にのみ載置されている。

排気過給ポンプ３０の２次側を形成する第２の部分室１１０に対して、そしてこれと境をなすケーシングカバー１１４を通って、少なくとも１つの新鮮ガス吸引ダクト７０と少なくとも１つの新鮮ガス圧力ダクト７４が貫通している。これらにはそれぞれ逆止弁（リードバルブ）１３２、１３４が設けられているので、新鮮ガス吸引ダクト７０におけるガス流は専ら排気過給ポンプ３０の２次側の部分室１１０へ流入し、新鮮ガス圧力ダクト７４では専ら２次側の部分室１１０から流出する。２次側での圧縮比を高くする目的で、これらの逆止弁１３２、１３４はケーシングカバー１１４の内面１１８のできるだけ近くに取り付けるのが好ましく、これにより、膜１０６の撓み時に内面１１８で、膜１０６と逆止弁１３２、１３４との間の残り容積（無効容積）をできるだけ小さくしておくことができる。ケーシングカバー１１４での新鮮ガス吸引ダクト７０の開口位置は好適な形態では、新鮮ガス流が、排気過給ポンプ３０に流入する時に膜１０６の最も高温の表面部に当たるように、すなわち、一般的には排気ガスダクト１２６の対向側にくるように、決められる。これにより、供給された新鮮ガスを、膜１０６の冷却のために、熱的に最も負荷が大きい部位で利用することができる。好適には、特に、場合により生じる排気ガス側から新鮮ガス側への熱流を制限するために、さらに、１つの熱遮蔽要素１３６が両ケーシングカバー１１２、１１４の間に設けられる。この実施例では、この熱遮蔽要素は、両ケーシングエッジ間にあって周回している熱伝導率の低い挿入材料で作られており、および／または、幾何学的に両ケーシングカバーの互いの当接面をできるだけ小さくすることにより実現することもできる。

休止状態では、膜１０６はバイアスによって１次側へ最大限撓んでおり、１次側部分室１０８の容積は最小となっている。２次側では、これとは逆に、これに対応して部分室１１０の容積は新鮮ガスで充填されて最大となっている。さて、１次側に、内燃機関からの加圧された排気ガス（ないし、ガスクッション）が排気ガスダクト１２６を通して衝突すると、膜１０６は２次側へ向けて変位し、２次側の部分室１１０に蓄えられている新鮮ガスを圧縮して、逆止弁１３４を通して新鮮ガス圧力ダクト７４に押し出し、遂には膜１０６が内面１１８に当接する。続いて、（例えば、排気ガス波の「逆流」によって）１次側のガス圧力は減圧し、膜１０６はばね１２２及びもともと存在している膜復元力により再び内面１１６に押し付けられる。１次側のガスは完全に押し出され、同時に、２次側の部分室１１０は拡大して新鮮ガス吸引ダクト７０を通して新鮮ガスで充填される。こうして、圧縮されたばね１２２に蓄えられたエネルギーは、排気過給ポンプ３０における過給切替（排気ガスの押出しと新鮮ガスの吸入）のために利用される。

構成部品の機械的な負荷を比較的小さく抑えることができるので、簡単な手段でこのシステムの長い寿命を達成することができる。好適な形態では、内面１１６、１１８は断面が湾曲面として構成されており、膜１０６は撓み時にこの湾曲面に外側エッジから膜中央に向けて広がるので、急激には当接しない。この場合、さらに好適な形態では、膜１０６の機械的な負荷ができるだけ均一にこれらの面に分布され、かつ、（材料温度に依存して）膜材料の長期強度限界を超えないようにすべく、これらの湾曲面の幾何学形状は膜１０６の材料特性および幾何学形状特性に適合して構成されている。

膜１０６とばね１２２は好適には弾性変形のみを起こし、すべり運動は生じない。したがって、この排気過給ポンプ３０は完全に液体潤滑（油潤滑）なしで済ますことができる。

内面１１６、１１８、および／または、膜１０６をグラファイトまたはＰＴＦＥのような乾式潤滑材で含浸すると摩擦学的に有利であり、これにより、ケーシングカバー１１２、１１４の内面１１６、１１８に当接するときの膜１０６の改善された広がり特性を保持することができる。

図７の実施例では、排気過給ポンプ３０は一体構成された膜１０６を備えている。これは面状の、湾曲した、波状ないし構造化された板として構成することができるが、多重波形部品、例えばベローとしても構成することができる。円形の外側輪郭は、有利かつ確実にシールできるので好適であるが、このことは必ずしも必要不可欠ではない。

同様に進歩性を有すると見なされる代案では、排気過給ポンプ３０を二重膜または多重膜を有するダイヤフラムポンプとして構成することができる。このように構成された代案の排気過給ポンプ３０’、３０’’が図８、９にそれぞれ断面図で示されている。ここでは、互いに平行に配置された２つの膜１４０、１４２が１つの二重膜１４４を形成している。この実施例では、膜１４０、１４２は、１つのオプションとしての結合要素または１つのスペーサー１４６により、互いに固定的に結合されており、圧力ケーシングの内室１０２をここでは３つの部分室１０８、１１０、１４８に分割している。すなわち、１次側および２次側にそのまま存在している部分室１０８、１１０と、これに加えてこれらの間におかれた第３の部分室１４８に分割している。

膜１４０は、一方の側で、排気過給ポンプ３０’、３０’’の排気ガス室すなわち１次側として機能する１次ガス側部分室１０８を気密に閉じ込めており、これに対応して膜１４２は、排気過給ポンプ３０’、３０’’の新鮮ガス室すなわち２次側として機能する２次ガス側部分室１１０を気密に閉じ込めている。例えばばね１２２により発生されたバイアス力が膜１４２を押し、この膜がスペーサー１４６を介してこの変位を膜１４０に伝え、遂には膜１４０はケーシングカバー１１２の内壁１１６へ当接して最大撓みとなる。二重膜を有する排気過給ポンプ３０’、３０’’の過給切替の機序は単一膜を有する構成方式と同じである。膜１４０と１４２の間の空間、すなわち、第３の部分室１４８はガス、好適には空気で充填されているので、膜１４０と１４２の間の非常に良好な断熱性を示し、このことにより、排気ガスの衝突を受ける膜１４０からの熱侵入による、排気過給ポンプ３０’における新鮮ガス側の加熱を大幅に避けることができる。図８の実施例では二重膜１４４が、外側領域で互いに当接し互いに接触している膜１４０と１４２とで構成されているのに対し、図９の実施例では膜１４０と１４２は外側領域で互いに間隔を置いて配置されている；この場合には、膜１４０と１４２との間隔は周回する１つのスペーサー１４９により調整される。

図８、９に示すように、スペーサー１４６は膜１４０と１４２との間で、好適には中心部に、特に好適にはばね１２２と同心に配置されている。しかし、多数のスペーサーを膜１４０と１４２との間に配置することも可能である。この１つまたは複数のスペーサー１４６は例えば、円板ないしパイプとして構成することができる。これらのスペーサー１４６が、間に置かれたより大きい直径を有するばね円板を介して膜１４０と１４２に載置されていると好適であり、このことにより、面圧力が減少し、膜１４０と１４２はこの領域で曲がるときに付加的に強化される。膜の間隔が非常に小さい場合には、スペーサー１４６としてばね円板のみを設けることができる。これらのスペーサー１４６は位置が変わらないように保持されていると好適であり、膜１４０、１４２と例えば、リベット留め、ねじ留め、または、一般的な嵌め合い結合で固定することができる。

膜１４０と１４２は必ずしも同じ大きさである必要はなく、それぞれのケーシングカバーも含めて外径が異なっていてもよい。この幾何学的な変更により、特に好適な展開形態では、排気過給ポンプ３０’、３０’’の１次側と２次側で異なる搬送容量とすることができる。新鮮ガス側の膜直径が、したがってポンプ容積も排気ガス側よりも小さい場合には、新鮮ガスをより高い圧力レベルに圧縮することができ、このことは、例えば、排気ガスエンタルピーは高いが、多量の空気消費量は不要であるか、または、空気消費量は非常に少なくてもよいような利用には望ましい。これとは逆の応用例では、排気ガス側の膜１４０を小さくし、新鮮ガス側の膜１４２を大きくすることにより、排気ガスエンタルピー供給が小さい時に、新鮮空気の低い圧力レベルでの高い貫流量を実現できる傾向がある。

特にスペーサーを有する二重膜は、膜変位に際して力のかかっていない膜の中央貫通部により生じうる、よじれや皺（しわ）が寄るのを抑えることに関して特に好適であることが分かった。単一膜の皺寄りを防ぐために、例えば図１０の実施例に示すように、ケーシングカバー１１２、１１４のいずれか一方で保持されている１つのリニアーガイド１５０を膜１０６に固定することができる。好適には、このリニアーガイド１５０は排気過給ポンプ３０の新鮮空気側に在り、自己潤滑式に構成されている。代案として、膜１０６のばね受け皿の周りに、膜１０６の非対称な変形を防ぐ１つの支持円板を固定することができる。

排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’のケーシングカバー１１２、１１４は上述した全ての代案において、非常に薄い壁状に構成することができ、したがって薄板成型部品として安価に製作することも可能である。両ケーシングカバー１１２、１１４の結合面が平行で、かつ、膜１０６の挟み込み面の近くにあると好適である。材料としては、少なくとも排気ガス側、すなわち、１次ガス側に対しては、好ましくは耐熱性で耐腐食性の鋼が好適であり、相応の冷却を行う場合にはアルミニウム材料を考慮することもできる。新鮮ガス側では良好な熱伝導を目的として好適にはアルミニウムを選ぶことができる。

これとは異なり、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’が、特に好適と見なされる、相応に長い寸法の、および／または、大容積の突出し配管２８を介して排気ガス圧力波により駆動されると、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の高温排気ガスからの熱絶縁が好適に排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の大きな加熱を防ぎ、したがって排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’における新鮮ガスの好ましくない加熱も防ぐ。同様に、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’のこのようにして達成可能な低い運転温度レベルにより、ケーシングカバー１１２、１１４用の材料として特に好適にプラスチックの使用が可能となる。このことは金属材料と比べて重量およびコスト低減を意味し、さらに、改善された音響挙動が得られ、形状の自由度が大きくなる。ケーシング部品１１２、１１４に対して特に好適には射出成型用の熱可塑性材料が用いられる。構造伝達音放射を減らすために、これらのケーシング部品１１２、１１４をサンドイッチ構造で製作する、または、遮音材で覆うことができる。

それぞれの膜１０６、１４０、１４２は好適には、特に相応に低い運転温度の場合には、同様にプラスチックないしプラスチック化合物材料（ゴム、ポリエーテルエーテルケトン、ポリエーテルイミド、ポリアミドなど）から作ることができる。これらは金属材料に対して幾つかの決定的な利点を提供する。一般的により軽いこれらの重量によって膜の固有周波数が好適に高められ、プラスチックのより低い弾性率によって、面負荷（力ないし圧力）が同じ場合には、膜の撓みをより大きくすることができ、その結果、１行程当たりの搬送容量を増大することができる。プラスチック膜は一般に金属膜よりも軽いので、プラスチック膜はインパルス伝達時により多くの運動エネルギーを受け取ることができる。特に熱可塑性プラスチックは高い曲げ疲労強度を有し、例えばグラスファイバーのような強化ファイバーと結合することにより、非常に弾性があり、しかも破断にも強い複合材料となる。

排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の運転温度レベルに応じて、ケーシングないし膜の材料選択は、高温時には専ら金属ベースとなり、低温時にはプラスチック製となる。排気ガス側には金属材料、新鮮空気側にはプラスチックというような混合構造方式も可能である。

排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’が１００℃前後またはそれ以下の温度レベルで運転される場合には、排気ガス圧力波の減圧時に排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の内部で、排気ガスに含まれている水蒸気からの凝縮水が生じることがある。排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’が、この凝縮水が排気ガス配管に戻るような位置に配置されていない使用状態では特に、凝縮水が排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の１次室４６に溜まるのを防ぐべく、好適な展開形態では凝縮水ドレインが設けられている。この凝縮水ドレインは好適には凝縮水の重力を利用して排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の１次側の最も低い箇所に取り付けられている。排気ガスが凝縮水ドレインを通って漏れるのを防ぐために、例えば流体制御式のフロートバルブにより、この凝縮水ドレインを気密に構成することができる。

排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の新鮮ガス側での過給切替を考慮すると、例えば１シリンダー‐４ストロークエンジンサイクルでは排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’における新鮮ガスの圧縮はエンジンの定格回転数ではクランクシャフト角度で約４０°に過ぎず、この結果、吸入行程はクランクシャフト角度で６８０°まで続くことができる（７２０°−４０°＝６８０°）ということに留意する必要がある。すなわち、新鮮ガスを吸入するために使用できる時間は見かけ上は、圧縮と押出しのための時間の約１７倍長い。掃気時間のこの比率は好適には逆比例で、例えば逆止弁１３２、１３４と新鮮ガス側ダクト７０、７４のダクト断面の掃気断面積に反映されるべきである。圧縮された新鮮ガスを押出すためのバルブ１３４の領域での大きい掃気断面が排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の平面重心を中心にしてほゞ同心円状に配置されていると好適である。というのは、膜１０６は圧縮行程の終わりにケーシングカバー１１４に半径方向に見て外側から内側へ向かって当接し（広がる）、その結果、膜の中心近くで、膜とケーシングとの間隔がより大きいので、新鮮ガスの押出しがより少ない流れ損失で行われるからである。

しかし、多数のエンジンシリンダーが１つの共通の排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’に作用する場合には、掃気断面の比率は基本的に変化する。排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の圧縮行程が時間的にほゞ一定であるのに対し、吸気行程のために利用できる時間は本質的により短い。例えば、クランクシャフト角度３６０°の点火間隔を有する２シリンダー‐４ストロークエンジンに対しては、圧縮のためのクランクシャフト角度は約４０°であるが、吸入行程は３２０℃に過ぎない（３６０°−４０°＝３２０°）。１シリンダー−２ストロークエンジンでの排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の掃気時間について検討すると、圧縮行程に対しては約１５〜２５°のクランクシャフト角度の前排気が当てられ、吸入行程に対しては約２００〜２５０°のクランクシャフト角度が当てられる。

排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’のエンジンないし自動車での設置位置は、比較的長い突出し配管２８を結合できる可能性があるので、高い構成自由度を有する。すなわち、この排気過給ポンプ（ＡＬＰ）はシリンダーヘッドの直近に配置する必要はなく、下部クランクケース領域で排気ガス側または吸気側に、それどころか、オイルパンの下に配置することができる。特に自動二輪車のスペース関係を考慮すると、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’をエンジンの後方でギアの上部に、または、いわゆるフレーム三角形内部、すなわち、運転者のシートの下に、収納すると有利であることが分かった。例えば１シリンダーエンジンのような幅の狭い構造のエンジンでは、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’をエンジンの横側に並べて配置することもでき、あるいは、シリンダーヘッドのバルブカバー内に構成部品として組み込むこともできる。空気フィルターエレメントを含めた吸入騒音ダンパーは、スペースとコストを節約して、排気過給ポンプ３０、３０’、３０’’の新鮮空気側のケーシングカバー１１４と共に１つの構造部に纏めることができる。

ケーシングカバー１１２、１１４はその本来の機能に加えて、これらの外面が例えば複数のリブで冷却空気流に曝されることにより、または、これらの外面が冷却流体で洗流されることによって、熱交換器として構成することができる。１次側のケーシングカバー１１２からの熱除去により好適に、膜の作動温度も下げられるという結果が得られる。というのは、排気ガスの平均温度が低下し、また、膜１０６からケーシングカバー１１２への熱流も、温度差がより大きいので、より大きくなるからである。２次側ケーシングカバー１１４での熱除去は過給空気冷却の機能を引き受ける。これによって、場合によっては別に後置接続される過給エアークーラー３８を省くことができ、あるいは代案として、過給エアークーラー３８を含めた全体的な冷却能力を高めることができるであろう。排気過給ポンプ３０から取り出された熱出力は、特にパワー・熱結合分野での応用において加熱目的に使用することができる。

両ケーシングカバー１１２、１１４の間への膜１０６の固定は好適に、同様に予期される運転パラメータを特に的確に考慮して行われる。この場合、特に好適には、実用上は複数の部品の温度とそれらの温度差とが考慮される。この温度差は部品の長さの変化を生じさせ、この部品長さの変化は、ガス圧力の衝突による膜の撓みに基づく膜１０６の長さ変化（伸長）よりも約２桁大きい。このことを考慮し、両ケーシングカバー１１２、１１４と膜１０６との熱による長さの伸びの違いを適切に補償すべく、膜１０６は特に好適な構成では、半径方向に僅かにずらすことができるように両ケーシングカバー１１２、１１４の間で軸方向に位置決めされている。図１１〜１９に、膜を固定するいくつかの可能性が示されているが、これらはそれぞれ独自に進歩性を有すると見なされる。

図１１の実施例では、平面状の膜１０６が両ケーシングカバー１１２、１１４の間に軸方向に固定されているが、半径方向に僅かにずらすことができるように支承されている。ケーシングカバー１１２はそのエッジ部に周回する肩１５１を備えており、これは膜１０６の厚さよりも僅かに高い。他方のケーシングカバー１１４はこの肩１５１の上に載置されていてエッジ側のギャップ１５２を形成し、ここでは例えば、折りたたまれたカラー１５４によりケーシングカバー１１２と圧着されている。したがって膜１０６はこうして作られたスライドシール面１５６、１５８上で半径方向にずれることができる。この周回する肩１５１は、膜１０６の外側エッジを越えて肩１５１と膜１０６の外側エッジとの間に環状ギャップ１６０が形成されるように位置決めされている。この環状ギャップ１６０、その幅は実際には例えば１０分の数ミリメートルにすぎない、により、膜１０６は妨げられることなく熱膨張することができ、しかもケーシングカバー１１２、１１４内で十分にセンタリングされることが確実に行われる。

図１２は半径方向に移動可能な膜１０６の他の実施可能性を示す。この実施形態では、ケーシングカバー１１２と１１４の間に、それらのエッジ側接触部に１つのスペーサーリング１６２が配置されている。この場合、スライドシール面１５６、１５８による膜支承の機能原理は変わらず、上述のとおりである。ここでは、両ケーシングカバー１１２、１１４相互の気密な結合は別の折りたたまれた周回リング１６４により行われる。

図１３には非常に好適な実施形態が示されており、これはケーシングカバー１１２、１１４製造時の製造誤差に非常に強い。ケーシングカバー１１２の段差１６６は膜１０６の厚さよりかなり大きく、したがって、この段差１６６は、切削による後加工なしに、深絞り加工のみで、比較的広い誤差範囲に製造することができる。膜１０６のスライドシール面１５６、１５８への当接は、膜エッジの、外径部において周回する僅かな円錐状の湾曲により行われる。

材料負荷の最大値と膜１０６の直径の最大値を変えずに、この膜行程、およびそれに基づき、排気過給ポンプ３０、３０’の搬送容量を高めることができる。この場合には、膜１０６は上述したように軸方向において同一平面にクランプされるのではなく、特に好適で独自に進歩性を有する形態において、そのエッジ部１７０において回転可能に支承される。この場合、この回転可能性は、膜エッジとともに周回している１つの仮想湾曲軸を基準にしている。図１４と１５はこの特に好適な構成の実施例を示す。

図１４は両ケーシングカバー１１２、１１４を示し、これらはそれぞれ半径方向に周回する１つの条溝１７２、１７４を有している。これらの条溝１７２、１７４は膜１０６をやっとこで挟むように受けているが、撓み時に膜１０６の上下に揺れる回転運動が可能であるので、膜のエッジは本質的により小さい変形を受ける。また、環状ギャップ１６０がこれら部品間の熱による膨張差を許容する。両ケーシングカバー１１２、１１４は例えば多数のリベット１７６で互いに結合されている。

図１５の実施例では、膜クランプ部の回転可能性が膜エッジ１８２の丸められた端部１８０により得られている。したがって、膜１０６は線状にスライドシール面１５６、１５８に当接し、これらの面上でローリング運動を行うことができる。ここでは、両ケーシングカバー１１２、１１４は例えば溶接継目１８４で互いに結合されている。

膜１０６、１４０、１４２は場合によっては熱的および機械的に大きい負荷を受ける部品である。したがってこれらの材料としては、好適には、Ｖ４Ａ、Ｈａｓｔｅｌｌｏｙ、Ｉｎｃｏｎｅｌ、Ｄｕｒａｔｈｅｒｍ、Ｎｉｍｏｎｉｃ、ＴｉＡｌ６Ｖ４のような耐熱性の鋼が用いられ、これらは同時にばね材料として高い延び限界と引っ張り強度とを有する。特に、例えばチタン合金のような弾性率のより低い材料が好適である。というのは、これによって、膜１０６、１４０、１４２に必要とされる復元力およびばね１２２に必要な力も低減されるからである。チタン合金は比重量が小さいので、膜１０６、１４０、１４２の質量を小さく保ち、したがってこの振動系（膜とばね）の固有周波数を高く保つ。

膜の厚さがほゞ０．３〜１．０ｍｍの間の範囲に選ばれると特に好適である。比較的薄い膜１０６、１４０、１４２は変形性に関して有利であるが、熱および機械的強度に関してはより厚い膜が有利である。したがって、使用する場面に応じて材料と膜厚との間の妥協がなされると好適である。

膜の幾何学的形状が円形であると、機械的および熱的なストレスに対して回転対称な負荷がかかるという利点があるが、このことは必ずしも必要不可欠ではない。

円形の膜輪郭の他に、膜１０６、１４０、１４２の平らな円板形状が特に簡単で、したがって好適な形態を示す。この幾何学形状は低コストでシートメタルまたはコイルから打ち抜きまたはカッティングで作ることができる。膜１０６、１４０、１４２には、図１６と１７に示すように、外径部で周回する条溝１９０、１９２を設けることができる。１つまたは多数のこの条溝１９０、１９２は例えば深絞り加工により膜１０６、１４０、１４２に付けることができる。これらの条溝１９０、１９２は膜１０６、１４０、１４２の撓み時の半径方向応力を自己変形によって低減するので、膜直径が一定の場合にはより大きな膜行程を実現できる。外径部で周回するこれらの条溝１９０、１９２は同様に、膜中央部、膜エッジおよびケーシングカバー１１２、１１４の間の相異なる熱膨張を自己変形によって補償できるので、膜エッジを両ケーシングカバー１１２、１１４の間に軸方向にも半径方向にも固定して圧着できる。このことは排気過給ポンプ３０、３０’の特に低コストな製造にとって利点を提供する。

条溝１９０、１９２の領域において、ケーシングカバー１１２、１１４の内面１１６、１１８での輪郭は、特に好適に、膜１０６、１４０、１４２が自由に変位できるように適切に適合されている。図１８の実施例では、膜１０６、１４０、１４２の１つが示されており、この膜の場合には、比較的小さい曲率を有する１つの条溝１９４が膜中央からケーシングカバー１１２、１１４の間のクランプ面まで延びている。この条溝１９４は非常に小さい固有曲率とそれに応じた小さい内部応力を有しているので、この形態では非常に大きい膜行程が実施される。ケーシングカバー１１２、１１４は、条溝の固有半径が大きいので、その輪郭を膜の幾何学形状に対して膜１０６、１４０、１４２に問題なく合わせることができる。

回転可能に支承された膜１０６、１４０、１４２に対する特に好適な形態が、両ケーシングカバー１１２、１１４間に膜１０６、１４０、１４２を複数のシールリング２００を介して間接的にクランプすることにより得られ、これが図１９に示されている。これらのシールリング２００はケーシングカバー１１２、１１４の周回溝２０２の間に位置決めされ、溝エッジ２０４を超えて部分的に突き出ている。これらのシールリング２００は好適には、例えばゴムまたはＰＴＦＥのような弾性材料からなるいわゆるＯ−リング、または、同様のものとして設けることができ、この形態において多くの役割を果たしている。その１つとして、Ｏ‐リングの円形断面と弾性により膜１０６、１４０、１４２の回転可能なクランプが可能となる。さらに、膜１０６、１４０、１４２がこれらＯ‐リングの間で「滑らかな」運動をすることができ、これによって、膜１０６、１４０、１４２とケーシングカバー１１２、１１４との間の相異なる熱膨張による機械的応力を除去することができる。さらに、弾性を有するシールリング２００により、ケーシングカバー１１２、１１４の比較的大きい製造誤差があったとしても、膜１０６、１４０、１４２の申し分のないシールと案内が可能となる。

１ 内燃機関
２ シリンダー
４ 作動ピストン
６ ピストンロッド
８ クランクシャフト
１０ 燃焼室
１２ 排気装置
１４ ガス吸入システム
１６ 吸入バルブシステム
１８ 吸入バルブ
２０ 排気ガスライン
２２ 排気バルブシステム
２４ 排気バルブ
２６ インパルス分岐部
２８ 突出し配管
３０ 排気過給ポンプ
３２ 排気ガス配管
３６ 新鮮ガス配管
３８ 過給エアークーラー
４０ メインダクト
４２ 排気ガスダクト
４４ 弾性中間壁
４６ １次側ガス室
４８ 新鮮ガス室
５０ 補助バルブ
６０ 矢印
６２ 流入部
６４ 矢印
６６ 環状ダクト
７０ 新鮮ガス吸入ダクト
７２ バルブ
７４ 新鮮ガス圧力ダクト
７６ バルブ
８０ 遮断バルブ
８１ エンジン吸入ダクト
８２ 外気供給部
８４ バルブ
８６ 新鮮ガスバルブ
８８ ダクト部
９０ 膨張機械
９２ 新鮮ガス圧力配管
９４ 排気ダクト
９６ オーバーフローダクト
１００ 圧力ケーシング
１０２ 内室
１０６ 膜
１０８ 部分室
１１０ 部分室
１１２ 排気ガス側ケーシングカバー
１１４ 新鮮ガス側ケーシングカバー
１１６ 内面
１１８ 内面
１２０ シール
１２２ ばね
１２４ ばね受け皿
１２６ 排ガスダクト
１３０ 熱シールド
１３２ 逆止弁
１３４ 逆止弁
１３６ 熱遮蔽要素
１４０ 膜
１４２ 膜
１４４ 二重膜
１４６ スペーサー
１４８ 部分室
１４９ スペーサー
１５０ リニアーガイド
１５１ 肩
１５２ ギャップ
１５４ カラー
１５６ スライドシール面
１５８ スライドシール面
１６０ 環状ギャップ
１６２ スペーサーリング
１６４ 周回リング
１６６ 段差
１７０ エッジ
１７２ 条溝
１７４ 条溝
１７６ リベット
１８０ 丸められた端部
１８２ 膜エッジ
１８４ 溶接継目
１９０ 条溝
１９２ 条溝
１９４ 条溝
２００ シールリング
２０２ 溝
２０４ 溝エッジ

Claims (15)

1. 内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）の運転方法であって、１つのシリンダー（２）の１排気ストロークの間にこのシリンダー内に在る加圧された排気ガスが前記シリンダー（２）から排出されて排気装置（１２）に導かれる運転方法において、前記排気ストロークの第１ストローク段階において、前記シリンダー（２）から排出される排気ガス圧力波のインパルスが全部または部分的に排気過給ポンプ（３０、３０’、３０”）の１次側に伝達され、その後、前記排気ストロークの第２ストローク段階において、前記排気ガスが前記排気装置（１２）に導かれる方法。
2. 前記排気ストロークの第２ストローク段階の間に、排気ガスが前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）を迂回して前記排気装置（１２）に案内される請求項１に記載の方法。
3. 前記排気ストロークの第１ストローク段階において、シリンダー（２）から排出される排気ガス圧力波のインパルスが全部または部分的に、前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の内部に、および／または、その上流に存在しているガスクッションに伝達され、このガスクッションが次に仕事をして排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の内部で再び減圧される請求項１または２に記載の方法。
4. 前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の１次側で膨張仕事に転換された排気ガスのエンタルピーが全部または部分的に、２次側において、供給された新鮮ガス流の圧縮仕事に転換される請求項１から３のいずれか１項に記載の方法。
5. 前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）で圧縮された新鮮ガスが１つのバッファー貯蔵器に導かれ、シリンダー（２）の燃焼室（１０）へ供給するためにそこで準備保管される請求項４に記載の方法。
6. 前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）で圧縮された新鮮ガスが膨張機械（９０）で仕事をして減圧される請求項４に記載の方法。
7. 多数のシリンダー（２）を備えた内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）であって、これら各シリンダーの中で、１つの共通のクランクシャフト（８）に作用するそれぞれ１つの作動ピストンがガイドされている内燃機関において、１つまたは各シリンダー（２）の燃焼室（１０）がそれぞれ、吸入側において、１つの操作可能な吸入バルブシステム（１６）を介して１つのガス吸入システム（１４）と接続され、さらに、排気側において、１つの操作可能な排気バルブシステム（２２）を介し、かつ、１つのインパルス分岐部（２６）を介して、１つの排気装置（１２）および排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の１次側の双方と接続されている内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）。
8. 前記インパルス分岐部（２６）が１つのメインダクト（４０）と１つの排気ガスダクト（４２）とを有し、前記メインダクト（４０）は入口側が前記排気バルブシステム（２２）と接続され、出口側が前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の１次側と接続されており、前記排気ガスダクト（４２）は前記メインダクトから分岐し、出口側が前記排気装置（１２）と接続されている請求項７に記載の内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）。
9. 前記メインダクト（４０）の出口部を含み、前記インパルス分岐部（２６）を前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の１次側と接続している突出し配管（２８）の容積が、前記１つまたは複数のシリンダー（２）の行程容積の１倍以上、好適には１．３倍以上である請求項８に記載の内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）。
10. 前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の２次側が１つの新鮮ガス圧力ダクト（７４）および１つの新鮮ガス吸入ダクト（７０）と接続されており、前記新鮮ガス吸入ダクト（７０）を通って前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の２次側に新鮮ガスが充填可能であり、前記新鮮ガス圧力ダクト（７４）は前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）内で圧縮された新鮮ガスを次へ送るために、および／または、バッファー貯蔵するために配設されている請求項７から９のいずれか１項に記載の内燃機関（１、１’、１’’）。
11. 前記新鮮ガス圧力ダクト（７４）が前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の下流で１つのバッファー貯蔵器に開口するか、または、１つのバッファー貯蔵器を形成し、前記バッファー貯蔵器の出口側が前記各シリンダー（２）の前記ガス吸入システム（１４）と接続されている請求項１０に記載の内燃機関（１、１’、１’’）。
12. 前記新鮮ガス圧力ダクト（７４）が前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）の下流で膨張機械（９０）と接続されている請求項１０に記載の内燃機関（１’’’）。
13. 前記排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）がダイヤフラムポンプとして構成されている請求項７から１２のいずれか１項に記載の内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）。
14. 特に、請求項７から１３のいずれか１項に記載の内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）で使用するための排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）であって、この排気過給ポンプは１つの圧力ケーシング（１００）を有し、この圧力ケーシングの内室（１０２）が弾性的に変形可能な多数の分離ユニット（４４）によってガス的に互いに分離された多数の部分室（１０８、１１０、１４８）に分割されており、前記複数のまたは各分離ユニット（４４）は、前記内燃機関（１、１’、１’’、１’’’）の前記排気ガスシステム（２０）との接続のために設けられた前記部分室（１０８）が圧力のない状態において前記複数のまたは各分離ユニット（４４）の前記変形可能性の範囲で最小値を有するように、バイアス力をかけられている排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）。
15. ダイヤフラムポンプとして構成されている請求項１４に記載の排気過給ポンプ（３０、３０’、３０’’）。

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