JP2018003644A - 内燃機関の過給装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮機で発生する圧縮空気を駆動流とする空気流量増幅器にて過給を行う内燃機関において、前記内燃機関の排気で回生ポンプを駆動してエネルギ回生を行うには、前記過給と回生を行うために前記圧縮機と回生ポンプを設ける必要があるので、装置が大きく、複雑な構造になる問題点がある。【解決手段】前記内燃機関の過給装置の前記圧縮機と前記回生ポンプとして、従来のロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシング、ロータ、エキセントリックシャフト、および固定歯車から成り、更に、前記ケーシングに位相が異なる複数の吸入口と吐出口を備え、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段および／または回生手段とする空気圧縮／回生手段を設け、前記空気圧縮／回生手段の容積型ポンプを圧縮機と回生ポンプに切換運転することにより、前記内燃機関の運転状況により過給および／または回生運転を行う。【選択図】 図１

Description

本願発明は、空気流量増幅器を用いた内燃機関の過給装置に関するものである。

内燃機関の出力増大等のために、吸気の圧力を大気圧以上にする内燃機関の過給手段として、吸気を直接加圧する機械式過給機やターボ式過給機とは異なり、空気流量増幅器を用いて吸気を駆動流で加速して流量増幅する過給手段が従来技術（特許文献１）としてある。
この空気流量増幅器には、流量増幅比が大きい順に、トランスベクタ（登録商標）、フロートランスベクタ（市販品の商品名）、エジェクタ等があり、駆動流による流量増幅気流の推力は概ね流量増幅比に反比例する。
前記過給手段である空気流量増幅器は回転部がないので、機械式過給機やターボ式過給機より簡素な構造であり、安価で信頼性が高く、高速運転からの急減速時に前記回転部による慣性の問題がなく、駆動流により過給を制御するので応答性の高い過給制御ができる。
駆動流による吸気流の加速を行う過給手段であるので構造が簡単で小型であり、更に通路抵抗が小さいので、過給手段の故障時を含む過給停止時に、自然吸気内燃機関として運転できるので過給手段のバイパス通路を設ける必要が無い等の利点があるが、過給運転には動力源である駆動流が必要である。
内燃機関の過給は、過給による圧縮仕事は増大するがそれ以上に出力が増大し、吸入行程の過給圧によるポンプ作用も加わり、内燃燃機関の出力は増大するが、内燃機関の行程容積が同じであるので過給により排気圧力が高くなるので排気のエネルギ損失が増大し、内燃機関の熱効率は低下する問題点がある。

内燃機関により駆動される圧縮機で発生する圧縮空気を駆動流とする場合は、前記圧縮機に必要な吐出量（以下「容量」という）は、過給状態の吸気の流量を空気流量増幅器の流量増幅比で除した容量となるので、吸気を直接加圧する前記機械式過給機より容量が小さく小型となるが、圧縮機を駆動する動力損失が発生し、前記圧縮機は回転部を有するので信頼性向上のために潤滑、吸気充填率の向上のために断熱圧縮により昇温する圧縮空気を冷却することが重要となる。
特許文献２は、前記空気流量増幅器を過給手段とし、圧縮機で発生する駆動流を蓄圧する蓄圧制御手段を設け、前記蓄圧駆動流にて前記圧縮機をポンプとしてエネルギ回生を行い、さらに前記蓄圧制御手段にて内燃機関のトルクアシストである制動アシスト、駆動アシストを行う。
内燃機関のヴァンケル型ロータリエンジン（以下「ロータリピストンエンジン」という）は、カムシャフト等により往復動する吸排気バルブの動弁系は不要であるが、シリンダ径や行程ストローク等の設定により圧縮比を任意に設定できる往復動機関よりも設計自由度が低く、ケーシングとロータにより形成される圧縮時の燃焼室が扁平で体積当たりの表面積が大きく冷却損失や燃焼性の問題点があり、この対策としてロータ面に深いリセスを設けると圧縮比が低下して高圧縮比が困難となる。
ロータリピストンエンジンを改良してディーゼルサイクルに必要な高圧縮比を容易に得られるようにしたロータリピストンエンジンがあり、異なる軸線上に設けた連動する２組のロータリ機械を設け、それぞれを圧縮機と内燃機関として２段圧縮を行い、排気を前記圧縮機にて膨張させて排気エネルギの回収を図るロータリ式複合内燃機関（特許文献３）がある。
前記ロータリ式複合内燃機関（特許文献３）の圧縮機と内燃機関による２段圧縮を行う駆動軸を共有させた従来技術として回転ピストン式複合内燃機関（特許文献４）があり、前記回転ピストン式複合内燃機関（特許文献４）の構成に、更に２段圧縮の通路間を制御する補助複合制御弁により内部ＥＧＲを行うことにより有効圧縮比を増大できるロータリピストンエンジン用の補助複合制御弁（特許文献５）が従来技術としてある。
前記特許文献３〜５は、いずれも２組のロータリピストン機構により２段圧縮を行うが、ロータリピストン機構の圧縮機の容量が内燃機関のロータリピストン機構の容量より大きいことにより過給を行い２段圧縮作用が可能となる。

本発明の請求項１は、過給手段を空気流量増幅器とする内燃機関において、駆動流を発生する圧縮機を２系統のロータリピストン式ポンプとし、前記ロータリピストン式ポンプを前記圧縮機および／または排気エネルギの回生ポンプとし、運転状況により過給および／または回生運転を行う内燃機関の過給装置である。
本発明の請求項２は、内燃機関に電気的あるいは機械的に連動する過給／回生制御手段により、排気の回生タイミングを改善することにより内燃機関の排気背圧による出力損失を低減する。
本発明の請求項３は、内燃機関がロータリピストンエンジンであって、排気開口タイミングの異なる複数の排気口を設け、前記内燃機関の排気背圧による出力損失を低減する。
本発明の請求項４は、内燃機関がロータリピストンエンジンであって、ケーシングに設けた複数の吸気口により燃焼室に渦流を発生し、燃焼速度を増大し燃焼性を改善する。
本発明により、前記特許文献３〜５では、２組のロータリピストン機構により２段圧縮を行うので、ロータリピストン機構の圧縮機の容量が内燃機関のロータリピストン機構の容量より大きいことにより内燃機関の構造が大型になる問題点があるが、本発明の請求項３、および請求項４のロータリピストンエンジンの過給装置は、圧縮機の圧縮空気を空気流量増幅器の駆動流として流量増幅して過給を行うので、ロータリピストン機構の圧縮機の容量は内燃機関であるロータリピストンエンジンの容量を流量増幅比で除した容量であるので前記ロータリピストンエンジンの容量より小さく、内燃機関を基準に比較すると本発明は小型の過給式内燃機関にできるので、内燃機関の出力密度を高くできる効果がある。

実開平０３−０４７４３１号公報 特願２０１５−２３１４８０号 特公昭３９−１２５５４号公報 特公昭４０−０００６８１号公報 特表２０１３−５０７５６０号公報

圧縮機で発生する駆動流で空気流量増幅器にて過給を行う内燃機関において、排気で回生ポンプを駆動してエネルギ回生ができるが、前記過給と回生を行うために前記圧縮機と回生ポンプを設ける必要があるので、装置が大きく、複雑な構造になる問題点がある。

本願発明の請求項１は、内燃機関の燃焼室に吸気を供給する吸気系統のダクト入口、エアクリーナ、または吸気通路途中に、吸気を加圧して燃焼室に送り込む過給手段を備えた内燃機関の過給装置であって、前記過給手段は、空気流量増幅器と、前記内燃機関の排気および／または回転力により駆動される空気圧縮／回生手段の圧縮機で発生する駆動流を前記空気流量増幅器に供給する駆動流通路と、を備え、前記過給装置は、前記過給手段と、前記吸気通路の前記過給手段と燃焼室との間に設けた過給センサと、過給／回生制御手段と、空気圧縮／回生手段と、を備え、
前記過給／回生制御手段は、前記過給手段に供給する駆動流の圧力および／または流量を制御する過給制御手段と、前記空気圧縮／回生手段の吸入口と前記内燃機関の燃焼室または排気通路に連通する回生排気通路と、を備え、前記空気圧縮／回生手段は、ロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシング、ロータ、エキセントリックシャフト、および固定歯車から成り、更に、前記ケーシングに位相が異なる複数の吸入口と吐出口を備え、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段および／または回生手段とし、前記内燃機関の運転状況により過給および／または回生運転を行うことを特徴とする内燃機関の過給装置であることを最も主要な特徴とする。

本願発明の請求項２は、前記過給装置において、前記内燃機関の回転軸に電気的あるいは機械的に連動し、前記内燃機関の燃焼行程末期および／または排気行程初期の排気ガスを前記回生排気通路にて回生し、残余の排気ガスを排気する回生制御手段を排気通路および／または回生排気通路に設けたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給装置である。

本願発明の請求項３は、前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、前記ロータリピストンエンジンは、
ケーシングに開口タイミングの異なる複数の排気口を備え、先に開口する前記排気口を前記回生排気通路に連通し、後で開口する前記排気口を前記排気通路に連通したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給装置である。

本願発明の請求項４は、前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、ケーシングに複数の吸気口を設け、前記吸気口の開口タイミングおよび／または流入方向により吸気が旋回し、前記吸気の旋回方向が同一方向であることを特徴とする請求項１または請求項３に記載の内燃機関の過給装置である。

前記過給手段である空気流量増幅器は、前記機械式過給機やターボ式過給機とは異なり、簡素な構造で小型であるので安価で信頼性が高く、通路抵抗が小さいので過給不要時等の過給装置の停止時に自然吸気内燃機関として運転できるので、過給手段のバイパス通路を設ける必要がない等の利点があるが、駆動流を発生する圧縮機が必要であり、前記圧縮機の駆動力により内燃機関の動力損失が発生する問題点がある。
前記過給により内燃機関の出力は増大するが、排気圧が高くなることによる排気損失の増大、内燃機関の強度制約による圧縮比の低下、等により熱効率が低下する。
この対策として、排気の圧力エネルギを利用してエネルギ再生を行う回生手段があり、本発明の請求項１は、空気流量増幅器の駆動流を発生する空気圧縮手段である圧縮機と、排気のエネルギ再生を行う回生手段を、ロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシング、ロータ、エキセントリックシャフト、および固定歯車で構成し、更に複数の吸入口と吐出口を備えることにより、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段および／または回生手段とし、簡素な構成で内燃機関の運転状況により過給および／または回生運転を行うことができる。
前記空気圧縮／回生手段を内燃機関と連動し、簡素な構成で前記回生手段にて発生する回転力を内燃機関の回転力に付加できる。
前記内燃機関は、火花着火内燃機関または圧縮着火内燃機関の往復動機関またはロータリピストンエンジンであり、前記過給により低い圧縮比のロータリピストンエンジンでも圧縮着火内燃機関が容易にできる効果がある。

本発明の請求項２は、前記内燃機関に電気的あるいは機械的に連動する回生制御手段により、内燃機関の燃焼行程末期および／または排気行程初期の排気ガスを回生し、残余の排気ガスを排気通路に排出することにより、内燃機関の排気行程時の排気背圧によるポンピングロス（出力低下）を抑制できるので前記内燃機関の熱効率を向上する効果がある。

本発明の請求項３は、前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、前記ロータリピストンエンジンは、ケーシングに開口タイミングの異なる複数の排気口等を備えることにより、内燃機関の燃焼行程末期および／または排気行程初期の排気ガスを回生し、残余の排気ガスを排気通路に排出するので、内燃機関の排気行程時の排気背圧によるポンピングロス（出力低下）を抑制できるので前記内燃機関の熱効率を向上する効果があり、前記内燃機関に電気的あるいは機械的に連動する装置を付加する必要が無く、安価で信頼性が高く、簡素な対応でよい等の効果がある。
また、前記空気圧縮／回生手段とロータリピストンエンジンのエキセントリックシャフトを連結あるいは一体化し、サイドハウジングの共用により簡素な構成となり、装置の小型化、部品点数の削減、および冷却と潤滑の液およびポンプの共用ができる効果がある。
上記効果により、安価で、信頼性が高く、剛性が高く、内燃機関の出力密度が高い過給式内燃機関ができる。

本発明の請求項４は、前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、ケーシングに複数の吸気口を設け、前記吸気口の開口タイミングおよび／または流入方向により吸気が旋回し、前記吸気の旋回が同一回転方向であることにより、渦流によりロータリピストンエンジンの問題点である燃焼性を向上し、内燃機関の熱効率の向上、出力の増大等の内燃機関の性能改善効果がある。
前記請求項３と同様にエキセントリックシャフトを連結あるいは一体化し、サイドハウジングの共用することにより前記請求項３と同様の効果が得られる。
請求項４により、ロータリピストンエンジンの燃焼室形状による燃焼性の問題を改善し、低圧縮比を過給により補完することにより圧縮着火内燃機関とすることもできる。

実施例１（請求項１対応）の、逆止弁に連通する２組の吸入口と吐出口を備えたロータリピストン式の空気圧縮／回生手段を設けた内燃機関の過給装置の構成図である。 実施例２（請求項１対応）の、前記実施例１の逆止弁をリードバルブとした前記空気圧縮／回生手段である圧縮機／空気圧モータと逆止弁の作用説明図である。 実施例３（請求項１対応）の、互いに連通しない２組の図示しない吸入口と吐出口を備えた圧縮機／空気圧モータを設けた内燃機関の過給装置の構成図である。 実施例４（請求項１対応）の、互いに連通しない２組の吸入口と吐出口を備えた圧縮機／空気圧モータの断面図である。 前記実施例４の空気圧縮／回生手段である圧縮機／空気圧モータの構造を示す分解斜視図である。 実施例５（請求項２対応）の、内燃機関の回転軸に電気的に連動し、回生排気以外を大気側に排気する回生制御手段を設けた過給装置の構成概念の説明図である。 前記実施例５の、回生運転時の試算による前記往復動機関の１気筒の回転力（クランク軸トルク）である。 前記実施例５の、試算による前記内燃機関の（Ｒ１）ＰＶ線図と、（Ｒ２）クランク位相とトルク変換率である。 実施例６（請求項２対応）の、往復動機関において機械的に連動する回生制御手段を設けた内燃機関の過給装置の構成図である。 実施例７（請求項２対応）の、往復動機関において機械的に連動する回生制御手段と内燃機関の過給装置の構成説明図である。 前記実施例７の過給／回生制御手段の排気回生制御用の制御弁による排気制御のタイミングチャートである。 実施例８（請求項３対応）の、排気開口タイミングの異なる排気口を備えた、ロータリピストンエンジンの過給装置の構成概念の説明図である。 前記実施例８（図１２）の前記ロータリピストンエンジンの各位相の断面図による過給／回生運転中の回生排気の動作説明図である。 前記実施例８の内燃機関であるロータリピストンエンジンの過給装置の制御フローチャートである。 前記実施例８の前記内燃機関と空気圧縮／回生手段の各運転モードの試算による回転力である。 実施例９（請求項３、４対応）の、開口タイミングの異なる複数の吸気口と排気口を備えた前記ロータリピストンエンジンの断面図である。 前記実施例９の開口タイミングの異なる吸気口を設けた前記ロータリピストンエンジンの吸入、圧縮行程における過給吸気の挙動説明図である。 図１８は、前記実施例９の開口タイミングの異なる吸気口から燃焼室に流入する過給吸気流による渦流発生作用の説明図である。 実施例１０（請求項３、４対応）の、前記実施例４の圧縮機／空気圧モータを前記実施例８、９のロータリピストンエンジンに結合した内燃機関の分解斜視図である。 前記実施例１０の過給手段であるフロートランスベクタ（従来技術）を用いた空気流量増幅器の断面図である。

以下、本願発明の実施の形態について添付図面に基づいて説明する。

図１は、実施例１（請求項１対応）の、逆止弁（８７−１〜８７−４）に連通する２組の図示しない吸入口と吐出口を備えたロータリピストン式の空気圧縮／回生手段８を設けた内燃機関１の過給装置２の構成図である。
図１は、内燃機関１の燃焼室に吸気を供給する吸気通路途中である吸気流入通路２２と吸気流出通路２３の間に、吸気を加圧して燃焼室に送り込む過給手段５を備えた内燃機関１の過給装置２であって、前記過給手段５は、空気流量増幅器６と、前記内燃機関１の回転力により駆動される空気圧縮／回生手段８の圧縮機８１で発生する駆動流を前記空気流量増幅器６に供給する駆動流通路４１と、を備え、前記過給装置２は、前記過給手段５と、前記吸気通路の前記過給手段５と燃焼室との間である吸気流出通路２３に設けた過給センサ４４と、過給／回生制御手段７と、空気圧縮／回生手段８と、を備え、前記過給／回生制御手段７は、前記過給手段５に供給する駆動流の流量を制御する過給制御手段である制御弁４２と、前記空気圧縮／回生手段８の吸入口と排気通路３１に連通する回生排気通路３８と、を備え、前記空気圧縮／回生手段８は、ロータリピストンエンジンと同じ構造の図示しないケーシング、ロータ、エキセントリックシャフト、および固定歯車から成り、更に、前記ケーシングに位相が異なる複数の吸入口と吐出口を備え、前記全ての吸入口と吐出口は逆止弁（８７１−１、８７１−２、８７１−３、８７１−４）を備え、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段である圧縮機８１および回生手段である空気圧モータ８２とし、前記内燃機関１の運転状況により過給および回生運転を行う内燃機関１の過給装置２である。
前記回生排気通路３８と、前記駆動流通路４１の冷却器７５と圧縮機８１との間に連通するリリーフ弁７８を設ける。
前記空気流量増幅器６は、トランスベクタ、フロートランスベクタ、エジェクタ等より、過給圧、流量増幅比等の設定に適合するものを選定する。
前記圧縮機８１の容量は、連動する内燃機関１の過給時の吸気容量を前記空気流量増幅器６の流量増幅比で除した容量以上であればよく、内燃機関１より小さい容量でよい。
図１に示すロータリピストン式の前記圧縮機／空気圧モータ８０は仮記号で記載しているが、以下の実施例にも同記号を用いて説明を行う。
エアクリーナ２１、排気浄化装置３２、消音器３３等の補器類は、従来の内燃機関に一般に使用されるものであり、前記圧縮機／空気圧モータ８０の潤滑、冷却、密封要素（アペックスシール等）等の補器類、機械要素等はロータリピストンエンジンと同じであるので以下の説明において、必要が無い限り説明を省略する。

図１の過給装置２の作用は、内燃機関１の前記吸気通路（２２、２３）の途中に設けた過給手段５の空気流量増幅器６に、駆動流として前記圧縮気／空気圧モータ８０の圧縮機８１で発生する圧縮空気は駆動流として駆動流通路４１に供給され、前記空気流量増幅器６は前記駆動流にて吸気を流量増幅して燃焼室に送り込むことにより過給を行う。
前記駆動流は、前記圧縮機８１での断熱圧縮により温度上昇し、前記駆動流通路４１の冷却器７５で冷却され、空気流量増幅器６にてノズルから放出されて断熱膨張することにより低温駆動流となるので、吸気を過給圧に断熱圧縮することによる昇温に対して十分でないが、過給吸気の昇温を抑制し、燃焼室の吸気の充填効率を向上する効果がある。
内燃機関１の排気は、回生排気通路３８を通って前記圧縮気／空気圧モータ８０の空気圧モータ８２に流入し、前記排気の圧力により正回転の駆動力を得ることにより排気の圧力エネルギを回生し、排気通路３１−１に排出される。
過給制御は、前記過給センサ４４にて過給圧を検知し、図示しないＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）にて過給／回生制御手段７の制御弁４２を制御して前記駆動流を調整し、空気流量増幅器６による吸気の加速を制御して前記内燃機関の運転状況に対応した過給運転を行う。
前記圧縮気／空気圧モータ８０は内燃機関１と連動するので、内燃機関１の回転数と過給圧に連動して吸気流量が変動するので、過給運転に必要な駆動流が供給できるが、過給圧が低い場合等に駆動流圧力が設定以上となると、前記リリーフ弁７８により回生排気通路３８に圧縮空気を流出して回生を行うので、圧縮機駆動によるエネルギ損失を抑制できる。
前記逆止弁を備えた圧縮気／空気圧モータ８０の作用は、図２にて説明する。
図１の構成図に、前記回生排気通路３８と排気通路３１−１に連通するバイパス手段を設けた場合は、エンジンブレーキ時等の不要な回生を抑制でき、前記圧縮機／空気圧モータ８０と内燃機関１との連動の駆動系統を削除、あるいは前記駆動系統にクラッチを設けた場合は、前記圧縮機／空気圧モータ８０を回生排気により駆動でき、前記対応により、前記圧縮機／空気圧モータ８０の故障時でも自然吸気運転ができる。

図２は、実施例２（請求項１対応）の、前記実施例１の逆止弁（８７−１〜８７−４）をリードバルブとした前記空気圧縮／回生手段８ｆである圧縮機／空気圧モータ８０ｆの作用説明図である。
図２は、前記実施例１の前記空気圧縮／回生手段８の圧縮機／空気圧モータ８０と逆止弁の実施例２で、空気圧縮／回生手段８ｆである圧縮機／空気圧モータ８０ｆの各位相の断面図（Ｆ１〜Ｆ４）で、前記圧縮機／空気圧モータ８０ｆは、ロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシングであるロータハウジング８０１、ロータ８０３、エキセントリックシャフト８０４、および固定歯車８０８から成り、更に、前記ケーシングであるロータハウジング８０１に位相が異なる複数の吸入口（８０５−１、８０５−２）と吐出口（８０６−１、８０６−２）を備え、前記全ての吸入口（８０５−１、８０５−２）と吐出口（８０６−１、８０６−２）には逆止弁（８７１ｆ１、８７１ｆ２、８７１ｆ３、８７１ｆ４）であるリードバルブを備え、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段である圧縮機８１および回生手段である空気圧モータ８２を構成する。
前記圧縮機／空気圧モータ８０ｆは、ロータリピストンエンジンの吸入、圧縮行程を一方のポンプ作用とし、燃焼、排気行程を他方のポンプ作用とするので、ロータハウジング８０１の内周に設けた前記吸入口（８０５−１、８０５−２）と吐出口（８０６−１、８０６−２）は、（Ｆ１）に示すように前記エキセントリックシャフト８０４の回転軸に対し略点対称の位置に設けたフェリペラルポートである。
前記固定歯車８０４はロータ８０３の内歯車に噛合い、前記内歯車と固定歯車の歯数比はロータリピストンエンジンと同じ（３：２）である。
図２は（Ｆ１）、（Ｆ２）、（Ｆ３）、（Ｆ４）の順に、エキセントリックシャフト８０４を９０°毎回転した空気圧縮／回生手段８ｆの断面図である。
各逆止弁が連通する通路は、図１の前記圧縮機／空気圧モータ８０に連通する通路と同じである。

図２の空気圧縮／回生手段８ｆの作用は、内燃機関が前記圧縮機／空気圧モータ８０ｆを回転駆動し、エキセントリックシャフト８０４が回転することにより、ロータ８０３が回転運動するが前記ロータ８０３の内歯車が固定歯車８０８と噛合うことにより、ロータ８０３はエキセントリックシャフト８０４が（Ｆ１）から（Ｆ２）に９０°回転することにより、ロータは同じ回転方向に３０°回転するので、遊星回転運動にて前記エキセントリックシャフト８０４が３回転する間にロータ８０３は遊星回転運動にて１回転する。
ケーシングであるロータハウジング８０１とロータ８０４による容積変化は、ロータリピストンエンジンと同じであり、（Ｆ１）に示すように、前記吸入口８０５−１は吸気副通路２８から吸気を吸入し、ロータ８０３にはリセスを設けないので効率のよい圧縮ができ、吐出口８０６−１から駆動流通路４１に前記吸気を圧縮して吐出する容積型ポンプとして作用する圧縮機８１ｆである。
（Ｆ３）に示すように、前記吸入口８０５−２は前記回生排気通路３８から供給される回生排気を吸入し、吐出口８０６−２から前記回生排気を排気通路に放出する容積型ポンプであるが、前記回生排気が放出時の大気圧に近い排気より圧力が高いので、前記回生排気の圧力により正回転の回転力を発生する容積型の空気圧モータ８２ｆとして作用する。

（Ｆ１）において、吸入口８０５−１と吐出口８０６−２は、ロータハウジング８０１とロータ８０３により形成される空間にて連通し、前記空間は吸入行程であるので負圧となり、排気通路３１−１に設けた逆止弁８７ｆ４が閉弁し、吸気が前記排気通路３１−１に流出することなく吸気副通路２８より流入する。
（Ｆ３）において、吸入口８０５−１と吐出口８０６−２は、ロータハウジング８０１とロータ８０３により形成される空間にて連通し、前記空間は圧縮行程であるので正圧となり、吸気副通路２８に連通する逆止弁８７ｆ１が閉弁し、回生排気を前記吸気副通路２８に流出することなく排気通路３１−１より排出する。

（Ｆ１）〜（Ｆ３）においては、吐出口８０６−１と吸入口８０５−２も上記作用と同様に連通し、（Ｆ１）において、前記連通空間が圧縮行程の後期の回生排気より低い時は、圧縮空気に回生排気が流入してＥＧＲが行われ、回生排気より高圧になると逆止弁８７−ｆ３が閉弁し、前記圧縮空気が駆動流より高圧になると逆止弁８７ｆ２が開弁し、駆動流通路４１に圧縮空気が供給される。
前記ＥＧＲが行われた前記駆動流は空気流量増幅器の流量増幅によりＥＧＲの還流率が低下し、更に駆動流に前記吸入口８０５−２の設置位置の設定により、開口を早期化または遅行化し、前記ＥＧＲの還流量を増加または減少することができる。
（Ｆ３）において、ロータハウジング８０１とロータ８０３により形成される空間が吸入行程の間は、回生排気より圧力が低くなるので逆止弁８７ｆ２が閉弁し、前記空間に回生排気が流入し、前記回生排気により正回転の回転力が発生し回生が行われる。
上記作用により、圧縮機／空気圧モータ８０ｆは、前記ロータハウジング８０１とロータ８０３により形成される空間により前記ペリフェラルポートが連通しても、前記逆止弁により容積型の前記圧縮機８１ｆと空気圧モータ８２ｆとして作用する。

図３は、実施例３（請求項１対応）の、互いに連通しない２組の図示しない吸入口と吐出口を備えた圧縮機／空気圧モータ８０ｐを設けた内燃機関１ｐの過給装置２ｐの構成図である。
図３は、前記実施例１の構成図（図１）の過給装置２の空気圧縮／回生手段８である圧縮機／空気圧モータ８０と逆止弁（８７−１（〜８７―４））を、互いに連通しない２組の吸入口と吐出口を備えた圧縮機／空気圧モータ８０ｐに置き換え、空気流量増幅器をエジェクタ６１とした過給装置２ｎである。
更に、前記過給手段５ｐの下流である吸気流出通路２３ｐには、アキュムレータ４６とインタークーラ４５を設け、前記過給手段５ｐに駆動流を供給する駆動流通路４１ｐには駆動流センサ４３を設ける。
前記回生排気通路３８ｐに設けた逆止弁７７とアキュムレータ７６は、内燃機関１ｐと前記空気圧モータ８２ｐとの間に逆流を防止した蓄圧機能を設ける事により内燃機関１ｐの排気行程の背圧の低減と回生排気圧を平準化する目的であるので、内燃機関１ｐと前記空気圧モータ８２ｐが位相適合により干渉等が小さい場合は設けなくてもよい。

図３の過給装置２ｐの作用は、前記過給手段５ｐの下流である吸気流出通路２３ｐに設けたアキュムレータ４６は、内燃機関１ｐの吸入行程で発生する脈動を緩和して過給圧を安定し、インタークーラ４５は過給（加圧）により温度上昇した吸気の冷却により充填率を向上して内燃機関１ｐの出力を増大し、前記駆動流通路４１ｐに設けた駆動流センサ４３にて駆動流の圧力、温度等を検知して図示しないＥＣＵにて空気流量増幅器である前記エジェクタ６１による過給の安定性を向上する。
前記圧縮機／空気圧モータ８０ｐの作用は、実施例４（図４）にて説明する。
前記実施例１（図１）、および実施例３（図３）の構成では、回生排気による内燃機関の排気時の圧が上昇し、排気背圧によるポンピングロスが大きい場合は請求項２等の形態とする、あるいは回生を行わずに前記空気圧／回生手段８の両方のポンプを圧縮機８１とすることにより、圧縮機の容量が前記実施例１または３の２倍となるので、更に小型の前記空気圧／回生手段８とすることもできる。

図４は、実施例４（請求項１対応）の、互いに連通しない２組の吸入口と吐出口を備えた圧縮機／空気圧モータ８０ａの作用説明図である。
図４は、前記実施例３の前記空気圧縮／回生手段８ｐである圧縮機／空気圧モータ８０ｐの実施例である実施例４の圧縮機／空気圧モータ８０ａの各位相の断面図で、前記実施例２（図２）の前記圧縮機／空気圧モータ８０ｆと同様の機構のロータリピストン式容積型ポンプであるが、以下の構成が異なる。
前記実施例２の圧縮機／空気圧モータ８０ｆのロータリハウジング８０１に設けたペリフェラルポートである吸入口（８０５−１、８０５−２）と吐出口（８０６−１、８０６−２）の替わりに、実施例４ではサイドハウジング８０２ａ１に設けたサイドポートで２組の容積型ポンプを構成し、互いに連通しない位置の吸入口（８０５ａ１，８０５ａ２）と吐出口（８０６ａ１，８０６ａ２）を備えること、および前記逆止弁（８７ｆ１（〜ｆ４））が不要である点が異なる。
図４は（Ａ１）、（Ａ２）、（Ａ３）、（Ａ４）の順に、エキセントリックシャフト８０４ａを９０°毎回転した空気圧縮／回生手段８ｆの断面図であり、ロータ８０３ａの遊星回転運動の構成と作用は実施例２（図２）と同じである。
図４の前記圧縮機／空気圧モータ８０ａに連通する４本の通路は、前記実施例３（図３）の前記圧縮機／空気圧モータ８０ｐに置き換えた場合の各通路である。

図４の圧縮機／空気圧モータ８０ａの作用は、ケーシングであるロータハウジング８０１ａとロータ８０４ａによる容積変化は、ロータリピストンエンジンと同じであり、（Ｆ１）に示すように、前記吸入口８０５ａ１は吸気副通路２８ｐから吸気を吸入し、吐出口８０６ａ１から駆動流通路４１ｐに前記吸気を圧縮して吐出する容積型ポンプとして作用する圧縮機８１ａである。
（Ｆ３）に示すように、前記吸入口８０５ａ２は前記回生排気通路３８ｐから供給される回生排気を吸入し、吐出口８０６ａ２から前記回生排気を排気通路３１ｐ１に放出する容積型ポンプであるが、前記回生排気が大気圧に近い放出時の排気より圧力が高いことにより、前記回生排気の圧力により正回転の回転力を発生する容積型の空気圧モータ８２ａである。
（Ａ１）〜（Ａ４）に示すように、前記２組の容積ポンプの互いに連通しない位置に設けた吸入口（８０５ａ１，８０５ａ２）と吐出口（８０６ａ１，８０６ａ２）により、逆流等を生じることなくポンプ作用を行うが、サイドポートの設置位置の制約より、開口面積が十分に確保できない場合は、図５に示すように、両側のサイドハウジングに吸入口と吐出口をサイドポートとして設けることができる。

図５は、前記実施例４の空気圧縮／回生手段８ａである圧縮機／空気圧モータ８０ａの構造を示す分解斜視図である。
ケーシングを構成するロータハウジング８０１ａと、その両側に設けたサイドハウジング（８０２ａ１、８０２ａ２）は、共通の冷却液の通路であるウォータジャケットを設け、エキセントリックシャフト８０４ａにはロータ８０３ａの冷却と潤滑を行う潤滑油の通路を回転軸中心に設け、図示しないそれぞれのポンプにて前記冷却液と潤滑油をロータリピストンエンジンと同様に循環供給する。
ロータリピストンエンジンと異なるのは、吸入口および吐出口が前記サイドハウジング（８０２ａ１、８０２ａ２）に設けたサイドポートであるので、ロータハウジング８０１ａの内周摺動面にはペリフェラルポートやプラグホールがなく、ロータ８０３ａの３頂点に設けたアペックスシールは、前記摺動面が潤滑油膜を保持して摺動できるのでチャターマーク等を抑制でき、耐久性のよい圧縮機／空気圧モータ８０ａができる。

図６は、実施例５（請求項２対応）の、内燃機関の回転軸に電気的に連動し、回生排気以外を大気側に排気する回生制御手段を設けた過給装置２ｎの構成概念の説明図である。
図６は、前記過給装置２ｎにおいて、前記内燃機関である往復動機関１１の回転軸により駆動されるカム軸１１５に設けたカム角センサ１１７により電気的に連動し、前記往復動機関１１の燃焼行程末期および排気行程初期の排気ガスを排気通路３１ｎに連通する回生排気通路３８ｎにて圧縮機／回生手段８ｎの空気圧モータ８２ｎに回生し、残余の排気ガスを排気通路３１ｎ１に排気する回生制御手段である制御弁７１を排気通路３１ｎと排気通路３１ｎ１との間に設けた前記往復動機関１１の過給装置２ｎの構成概念の説明図である。
前記往復動機関１１は、燃焼行程の終了前に排気弁を早期開弁するようにバルブタイミングを設定した、１〜３気筒の内燃機関である。
過給手段５ｎは、空気流量増幅器であるトランスベクタ６３と前記トランスベクタ６３のノズルの上流である吸気流入通路２２ｎに逆止弁５７を設け、前記回生排気通路３８ｎに、上流から逆止弁７７ｎとアキュムレータ７６ｎを設ける。
前記逆止弁（５７、７７ｎ）は、リードバルブ、ポペット式ばね付逆止弁等のインライン逆止弁でもよい。

図６の過給装置２ｎの作用は、前記往復動機関１１の燃焼行程の終了前に排気弁を開口するので従来の内燃機関の排気圧より高圧の排気を前記回生排気通路３８ｎに送り、前記カム角センサ１１７の入力情報を図示しないＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記往復動機関１１の排気通路３１ｎと排気通路３１ｎ１の間に設けた前記制御弁７１を前記往復動機関１１の排気行程の途中に開弁して残余の排気を排気通路３１ｎ１に排気する。
上記作用の効果は、回生排気圧力を増大して回生エネルギを増大し、残余の排気を排気通路３１ｎ１から排気して、排気残圧を低下することにより前記往復動機関１１の排気行程の排気残圧によるポンピングロスを低減できる効果がある。
前記効果の詳細は、１気筒分の試算トルク（図７）およびＰＶ線図（図８）にて説明する。
前記回生排気通路３８ｎに設けた逆止弁７７ｎは、アキュムレータ７６ｎに蓄圧された回生排気が、連通する排気通路３１ｎの前記排気の圧力低下により逆流するのを防止し、排気通路３１ｎの前記回生排気による圧力上昇を防止し、往復動機関１１の排気背圧による熱効率の低下を抑制する。
過給手段５ｎに設けた前記逆止弁５７の作用は、往復動機関１１が高速回転化から急減速する場合等に発生する吸気のサージングによる吸気逆流発生時に、空気流量増幅器であるトランスベクタ６３により発生する、吸気を継続して逆方向に流量増幅する逆流流量増幅現象を防止する。
過給装置２ｎの制御弁４２ｎ等の作用は、前記実施例と同じであるので説明を省略する。

図７は、前記実施例５（図６）の、回生運転時の試算による前記往復動機関１１の１気筒の回転力（クランク軸トルク）である。
図７の上部の（Ｇ）制御関連は、（Ｈ）前記往復動機関１１と（Ｊ）過給装置２ｎの制御関連で、下部の（Ｋ）往復動機関の出力関連は、（Ｌ）前記往復動機関１１の筒内圧力と（Ｍ）回転力の図である。
前記（Ｈ）前記往復動機関１１のピストンの変位は、４サイクルの作動行程である吸入、圧縮、燃焼、排気の各行程毎に、ＴＤＣ（上死点）とＢＤＣ（下死点）の間を図のように変位し、前記吸入行程では図示しないカムにより、図に示すように吸気弁がリフト（開弁）して吸気を行い、排気行程では図示しないカムにより、図に示すように排気弁がリフト（開弁）して排気を行うが、この排気弁は実施例５（図６）で説明したように、燃焼行程の終了前に排気弁をリフト（開弁）するので、前記排気弁は燃焼行程にオーバーラップして開弁する。
（Ｋ）往復動機関の出力関連に示す（Ｌ）圧力は、前記往復動機関１１の前記１気筒の筒内圧力であり、作動行程である吸入、圧縮、燃焼、排気の各行程のうち、圧縮行程では吸気を断熱圧縮する圧縮仕事により圧力が上昇し、次に燃焼行程の初期に圧縮された吸気と燃料が急速に燃焼（複合サイクルとして図示）して筒内圧力は急速に上昇し、その後はピストンの移動により筒内容積が大きくなり圧力が低下（断熱膨張）し、前記燃焼行程末期に排気弁を開口することにより前記回生排気通路３８ｎに排気が流出して排気圧は更に低下し、（Ｊ）過給装置２ｎの制御弁７１を前記ＥＣＵの出力によりＯＮして開弁することにより、排気が排気通路３１ｎ１に放出され筒内圧力は急速に大気圧に下降し、以降は排気行程での排気残圧によるポンピングロスが抑制される。
前記（Ｌ）圧力（筒内圧力）により発生する前記往復動機関１１の（Ｍ）回転力（クランク軸トルク）は、図に示すように自然吸気運転の場合は、圧縮、燃焼、排気行程で発生し、燃焼行程のみが出力に寄与する正回転トルクであり、図から分かるように、排気行程の初期に発生する排気残圧により発生する逆転トルクは、ＢＤＣ（下死点）付近であるので発生トルクは小さく、熱効率等への影響は小さいことが分かる。

図８は、前記実施例５の、試算による前記往復動機関１１の（Ｒ１）ＰＶ線図と、（Ｒ２）クランク位とトルク変換率である。
図８の（Ｒ１）ＰＶ線図の縦軸は筒内圧力Ｐで、前記図７の（Ｌ）筒内圧力と同じ絶対圧力（ａｂｓ）であり、横軸は前記往復動機関１１の前記ＢＤＣとＴＤＣの間のピストン移動による行程容積Ｖｅと前記空気圧縮／回生手段８ｎである圧縮機／空気圧モータ８０ｎを構成する容積型の空気圧モータ８２ｎの筒内容積Ｖ２である。
図８の２点鎖線（Ｎａ）のサイクル図は、過給を行わない自然吸気内燃機関として運転する前記往復動機関１１のＰＶ線図で、従来の内燃機関のＰＶ線図と同様であるが、火花点火内燃機関、圧縮着火内燃機関等に限定せず、燃焼は複合サイクルとして図示している。
図８の太線（点１〜点５）は、前記往復動機関１１の過給運転時のＰＶ線図で、圧縮行程にて、ピストンのＴＤＣへの移動により点１から点２に断熱圧縮されて圧力が上昇し、燃焼行程にて、燃焼開始により急激に圧力上昇して点３に到達し、更に続く燃焼（複合燃焼）と、ピストンのＢＤＣへの移動により緩慢な圧力上昇の後、筒内容積の増大による断熱膨張により筒内圧力は低下し点３ｅに達する。
前記燃焼行程の終了前の点３ｅで前記排気弁を開口することにより排気は前記回生排気通路３８ｎに流入し、前記アキュムレータ７６ｎに蓄圧されることにより更に圧力降下する。
前記ピストンがＢＤＣを折り返しＴＤＣに向かう排気行程の初期に、前記過給装置２ｎの制御弁７１の開弁により筒内圧力は急速に略大気圧に下降して点４ｆから点４ｍに至り、点４ｍ以降の排気行程での排気残圧等によるポンピングロスは抑制される。
前記点１から点２、点３を経て前記点４ｍに至るまでの曲線等に囲まれた仕事量（Ｅ１）は、前記往復動機関１１の燃焼による仕事量である。
前記ピストンがＴＤＣに到達した点５で前記吸気弁が開弁し過給吸気が筒内に流入して点５ｆで過給圧になり、以降過給吸気による吸入行程が継続するので、前記過給圧が前記ピストンに作用してポンピングすることにより、図に示す仕事量（Ｃ１）の前記往復動機関１１のトルクアシスト仕事を行い点１に戻る。
以上のように、前記往復動機関１１の過給運転時のＰＶ線図で分かるように、前記太線（点１〜点５）が囲む（Ｅ１）と（Ｃ１）の仕事量を繰り返し行う。
図８の破線で示す仕事量（Ｒ）は、前記過給運転時に前記圧縮機／空気圧モータ８０ｎの空気圧モータ８２ｎを前記回生排気によりエネルギ回収する試算による仕事量である。
図８の（Ｒ２）の縦軸は前記ピストンの筒内圧力Ｐによる推力Ｆによる前記往復動機関１１のクランク軸に発生するトルクＴへの試算による変換率で、横軸は前記往復動機関１１の前記行程容積Ｖｅにおけるピストン位相（変位）である。
往復動機関の構造上、前記ＴＤＣとＢＤＣの両死点でトルク変換率は零となり、両死点付近の筒内圧力はクランク軸のトルクに大きな寄与をしないことが分かる。

図９は、実施例６（請求項２対応）の、往復動機関１１ｅにおいて機械的に連動する回生制御手段を設けた内燃機関の過給装置２ｅの構成図である。
図９は、前記過給装置２ｅにおいて、前記内燃機関である往復動機関１１ｅの回転軸に駆動されるカム軸１１５ｅに機械的に連動し、前記往復動機関１１ｅの燃焼行程末期および排気行程初期の排気ガスを前記回生排気通路３８ｅにて回生し、残余の排気ガスを排気通路３１ｅ１に排気する回生制御手段である制御弁７１ｅを排気通路３１ｅと前記排気通路３１ｅ１の間に設けた前記往復動機関１１ｅの過給装置２ｅである。
圧縮機／空気圧モータ８０ｅは空気圧モータ８２ｅと圧縮機兼空気圧モータ８３から成り、前記圧縮機兼空気圧モータ８３の運転切り替えは、吸気副通路２８ｅ、回生排気通路３８ｅ、駆動流通路４１ｅ、および排気通路３１ｅ１に連通する制御弁７３ｅを図示しないＥＣＵの出力により制御し、前記圧縮機兼空気圧モータ８３の吸入口と吐出口に前記圧縮機と空気圧モータに対応する通路を連通する。
前記回生排気通路３８ｅには逆止弁７７ｅ１、および前記吸気副通路２８ｅには逆止弁（７７ｅ２、７７ｅ３）を設けている。

図９の過給装置２ｅの作用は、前記往復動機関１１ｅの排気弁の開弁タイミングを早めて燃焼行程末期に開弁し、前記往復動機関１１ｅの回転軸に機械的に連動する前記制御弁７１ｅは、排気行程開始時ではなく排気行程の途中から開弁することにより、燃焼行程末期および排気行程初期の排気ガスを前記回生排気通路３８ｅに回生し、残余の排気ガスを前記制御弁７１ｅの開弁により排気通路３１ｅ１に排気する。
前記往復動機関１１ｅの運転状況に対応して前記ＥＣＵの出力により前記制御弁７３ｅを制御し、過給を必要としない場合は、前記制御弁７３ｅをＯＦＦし、前記圧縮機兼空気圧モータ８３の吸入口に前記回生排気通路３８ｅからの回生排気を供給し、吐出口から排気通路３１ｅ１に回生排気を排気することにより、前記圧縮機／空気圧モータ８０ｅの前記圧縮機兼空気圧モータ８３を空気圧モータとしてエネルギ再生を行い、熱効率を向上する。
過給が必要な場合は、前記ＥＣＵの出力により前記制御弁７３ｅをＯＮし、前記圧縮機兼空気圧モータ８３の吸入口に前記吸気副通路２８ｅからの吸気を供給し、吐出口から圧縮空気を駆動流通路４１ｅに駆動流として供給し、前記圧縮機兼空気圧モータ８３を圧縮機として過給運転する。
前記回生排気通路３８ｅに設けた逆止弁７７ｅ１の作用は、実施例５（図６）の逆止弁７７ｎと同じである。
前記吸気副通路２８ｅに設けた逆止弁（７７ｅ２、７７ｅ３）の作用は、前記制御弁７３ｅの制御により前記圧縮機兼空気圧モータ８３の運転切り替えにより、前記吸気副通路２８ｅに負圧で連通するときは吸気流入通路２２ｅの吸気を吸引し、正圧で連通するときは前記排気通路３１ｅ１に回生排気を放出する。

図１０は、実施例７（請求項２対応）の、往復動機関１１ｄにおいて機械的に連動する回生制御手段と内燃機関の過給装置の構成説明図である。
内燃機関である往復動機関１１ｄは４サイクル３気筒であり、前記往復動機関１１ｄのクランク軸により駆動されるカム軸１１５ｄを備えている。
前記回生制御手段である制御弁７１ｄは、前記カム軸１１５ｄに連動するカム７１１、弁体７１２、スプリング７１３、およびハウジング７１４から成り、前記ハウジング７１４にはアキュムレータ７６ｄを備えた回生排気通路３８ｄに連通する、リード７７１とストッパ７７２から成るリードバルブである逆止弁７７ｄを設けている。
前記往復動機関１１ｄの排気カム（１１８−１、１１８−２、１１８−３）の各々のカム位相は各々の燃焼行程の終了前に排気弁を開弁して排気行程の終了時に閉弁する。
前記制御弁７１ｄのカム７１１は、前記排気カム（１１８−１、１１８−２、１１８−３）と位相がθｄ遅れることにより前記各気筒の排気行程の途中に開弁し、前記各排気行程の終了時に閉弁する。
過給手段５ｄの空気流量増幅器は、流量増幅比がエジェクタとトランスベクタの中間のフロートランスベクタ６２である。

図１０の過給／回生制御手段７ｄの作用は、前記往復動機関１１ｄの各気筒の燃焼行程終了前に前記前記排気カム（１１８−１、１１８−２、１１８−３）により排気弁が開弁し、排気は前記逆止弁７７ｄと前記回生排気通路３８ｄを通って回生排気として空気圧モータ８２ｄに供給され、エネルギ再生が行われる。
次に、各々の気筒の排気行程中に前記制御弁７１ｄが開弁して排気通路３１ｄが排気通路３１ｄ１に連通し、前記排気通路３１ｄの排気圧力（背圧）は急速に低下して前記回生排気通路３８ｄの圧力より低い略大気圧になるので、前記往復動機関１１ｄは前記排気行程における排気背圧による出力の低下を抑制でき、前記逆止弁７７ｄの下流のアキュムレータ７６ｄの回生排気により空気圧モータ８２ｄによるエネルギ再生を行う。

図１１は、前記実施例７（図１０）の過給／回生制御手段７ｄの排気回生制御用の制御弁７１ｄによる排気制御のタイミングチャートである。
図１１の上図（Ｍ１）は、前記実施例７（図１０）の前記往復動機関１１ｄの第１気筒（断面図で記載）のピストン、吸気弁、および排気弁１１８−１の挙動を示す（Ｐ）往復動機関のタイミングチャートと、過給／回生制御手段７ｄの制御弁７１ｄのリフト量のタイミングチャートである（ｑ）過給装置とにより構成される、（ｎ）第１気筒の制御関連のタイミングチャートである。
上図（Ｍ１）から分かるように、排気弁１１８−１は燃焼行程の終了より位相角θだけ早く開弁し、カムプロフィールが同じ前記制御弁７１ｄは前記排気弁１１８−１より位相角θｄだけ遅く開弁する。
前記位相角がθ＝θｄの場合は、各気筒の排気行程と同時に開弁を開始し、前記位相角θ、およびθｄを任意に調整して、内燃機関の特性に応じた回生排気制御を設定できる。
前記制御弁７１ｄのカム７１１は、前記往復動機関１１ｄが３気筒であるので位相角が１２０°（３６０／３）毎にシフトした３個のカムを設ける。
図１１の下図（Ｍ２）は、全気筒の排気カム（１１８−１、１１８−２、１１８−３）のタイミングチャートである（Ｓ）往復動機関と、前記制御弁７１ｄのリフト量のタイミングチャートである（Ｔ）過給装置とにより構成される、（Ｒ）全気筒の排気制御のタイミングチャートである。
実施例７は、前記往復動機関１１ｄが高速回転の場合は、排気干渉等により十分な効果が得られないので、気筒数が３気筒以下の中低速機関に適する。

図１２は、実施例８（請求項３対応）の、排気開口タイミングの異なる排気口（１２６−１、１２６−２）を備えた、ロータリピストンエンジン１２の過給装置２ｇの構成概念の説明図である。
図１２は、前記内燃機関１ｇがロータリピストンエンジン１２であって、前記ロータリピストンエンジン１２は、ケーシングに開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６−１、１２６−２）を備え、先に開口する前記排気口１２６−１は排気通路３１ｇを介して前記回生排気通路３８ｇに連通し、後で開口する前記排気口１２６−２を前記排気通路３１ｇ１に連通した内燃機関１ｇである前記ロータリピストンエンジン１２の過給装置２ｇの構成概念の説明図である。
図１２の実施例８は、前記内燃機関１ｇが前記ロータリピストンエンジン１２であること、および前記ケーシングに開口タイミングの異なる前記複数の排気口（１２６−１、１２６−２）を設けたことにより、前記実施例６（図９）の前記往復動機関１１ｅの回転軸に機械的に連動する制御弁７１ｅが不要である点が異なる。

図１２の前記ロータリピストンエンジン１２と過給装置２ｇの作用は、開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６−１、１２６−２）の作用を、回生排気中の前記ロータリピストンエンジン１２の各位相の断面図による回生排気の動作説明図（図１３）にて、前記過給装置２ｇの運転制御の概要は制御フローチャート（図１４）にて説明する。

図１３は、前記実施例８（図１２）の前記ロータリピストンエンジン１２の各位相の断面図による過給／回生運転中の回生排気の動作説明図である。
図１３の上から（Ｇ１）、（Ｇ２）、（Ｇ３）の順にロータ１２３ｇが遊星回転運動し、各図面（Ｇ１〜３）の左図は前記ロータリピストンエンジン１２の回転軸に対して垂直に断面した断面図で、右図は前記断面の反対側から見た断面図であり、ロータハウジング１２１ｇとロータ１２３ｇの下側の空間（ハッチング部）が説明を行う圧縮行程前後の燃焼室空間である。
前記ロータリピストンエンジン１２の吸気口（１２５ｇ１、１２５ｇ２）は、各図面（Ｇ１〜３）に左右対称で記載しているが、吸気口１２５ｇ１の通路抵抗が小さく、吸入行程でのポンピングロスが問題にならない場合は、吸気口（１２５ｇ１、１２５ｇ２）のどちらか一方を省略してもよい。
（Ｇ１）、（Ｇ２）の左図から分かるように、燃焼行程末期（Ｇ１）と排気行程開始時（Ｇ２）の間に排気口１２６ｇ１が開口し、排気が前記排気通路３１ｇの逆止弁７７ｇ１を通って回生排気通路３８ｇに回生排気される。
（Ｇ２）、（Ｇ３）の右図から分かるように、排気行程開始時（Ｇ２）と排気行程途中（Ｇ３）の間に排気口１２６ｇ２が開口し、排気が排気通路３１ｇ１に放出され、前記燃焼室の圧力が急激に略大気圧に低下し、背圧による前記ロータリピストンエンジン１２の出力低下が抑制される。
排気口１２６ｇ２の開口面積が小さい等により、前記排気放出時にポンピングロスが発生する場合は、回生排気通路３８ｇに別途排気放出手段を設け、前記逆止弁７７ｇ１が逆圧（閉弁）の場合は、排気を前記排気通路３１ｇ１に放出できる。
ロータリピストンエンジンは往復動する弁機構を伴わないので、簡素な構造で高速運転での回生運転ができる効果がある。

図１４は、前記実施例８（図１２）の内燃機関１ｇであるロータリピストンエンジン１２の過給装置２ｇの制御フローチャートである。
前記過給装置２ｇは、前記実施例８（図１２）の過給センサ４４ｇ、排気センサ３４ｇ、図示しないアクセル開度センサ、ブレーキ開度センサ等の入力情報を図示しないＥＣＵに入力し、運転者の意思や内燃機関の運転状況を分析、判断、予測し、図１４に示す制御フローチャートに従って、前記ＥＣＵの出力により制御弁７３ｇ等のアクチュエータを制御する。
まず、前記ＥＣＵは運転指令がＯＮであるかを判断する（ステップ０１００）。
ここで、運転指令がＯＮでない場合は、運転停止サブルーチン（ステップ０９００）を実行し、ＲＥＴＵＲＮにて本処理ルーチンを一旦終了する。
一方、運転指令がＯＮの場合は、アクセルがＯＮであるかを判断する（ステップ０２００）。
ここで、アクセルがＯＮでない場合は、制御弁７３ｇをＯＦＦ（ステップ０３００）にし、前記（ステップ０１００）に戻る。
一方、アクセルがＯＮの場合は、内燃機関の出力が不足であるかを判断する（ステップ０４００）。
ここで、出力が不足でない場合は、制御弁７３ｇをＯＦＦ（ステップ０３００）にし、前記（ステップ０１００）に戻る。
一方、出力が不足の場合は、排気センサ３４ｇの入力情報により排気の性状、圧力、および温度が正常で過給ができる状態であるかを判断する（ステップ０５００）。
ここで、前記排気が正常でない場合は、前記制御弁７３ｇをＯＦＦ（ステップ０３００）にし、前記（ステップ０１００）に戻る。
一方、前記排気が正常の場合は、制御弁７３ｇをＯＮ（ステップ０６００）にし、過給センサ４４ｇの入力情報により、過給圧（ブースト圧）が目標値であるかを判断する（ステップ０７００）。
ここで、前記過給圧が目標値の場合は、前記（ステップ０１００）に戻る。
一方、前記過給圧が目標値でない場合は、前記ＥＣＵの出力により制御弁４２ｇを制御して、過給手段５ｇの前記エジェクタ６１ｇに供給する駆動流を調整して過給圧を目標値に近づけるサブルーチン（ステップ０８００）を実行し、前記（ステップ０１００）に戻る。
前記（ステップ０８００）の駆動流調整は、前記内燃機関１ｇの運転状況の入力情報と、駆動流センサ４３ｇの駆動流圧力、過給センサ４４ｇの過給圧と目標値との差異、等の過給装置２ｇの入力情報等を基に、前記ＥＣＵの出力により制御弁４２ｇを制御して行う。
以上の制御フローチャートにより、前記ロータリピストンエンジン１２の運転状況に対応して、過給装置２ｇによる過給／回生運転の運転制御ができる。
本制御フローチャートは、前記ロータリピストンエンジン１２の運転中は繰り返し実行される。

図１５は、前記実施例８（図１２）の前記内燃機関１ｇと空気圧縮／回生手段８ｇの各運転モードの試算による回転力である。
図１５の（Ｎ）内燃機関の回転力は、過給運転時の前記ロータリピストンエンジン１２のロータ面により発生する試算によるロータの各面のトルク（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３）である。
前記ロータの各面のトルク（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３）は、前記実施例５の往復動機関１１の１気筒分の試算による回転力（図７）の（Ｍ）回転力の値を流用して説明する。
図１５の（Ｒ）圧縮機／空気圧モータ８０ｇの回転力は、（Ｓ）過給運転時トルクと（Ｔ）過給停止時トルクであり、前記制御手段７３ｇを前記（ステップ０３００）または（ステップ０６００）にて切替える。
前記（Ｓ）過給運転時トルクのロータの各面（Ｓ１〜Ｓ３）の作用は、圧縮機として作動行程の吸入行程で吸気を吸入し、圧縮行程でロータの駆動力により駆動流として、圧縮空気を駆動流通路４１ｇに供給する、あるいは空気圧モータとして、回生行程で回生排気を吸入して前記回生排気の圧力エネルギにより回転力を得てエネルギ再生し、排気行程で前記回生排気を排気通路３１ｇ２に放出する。
前記（Ｔ）過給停止時トルクの（Ｒ１）〜（Ｒ３）の作用は、作動行程の回生行程で回生排気を吸入して前記回生排気の圧力エネルギにより回転力を得てエネルギ再生し、排気行程で前記回生排気を排気通路３１ｇ２に放出する工程を繰り返し、両方の容積型ポンプ（８２ｇ、８３ｇ）が空気圧モータとして作用する。
従って、負荷等にもよるが回生排気の圧力が過給運転時より低い場合でも、回生運転により回転力を得ることができる。
上記説明には、過給運転時のリリーフ弁７８ｇ１の作用による回生は省略している。

図１６は、実施例９（請求項３、４対応）の、開口タイミングの異なる複数の吸気口と排気口を備えた前記ロータリピストンエンジン１２ｊの断面図である。
図１６は、内燃機関１ｊがロータリピストンエンジン１２ｊであって、前記ロータリピストンエンジン１２ｊは、ケーシングである図の奥側のサイドハウジング１２２ｊ１、および図の手前側の図示しないサイドハウジング１２２ｊ２に、開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６ｊ１、１２６ｊ２）を各々に一個備え、先に開口する前記排気口１２６ｊ１を図示しない前記回生排気通路に連通し、後で開口する前記排気口１２６ｊ２を図示しない前記排気通路に連通した図示しない前記過給装置を備えた内燃機関１ｊの断面図である。
更に、図１６は、前記ロータリピストンエンジン１２ｊであって、ケーシングである前記サイドハウジング１２２ｊ１、および前記サイドハウジング１２２ｊ２に、複数の吸気口（１２５ｊ１、１２５ｊ２）を各々に一個設け、前記吸気口の開口タイミングおよび流入方向により吸気が旋回し、前記吸気の旋回方向が同一方向である、図示しない前記過給装置を備えた内燃機関１ｊの断面図である。
上記特徴以外は、従来のロータリピストンエンジンと同じである。

図１６の、前記サイドハウジング１２２ｊ１、および前記サイドハウジング１２２ｊ２に設けた、開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６ｊ１、１２６ｊ２）の作用は、前記実施例８の排気口（１２６−１，１２６−２）と同じであるので、作用の説明は省略する。
図１６の、前記サイドハウジング１２２ｊ１に設けた、燃焼室に吸気を流入する複数の吸気口（１２５ｊ１、１２５ｊ２）の作用は、次の燃焼室での過給吸気の挙動説明図（図１７）および渦流発生作用の説明図（図１８）にて説明する。

図１７は、前記実施例９（図１６）の開口タイミングの異なる吸気口を設けた前記ロータリピストンエンジン１２ｊの吸入、圧縮行程における過給吸気挙動の説明図である。
図１７の（１）〜（６）は、過給吸気挙動の説明を容易にするためにロータ１２３ｊを固定し、ケーシングであるロータハウジング１２１ｊを順次回転させ、各位相での簡易断面図であり、前記ロータ１２３ｊの図面の上部のロータ面と、回転する前記ロータハウジング１２１ｊ、および前記サイドハウジングにより形成される燃焼室について説明する。
図１７の（１）〜（４）は吸入行程、（４）〜（６）は圧縮行程であり、前記ロータ１２３ｊの上部のロータ面と、ロータハウジング１２１ｊの２葉のエピトロコイド曲線の内周面とにより形成される燃焼室空間は、（１）〜（４）で分かるように吸入行程で膨張し、（４）〜（６）で分かるように圧縮行程で収縮する。
各位相の断面において、開口タイミングが早い吸気口１２５ｊ１（実線）は図の奥のサイドハウジング１２２ｊ１に設けられており、（２）〜（３）に示すようにロータハウジング１２１ｊの回転に伴い、前記吸気口１２５ｊ１は燃焼室の右側から略中央に移動しながら過給吸気を図の奥側から手前方向に流入するので、燃焼室を図の上から見て時計方向に回る渦流（スワール）が発生する。

尚、（４）においても、前記吸気口１２５ｊ１は燃焼室に開口しているが、過給吸気の流入を抑制される（前記抑制作用は、図１８（Ｊ２）にて説明する）。
同様に、各位相断面において、開口タイミングが遅い吸気口１２５ｊ２（二点鎖線）は図の手前側に位置する図示されないサイドハウジング１２２ｊ２に設けられており、（３）〜（５）に示すようにロータハウジング１２１ｊの回転に伴い、前記吸気口１２５ｊ２は燃焼室の略中央から左側に移動しながら過給吸気を図の手前側から奥方向に流入するので、燃焼室を図の上部から見て時計方向に回る渦流が発生する。
前記吸気口１２５ｊ１による渦流と前記吸気口１２５ｊ２による渦流が共に燃焼室を図の上部から見て時計方向に回る渦流であるので、吸入行程（１）〜（４）で充填された過給吸気は同じ方向に回る運動エネルギ（速度）を持っており、次の圧縮行程（４）〜（６）にて減衰はするが前記過給吸気は同じ方向に回る運動エネルギ（速度）を持っているので、（６）に示すように過給吸気は前記ロータ１２３ｊに設けたロータリセス１２０ｊに流入し、前記運動エネルギ（速度）を持っているので前記ロータリセス１２０ｊに設けた円錐台状の空間で曲率半径が小さくなることにより角速度が増大した高速回転の渦流が発生する。
前記渦流の中心付近に点火進角に適した方の点火プラグ１０１ｊにて火花点火し、渦流による燃焼速度の増大と、前記ロータリセス１２０ｊによる燃焼室形状（対表面積等）の改善による燃焼性の向上等により出力が増大し、更にペリフェラルポートを設けないことにより、ペリフェラルポートでの吹き抜けの問題や、チャターマークの抑制等により、アペックスシールの耐久性を向上できる。
前記点火プラグ１０１ｊの替わりに燃料噴射装置を設けことにより、過給により圧縮比不足の問題を解消できるので、圧縮着火機関にも対応できる。

図１８は、前記実施例９の開口タイミングの異なる吸気口（１２５ｊ１，１２５ｊ２）から燃焼室に流入する過給吸気流による渦流発生作用の説明図である。
図１８の（Ｊ１）〜（Ｊ４）は、内燃機関の吸入行程において前記吸気口（１２５ｊ１，１２５ｊ２）から燃焼室に過給吸気が流入する吸入行程のロータ面の前記燃焼室の各位相の模式図で、遊星回転運動によりロータ１２３ｊは、回転位相が進むにつれて順次右側に移動し、次の圧縮行程（Ｊ４）に移行する。
各位相の模式図において、吸気流入通路２２ｊから供給される吸気は、駆動流通路４１ｊから過給手段５ｊに供給される駆動流で過給（空気流量増幅）され、過給吸気の一方は、絞り４８、アキュムレータ４６ｊを通って早期に開口する吸気口１２５ｊ１に供給され、他方は、遅く開口する吸気口１２５ｊ２に供給され、各々の吸気口の開口タイミングに過給吸気を燃焼室に流入する。
前記模式図において、燃焼室であるロータ１２３ｊの図面の上端と下端には、前記各々の吸気口の開口タイミングを示すタイムチャート（Ｔ１、Ｔ２）を記載し、前記ロータ１２３ｊに設けた前記ロータリセス１２０ｊ（図１７）は、ロータ面に設けた長円形のロータリセス１２０ｊＦと円錐台状のロータリセス１２０ｊＣから成り、矢印は前記ロータリセス内の過給吸気の流れ方向を示す。

図１８の開口タイミングの異なる前記吸気口の作用を各位相の模式図にて説明する。
（Ｊ１）では、アキュムレータ４６ｊに蓄圧された過給吸気が、早く開口する吸気口１２５ｊ１から燃焼室に流入し、前記アキュムレータ４６ｊの圧力低下により前記絞り４８から過給吸気が供給されて、図に示すように時計方向の渦流が発生する。
（Ｊ２）では、前記吸気口１２５ｊ１と、遅く開口する吸気口１２５ｊ２の両方の吸気口が開口し、前記吸気口１２５ｊ１は前記絞り４８が通路抵抗となることにより、吸気口１２５ｊ２の過給吸気の供給圧より低い圧力となり、燃焼室には主に吸気口１２５ｊ２から過給吸気が流入し、ロータ１２３ｊが順次右側に移動することにより、前記燃焼室には時計方向の渦流が継続する。
（Ｊ３）では、遅く開口する吸気口１２５ｊ２だけが開口し、前記時計方向の渦流が更に増強され、前記アキュムレータ４６ｊには過給吸気が徐々に蓄圧される。
（Ｊ４）では、内燃機関の４サイクル行程は短時間に行われるので、前記時計方向の渦流は殆んど減衰することなく圧縮行程でも継続する。
前記ロータリピストンエンジン１２ｊの燃焼室での過給吸気の挙動（図１７）で説明したように、前記過給はロータリセスｊＣにてさらに強められるので、前記燃焼性の向上等により出力が向上する。
前記ロータリピストンエンジン１２ｊの吸気口（１２５ｊ１、１２５ｊ２）の開口部にリップを設けた場合、あるいは前記開口部に連通する吸気通路を斜めに設けた場合は、過給吸気の噴射方向を過給吸気流の方向に近づけて渦流を強化できる。
前記開口タイミングの異なる吸気口（１２５ｊ１、１２５ｊ２）の開口面積が制約されて高速回転に問題が発生する時は、前記過給吸気の噴射方向を変更することにより渦流を発生できる。

図１９は、実施例１０（請求項３、４対応）の、前記実施例４の圧縮機／空気圧モータを前記実施例８、９のロータリピストンエンジンに結合した内燃機関の分解斜視図である。
図１９の、空気圧縮／回生手段８ｕである圧縮機／空気圧モータ８０ｕは、ロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシングであるサイドハウジング（８０２ｕ、１２２ｕ２）とロータハウジング８０１ｕ、ロータ８０３ｕ、エキセントリックシャフト１２４ｕ、および固定歯車８０８ｕから成り、前記ケーシングであるサイドハウジング８０２ｕに位相が異なる複数の、吸入口（８０５ｕ１、８０５ｕ２）と吐出口（８０６ｕ１、８０６ｕ２）を備え、互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段および／または回生手段である。
図１９のロータリピストンエンジン１２ｕは、ケーシングであるサイドハウジング（１２２ｕ１、１２２ｕ２）に、開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６ｕ１，１２６ｕ２）を備え、先に開口する前記排気口１２６ｕ１を図示しない回生排気通路に連通し、後で開口する前記排気口１２６ｕ２を図示しない前記排気通路に連通する。
ケーシングである前記サイドハウジング（１２２ｕ１、１２２ｕ２）に、複数の吸気口（１２５ｕ１，１２５ｕ２）を設け、開口タイミングおよび流入方向により吸気が旋回し、前記吸気が同じ時計方向に渦流が発生する内燃機関１ｕである前記ロータリピストンエンジン１２ｕである。
前記圧縮機／空気圧モータ８０ｕと前記ロータリピストンエンジン１２ｕの、各々のロータハウジング（８０１ｕ、１２１ｕ）の内周面、ウォータジャケット等の断面形状を同じとして冷却液を共用し、各々のロータ（８０３ｕ、１２３ｕ）をエキセントリックシャフト１２４ｕにて遊星回転運動させることにより、冷却を兼ねる潤滑油を共用して、冷却液、潤滑油の各循環ポンプを集約できる。
前記ロータハウジング（８０１ｕ）の内周面の幅を基準に、ロータハウジング（１２１ｕ）の内周面の幅を調整することにより、フロートランスベクタ６２ｕの流量増幅比と過給設定圧に見合う前記圧縮機／空気圧モータ８０ｕの容量を設定できる。
尚、図１９の前記ロータリピストンエンジン１２ｕは、２ロータ以上のロータリピストエンジンであってもよく、１８０°回転して設置することにより吸気口、排気口の干渉を避けることができ、空気流量増幅器６ｕの流量増幅比でも設定条件により３ロータに対応できる。

図１９の空気圧縮／回生手段８ｕである圧縮機／空気圧モータ８０ｕの作用は前記実施例４の説明と、前記ロータリピストンエンジン１２ｕの開口タイミングの異なる複数の排気口（１２６ｕ１，１２６ｕ２）の作用は前記実施例８の説明と、複数の吸気口（１２５ｕ１，１２５ｕ２）の作用は前記実施例９の説明と重複するので作用の説明を省略する。
図１９の前記合体構造による効果として、冷却、潤滑のポンプ等が共用できるので保守が容易であり、過給による出力増大、回生手段による熱効率の向上、前記合体構造によるコンパクトで剛性の高い簡素な構造の過給式ロータリピストンエンジンができる。
従来のロータリピストンエンジンの問題点である、遊星回転運動による圧縮比の制約により容積の大きいリセスが設けられず、燃焼室が扁平で体積当たりの表面積が大きくなり、冷却損失の増大や燃焼性の低下と、圧縮率が小さいことにより燃焼行程の膨張率不足による高圧排気による熱効率の低下等の問題点があり、これらの問題点が実施例１０の簡素な構成の内燃機関と過給／回生手段等により改善できる。

図２０は、前記実施例１０の過給手段５ｕであるフロートランスベクタ６２ｕ（従来技術）を用いた空気流量増幅器６ｕの断面図である。
図２０に示す空気流量増幅器６ｕは、吸気流入通路２２ｕと吸気流出通路２３ｕの間に、ケーシング６２８の略中央の長手方向にノズル管６２６の開口部を吸気流の下流方向に設け、前記ノズル管６２６の開口部にノズル本体６２５とノズルガイド６２４で構成するフロートランスベクタ６２を螺合し、前記ケーシング６２８の吸気通路の正味断面積（前記フロートランスベクタ６２ｕ等の断面積を除いた通路部の面積）を前記ケーシング６２８に連通する吸気流入通路２２ｕおよび吸気流出通路２３ｕの通路断面積より大きくする。
過給手段５ｕの作用は、前記ケーシング６２８の吸気通路に設けた前記フロートランスベクタ６２のノズル本体６２５とノズルガイド６２４のリング状隙間から吸気流に流出する駆動流が、ベルヌーイの定理による負圧により周囲の吸気を吸引して衝突することにより、吸気流を駆動流が加速して過給が行われる。
前記フロートランスベクタ６２のリング状の駆動流は、従来のエジェクタの円柱状の駆動流より吸気との接触面積が大きく、同じ駆動流流量での吸気流との接触面積が大きく、大量の吸気を流量増幅できるので従来のエジェクタより大きな流量増幅比が得られる。
前記ケーシング６２８の前記吸気通路の正味断面積を前記ケーシング６２８に連通する前記吸気流入通路２２ｕ、吸気流出通路２３ｕの断面積より大きくすることにより、過給停止時の空気流量増幅器６ｕの通路抵抗の増大を防止して自然吸気運転時の支障とならないようにでき、更に前記正味断面積を大きくして前記ケーシング６２８をチャンバ（拡張室）とすることにより、吸気流を減速して駆動流と吸気流の速度差を確保することにより内燃機関の高速回転域の過給運転対応ができる。

前記実施例１〜１０は、本願発明の一例を示して説明をしているが、内燃機関は制約のない限り火花点火機関でも圧縮着火機関でもよく、往復動機関でもロータリピストンエンジンでもよい。
過給装置に設けられている機器や補助機器（センサ、アキュムレータ、冷却器、等）は、内燃機関の運転条件等により追加削除ができるので、前記実施例１〜１０は、本願発明の一例を示すもので本願発明を制約するものではなく、当業者により変更および改良ができる。

本発明の内燃機関の過給装置により、エネルギ回生による熱効率の向上が図れ、過給手段である空気流量増幅器の駆動流を制御することにより応答性の高い過給運転ができるので、運転状況の変動が激しい内燃機関の過給装置に適しており、過給手段の流量増幅器作用およびロータリピストン式圧縮機による装置の小型化ができるので、自動車等の移動運搬手段の内燃機関に適する。
回生手段を切換えて、空気圧縮／回生手段の全てを空気圧縮手段とする過給運転により、一時的に出力を優先した高出力運転ができ、更に、内燃機関をロータリピストンエンジンとする場合は内燃機関の小型化と、前記空気圧縮／回生手段と内燃機関の冷却、潤滑手段を共用化することにより、信頼性の高いコンパクトな過給式内燃機関にできるので、高い出力密度が要求される航空機の内燃機関に適する。

１ 内燃機関
２ 過給装置
５ 過給手段
６ 空気流量増幅器
７ 過給／回生制御手段
８ 空気圧縮／回生手段
１１ 往復動機関
１２ ロータリピストンエンジン
２０ （吸気）
２１ エアクリーナ
２２ 吸気流入通路
２３ 吸気流出通路
２８ 吸気副通路
３０ （排気）
３１ 排気通路
３２ 排気浄化装置
３３ 消音器
３４ 排気センサ
３８ 回生排気通路
４０ （駆動流）
４１ 駆動流通路
４２ 制御弁
４３ 駆動流センサ
４４ 過給センサ
４５ インタークーラ
４６ アキュムレータ
４８ 絞り
５７ 逆止弁
６１ エジェクタ
６２ フロートランスベクタ
６３ トランスベクタ
７１ 制御弁（回生制御用）
７３ 制御弁（運転切替用）
７５ 冷却器
７６ アキュムレータ
７７ 逆止弁
７８ リリーフ弁
８０ 圧縮機／空気圧モータ（ロータリピストン式）
８１ 圧縮機
８２ 空気圧モータ
８３ 圧縮機兼空気圧モータ
８７ 逆止弁
８８ クラッチ
８９ 入出力流体通路
１０１ 点火プラグ
１１４ クランク軸
１１５ カム軸
１１７ カム角センサ
１１８ 排気カム
１２０ ロータリセス
１２１ ロータハウジング
１２２ サイドハウジング
１２３ ロータ
１２４ エキセントリックシャフト
１２５ 吸気口
１２６ 排気口
１２７ 内歯車
１２８ 固定歯車
１２９ 軸受
４６１ オリフィス
６２４ ノズルガイド
６２５ ノズル本体
６２６ ノズル管
６２８ ケーシング
６２９ ブッシング
７１１ カム
７１２ 弁体
７１３ スプリング
７１４ ハウジング
７７１ リード
７７２ ストッパ
８０１ ロータハウジング
８０２ サイドハウジング
８０３ ロータ
８０４ エキセントリックシャフト
８０５ 吸入口
８０６ 吐出口
８０７ 内歯車
８０８ 固定歯車
８０９ 軸受

Claims (4)

1. 内燃機関の燃焼室に吸気を供給する吸気系統のダクト入口、エアクリーナ、または吸気通路途中に、吸気を加圧して燃焼室に送り込む過給手段を備えた内燃機関の過給装置であって、
   前記過給手段は、
   空気流量増幅器と、
   前記内燃機関の排気および／または回転力により駆動される空気圧縮／回生手段の圧縮機で発生する駆動流を前記空気流量増幅器に供給する駆動流通路と、を備え、
   前記過給装置は、
   前記過給手段と、
   前記吸気通路の前記過給手段と燃焼室との間に設けた過給センサと、
   過給／回生制御手段と、
   空気圧縮／回生手段と、を備え、
   前記過給／回生制御手段は、
   前記過給手段に供給する駆動流の圧力および／または流量を制御する過給制御手段と、
   前記空気圧縮／回生手段の吸入口と前記内燃機関の燃焼室または排気通路に連通する回生排気通路と、を備え、
   前記空気圧縮／回生手段は、
   ロータリピストンエンジンと同じ構造のケーシング、ロータ、エキセントリックシャフト、および固定歯車から成り、
   更に、前記ケーシングに位相が異なる複数の吸入口と吐出口を備え、
   互いに略等間隔位相で運転する空気圧縮手段および／または回生手段とし、
   前記内燃機関の運転状況により過給および／または回生運転を行うことを特徴とする内燃機関の過給装置。
2. 前記過給装置において、
   前記内燃機関の回転軸に電気的あるいは機械的に連動し、
   前記内燃機関の燃焼行程末期および／または排気行程初期の排気ガスを前記回生排気通路にて回生し、
   残余の排気ガスを排気する回生制御手段を排気通路および／または回生排気通路に設けたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給装置。
3. 前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、
   前記ロータリピストンエンジンは、
   ケーシングに開口タイミングの異なる複数の排気口を備え、
   先に開口する前記排気口を前記回生排気通路に連通し、
   後で開口する前記排気口を前記排気通路に連通したことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の過給装置。
4. 前記内燃機関がロータリピストンエンジンであって、
   ケーシングに複数の吸気口を設け、
   前記吸気口の開口タイミングおよび／または流入方向により吸気が旋回し、
   前記吸気の旋回方向が同一方向であることを特徴とする請求項１または請求項３に記載の内燃機関の過給装置。

Images