JP3859595B2 - シングルクランクシャフトを備え、対向するピストンを持つ対向するシリンダを有する内燃機関 - Google Patents

Description

１．導入
本発明は一般に、２ストローク内燃機関に関し、より詳しくは、それぞれ１対の対向ピストンを持つ２つの対向シリンダを有する２ストローク内燃機関に関する。

自動車および軽飛行機業界用内燃機関の設計と製造は、開発の進んだ技術分野である。商業的に生き残るために、新しいエンジンは、性能を犠牲にすることなく、エネルギと原材料の節約（特に、燃料消費率改善）、環境保護と汚染防止、乗員の安全と快適さ、低コスト化、軽量化を実現する、競争力のある設計と生産方法等の領域が大きく改善された構成である必要がある。これらの領域の中で、他を犠牲にしていずれかひとつが改善されても、商業的には受け入れられない。

新しいエンジンは、機械的にシンプルで機械的損失が本来的に少なく、また、燃焼効率を上げ、未燃焼ガス排出量を削減するのに十分適した構成でなければならない。特に、新しいエンジンは、内燃機関における主な摩擦の原因の多くを排除して機械的損失を低減することに具体的に対応し、最適な燃焼効率に適した容積と設計の燃焼室を持ち、高度な過給および燃料直接噴射技術を利用するのに適した構成とすべきである。

新しいエンジンは、より軽量であり、好ましくは、装着が一層適切で乗員の安全性が向上する、高さプロファイル（ハイトプロファイル: height profile）の低減された構成とすべきである。自動車において、高さプロファイルの低減により、エンジンをシートまたはフロアエリアの下に設置することができる。軽飛行機において、プロファイルが低いことで、エンジンを翼内に直接搭載できるため、エンジンカウリングが不要となる。

新しいエンジンは、ノイズと振動を最小限にするよう、力学的にバランスのとれた構成とすべきである。理想的には、２気筒タイプ等、現実的に最小限のエンジンを十分にバランスのとれたものとすべきであり、これにより、大型のエンジンは小型のエンジンを連結することで構成できる。低負荷の場合には、エンジンのバランスを崩すことなく、エンジンの全部分（および付帯的な機械的損失）を分離することができる。

２．従来技術の説明
スターリングエンジンや燃料電池等の連続外燃技術が事実上、自動車および軽飛行機用の低排気ガス、高効率エンジンを提供することは確実であるものの、これらの技術は、重量、スペース、駆動性、エンジン密度、コストの面での本質的な弱点があることから、近い将来、内燃機関の有望な代用物になることはないであろう。内燃ピストンエンジンは、今後も当分の間、これらの用途の主要な動力装置であり続けると思われる。

現在、自動車市場では４ストローク内燃機関が主流であり、直列４気筒が一般的である。適当な出力行程の出現の割合を実現するために少なくとも４気筒が必要であることが、このエンジンの大きさと形状を決定しており、したがって、エンジンを車体にどのように設置するかに関するデザイナーの選択範囲もまた大きく制限する。これらのエンジンの小さなシリンダは一般に、効率的な燃焼または未燃焼ガス排出量の削減には適していない。直列４気筒という構成にはまた、乗員の快適さの面での欠点がある。なぜなら、非常にアンバランスなフリーマスフォース（フリーマスフォース: free-mass force）が発生し、その結果、ノイズと振動のレベルが高くなるからである。

エンジンデザイナーはずっと、２ストロークエンジンは４ストロークエンジンに対し、各シリンダがクランクシャフトの１回転中に１回の出力行程が出現することから、出力行程の出現率が同じ４ストロークエンジンに比べ、エンジンのシリンダの数が半分ですむという点で非常に有利であると考えてきた。シリンダ数が少なければ、エンジンの機械的複雑さと嵩が減少する。２ストロークエンジンはまた、吸気および排気ポートの開閉メカニズムをはるかに簡素化できるため、本来的に４ストロークエンジンより機械的複雑さの程度が低い。

しかしながら、２ストロークエンジンは、いくつかの欠点が認められており、その使用が限定されている。２ストロークエンジンには、４ストロークエンジンに比べ、平均有効圧の点で不利点がある（すなわち体積効率が悪い）。これは、前の出力行程の燃焼生成物の排除（掃気）と燃焼空気の補充に各行程の多くの部分が使用され、出力行程から失われるからである。掃気はまた、特にエンジンがさまざまな速度、負荷状態で動作しなければならない場合、本質的に、問題がある。２ストローク圧縮点火（ディーゼル）エンジンにはそのほかにも、始動特性が悪く、粒子排出量が多い等の欠点があることは周知である。

現代の過給および燃料直接噴射方法は、これまで２ストロークエンジンに付随していた制限の多くを克服し、２気筒２ストロークエンジンは４気筒４ストロークエンジンの代用として有効である。２気筒２ストロークエンジンは、４気筒４ストロークエンジンと同じ着火周波数を有する。２ストロークエンジンの平均有効圧が４ストロークエンジンの３分の２となり、２ストロークの各シリンダの有効排除容積が４ストロークの２分の３に増加されれば、これら２つのエンジンの出力は同じになるはずである。２ストロークエンジンの少ないが大きい燃焼室は、燃焼効率の改善と未燃焼ガス排出量の削減には有利な構成である。２ストロークエンジンはまた、４ストロークエンジンのバルブが不要であるため、燃焼室のデザインがより柔軟となる。

現在のエンジンについては、摩擦損失の原因となる要素が多いことも知られており、これらの摩擦損失を減らすことにより、エンジンの効率を増大できる。現在の自動車用エンジンの全摩擦損失の約半分を占める最大の摩擦損失源は、ピストンに作用する揺動するコネクティングロッドによる横方向の力によるもので、この横方向の力がピストンをシリンダウォールに押し付け摩擦を発生させている。これらの損失の大きさは、クランクシャフトの回転半径ｒをコネクティングロッドの長さｌで割ったものの関数であり、この比率はしばしば、Σ（ラムダ）と呼ばれる。有効なコネクティングロッドの長さを増やすか、あ
るいはクランクシャフトの移動距離を減らすことによってΣを減少させると、摩擦損失の
最大の低減を実現できる。

ピストン（より正確にはピストンリング）のシリンダウォールとの接触による損失は、シリンダウォールに関するピストンの平均速度の関数でもある。同じ出力を保ちながらピストンの速度を落とすことができれば、摩擦損失は減少するであろう。

現在のエンジンにおける別の重要な摩擦損失源は、クランクシャフトメインベアリングに作用する大きな力である。代表的な直列４気筒エンジンには５つのクランクシャフトメインベアリングがあり、これらは、文字通り何トンもの燃焼力により押し下げられるクランクシャフトを支持するために必要である。この力はエンジンの支持構造に伝えなければならない。クランクシャフトとエンジンの支持構造はどちらも、こうした負荷に耐えられるよう、十分な強度（および相応の重量）を持たせて設計する必要がある。

本発明の目的は、現在の４気筒４ストロークエンジンと同等の性能特性を持ちながら、高さプロファイルが低く、軽量で、装着の適性と高度な過給および燃料直接噴射方法への適用性が改善され、実質的に全体的な力学的バランスがとれ、機械的なシンプルさによって製造コストが削減される２気筒２ストローク内燃機関を提供することである。

したがって、単一のクランクシャフトと、クランクシャフトに隣接した内側終端を有する２つの対向シリンダを利用したエンジンメカニズムが開示される。各シリンダは、間にはさんで燃焼室が形成されるよう往復運動可能に設置された、対向する内側および外側ピストンを有する。プッシュロッドは、内側ピストンをクランクシャフトに駆動的に連結し、プルロッドは、駆動的に外側ピストンをクランクシャフトに駆動的に連結するよう設けられる。

さらに、本発明によれば、クランクシャフトは、好ましくは、それぞれのプルロッドとプッシュロッドからの駆動力を受けるため、少なくとも４つの別個のクランクピンを有する。各シリンダは、各終端付近に形成された吸気ポートと排気ポートおよび、燃焼室と連絡する吸気ポートと排気ポートの間の燃料噴射手段を備える。

本発明の重要な特徴は、可動部の幾何学形状と質量が、動作中のエンジンの力学的なアンバランスを最小限にするよう選択されていることである。より詳しくは、各外側ピストンの有効質量は、その質量と関連するクランク半径の積が、各内側ピストンの有効質量と関連するクランク半径の積とほぼ等しくなるように選択することが好ましい。この構成は、力学的アンバランスを実質的に排除する。

本発明のさらに好ましい特徴によれば、各シリンダのプルロッドとプッシュロッドジャーナルは非対称的に配置され、関連するシリンダの排気ポートが、その吸気ポートが開く前に開き、吸気ポートが閉じる前に閉じる。この非対称的なタイミングにより、過給機を利用してエンジン効率を改善することができる。

力学的バランスを実質的に保ちながら、本発明の非対称的な吸気および排気ポートのタイミングを実現するために、シリンダの一方について、クランクシャフトに隣接する内側端に吸気ポートを設け、もう一方のシリンダについては、クランクシャフトから遠い外側端に吸気ポートを設ける。

本発明のさらに別の好ましい特徴は、内側ピストンの各々が、燃焼室から離れた端に、クランクシャフトの縦軸線に垂直な平面内に凸状の滑らかな端面を有することである。次に、関連するプッシュロッドアセンブリは、クランクシャフトのひとつのクランクピンに連結されたコネクティングロッドを備え、凹状で内側ピストンの端曲面にスライド的に係合する外側表面を有する。このプッシュロッドの形状は効果的にプッシュロッドを長くし、その結果、摩擦損失が減少して力学的バランスが改善する。

本発明の外側ピストンからの駆動力を受けるために、各シリンダにつき２本のプルロッドを設けることが好ましい。２本のプルロッドアセンブリはシリンダの反対側にあり、その内側端はクランクシャフトの関連するクランクピンを囲み、クランクシャフトから遠い端はそれぞれ関連する外側ピストンの遠位端に揺動可能に結合される。

本発明によるエンジンからの最大動力効率は、各シリンダの吸気ポートに圧縮空気を供給することによって最もよく実現できる。したがって、本発明による非対称タイミングのエンジンとして現在好ましい形態は、２つの過給機を有するものであり、それぞれが関連するシリンダの排気ポートに連結され、そのシリンダからブローダウンガスを受け、その関連するシリンダの吸気ポートに圧縮空気を供給する。

１．発明概要の説明
図１に示すように、本発明のエンジン構成は、左シリンダ１００、右シリンダ２００、シリンダの間に設置された単独中央クランクシャフト３００を備える（明確を期すために、エンジンの支持構造は図１において省略する）。

左シリンダ１００は、それぞれ燃焼面１１１、１２１を有する外側ピストン１１０と内側ピストン１２０を持ち、これらのピストンの間に、燃焼室１５０が形成される。右シリンダ２００も同様に、燃焼面２１１、２２１を有する外側ピストン２１０と内側ピストン２２０を持ち、これらのピストンにの間に、燃焼室２５０が形成される。４つのピストン１１０、１２０、２１０、２２０は、クランクシャフト３００の別々の偏心ピン（クランクピン）に接続される。

左シリンダの外側ピストン１１０は、プルロッド４１１によってクランクシャフトの偏心ピン３１１に接続される。右シリンダの外側ピストン２１０も同様に、プルロッド４２１によってクランクシャフトの偏心ピン３２１に接続される。図１では単独のプルロッドが示されているが、好ましい実施形態のエンジンにおいては、複数のペアのプルロッドが使用され、図において各シリンダの紙面手前側に１本、紙面奥側に１本を備え、手前側と奥側のプルロッドは、同じ角度位置およびオフセットの幾何学形状を有する別々のクランクシャフト軸受部に接続される。プルロッド４１１、４２１は一般に、通常のエンジン動作中は常に引張り状態にあり、エンジン始動時の小さな圧縮力だけ支えればよいため、後述のように、これらは比較的薄く、したがって軽量である。プルロッド４１１、４２１は、シリンダウォールのスロット（図示せず）を通過するピン手段１１４、２１４によって外側ピストンと連絡している。外側ピストン１１０、２１０は長く、ピンはピストンの後部に向かった位置に設けられ、シリンダのガスがスロットから損失するのを防止している。クランク半径に対するプルロッドの長さが長いことで、エンジンにおける摩擦損失が削減される。

左シリンダの内側ピストン１２０は、プッシュロッド４１２によってクランクシャフトの偏心ピン３１２に接続され、右シリンダの内側ピストン２２０も同様に、プッシュロッド４２２によってクランクシャフトの偏心ピン３２２に接続される。通常のエンジン動作中、プッシュロッド４１２、４２２は常に圧縮状態にあり（後述）、ピンによって内側ピストンに連結されるよりも、むしろプッシュロッドは凹状の終端４１３、４２３を有し、これが内側ピストンの後部の凸状の円筒表面１２５、２２５の上に設置される構造を採る。このような配置によりプッシュロッドが長くなり、摩擦損失が減り、エンジンの力学的バランスをとるのに役立つ。これについては後述する。

図において、４つのピストン１１０、１２０、２１０、２２０は、燃焼面の背後に位置する複数のピストンリング、それぞれ１１２、１２２、２１２、２２２を有する。エンジンの実際の実施形態において、ポートからクランクケースに、あるいは外側ピストンがプルロッドと連絡する手段となるシリンダウォールのスロット（図示せず）から空気が漏れるのを防止するために、ピストン本体に沿って、さらに多くのピストンリングを使用することができる。

シリンダ１００、２００の各々は、吸気、排気および燃料噴射ポートを有する。左シリンダ１００において、外側ピストン１１０は吸気ポート１６１を開閉し、内側ピストン１２０は排気ポート１６３を開閉する。燃料噴射ポート１６２は、シリンダ中心付近に設置される。右シリンダ２００において、内側ピストン２２０は吸気ポート２６１を開閉し、外側ピストンは排気ポート２６３を開閉する。また左シリンダと同様、燃料噴射ポート２６２はシリンダ中心付近に設置される。２つのシリンダ上の排気および吸気ポートの非対称配置は、エンジンの力学的バランスをとるのに役立っている。これについては後述する。

４つのクランクシャフトの偏心ピン３１１、３１２、３２１、３２２はそれぞれ、クランクシャフトの回転軸線３１０に関し、固有の位置に設置される。内側ピストンの偏心ピン（３１２、３２２）は、外側ピストンの偏心ピン（３１１、３２１）よりクランクシャフトの回転軸線から遠く、その結果、外側ピストンより内側ピストンについて移動距離が長くなる。２つのシリンダの排気ポートを開閉するピストンである左の内側ピストンの偏心ピン（３１２）と右の外側ピストンの偏心ピン（３２１）は角度的に先行し、左の外側ピストンの偏心ピン（３１１）と右の内側ビストンの偏心ピン（３２２）は角度的に遅れる（クランクシャフトの回転は、矢印のように反時計回りであることに注意）。

偏心ピンの固有の位置は、後述のように、エンジンのバランスと、過給と排気噴出しからのエネルギ回復に関するエンジンの動作の両方に貢献している。エンジンのバランスがとれることで、クランクシャフトへの非回転力の多くが取り消され、クランクシャフトの設計を簡素化できる。これについては後述する。対向するピストンを使用することで、シリンダ１個あたりの燃焼容量が大きくなり、これと同時に、クランクシャフトの半径が短縮されるため、エンジンの高さを削減できる。プッシュロッドの形状により、エンジンが低く、コンパクトになる一方で、ピストンにかかる横方向の力による摩擦損失が減少する。

同等の性能を有する、現在の最新技術による直列４気筒エンジンと比較し、本発明によるエンジンは、設置しやすさの実質的な改善、摩擦損失の減少、振動の排除を実現する。対向するピストンを持つ対向するシリンダを備えるエンジンの高さは、主としてクランクシャフトの掃引運動の最大範囲によって決まる。対向するピストンを設けた設計により、クランク半径は同じシリンダ配置の約半分に短縮される。したがって、直列４気筒エンジンの高さが４５０ｍｍであるのに比べ、高さは約２００ｍｍ減らすことができる。単独中央クランクシャフトとプッシュロッドの構成では、幅約７９０ｍｍと比較的小型のエンジンが実現し、これは、自動車について利用可能な装着幅の範囲内である。本発明のエンジンの全体的体積は、直列４気筒エンジンと比較して約４０％、重量では３０％削減される。

ピストンに作用する横方向の力による摩擦は、この設計によって大幅に減少する。最新技術による直列４気筒エンジンの連桿比の逆数（Σ）は約３分の１である。プルロッドを
長く、クランク半径を短くすることで、本発明の外側ピストンのΣは約１２分の１となる
。プッシュロッドがピストン後部の凸面でスライドすることで、コネクティングロッドが効率的に長くした状態において、内側ピストンのΣは約７分の１である。

本発明による２気筒エンジンのピストン総数は従来の直列４気筒エンジンと同じであるものの、出力を同じにした場合、各ピストンが移動する距離が短いため、平均ピストン速度が大幅に低下する。内側ピストンについて、平均ピストン速度は、代表的な４気筒エンジンと比較して約１８％低下し、外側ピストンについては、平均ピストン速度は約３９％低下する（移動距離の長さが非対称であることについては後述する）。

対向するピストン構成により、メインベアリングに対する非回転燃焼力が実質的に排除される。これは、外側ピストンの引きが内側ピストンの押しを相殺し、主に回転力がクランクシャフトにかかる。したがって、メインベアリングの数を２まで減らすことができ、クランクシャフトと支持エンジン構造を軽量化できる。

本発明のエンジンは基本的に、後述のように、全体として力学的バランスがとれているが、吸気および排気ポートのタイミングを非対称とすることと引き換えに、若干残る力学的アンバランスは容認される。このようなアンバランスが残ることにより、エンジンについて計算される最大フリーマスフォースは、４５００ｒｐｍで約７００Ｎであり、これに対し、直列４気筒エンジンの場合は約１０，０００Ｎであるため、９３％削減される。

本発明のエンジン構成は、過給に非常に適している。図１に示されるように、好ましい実施形態において、エンジンの各シリンダは別個の過給機（５１０、５２０）を有する。シリンダが２個のみであれば、１個の過給機を各シリンダ専用とすることができ、経済的であり、パルスターボチャージング等の技術がより実用的となる。過給機は、好ましくは、電気モータ補助ターボチャージャであり、これによって掃気が改善され、ターボラグを避けながら低速回転でのエンジン性能が向上し、エンジン排気からのエネルギ回収が実現する。これについては後述する。

２．エンジンの動作
図２は、クランクシャフトが完全に１回転する間の、本発明によるエンジンの動作を示している。図２（ａ）から２（ｈ）は、約４５°ずつ進めたピストン、吸気、排気ポートの位置、ピストンの相対速度を示す。図２のクランクシャフトは反時計回りであることに注意する。クランクシャフトの角度φは小さな三角形と破線の矢印で示される。コネクティングロッド（プッシュロッドとプルロッド）はクランクシャフトの各種の位置で交差するため、４つのクランクピンに番号をつけて明確にし、クランクピン１、２、３、４はそれぞれ、左外側、左内側、右内側、右外側のピストンに接続する。例として、内側のプッシュロッドのスライダの端部と、内側ピストンの後部の凸状表面が示されており、内側のプッシュロッドの「有効」長さは破線で示される。

図２（ａ）は、０°のクランクシャフトの位置（この位置を左のシリンダの「上死点」、ＴＤＣと任意に定義する）におけるエンジンを示す。この点において、左の外側ピストン（Ｐ_LO）と左の内側ピストン（Ｐ_LI）は、最大接近地点に非常に近い。直接噴射型エンジンの場合、クランクシャフトのほぼこの回転角において、供給燃料が左のシリンダに噴射され、燃焼が始まる（実際のエンジンの燃焼室両側のピストン表面はもっと複雑であり、図２の平坦なピストン表面は相対的なピストンの位置を示すためにすぎない）。この地点で、左のシリンダの吸気および排気ポート（ＩＮとＥＸ）は、それぞれＰ_LOとＰ_LIによって完全に閉じられる。排気ポートを作動させるピストンのタイミングは、約１２．５°だけ早く、吸気ポートを作動させるピストンのタイミングはほぼ同じ量だけ遅れるため、両方のピストンＰ_LOとＰ_LIは、矢印によって示されるように、右側にわずかに移動する（左の内側ピストンＰ_LIは方向を反転したばかり）。２つのピストンのクランク半径が異なるため、ピストンの速度も若干異なる。

図２（ａ）の右側のシリンダにおいて、右の内側ピストン（Ｐ_RI）と右の外側ピストン（Ｐ_RO）は、その最大分離地点に近い。右側のシリンダの吸気および排気ポート（ＩＮとＥＸ）はどちらも開いており、前の燃焼サイクルからの排気ガスが掃気される（「単流」掃気）。左のシリンダにおけるピストンと同様に、Ｐ_RIとＰ_ROの両方とも、この場合は左に向かってわずかに速度を持ち、外側ピストンＰ_ROは方向を変えたばかりである。

図２（ｂ）において、左のシリンダのピストンＰ_LOとＰ_LIは出力行程中であり、離れつつあり、外側のピストンはその移動方向を変えたばかりである。矢印の大きさで示されるように、内側のピストンは外側のピストンよりずっと高い速度で移動する。右側のシリンダにおいて、外側のピストンＰ_ROは排気ポートＥＸを閉じ、過給のために吸気ポートＩＮは部分的にまだ開いている。

図２（ｃ）において、左のシリンダは出力行程が継続され、２つのピストンＰ_LOとＰ_LIはより等しい速度で反対方向に移動する。右側のシリンダにおいて、ピストンＰ_RIは吸気ポートＩＮを閉じ、２つのピストンは互いに相手に向かって移動し、その間にある空気を圧縮する。

図２（ｄ）において、左の内側ピストンＰ_LIは左側のシリンダの排気ポートＥＸを開ける。吸気ポートは閉じたままである。この「ブローダウン」状態において、燃焼室内の膨張した空気の運動エネルギの一部が外側でターボチャージング（「パルス」ターボチャージング）または電気エネルギの発生のために回収される。右側のシリンダにおいて、２つのシリンダは圧縮ストロークを続ける。

図２（ｅ）において、左の外側ピストンＰ_LOは吸気ポートＩＮを開け、シリンダが掃気されている。内側のピストンＰ_LIはその移動方向を変えた。右側のシリンダはＴＤＣに相当の位置に到達し、２つのピストンＰ_RIとＰ_ROは右側に向かって若干の速度を持ち、外側のピストンはその移動方向を変えたばかりである。

図２（ｆ）において、左の内側ピストンＰ_LIは排気ポートＥＸを閉じる。吸気ポートＩＮは開いたままで、シリンダの過給が行われる。外側のピストンＰ_LOはその最大移動地点を過ぎ、方向を逆転させた。右側のシリンダは出力行程にあり、２つのピストンは相互に離れつつある。

図２（ｇ）において、左の外側ピストンＰ_LOは吸気ポートＩＮを閉じ、２つのピストンＰ_LOとＰ_LIは互いに相手に向かって移動し、その間にある空気を圧縮する。右側のシリンダはその出力行程を継続する。

図２（ｈ）において、左側のシリンダはその圧縮行程を続け、図２（ａ）の「ＴＤＣ」位置に近づく。右側のシリンダにおいて、外側のピストンＰ_ROは排気ポートＥＸを開けた。吸気ポートは閉じたままである（「ブローダウン」）。

具体的な角度とタイミングはクランクシャフトの幾何学形状とポートの大きさ、位置によって決まる。上記の説明は、本発明の概念を説明するためのものにすぎない。

３．フリーマスフォースのバランス
エンジンの設計におけるひとつの重要な目標は、フリーマスフォースのバランスをとり、振動を排除して、クランクシャフト、ブロック、その他の構造における周期的に変化する振動負荷を軽減することである。クランクピンにコネクティングロッドを通じて接続されるひとつのピストンは、一次（クランクシャフトの回転と同じ周波数を持つ）および高次（クランクシャフトの回転周波数の何倍かの周波数を持つ）のフリーマスフォースを発生する。対向するピストンを持つ対向するシリンダを有する、本発明の単独中央クランクシャフトの構成の場合、基本的に、一次、高次両方のフリーマスフォースのバランスが全体としてとれている。理論上、このエンジンの各シリンダについて、独立してバランスをとることが可能であるが、本発明は別の手法をとり、各シリンダにある程度のアンバランスを残し、これを反対のシリンダの対応するアンバランスで相殺する。この方法により、通常であればエンジンの設計に影響を与える深刻な設計上の制約を回避することができる。

本発明における力学的バランスをとる方法は、まず、１個だけのシリンダのバランスをとることに付随する本来的な問題を調べると理解しやすい。図３において、エンジンのひとつのシリンダが図３（ａ）に示され、本発明によるエンジンのバランス方法が図３（ｂ）、３（ｃ）、３（ｄ）に説明されている。

２つのピストンが１８０°位相反転していると仮定した場合（つまり、図３（ａ）に示すように、Ｉ₁とＩ₂がちょうど逆位相）、図３（ａ）に示すシングルシリンダの構成のフリーマスフォースは、次の２つの条件が満たされた時に、一次および二次フォースについてバランスがとれる。

および

ただし、
ｒ₁は、内側ピストンに関するクランク半径、
ｒ₂は、外側ピストンに関するクランク半径、
ｌ₁は、内側ピストンのコネクティングロッドの長さ、
ｌ₂は、外側ピストンのコネクティングロッドの長さ、
ｍ₁は、内側ピストンの有効質量、
ｍ₂は、外側ピストンの有効質量
である。

しかしながら、条件（１）と条件（２）の両方を満たすことは困難である。なぜなら、実際の設計において、ｌ₂（外側ピストンのコネクティングロッドの長さ）はｌ₁（内側ピストンのコネクティングロッドの長さ）よりずっと大きいからである。エンジンが小型であればあるほど、この差は大きくなる。これは、実質的にややｌ₁が長くなる、本発明の好ましい実施形態におけるスライダプッシュロッドについても同じである。

２つのコネクティングロッドの長さの違いは、２つのピストンの相対的移動距離とピストンの相対的有効質量の両方に設計上の制約を与える（シリンダ内の動力のバランスをとる場合）。条件（１）を満たすために、外側ピストンに係るクランク半径ｒ₂は、内側ピストンに係るクランク半径ｒ₁より、コネクティングロッドの長さと同じ比率で大きくしなければならない。条件（２）を満たすには、内側ピストンの有効質量ｍ₁は、外側ピストンの有効質量ｍ₂より、やはり同じ割合だけ大きくしなければならない。これらの要件はどちらも、エンジンの設計を不当に制約する。たとえば、後述のように、第二のピストンセットを収容するために、外側ピストンの長さを長くし、したがってその質量も増加することが望ましい。また、外側ピストンの有効質量には、プルロッドの寄与分も含まれ、これは実際の設計において、プッシュロッドによる内側ピストンの有効質量への寄与分より大きく、従って、シリンダをさらにアンバランスにする傾向がある。

上記条件（１）と（２）による制限を避けるために、本発明は各シリンダの完全なバランスを追及せず、図３（ｂ）、３（ｃ）、３（ｄ）に示される方法を利用している。

図３（ｂ）の基本的な対向するピストンを有するエンジン構成（つまり、“Ｖ−１８０°”）のフリーマスフォースは、一次フォースを除き、バランスがとれている点がよく理解されている（２個のピストンの各々が寄与する高次のフリーマスフォースはちょうど取り消され、エンジン全体に一次フリーマスフォースだけが残る）。さらに、このエンジン構成の一次フリーマスフォースは、ピストンの有効質量×クランク半径に比例することも知られている。つまり、一次フリーマスフォースは、

と表せる。

図３（ｂ）のエンジン構成から類推して、図３（ｃ）のエンジン構成もまた、一次フォースを除き、フリーマスフォースのバランスがとれていると示すことができる。そして、一次フリーマスフォースは、

と表せる。

力学的バランスをどのようにとるかを理解するために、本発明のエンジン構成は、図３（ｄ）に示すように、図３（ｂ）と図３（ｃ）のエンジンを重ね合わせたものとして見ることができ、フリーマスフォースの総和は次のものに等しくなる。

Ｉ₁とＩ₂を、図３（ｂ）の「エンジン」が図３（ｃ）のエンジンと１８０°位相はずれになるように選択した場合、ｓｉｎ（Ｉ₁＋αｔ）＝−ｓｉｎ（Ｉ₂＋αｔ）と「複合」エンジンの一次フリーマスフォースの総和はｍ₁・ｒ₁−ｍ₂・ｒ₂であり、

の場合、複合エンジンの一次フリーマスフォースの総和はゼロとなる。

このように、図３（ｄ）のエンジン構成は、その構成要素となる図３（ｂ）と３（ｃ）に示す「エンジン」がそれぞれ一次フリーマスフォース以外ではバランスがとれているため、全体にバランスがとれており、２つの構成要素である「エンジン」の一次フリーマスフォースは以下に設定することにより、打ち消される。

構成要素である各「エンジン」において、ひとつのピストンが排気ポートを開閉し、もう一方のピストンが吸気ポートを開閉するため、好ましくは燃焼面の設計と断面が異なるかもしれないが、各エンジンの２つのピストンの質量は適合することに注意する。

このようにエンジンのバランスをとることは、コネクティングロッドの長さが力学的バランスをとる上での決定要因ではない場合に、特に有利である。現実において、分析によって内側と外側のピストンの有効質量を判断し（プルロッドとプッシュロッドの寄与分を含む）、バランスを達成するために必要なクランクシャフトの半径ｒ₁とｒ₂を計算することは、比較的容易である。好ましい実施形態において、外側ピストンの有効質量を大きくするには、外側ピストンのストロークを内側ピストンのそれよりずっと小さくすることが必要であり、これは、各シリンダについて独立してバランスをとるために必要なものとは逆である。

上記の説明は、対称的なタイミングの吸気および排気ポートと２つのシリンダとクランクシャフトを有するエンジンを前提としている。本発明による基本的な、対向するピストンの対向するシリンダを有する構成は、前述のように、基本的に全体のバランスがとれているが、好ましい実施形態では、若干残っているアンバランスを受け入れ、後述のように、吸気および排気ポートの非同期タイミングを可能にしている。この、残っているアンバランスがあっても、コンピュータの分析結果は、好ましい実施形態のフリーマスフォースが、同等の性能を有する標準的な直列４気筒４ストロークエンジンのフリーマスより小さなオーダーになると予想される。

４．吸気ポートと排気ポートの非対称タイミング
２サイクルエンジンの吸気および排気ポートのタイミングが非対称であることには、重要な利点が多数ある。排気ポートが吸気ポートより前に開くと、排気ガスのエネルギはターボチャージャによってより有効に再生利用され、排気ポートが吸気ポートの前に閉じると、シリンダはより有効に過給される。

本発明のエンジン構成において、前述のように、吸気ポートは各シリンダの１個のピストンによって制御され、排気ポートはもう一方のピストンによって制御される。この構成では、有効な掃気（「単流」掃気）が行われるだけでなく、吸気ポートとの排気ポートのタイミングを独立して、非対称とすることもできる。

各シリンダの２つのピストンの非対称タイミングは、対応するクランクピンの相対的角位置を変えることによって実現する（図１参照）。２つのピストンに対応するクランクピンを１８０°離して設置すると、２つのピストンが両方とも、それぞれの軌跡において最低および最高に位置に同時に到達し（対称的タイミング）、本発明の好ましい実施形態において、排気ポートのピンジャーナルは約１２．５°だけ角度的に先行し、吸気ポートのピンジャーナルは約１２．５°だけ角度的に遅れる（したがって、「上死点」は、対称的なタイミングのエンジンにおける場合と同じクランクシャフトの角度で発生するが、２個のピストンは、シリンダに関してわずかな共通の動きをする）。この結果、排気ポートは「ブローダウン」のために吸気ポートの前に開き、過給のために吸気ポートの前に閉じる。

以上のように、本発明によるエンジン構成では、（上述のように）吸気および排気ポートのタイミングを非対称とする代わりに、フリーマスフォースのアンバランスがある程度発生する（２つのシリンダのわずかな縦方向の相殺もまた、このアンバランスの一因であり、これについては後述する）。好ましい実施形態において、このアンバランスは、図４に示すように、１個のシリンダの吸気および排気ポートの相対的位置を逆転させることによって最低限に保たれる。

図４（ａ）は、ピストンのタイミングが対称の、対向するピストンを持つ、対向するシリンダの構成を示す。両方のシリンダの排気ポートは内側配置（つまり、クランクシャフトに最も近い）、吸気ポートは外側配置である。このエンジンのフリーマスフォースは基本的に、上述のように、全体にバランスがとれている。

図４（ｂ）は、同じエンジン構成で、排気および吸気ポートのタイミングが非対称のものを示す。図３（ｂ）と３（ｃ）について説明した２つの「エンジン」は、図４（ｂ）では位相外れではないため、このエンジンにも、消されずに残る一次フリーマスフォースがある程度ある。しかし、取り消されないフリーマスフォースが従来の直列４気筒エンジの場合よりはるかに小さいため、これは今後生き残ることのできるエンジン構成である。

好ましい実施形態では、図４（ｃ）、４（ｄ）に示されるように、２つのシリンダの一方について、吸気および排気ポートを逆転させることにより、図４（ｂ）に示すものより最適なバランスを実現している。図４（ｃ）は、１つのシリンダについて、排気および吸気ポートを逆転させた対称タイミングエンジンを示す。ピストンの質量を同じとすると、このエンジンは図４（ａ）のエンジンと同じフリーマスバランスを有する。図４（ｄ）は、好ましい実施形態のエンジンを示す。１つのシリンダの排気および吸気ポートの位置を逆転するには、正しいポートのタイミングを保つために、クランクシャフトのスロー分を「分割」する必要がある。このエンジンのフリーマスフォースはアンバランスであるが、これらは、直列４気筒エンジンに見られる二次フリーマスフォースの１０分の１より小さいため、無視できる。バランスの改善は、各内側ピストンが反対のシリンダの外側ピストンと、実質的に１８０°の位相外れになっていることによる。内側ピストンのラムダ（クランク半径をコネクティングロッドの長さで割ったもの）が外側ピストンのラムダと等しい場合、やはり、この非対称構成は完璧にバランスがとれる（後述のように、摩擦損失をさらに減少させるために導入されるわずかなアンバランスを無視する）。したがって、好ましい実施形態において、内側ピストンのプッシュロッドの有効長さを長くすることが、力学的バランスに貢献する。

力学的バランスをとるために、（内側ピストンの後部の円柱凸面の曲率半径を大きくすることによって）内側プッシュロッドの有効長さを長くすることが好ましいが、これをどこまで実現できるかは、２つの要素によって制限される。第一に、半径が大きすぎると、スライダにかかる横方向の力が、スライダを凸面表面に沿って正しく移動させるには不十分となる。第二に、プッシュロッドを長くしすぎると、プッシュロッドとシリンダウォールの間に機械的な干渉が生じる。エンジンをできるだけ小型化することも望ましいため、この第二の要素が好ましい実施形態における制限要素となる。

５．好ましい実施形態における非対称タイミングのさらに詳しい説明
好ましい実施形態の動作が、さらに図５においても説明されており、図５はクランクシャフトが完全に１回転する間のクランクシャフトの角度に関するシリンダ内のピストン表面の位置を示す。シリンダウォールの吸気および排気ポートの位置もまた示されている。図５において、各シリンダ内の２つのピストンの非対称的タイミングが明らかに観察され、２つのピストンは異なるクランクシャフト角度において行程中最高の位置に到達し、「ＴＤＣ」においてシリンダに関して一緒に移動する。また、クランク半径の違いから、内側のピストンは外側のピストンより長く移動することもわかる。吸気ポートは、左の外側および右の内側のピストンによって作動され、排気ポートは左の内側と右の外側のピストンによって作動されるため、２つのシリンダに関する吸気および排気ポートの寸法が若干異なる。

６．より大型のエンジンと比較した場合の、対向ピストンを持つ対向シリンダによる構成の適応性
多くのエンジン構成において、バランスは、４個、６個、８個またはそれ以上のシリンダを、個々のピストンが寄与するフリーマスフォースが打ち消されるように配置することでとられる。しばしば反転おもりを使用し、それによってエンジンがさらに複雑となる。本発明の利点は、２個のシリンダのみを用いたコンパクトなエンジンにおいて、実質的に全体的バランスがとられる点である。より大型エンジンは、複数の小型エンジンを並べて設置し、そのクランクシャフトを連結することによって構成できる。連結には、電気クラッチ等の手段が利用でき、低負荷で不要なときにはシリンダのペアの連結を切断することもできる。部分的負荷で走行中に一部のシリンダしか使用しないエンジンは現在もあるが、シリンダはクランクシャフトに連結されたままで、ピストンはシリンダ内で運動を続けるため、エンジンへの摩擦負荷は継続する。

１．物理的説明
現時点で好ましい本発明の実施形態をさらに、図６、図７、図８の、それぞれ正面図、上面図、正面断面図に示す。これらの図面は、クランクシャフトの角度が左側シリンダのＴＤＣから２７０°のエンジンを示す。エンジンは、左シリンダ１１００、右シリンダ１２００、シリンダの間の単独中央クランクシャフト１３００を備える（エンジンの支持構造は示されていない）。

図８に示すように、左シリンダ１１００は、外側ピストン１１１０と内側ピストン１１２０を持ち、これらはそれぞれ燃焼面１１１１と１１２１を有し、２つのピストンはその間に燃焼室１１５０を形成する。右シリンダ１２００も同様に、それぞれ燃焼面１２１１と１２２１を有する外側ピストン１２１０、内側ピストン１２２０および燃焼室１２５０を持つ。４つのピストン１１１０、１１２０、１２１０、１２２０はそれぞれ、クランクシャフト１３００上の別の偏心ピンに接続される。

図７において最もよく見られるように、左シリンダの外側ピストン１１１０は、シリンダの両側にそれぞれ配置された２つのプルロッド１４１１によってクランクシャフトに接続され、右シリンダの外側ピストン１２１０もまた同様に、２つのプルロッド１４２１によってクランクシャフトに接続される。プルロッド１４１１と１４２１は、シリンダウォールのスロット１１１５と１２１５を通るピン１１１４、１２１４によって外側ピストンと連絡する（図６参照）。

左シリンダの内側ピストン１１２０は、プッシュロッド１４１２によってクランクシャフトに接続され、右シリンダの内側ピストン１２２０も同様に、プッシュロッド１４２２によってクランクシャフトに接続される。プッシュロッドは凹状端部１４１３、１４２３を有し、これが内側ピストンの後部の凸状の円柱面１１２５、１２２５の上に乗る。

４つのピストン、１１１０、１１２０、１２１０、１２２０はそれぞれ複数のピストンリング１１１２、１１２２、１２１２、１２２２を有し、これらは燃焼面の背後およびピストン本体に沿って設置され、気体がポートからクランクケースへ、あるいは外側ピストンがプルロッドと連絡するシリンダウォールのスロットから逃げるのを防止する。

シリンダ１１００、１２００はそれぞれ、吸気、排気、燃料噴射ポートを有する。各吸気および排気ポートは、シリンダを囲む列状のポートを有する。好ましい実施形態において、吸気ポートは２列のポート（左シリンダの１１６１ａ、１１６１ｂと右シリンダの１２６１ａ、１２６１ｂ）で構成され、改善された掃気を行う。これについては後述する。左シリンダ１１００において、外側ピストン１１１０が吸気ポートを開閉し、内側ピストン１１２０が排気ポート１１６３を開閉する。燃料噴射ポート１１６２は、シリンダ中央付近にある。右シリンダ１２００において、内側ピストン１２２０が吸気ポート１２６１ａ、１２６１ｂを開閉し、外側ピストンが排気ポートを開閉する。ここでもやはり、燃料噴射ポート１２６２はシリンダ中央付近にある。

好ましい実施形態は、各シリンダにひとつずつの２つの過給機（１５１０、１５２０）を利用する。過給機は電気モータまたは発電機補助ターボチャージャである。２つのシリンダについて別の過給機を使用することにより、後述のように、パルスターボチャージングが現実的となる。

図６と図８において見られるように、好ましい実施形態の左右のシリンダ（それぞれ１１００、１２００）には、相互に若干の垂直方向のオフセットすなわち位置ずれがあり、左シリンダが右シリンダより幾分高い。コンピュータの解析結果によれば、この若干の位置ずれ（好ましい実施形態において１０ｍｍのオーダー）は、エンジンの全体的な摩擦損失をある程度低減している。コンピュータの解析はさらに、このオフセットを適正に選択すれば、エンジンの残留アンバランスに、一般に極性が反対の小さな力学的アンバランスを発生させ、これによってこのオフセットが実質的に、エンジンの残留アンバランスを打ち消すのに役立っていることを示している。

２．吸気および排気ポートのタイミングとクランクシャフトのパラメータ
図９を図８に関連させて見ると、本発明の好ましい実施形態の吸気および排気ポートのタイミングが説明されている。例示のために、クランクシャフト角０°を、左シリンダの上死点（ＴＤＣ）と任意で定義する。ＴＤＣはここで、シリンダ内の２つのピストンが相互に最も接近した地点と定義することに注意する。１つのピストンのタイミングは先行し、他方のタイミングは遅れるため、２つのピストンはこの地点において、シリンダに関して（両方のシリンダについて、図の右方向に向かって）わずかな共通の速度を有する。

前述のごとく、各シリンダの内側配置のピストンは、対応するコネクティングロッドにピンで固定されているのではなく、クロスヘッドスリッパを通じて、ロッド終端の凹状の円柱面上に突き当たっており、より長いコネクティングロッドの効果を生んでいる（たとえば、ピストンへの横方向の力を軽減し、摩擦を減らす効果）。

明確を期すために、エンジンは、クランクシャフトの回転角が２７０°と、図１と同じクランクシャフト角で図８に示されている。この角度において、左シリンダのピストンは相互に接近しつつあり、すべての吸気および排気ポートが閉じ、その間にある空気を圧縮する。右シリンダは出力行程中であり、排気ポートはまだ開いていない。

左シリンダに関するタイミングを図９（ａ）に示し、右シリンダについては図９（ｂ）に示す。左シリンダについて、図８に示される位置から始まり、１サイクルが終了するまで進むと、タイミングは次のとおりとなる。

クランクシャフトが０°に近づくと、内側配置のピストンと外側配置のピストンの間のギャップが狭くなり、ピストン間の空気が圧縮され、加熱される。ＴＤＣ（クランクシャフトの角度が０°）の付近で、ピストンの外周が接触し、後述するように燃焼室の中に強力な流れを発生させる「スキッシュ」エリアを作る。ＴＤＣ以前のある地点において、燃料がポート１１６２から燃焼室に噴射され、燃焼が始まる。

パワーストロークがクランクシャフト角９０°を超え、内側配置のピストンと外側配置のピストンの間のギャップが広がる。ＥＸ ＯＰＥＮの時、内側配置のピストン１１２０が排気ポート１１６３を開け始める。（「ブローダウン」の）［Ｂ］で示される期間中、膨張する気体の運動エネルギがパルスターボチャージングに利用される。これについては後述する。

ＩＮ_A ＯＰＥＮの時、外側配置のピストン１１１０は吸気つまり掃気ポートの第一の列、１１６１ａを開け始める。このポートの第一の列は、空気がシリンダに対して接線方向に入り、シリンダ内でスワールを発生させ、排気ポートを通じてシリンダ内の排気ガスが掃気されるように配置される。これらポートと１１６１ｂのポートは、シリンダの外側配置側の終端に向かって傾斜し（好ましい実施形態においては約２３°）、吸気の流れが外側配置のピストンのトロイダルスキッシュバンドの接線方向となるようになっている。図９（ａ）において、掃気は［Ｓ］で示される。

ＩＮ_B ＯＰＥＮの時、吸気つまり掃気ポートの第二の列１１６１ｂが開く。このポートの列は、空気がシリンダの縁部周辺に対して接線方向ではなく、シリンダの中央に向かう。ポート１１６１ｂから入る空気は、外側配置のピストン１１１０の表面を通過し、燃焼室の中央を通って、ピストンの中央頂点によって方向付けられる。これによって、掃気ポートの第一の列のスワールによって作られる排気ガスの中央の渦が掃気される。

２つのピストンのタイミングが非対称であるため、サイクルのどの地点も、一般に下死点（ＢＤＣ）と呼ばれるものに厳密には対応しない。Ｂ１の地点で、内側配置のピストンはその最大移動位置に到達し、方向を反転する。Ｂ２において、両方のピストンが同じ速度で同じ方向に移動する（先に定義した「ＴＤＣ」と反対）。Ｂ３において、外側配置のピストンはその最大移動位置に到達し、方向を反転する。

ＥＸ ＣＬＯＳＥにおいて、内側配置のピストン１１２０は排気ポート１１６３をカバーする。ＥＸ ＣＬＯＳＥから外側配置のピストンがＩＮ_A ＣＬＯＳＥで吸気ポートの第一の列をカバーするまで、ターボチャージャまたは過給機を使ってシリンダに圧縮空気が充填される。これについては後述する。図９（ａ）において、充填期間は［Ｃ］で示す。吸気ポートの前に排気ポートを閉めることで、エンジンに過給するだけでなく、状況に応じて、燃焼室に入る空気の量を制限することもできる。たとえば、エンジン負荷が低い場合、燃焼室に入る空気の量を減らし、これに対応して噴射される燃料の量を減らすことで、走行距離を改善し、排気を減らすことができる。後述のように、モータ／ジェネレータと一体型のターボチャージャがこの目的に適している。

図９（ｂ）に示す右シリンダのタイミングは、左シリンダのそれと基本的に同じであるが、左シリンダと１８０°位相が異なり、内側配置および外側配置のピストンの機能は反対である。

３．クランクシャフトの設計
図１０はさらに、現在有利とされているクランクシャフトを示す。４つのクランクシャフト偏心ピン（クランクピン）１３１１、１３１２、１３２１、１３２２は、クランクシャフトの回転軸１３１０に関して固有の位置にある。内側ピストンの偏心ピン（１３１２、１３２２）は、外側ピストンの偏心ピン（１３１１、１３２１）よりクランクシャフトの回転軸から離れており、内側ピストンは外側ピストンより移動距離が長くなる。断面図Ｂ−Ｂ、Ｃ−Ｃ、Ｄ−Ｄ、Ｅ−Ｅに示されるように、２つのシリンダの排気ポートを開閉するピストンである左の内側ピストンの偏心ピン（１３１２）と右の外側ピストンの偏心ピン（１３２１）は角度的に先行し、左の外側ピストンの偏心ピン（１３１１）と右の内側ピストンの偏心ピン（１３２２）は角的に遅れる。

図１１は、好ましい実施形態のクランクピンの実際の幾何学形状を示す。内側ピストンのクランク半径は３６．２５ｍｍ、外側ピストンのクランク半径は２７．２５ｍｍである。左右のシリンダの排気ポートを制御するピストンに係るピンは、それぞれ７．５°と１３．７°先行する（改めて、クランクシャフトの回転は反時計回りである）。左右のシリンダの吸気ポートを制御するピストンに係るピンは、それぞれ１７．５°と１１．３°遅れる。左右のシリンダの角度の差は、前述のように、２つのピストンの１０ｍｍの垂直のオフセットを含む、エンジンの非対称性から生じる。

クランクシャフトの主要な役割は、プルロッドとプッシュロッドにより伝えられるピストンの往復運動を回転運動に変換することである。クランクシャフトにアンバランスな力が加わることにより、クランクシャフトとこれを支えるベアリングとの間の摩擦が増大する。アンバランスの力が存在することにより、力を、これに耐えられる十分な強度を有するエンジンの支持構造に機械的に伝えなければならないため、エンジンの設計が複雑となる。たとえば、標準的な直列４気筒エンジンの場合、４つすべてのピストンからの力がクランクシャフトに対して同じ方向に働き、文字通り何トンもの圧力をクランクシャフトのメインベアリングからエンジン構造に伝えなければならない。一般的な直列４気筒エンジンは、クランクシャフトを支持する５つのメインベアリングを有する。

本発明のエンジン構成により、各シリンダの内側および外側ピストンの反応力を実質的に取り消すことができるため、よりシンプルなクランクシャフトの設計とすることができる。図４（ｄ）に示す左のシリンダについて、２つのピストンにかかる圧縮および燃焼力が実質的に同等で反対方向であるため、外側ピストンのプルロッドが内側ピストンのプッシュロッドが押すのとほぼ同じ力でクランクシャフトに対して引くことがわかる。その結果、クランクシャフト上に、非常にわずかな、取り消されていない横方向または上下方向の力（プルロッドとプッシュロッドのわずかな角度の違いと２つのピストンの非対称のタイミングによる）しか生じないトルクが発生する。したがって、クランクシャフトのメインベアリング上の負荷は非常に小さく、中央のメインベアリングは不要となるため、同等の性能の直列４気筒エンジンより摩擦損失がずっと小さくなる。

４．好ましい実施形態の過給
好ましい実施形態を過給する方法を図１２に示す。図１２（ａ）は従来のターボチャージング、図１２（ｂ）は好ましい実施形態の電気モータ／ジェネレータ補助ターボチャージングを示す。本発明のエンジン構成は、シリンダが２つだけ広い間隔を空けて設置され、吸気および排気ポートのタイミングが独立しており、これによって、掃気および吸気時の空気を制御し、排気ガスからエネルギを回収するという重要な機会が得られる。特に、シリンダが２つしかないことから、各シリンダについて別のターボチャージャを設け、パルスターボチャージングを可能にすることが経済的に実行可能となる。さらに、ターボチャージャが電気モータ／ジェネレータを搭載していれば、重要な性能上の利点も得られる。

過去においてしばしば見られるように、２ストロークの設計の成功または失敗は、主としてその掃気能力によって決定する。特にＮＯｘの削減に必要なＥＧＲ率を制御するために、完全燃焼を実現するためには、エンジン全体について最適な掃気が必要となる。
ターボチャージ等の積極ブーストシステムは、あらゆる負荷条件において効率的な動作を確保するために必要かもしれない。ターボチャージャの代わりに、あるいはこれに加えてベルト式過給機を使用し、燃焼要件を満たすことができる。しかしながら、両方を使用することには重量とコストの面で不利益がある。さらに、過給機では、始動時に十分な燃焼圧を提供できないかもしれない。エンジン効率だけを改善するのであれば、従来技術によるターボチャージャで十分であろう。しかしながら、始動時および低負荷状態では、排気エネルギーが圧縮をサポートするのに必要な積極ブーストを提供できない。
そこで、後述のように、電気補助ターボチャージャが有利であろう。従来のターボチャージャのような電気補助ターボチャージャは、周囲空気等の吸気を圧縮する吸気インペラを有する。この圧縮空気はシリンダの吸気ポートに供給される。また、従来のターボチャージャと同様に、排気インペラが吸気インペラに連結される。この連結により、排気ガスが吸気インペラを動かすことになる。しかしながら、電気補助ターボチャージャには電気モータがあるため、吸気インペラを排気インペラに関係なく、またエンジン動作速度に関係なく作動させることができる。その他の利点について、以下に説明する。

４（ａ）．給気圧制御
良好な２ストロークエンジンに４ストロークエンジンと同等またはそれ以上の馬力を持たせるためには、過給掃気を使用する必要がある。掃気は、チャージ圧力と排気ガスの背圧との最適な圧力比に依存している。圧力比は主として、エンジンの回転数に適応させ、回転数の増大とともに増加させなければならない。圧力比はまた、負荷と過渡的動作状態にも適応させなければならない。

これは、永久磁石のブラシレスＤＣモータを有する電気的にアシストされたターボチャージャで実現でき、ターボ回転数、従って給気圧の電気制御を利用することができる。あるいは、モータは誘導電動機、切換磁気抵抗その他、必要な機能を果たすのに十分な力を発生するタイプのものとすることができる。この電気ユニットは、排気エネルギが吸気を所望の通りに圧縮するのに十分ではない場合、コンプレッサを補助するのに使用される。さらに、電気補助ターボにより、エンジンのブースト圧を力学的に制御することが可能となる。また、電気補助ターボチャージャの大きさと重量を、従来の機械的に駆動される過給機よりずっと小さく、軽くできる。
対向するピストンを持ち対向するシリンダを備える２ストローク内燃機関に連結された電気補助ターボチャージャのひとつの具体的な利点は、改善された始動、特にコールドスタートである。従来の一般的な２ストロークエンジンにおいて、確実なコールドスタートには、グロープラグと高い圧縮比が必要である。圧縮比が高いと、エンジンが高い負荷状態で動作するとき、大きな摩擦を発生する。本発明による電気補助ターボチャージャは、エンジンが始動する前にコンプレッサを駆動する電気モータを使用することによってこの問題を解決する。たとえば、冷気を約３．５ｐｓｉまで圧縮する。たとえば、約−２０℃の周囲空気は、約８０℃で燃焼室に供給される。このような空気の加熱は、圧縮プロセスの結果である。電気モータにより、ターボチャージャの圧力インペラが旋回し、圧縮空気をシリンダの中に送り込み、空気は当然加熱する。
このように、エンジンのコールドスタートを改善するために、電気補助ターボは点火シーケンスの前に吸気を加熱することができる。圧縮されたエンジンにおいて、点火シーケンスは、燃料の放出タイミングを制御することによって遅らせることができる。

４（ｂ）．パルスターボチャージング
往復運動する内燃機関は本来的に、不安定な脈流装置である。タービンは、このような不安定な流れを受け入れるよう設計することができるが、流れが安定していれば、より効率的に動作する。実際上、利用可能な排気エネルギの一部を再生利用するのに、一般的に２つの方法が用いられている。定圧ターボチャージングとパルスターボチャージングである。定圧ターボチャージングの場合、マスフローと圧力パルスを減衰させるのに十分な容積を持つエキゾーストマニホールドを使い、タービンへの流れを基本的に安定させる。この方法の欠点は、排気ポートから出る気体の高い運動エネルギを十分に利用しない点であり、このような高速気体と大量の低速気体を混合することによる損失を修復できない。パルスターボチャージングでは、短くて細いパイプを各排気ポートからタービンに接続し、排気ブローダウンに付随する運動エネルギの多くを利用する。異なるシリンダ排気ポートを適切にグループ分けし、排気パルスが連続し、重なる部分をできるだけ減らすことにより、流れの不安定さを容認可能なレベルに保つことができる。タービンは、特にこのような脈流が適切な効率を実現できるように設計しなければならない。タービンでの利用可能エネルギの増加と合理的なタービンの効率とが組み合わされ、パルスシステムは大型のディーゼルにおいて、より一般的に使用されている。自動車エンジンの場合、定圧ターボチャージャが使用される。

ターボチャージされたヘビーデューティのエンジンの多くは、分割タービン渦巻きケーシングに接続された、分割エキゾーストマニホールドシステムを使用している。たとえば、６気筒エンジンは通常、２つのブランチからなるエキゾーストマニホールドを使用する。一方のブランチはシリンダ１、２、３の排気ポートをカバーし、もう一方はシリンダ４、５、６をカバーする。１−５−３−６−２−４という標準的な点火順序の場合、シリンダからの排気パルスは、一方のブランチと他方のブランチから交互に発せられ、各排気パルスの間に１２０°のクランク角が生じる。排気ガスの流路は、マニホールドブランチから分割ケーシングのタービンによる渦巻きを通じて、タービンホイールの周辺出口まで、分割したままとなる。このように、分割マニホールドシステムにより、各シリンダのブローダウンパルスが前に点火されたシリンダからのガスの排出を干渉するのが防止される。

残念ながら、排気バルブが開いた時に発生する高いガスの速度は、パルスが排気ポートから出て、マニホールドに入り、タービンケーシングの入口までの途中で排気ポートの大きな領域に当たると、基本的に失われる。その結果、ターボチャージャのタービンケーシングは、タービンホイールを駆動するのに必要な高速を再び作り出すために、集束（コンバージング: converging）ノズルセクションを使って設計される。排気ガスはノズルセクションのスロート部分で、比較的小さな流れの領域から流れなければならないため、マニホールドブランチの中に高い背圧が発生し、これによってエンジンのポンプ損失が増大する。

本発明によるエンジンの場合、シリンダのブローダウンプロセスによって発生された速度を使ってタービンを直接駆動することができる。排気ガスは、シリンダの収集室を出た直後にタービンケーシングに入るため、タービンケーシングの中でノズルセクションを使用する必要がない。さらに、シリンダ１個につきひとつのターボチャージャが使用されるため、タービンケーシングは内部で分割する必要がなく、排気ガスがタービンホイールの末梢まで分割されずに完全に入ることができ、タービンの効率が最大になる。

シリンダからタービンホイールへのブローダウン排気ガスの速度は、本発明によるエンジンの独自の設計とひとつのシリンダに１個のターボチャージャを使用したことによって保つことができる。タービンケーシングにノズルセクションがないため、ピストンがシリンダの空気を排出するときの排気システム内の背圧は非常に低くなる。標準的な分割マニホールドシステムと異なり、本発明のエンジンでは、シリンダ内の圧力の差がはるかに大きい。その結果、標準的なターボチャージ式２サイクルまたは４サイクルエンジンと比較し、燃料消費率が大幅に改善される。

４（ｃ）．単流掃気
適正な高効率シリンダ掃気には、吸気と排気ガスとの間に画然とした前線が必要となる。

広く用いられているループ掃気または逆流掃気では、軽飛行機や自動車エンジンに対する現在や将来のニーズを満たすことができない。なぜなら、排気ガスと吸気が混合するからである。可能性のある単流掃気方式の中でも、ポペット排気弁、対向するピストン、あるいはスプリットシングル設計、対向するピストンのそれは、最高レベルの掃気効率と最も少ない排気ガスと新鮮な吸気との混合が実現できるポート構成であるため、一番有望である。

５．プッシュロッドとプルロッドの設計
エンジンの全摩擦損失のうち約５０％が、回転するコネクティングロッドが発生する横方向の力がピストンにかかる、つまり、ピストンをシリンダウォールに押し付けることによるものである。短いコネクティングロッドが発生する横方向の力は大きく、長いコネクティングロッドが発生する横方向の力は小さい（無限に長いコネクティングロッドであれば、ピストンにまったく横方向の力を及ぼさないが、これはまた、無限に大きく、無限に重くもある）。これらの横方向の力、つまり摩擦損失を、コネクティングロッドの大きさや重量を増加することなく、低減することが望ましい。

本発明によるエンジンの内側ピストンのコネクティングロッドには、圧縮負荷のみがかかり、リストピンが不要となる。これを、径の大きな凹状半径に置き換えることができ、その上にスライドするクロスヘッドスリッパが突き当たり、この上でコネクティングロッドがスライドする（図１３参照）。この設計を実効のあるものとするには、クロスヘッドスリッパ終端での力がゼロより大きくなければならない。これは、クロスヘッドスリッパとコネクティングロッドのスライドとの間の摩擦係数が０．４５より小さい場合にあてはまる。このような構成にすることにより、理論上のロッドの長さは１００ｍｍ超増加し、ピストンにかかる横方向とエンジン内の摩擦損失が減る。さらに、内側配置のピストンのΣが小さくなるため、上記のフリーマスフォースも低減する。

外側のピストンは、シリンダの外の２本のコネクティングロッドを通じて、その往復運動をクランクシャフトに伝達する（図１４参照）。これらのコネクティングロッドには、緊張負荷しかかからず、したがって、プルロッドと呼ばれる。繰り返すが、プルロッドの長さが長いと、摩擦が大幅に減る。プルロッドは、座屈荷重の一定の張力を利用し、長く、細く設計することにより、軽量化できる。

６．燃焼室の設計
燃焼システムの目的は、次のとおりである。
１．最適な熱力学工程により、燃料消費率を低減する。
２．低減動力学の最適化により、排気ガス中の汚染物質を削減する。
３．出力を高める。
４．パワートレインのノイズと応力を低減する。

燃料消費率について、作動気体の温度を壁の温度よりはるかに高くすることができるため、内燃機関においては、周期的燃焼行程のほうが連続燃焼行程（ガスタービン、スターリングエンジンその他）より優れている。これにより、熱力学効率はずっと高まる。周期的内燃機関の中でも、ＤＩディーセルが、クランク角に対する噴射量を制御することによって最適な熱発生が可能となる点で、最も有望である。望ましい燃焼行程（最適な熱発生を行う）を実現するには、正しい噴射量とスワール特性の組み合わせが必要となる。

汚染物質の削減については、本発明によるエンジンの可能性は大きい。このエンジンにはバルブがないため、燃焼室の形状を完全に自由に設計できる。一例を図１５に示す。この中で、燃焼室の上死点の直前（図１５（ａ））、上死点（図１５（ｂ））、上死点直後（図１５（ｃ））の状態が示されている。

燃焼室は、逆転プロファイルを有する吸気側ピストンに適合するトロイダル形状を持つ排気ピストンによって形成される。ピストンは、広い面積のスキッシュバンドを形成し、これが上死点付近で高い強度のスワールを作る。対向するピストンの設計によって提供されるこの従来の燃焼システムには、排気、燃料消費率、出力、快適さの点で改善の可能性がある。

従来の燃焼システムに見られる特徴に加え、本発明によるエンジンは、図１６（ａ）、図１６（ｂ）に示されるような、新規な燃焼システムを提供できる。シリンダの容量を燃焼室とシリンダに分割することにより、燃焼室とシリンダの間に、ＮＯｘ削減ヒートシンクまたは触媒コンバータを設けることが可能である（図１６（ａ）参照）。反応運動学的な理由により、また、掃気に最適な構成を保つために、コンバータは排気ピストンに取り付けられる。燃料は、噴射によって直接燃焼室に注入される。このような燃焼システムは、燃料消費率、出力または快適さを犠牲にせずに、きわめて低排気汚染物質の燃焼を可能にするための突破口となりうる。

図１６（ｂ）は、燃料噴射手段に非常に近い位置に球形状を有し、燃料噴射時の圧力を高く保ち、狭いチャネルを必要とせず、狭いチャネルに伴う問題を回避できる燃焼室のデザインを示す。

結び
以上、本発明の具体的な実施形態について詳しく説明した。開示された実施形態からの逸脱も、本発明の範囲内であり、当業者にとって明確な変更も加えうると認識される。出願人は、開示されたものと同じ機能を果たす、当業界で周知の別の実施形態も本発明に含まれることを意図している。この明細書は、本発明の保護範囲全体を不当に狭めるものとは解釈しない。

以下の特許請求範囲におけるすべての手段またはステップ、機能要素の構造、材料、作用、同等物は、具体的に請求されているその他の要素と組み合わせてその機能を果たすための構造、材料、作用も含むものとする。

本発明のエンジン構成の略図である。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 本発明のエンジンの基本的動作サイクルを示す図であり、クランクシャフトのそれぞれの回転角度におけるシリンダ内のピストン位置を示す。 エンジン内のフリーマスフォースのバランスを実現するための方法を示す図である。 エンジン内のフリーマスフォースのバランスを実現するための方法を示す図である。 エンジン内のフリーマスフォースのバランスを実現するための方法を示す図である。 エンジン内のフリーマスフォースのバランスを実現するための方法を示す図である。 エンジンの吸気および排気ポートのタイミングを非対称的にするために、２つのシリンダにおける吸気および排気ポートを異なる位置に設置することが必要であることを示す図である。 エンジンの吸気および排気ポートのタイミングを非対称的にするために、２つのシリンダにおける吸気および排気ポートを異なる位置に設置することが必要であることを示す図である。 エンジンの吸気および排気ポートのタイミングを非対称的にするために、２つのシリンダにおける吸気および排気ポートを異なる位置に設置することが必要であることを示す図である。 エンジンの吸気および排気ポートのタイミングを非対称的にするために、２つのシリンダにおける吸気および排気ポートを異なる位置に設置することが必要であることを示す図である。 好ましい実施形態の非対称的タイミングを示す別の図であり、左シリンダ［５（ａ）］と右シリンダ［５（ｂ）］について、クランクシャフトが１回転する間のピストンの位置を線形にプロットしたものである。 本発明の好ましい実施形態の正面図である。 本発明の好ましい実施形態の上面図である。 図７に示す本発明の好ましい実施形態のＡ−Ａによる正面断面図である。 本発明の好ましい実施形態の詳細なタイミングを示す図であり、クランクシャフトの角度による２つのシリンダの吸気および排気ポートの開閉を示す。 本発明の好ましい実施形態の詳細なタイミングを示す図であり、クランクシャフトの角度による２つのシリンダの吸気および排気ポートの開閉を示す。 好ましい実施形態のクランクシャフトの側面図と、クランクピン部の断面図１０（ａ）−１０（ｄ）である。 クランクピンの幾何学形状の略図であり、エンジンのバランスと非対称的タイミングとクランクシャフトの設計との関係を示す。 従来の過給を示す略図である。 好ましい実施形態の過給を示す略図である。 好ましい実施形態のプッシュロッドの詳細図である。 好ましい実施形態のプルロッドの詳細図である。 好ましい実施形態の燃焼室の詳細図である。 好ましい実施形態の燃焼室の詳細図である。 好ましい実施形態の燃焼室の詳細図である。 別の燃焼室の設計例を示す図である。 別の燃焼室の設計例を示す図である。

Claims (20)

1. 内燃機関であって、
   ２つの対向するシリンダであって、各シリンダは２つの対向するピストン、吸気ポート、および排気ポートを有する２つのシリンダと、
   ピストンとプッシュロッドまたはプルロッドにより連接されるクランクピンを有するクランクシャフトと、
   個々のシリンダごとに設けられ、排気ポートからのブローダウンガスを受け、圧縮した気体を吸気ポートに供給するターボチャージャと、
   を有し、
   クランクピンの配置により、２つのシリンダにおいて、吸気ポートが開く前に排気ポートを開き、吸気ポートが閉じる前に排気ポートを閉じるようにピストンを動作させる、
   内燃機関。
2. 請求項１に記載の内燃機関であって、
   各ターボチャージャはさらに、前記吸気ポートに供給される圧縮気体が前記排気ポートからのブローダウンガスと関係なく、またエンジンの動作速度に関係なく動作することができるようにするための電気補助モータを備えることを特徴とする内燃機関。
3. 請求項１に記載の内燃機関であって、
   各ターボチャージャはさらに、前記吸気ポートに供給される圧縮気体が前記シリンダのピストン位置とは関係なく動作できるようにするための電気補助モータを備えることを特徴とする内燃機関。
4. 内燃機関であって、
   ２つの対向するシリンダであって、各シリンダは２つの対向するピストン、吸気ポート、および排気ポートを有する２つのシリンダと、
   ピストンとプッシュロッドまたはプルロッドにより連接されるクランクピンを有するクランクシャフトと、
   少なくとも１つのシリンダに連結され、前記シリンダのブローダウンが発生する速度がタービンを直接駆動するターボチャージャと、
   を有し、
   クランクピンの配置により、２つのシリンダにおいて、吸気ポートが開く前に排気ポートを開き、吸気ポートが閉じる前に排気ポートを閉じるようにピストンを動作させる、
   内燃機関。
5. 請求項４に記載の内燃機関であって、
   前記ターボチャージャはさらに、前記吸気ポートに供給される圧縮気体が前記排気ポートからのブローダウンガスと関係なく、またエンジンの動作速度に関係なく動作することができるようにするための電気補助モータを備えることを特徴とする内燃機関。
6. 複数のピンジャーナルを有する単一のクランクシャフトと、前記クランクシャフトに隣接する内端を有する２つの対向するシリンダであって、各シリンダはその中で往復運動可能に設置され、その間に挟んで燃焼室を形成する内側および外側ピストンを有する２つのシリンダと、それぞれ各内側ピストンを前記クランクシャフト上の対応するピンジャーナルに駆動的に連結する２つのプッシュロッドと、それぞれ各外側ピストンとを前記クランクシャフト上の別の対応するピンジャーナルに駆動的に連結する２つのプルロッドを備え、
   ２つのシリンダの一方は、吸気ポートがクランクシャフトに近い側に、排気ポートが遠い側に配置され、他方は、吸気ポートがクランクシャフトに遠い側に、排気ポートが近い側に配置され、
   これらの部品の幾何学形状と質量は、前記内燃機関の動作中の力学的アンバランスを最小限にするように選択されることを特徴とする内燃機関。
7. 請求項４に記載の内燃機関であって、
   各シリンダにつき２つのプルロッドを有し、前記２つのプルロッドは前記シリンダの両側にあり、前記クランクシャフトの関連するクランクピンを囲む内端と、それぞれ関連する外側ピストンの遠位端に揺動可能に結合された前記クランクシャフトから遠い端部を有することを特徴とする内燃機関。
8. 請求項４に記載の内燃機関であって、
   前記シリンダは平行な縦軸線を有し、前記各々の軸線は、前記クランクシャフトの軸線に直交する方向に、この軸線から互いに反対方向にオフセットしていることを特徴とする内燃機関。
9. 請求項４に記載の内燃機関であって、
   さらに、前記ターボチャージャは、関連するシリンダの排気ポートに連結され、排気ポートからのブローダウンガスを受け、関連するシリンダの吸気ポートに連結され、圧縮空気を吸気ポートに供給する、ことを特徴とする内燃機関。
10. 請求項９に記載の内燃機関であって、
    前記ターボチャージャは、吸気インペラに連結され、前記吸気インペラがブローダウンガスとは関係なく前記吸気ポートに圧縮空気を供給することができるようにするための電気補助モータを備えることを特徴とする内燃機関。
11. 請求項４に記載の内燃機関であって、
    各内側ピストンは、前記燃焼室から遠い端部において、前記クランクシャフトの縦軸線に垂直な平面において凸状に湾曲した滑らかな端面を有し、関連するプッシュロッドアセンブリは、前記クランクシャフト上のひとつのクランクピンに連結され、前記内側ピストンの前記湾曲した端面とスライド可能に係合する凹状の外側端面を有するコネクティングロッドを備え、各プッシュロッドの有効長さは前記関連する内側ピストンの前記凸状に湾曲した端面の半径を含むことを特徴とする内燃機関。
12. 請求項４に記載の内燃機関であって、
    各内側ピストンは、前記燃焼室から遠い端部において、前記クランクシャフトの縦軸に垂直な平面において凸状に湾曲した滑らかな端面を有し、関連するプッシュロッドアセンブリは、前記クランクシャフトのひとつのクランクピンに連結され、前記内側ピストンの前記湾曲した端面とスライド可能に係合する凹状の外側端面を有するコネクティングロッドを備えることを特徴とする内燃機関。
13. 対向するピストンを有する対向するシリンダを備える２ストローク内燃機関であって、
    １）一対の対向するシリンダであって、各シリンダはその中に往復運動可能に設置された２つのピストンを有し、さらに各シリンダ内の前記２つのピストンは、その間に燃焼室を形成し、
    ２）前記２つのシリンダの間の中央に位置する単一のクランクシャフトであって、前記クランクシャフトは複数のクランクピンを有し、
    ３）各シリンダはさらに、
    ａ）各シリンダは各々前記単一のクランクシャフトに隣接し、内端および外端を有し、
    ｂ）各シリンダ吸気ポートと排気ポートを有するシリンダウォールを有し、各シリンダ内の前記ピストンの一方は、前記シリンダウォールの前記排気ポートを開閉するよう動作し、各シリンダ内の他方の前記ピストンは、前記シリンダウォールの前記排気ポートを開閉するよう動作し、一方のシリンダの前記吸気ポートは、前記シリンダの外端よりに位置し、前記他方のシリンダの前記吸気ポートは前記シリンダの外端よりに位置し、前記排気ポートは前記シリンダの内端よりに位置し、
    ｃ）前記シリンダウォールはさらに、前記外端よりにひとつまたは複数のスロットを有し、
    ４）各シリンダに連結され、前記モータが吸気コンプレッサを作動させ、圧縮吸気を前記吸気ポートに供給するようにする電気補助ターボチャージャを備え、
    ５）一対のプッシュロッドアセンブリであって、ひとつのプッシュロッドアセンブリは各シリンダ内の最も内側のピストンからの押す力を前記クランクシャフトのクランクピンに伝え、
    ６）一対のプルロッドアセンブリであって、ひとつのプルロッドアセンブリは、各シリンダ内の最も外側のピストンからの引く力を前記クランクシャフトの異なるクランクピンに伝え、さらに前記プルロッドアセンブリは前記シリンダウォールの前記スロットを通じて前記ピストンと連絡し、
    ７）前記クランクピンは、前記内燃機関内の力学的力のバランスが実質的にとれるように角度的に配置されている
    ことを特徴とする内燃機関。
14. 請求項１３に記載の対向するピストンを有する対向するシリンダを備える２ストローク内燃機関であって、
    前記電気補助ターボチャージャはさらに、
    前記シリンダの前記排気ポートに連結され、ブローダウンが前記インペラを作動させるようにする排気インペラを備え、前記インペラは吸気コンプレッサに接続され、圧縮空気が前記吸気ポートを通じて前記シリンダに供給されることを特徴とする内燃機関。
15. 請求項１３に記載の対向するピストンを有する対向するシリンダを備える２ストローク内燃機関であって、
    さらに、各シリンダの前記２つのピストンの間に形成された前記燃焼室に燃料を直接噴射する手段を備えることを特徴とする内燃機関。
16. 請求項２に記載の内燃機関であって、
    前記電気補助モータは誘導電動機または切換リラクタンスモータであることを特徴とする内燃機関。
17. 請求項９に記載の内燃機関であって、ターボチャージャが、吸気ポートが閉じる直前に最大の圧力で圧縮空気を供給することを特徴とする内燃機関。
18. 請求項２、３、５、１０、１６のいずれか１項に記載の内燃機関であって、当該内燃機関は、排気ガスのエネルギをターボチャージャにより電気エネルギに変換して、これを蓄電装置に充電できるように構成され、この蓄電された電気エネルギを利用して前記ターボチャージャを起動するよう構成されることを特徴とする内燃機関。
19. 内燃機関であって、
    ２つの対向するシリンダであって、各シリンダは２つの対向するピストン、吸気ポート、および排気ポートを有する２つのシリンダと、
    ピストンとプッシュロッドまたはプルロッドにより連接されるクランクピンを有するクランクシャフトと、
    個々のシリンダごとに設けられ、排気ポートからのブローダウンガスを受け、圧縮した気体を吸気ポートに供給するターボチャージャと、
    を有し、
    ２つのシリンダの一方は、吸気ポートがクランクシャフトに近い側に、排気ポートが遠い側に配置され、他方は、吸気ポートがクランクシャフトに遠い側に、排気ポートが近い側に配置され、
    クランクピンの配置により、２つのシリンダにおいて、吸気ポートが開く前に排気ポートを開き、吸気ポートが閉じる前に排気ポートを閉じるようにピストンを動作させる、
    内燃機関。
20. 内燃機関であって、
    ２つの対向するシリンダであって、各シリンダは２つの対向するピストン、吸気ポート、および排気ポートを有する２つのシリンダと、
    ピストンとプッシュロッドまたはプルロッドにより連接されるクランクピンを有するクランクシャフトと、
    少なくとも１つのシリンダに連結され、前記シリンダのブローダウンが発生する速度がタービンを直接駆動するターボチャージャと、
    を有し、
    ２つのシリンダの一方は、吸気ポートがクランクシャフトに近い側に、排気ポートが遠い側に配置され、他方は、吸気ポートがクランクシャフトに遠い側に、排気ポートが近い側に配置され、
    クランクピンの配置により、２つのシリンダにおいて、吸気ポートが開く前に排気ポートを開き、吸気ポートが閉じる前に排気ポートを閉じるようにピストンを動作させる、
    内燃機関。

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