JP6007459B1 - 内燃機関の過給装置 - Google Patents

Abstract

【課題】駆動流にて過給を行う空気流量増幅器を備えた過給手段と、前記過給手段に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段と、前記二つの駆動流の圧力および／または流量を制御する流体制御手段と、から成る内燃機関の過給装置において、前記二つの駆動流を各々の前記流体制御手段にて制御するが、前記二つの駆動流を正確な混合比で混合することが困難であるので、駆動流である燃料等の適正な予混合気の過給が困難で、前記二つの駆動流の圧力差が大きい場合は駆動流同士の逆流等の問題点がある。【解決手段】内燃機関の前記流体制御手段に、前記流体通路の両方に設けた容積型ポンプと前記二台のポンプを連動する回転制御手段で構成されるポンプ式ミキサを設け、各々の駆動流供給圧の制御による混合率と、前記回転制御手段の回転制御による過給圧を正確に制御できる内燃機関の過給装置である。【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駆動流で吸気を加速して流量増幅する過給手段（特許文献１）が従来技術としてある。
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を持たないので、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、高速運転時に吸気流による慣性は発生するが前記回転部による慣性の問題が発生しないのでウエストゲートバルブ等を設ける必要がなく、駆動流の制御により応答性の高い過給制御ができる。
駆動流での吸気流加速による過給手段であるので過給装置が小型であり、更に通路抵抗が小さいので、過給装置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するための過給装置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。
前記空気流量増幅器の駆動流は、内燃機関により駆動される圧縮機による圧縮空気を利用する圧縮機方式（特許文献１）、内燃機関の排気ガスを利用するＥＧＲ方式、および、貯蔵手段に蓄えられた加圧貯蔵流体の圧力エネルギを利用する流体内圧方式（特許文献２）がある。
前記駆動流の圧縮機方式は、内燃機関により駆動される圧縮機が必要であり、この圧縮機の容量（吐出容積）は、過給圧がかかった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であるので、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化できるが、圧縮機を駆動する動力損失が発生する問題点がある。
内燃機関において、ＮＯｘ（窒素酸化物）等の発生抑制等を目的として、燃焼後の排気ガスの一部を取り出して吸気側へ導き再度吸気させる、ＥＧＲ（排気再循環）が従来技術としてある。
前記駆動流のＥＧＲ方式は、前記空気流量増幅器により過給を行うと同時に駆動流である排気再循環ガスを吸気に混合してＥＧＲを行うことができる。
排気の圧力エネルギを回収できる駆動流方式であるが、ＥＧＲガスの過熱高温時には駆動流として性状不適となり、低負荷時にはＥＧＲガス圧力が不足となる等の内燃機関の運転状況により過給運転が必要な時に運転制約が発生する問題点がある。
前記駆動流の流体内圧方式は、貯蔵手段に蓄えられた加圧貯蔵流体の圧力エネルギを利用するので圧縮機が不要であるので圧縮機の駆動による動力損失が発生せず、ＥＧＲ方式のように内燃機関の運転状況による過給運転が必要な時に運転制約が発生せず、駆動流制御による応答性の高い過給運転ができ、前記加圧貯蔵流体が燃料の場合は予混合内燃機関とすることができる。

内燃機関とは異なるが、加圧貯蔵した空気を空気エンジンの動力とする圧縮空気推進の圧縮空気車があり、圧縮空気を貯蔵するタンクは３００barの圧縮空気を貯蔵できる。
前記流体内圧方式において、第２の流体通路と第２の流体制御手段を設け、前記第２の流体通路を介して駆動流を供給する圧縮空気供給手段、ＥＧＲガス供給手段、または第２の流体供給手段（図１９）を設け、複数の気体を混合して駆動流とする従来技術（特許文献２）がある。
内燃機関の燃料として、常温で比較的低い圧力（約７bar）で液化して体積が約１／２５０になるＬＰＧ（液化石油ガス）、高圧（約２００bar）の加圧貯蔵により貯蔵容積効率を向上させることができるＣＮＧ（圧縮天然ガス）、更に高圧の加圧貯蔵ができる水素、等の加圧貯蔵する流体燃料がある。
排気ガスに、二酸化炭素を発生しない燃料として水素や、水の電気分解で生成できる水素と酸素の混合気体である酸水素ガスがあり、水を振動撹拌しながら電気分解することにより生成される水素と酸素と水クラスタからなる水素−酸素ガス（以下、ＯＨＭＡＳＡガスという）があり、前記酸水素ガスより安全で、ＬＰＧより大幅にコスト低減できるが、体積当たりの発熱量は都市ガスの約1/5の熱量で、エネルギ密度が小さい問題点がある。
このＯＨＭＡＳＡガスは、特別な混合手段を使用することなく、燃料タンクにＯＨＭＡＳＡガスとＬＰＧを１：１（体積比）で流入することにより、燃料としてＬＰＧ内燃機関に供給して効率よく運転できる。
予混合ガスエンジンにおいて、互いに可燃範囲の異なる複数種類の燃料ガス（メタンガスと水素等）を有し、前記複数種類の燃料ガスをミキサにて空気と混合し、運転条件に応じた混合率で吸気管に供給する予混合強制点火式ガスエンジン（特許文献３）が従来技術としてある。
容積型ポンプとして、一組の歯車を用いて流体を輸送する歯車ポンプがあり、内燃機関のオイルポンプ等には内接式歯車ポンプ、油圧ポンプ等には外接式歯車ポンプが使用され、歯車ポンプは気体の輸送には歯面の冷却、摺動部の潤滑および密閉性の問題点がある。
内燃機関の過給装置とは分野が異なり混合対象も気体ではないが、混合可能な材料（医療用セメント等）の二つのカートリッジ内容物を同じ割合（体積流量）で進行（混合）する従来技術（特許文献４）がある。

本願発明の請求項１は、駆動流で過給を行う空気流量増幅器から成る過給手段、前記駆動流を制御する流体制御手段、および、前記流体制御手段に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段から成る内燃機関の過給装置において、前記二つの駆動流供給手段の流体通路の両方に駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプを設け、前記二つの容積型ポンプを機械的あるいは電気的に連動する回転制御手段から成るポンプ式ミキサを設け、前記ポンプ式ミキサにより前記駆動流の混合率を供給圧力調整にて正確に制御し、駆動流圧力を前記回転制御手段の回転数調整にて制御することにより混合率と駆動流圧力を簡素な制御構成で独立制御できる。
本願発明の請求項２は、前記ポンプ式の前記容積型ポンプを、第１の吸入口、第２の吸入口、および吐出口から成る一組の外接式の歯車ポンプとし、簡素な構造で、信頼性の高いポンプ式ミキサができる。
本願発明の請求項３は、前記外接式歯車ポンプの負圧発生部に連通する液体添加手段を設け、ポンプ等の動力装置を必要としないで潤滑油、添加液を歯車表面等に供給できるので、歯車ポンプで気体を輸送する場合に懸念される歯面の冷却、摺動部の潤滑および密閉性の問題点を解消できる。
本願発明の請求項４は、駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である前記ポンプ式ミキサを複数設けた複合ポンプ式ミキサとし、全ての前記容積型ポンプの吐出口を駆動流通路に連通し、全ての前記ポンプ式ミキサを連動することにより、各々のポンプ式ミキサの吸入口に供給される３種類以上の各駆動流の混合率を正確に制御できる。
前記本願発明のポンプ式ミキサ等により、別々の燃料タンクから供給する前記ＬＰＧとＯＨＭＡＳＡガス、あるいは複数の燃料ガスを運転状況により各燃料の混合率を正確に制御して内燃機関に供給することができ、更に、駆動流に圧縮空気供給手段を設けることにより、燃料濃度の制御をも行うことができる。

実開平０３−０４７４３１号公報 特願２０１５−１８７６１９号 特開２００４−１９０６４０号公報 特表２０１３−５４４６２４号公報

内燃機関の燃焼室に吸気を駆動流で加圧して燃焼室に送り込む空気流量増幅器から成る過給手段と、前記過給手段に供給する駆動流を制御する流体制御手段と、前記流体制御手段に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段から成る内燃機関の過給装置において、前記二つの駆動流供給手段から供給される駆動流を各々の流体通路に設けた制御弁にて制御するが、前記制御弁の下流の圧力と流速が変動するので駆動流供給量の把握には駆動流の圧力と流速を高い応答性で正確に計測する必要があるが、流速は速度分布等により正確に測定できない場合があり、内燃機関の運転状況に対応して前記駆動流の混合率と流量（または圧力）を任意の値に正確に制御するのが困難であり、各駆動流の圧力状態によっては、一方の駆動流が他方の駆動流に流入する逆流現象が発生する問題点がある。

本願発明の請求項１は、内燃機関の燃焼室に駆動流で吸気を加圧して送り込む過給手段、前記過給手段に供給する駆動流を制御する流体制御手段、および前記流体制御手段に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段、で構成される内燃機関の過給装置において、前記過給手段は、吸気系統のエアクリーナまたは通路途中に設けた空気流量増幅器と、前記空気流量増幅器と前記流体制御手段のポンプ式ミキサに連通する駆動流通路と、で構成し、前記二つの駆動流供給手段は、前記流体制御手段のポンプ式ミキサに連通する各々の流体通路を有し、一方の駆動流供給手段は、燃料を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、他方の駆動流供給手段は、流体を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、内燃機関により駆動される圧縮機を備えた圧縮空気供給手段、あるいは、ＥＧＲガスを還流する排気還流通路を備えた排気還流手段であって、前記流体制御手段は、 前記駆動流通路と前記二つの駆動流供給手段の各々の前記流体通路に連通する前記ポンプ式ミキサと、前記二つの駆動流供給手段の各々の前記流体通路に設けた駆動流の圧力および／または流量を制御する制御手段と、を備え、前記ポンプ式ミキサは、前記各々の流体通路に設けた駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプと、前記二台の容積型ポンプを機械的または電気的に連動する回転制御手段と、で構成され、内燃機関の運転状況に対応した過給予混合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。
前記ポンプ式ミキサの駆動軸回転による両方のポンプの吐出容積が一定であるので、ボイルの法則により気体である駆動流の標準状態の一方の輸送体積は一方の吸入口の圧力と一方の吐出容積との積となり、他方の輸送体積は他方の吸入口の圧力と他方の吐出容積との積となり、前記吐出容積が一定であるので、各駆動流の標準状態の混合率（体積比）は前記各吸入口の圧力により制御できるので、流速や流量を測定することなく混合率を前記圧力調整で制御できる。

本願発明の請求項２は、前記流体制御手段において、前記ポンプ式ミキサを一台の歯車ポンプから成る歯車ポンプ式ミキサとし、前記歯車ポンプ式ミキサは、一組の外接式歯車ポンプの片方の歯車の回転を制御する回転制御手段と、前記駆動流通路に連通する吐出口と、一方の歯車の歯の谷間空間と一方の前記流体通路のみに連通する第１の吸入口と、他方の歯車の歯の谷間空間と他方の前記流体通路のみに連通する第２の吸入口と、で構成される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。
前記歯車ポンプ式ミキサは、一組の歯車で構成される簡素な構造であり、低コストで高い信頼性が得られ、ボイルの法則を利用することにより正確な混合率が得られる効果がある。

本願発明の請求項３は、前記過給装置の流体制御手段に設けた前記歯車ポンプ式ミキサにおいて、駆動流に液体を添加する液体添加手段を設け、前記液体添加手段は、添加液の貯蔵手段と、前記第１の吸入口、前記第２の吸入口、および前記歯車ポンプの歯車噛合い部との間にできる負圧発生部に連通する添加液通路と、で構成されることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の過給装置である。
前記歯車の噛合い部と吸入口の間に生じる負圧により潤滑油等の液体を添加し、前記液体添加手段はポンプを必要としないで液体を供給でき、前記歯車が回転して吸入口に連通すると流入口より駆動流が歯車の歯の谷間空間に前記圧力差により流入するので添加液は歯面に拡散塗布される。
歯車の噛合い部の閉じ込みと同様に、添加液の供給量は制御弁にて調整して前記負圧の圧力に殆んど影響しない。

本願発明の請求項４は、前記内燃機関の過給装置において、前記一方の駆動流供給手段と前記他方の駆動流供給手段を複数設けた三つ以上の前記駆動流供給手段とし、前記流体制御手段の前記ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサとし、前記複合ポンプ式ミキサは、前記三つ以上の駆動流過給手段の各々の流体通路が吸引口に連通する複数の容積型ポンプと、前記複合ポンプ式ミキサの全ての前記容積型ポンプの吐出口と連通する駆動流通路と、前記複合ポンプ式ミキサの全ての前記容積型ポンプを機械的または電気的に連動する回転制御手段と、で構成されることを特徴とする請求項１〜３に記載の内燃機関の過給装置である。
三つ以上の駆動流供給手段であっても、各駆動流の標準状態の体積比は各吸入口の圧力制御により各駆動流の流量比を管理できるので、流速や流量を測定することなく混合率制御を前記圧力制御でできる。

請求項１は、前記ポンプ式ミキサの駆動軸回転による両方のポンプの吐出容積が同じであるので、気体である駆動流の標準状態の輸送体積は、各吸入口の圧力と前記吐出容積との積となるボイルの法則より、前記吐出容積は同じであるので各駆動流の標準状態の体積比は前記各吸入口の圧力制御により各駆動流の流量を管理できるので、流速や流量を測定するセンサを必要としないで、前記圧力制御による簡素な制御にて駆動流の混合率を高い応答性で正確に制御できる。
前記駆動流の混合率の設定と、前記ポンプ式ミキサの駆動軸の回転数の制御により空気流量増幅器に供給する駆動流圧力の調整ができるので、内燃機関の運転状況に対応した前記駆動流の混合率と過給圧の制御が応答性良く正確に行うことができる。
更に、各吸入口の圧力を制御するだけで各駆動流の混合率の広い範囲の調整ができ、供給側である吸引口の圧力が吐出口の圧力より低い場合でも駆動流の逆流が発生しないので流体通路に逆止弁を設ける必要が無いので小さな圧力の駆動流源でも混合ができる効果がある。

請求項２は、一組の外接式の歯車ポンプを改良した簡素な構造で主要な部品が二つの歯車等であるので部品点数が少なく、トップクリアランス、サイドクリアランス等の密封摺動部が簡単な形状で製作が容易であるので、信頼性が高く、安価に製作できる効果がある。
請求項３は、前記歯車の噛合い部と吸入口の間に生じる負圧により潤滑油等の液体を添加するので、前記液体添加手段はポンプを必要としないで液体を供給することができ、前記歯車の歯面に潤滑油、冷却剤、エマルジョン燃料、水と界面活性剤等の液体を前記液体添加手段にて歯車の谷間空間に添加し、前記添加した歯車が回転して吸入口に連通し、前記歯車の谷間空間に駆動流が流入して添加液は歯面に拡散し、前記歯面の潤滑、冷却、密閉性向上等の効果がある。
前記エマルジョン燃料の場合は、予混合吸気として燃焼することにより窒素酸化物や粒子状物質の削減効果がある。

請求項４は前記過給装置に前記複合ポンプ式ミキサを設けることにより、三つ以上の駆動流供給手段にも対応でき、各駆動流の標準状態の体積比は各吸入口の駆動流圧力の制御により各駆動流の混合率を応答性良く正確に制御でき、燃料に圧縮空気を混合することにより予混合気の燃料濃度を低下してインジェクタにより点火装置付近に着火性のよい混合気層を形成して、成層燃焼によるリーンバーンエンジン、駆動流の多様化により過給とＥＧＲができるバイフューエルエンジン等の対応が容易にできる効果がある。

実施例１の空気流量増幅器を備えた過給手段と、ポンプ式ミキサ（請求項１対応）を備えた流体制御手段と、二つの駆動流供給手段と、から成る内燃機関の過給装置の構成概念の説明図である。 実施例２の前記二つの駆動流供給手段が流体内圧方式と圧縮機方式で構成された前記過給装置による火花点火機関の構成図である。 実施例３の前記二つの駆動流供給手段が流体内圧方式とＥＧＲ方式で構成された前記過給装置による予混合圧縮着火機関の構成図である。 実施例４の二台の容積型ポンプである歯車ポンプを備えたポンプ式ミキサ（請求項１対応）の構成概念の説明図である。 実施例５の前記ポンプ式ミキサを歯車ポンプ式ミキサ（請求項２対応）とし、駆動流供給手段を二つの流体内圧方式とする前記過給装置の構成説明図である。 実施例６の一組の外接式歯車ポンプで構成する歯車ポンプ式ミキサ（請求項２、３対応）の構成概念の説明図である。 実施例７の一組の歯車ポンプで構成する歯車ポンプ式ミキサ（請求項２、３対応）の断面図と接続回路図である。 前記実施例７の歯車ポンプ式ミキサの鳥瞰図である。 実施例８の２段流量増幅ができる過給手段の過給運転中（２段流量増幅時）の断面図である。 実施例９の過給装置の制御フローチャートで、前記実施例５（図５）において前記二つの流体供給手段の圧縮貯蔵流体がＣＮＧと水素である。 前記実施例９の試算による燃料濃度（ＣＮＧと水素）とＣＮＧ混合率の概要特性図である。 前記図１１において燃料のＣＮＧをＬＰＧに置き換えた場合の、試算による燃料濃度（ＬＰＧと水素）とＬＰＧ混合率の概要特性図である。 実施例１０の、二つの歯車ポンプを備えた複合ポンプ式ミキサ（請求項４対応）と、三つの駆動流供給手段を設けた内燃機関の過給装置４ｔの構成図である。 前記実施例１０の、試算による燃料濃度（ＬＰＧと水素）とＬＰＧ混合率の概要特性図。 実施例１１の、二つの容積型ポンプを電動機にて電気的に連動する複合ポンプ式ミキサと、三つの駆動流過給手段を設けた前記内燃機関の過給装置の構成図である。 実施例１２の、二つの歯車ポンプを回転制御する可変ブレーキを備えた複合ポンプ式ミキサと、四つの駆動流供給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１３の、全ての容積型ポンプを機械的に連動した複合ポンプ式ミキサの鳥瞰図である。 実施例１４の、全ての容積型ポンプを電気的に連動した複合ポンプ式ミキサの断面図と接続回路図である。 特許文献２の二つの流体供給手段を備えた空気流量増幅器を過給手段とする内燃機関の過給装置の構成例の説明図である。

本願発明の実施例（１〜１４）の詳細を、下記に図面番号（１〜１８）順に説明する。

図１は、実施例１の空気流量増幅器を備えた過給手段と、ポンプ式ミキサ８１（請求項１対応）を備えた流体制御手段８と、二つの駆動流供給手段（７、７-２）と、から成る内燃機関１の過給装置４の構成概念の説明図である。
図１は、内燃機関１の燃焼室に駆動流で吸気を加圧して送り込む過給手段５、前記過給手段５に供給する駆動流を制御する流体制御手段８、および前記流体制御手段８に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段（７、７-２）、で構成される内燃機関１の過給装４置において、前記過給手段５は、吸気系統の通路途中である吸気流入通路２２と吸気流出通路２３の間に設けた空気流量増幅器６と、前記空気流量増幅器６と前記流体制御手段８のポンプ式ミキサ８１に連通する駆動流通路４１と、で構成し、前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）は、前記流体制御手段８のポンプ式ミキサ８１に連通する各々の流体通路（８９、８９-２）を有し、一方の駆動流供給手段７は、燃料を加圧貯蔵する流体貯蔵手段であるタンク９１を備えた流体供給手段９、他方の駆動流供給手段７-２は、図示しない流体を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、内燃機関１により駆動される圧縮機を備えた圧縮空気供給手段、あるいは、ＥＧＲガスを還流する排気還流通路を備えた排気還流手段であって、前記流体制御手段８は、前記駆動流通路４１と前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）の各々の流体通路８９、８９-２）に連通する前記ポンプ式ミキサ８１と、前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）の各々の流体通路（８９、８９-２）に設けた駆動流の流量を制御する制御手段である流体センサ（８６，８６-２）と、制御弁（８５，８５-２）と、を備え、前記ポンプ式ミキサ８１は、前記各々の流体通路（８９、８９-２）に設けた駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプ（８１１，８１１-２）と、前記二台の容積型ポンプ（８１１，８１１-２）を機械的に連動する回転制御手段８１５と、で構成されることを特徴とする内燃機関１の過給装置４である。
前記流体供給手段９は、加圧貯蔵流体の貯蔵手段であるタンク９１と、緊急時の流体の供給停止手段である緊急遮断弁９３と、を有し、内燃機関１の過給装置４の吸気流出通路２３には過給センサ４４、各々の流体通路（８９、８９-２）の制御弁（８５，８５-２）とポンプ式ミキサ８１の間には流体センサ（８６、８６-２）を設け、排気通路３１には排気センサ３を設ける。
前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）から供給される駆動流は、圧縮貯蔵された燃料と前記燃料と圧縮貯蔵された前記燃料と異なる燃料または空気、圧縮機から供給される圧縮空気、あるいは排気還流流通路から還流されるＥＧＲガスであり、これらの気体の混合気が過給吸気として供給される内燃機関１は、火花点火機関でも圧縮着火機関でもよい。

過給装置４の作用は、前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）から供給される駆動流の前記ポンプ式ミキサ８１による前記駆動流の混合率を制御するために、図示しないＥＣＵ（Engine Control Unit）はアクセルペダルあるいはブレーキペダル操作等によるアクセル開度センサ（図示せず）、ブレーキ開度センサ（図示せず）、車速センサ（図示せず）、過給センサ４４、排気センサ３４等からの入力情報により運転者の意思や内燃機関１の運転状況を分析、判断、予測し、内燃機関１の運転状況に対応した目標混合率を算出する。
前記目標混合率に調整する制御方法は、前記ポンプミキサ８１に供給する前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）から供給される各々の駆動流の圧力を検知するために流体センサ（８６、８６-２）の入力情報をＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記制御弁（８５、８５-２）を制御して、後述する数式２（実施例４）を満足するように前記各々の駆動流圧力を調整することにより高い応答性で正確な駆動流の目標混合率に制御できる。
次に、前記ＥＣＵは内燃機関１の運転状況に対応した目標過給圧を算出し、前記目標過給圧に調整する方法は、前記過給センサ４４の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記ポンプ式ミキサ８１の前記回転制御手段８１５を制御して、後述する数式１（実施例４）を満足するように前記過給センサ４４の入力情報をフィードバックして前記過給手段５に供給する駆動流の流量および圧力を調整して目標過給圧に制御する。
前記回転制御手段８１５は、ＥＣＵの出力により回転数を制御できる電動機、あるいは無段変速機であり、前記二台の容積型ポンプ（８１１、８１１-２）に供給される駆動流の圧力エネルギにより回転力が発生する場合は回転制御手段には駆動トルクは必要ないので、ブレーキ力により回転数を制御できる可変ブレーキでもよい。
前記駆動流の混合率制御（数式２）、および内燃機関１の過給圧制御（数式１）の制御原理は、実施例４（図４）にて説明する。

前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）の一方である前記流体供給手段９の作用は、流体充填弁９８を開弁し、充填口９７から加圧充填される流体が逆止弁９６を通り、タンク９１に充填されて流体が加圧貯蔵され、内燃機関１ｓの運転時は、取り出し弁９２を開き、次に前記ＥＣＵにより緊急遮断弁９３が開弁して流体通路８９ｓに流体を流出するのは、従来のＬＰＧ内燃機関等と同様である。
前記二つの駆動流供給手段（７、７-２）の他方である駆動流供給手段７-２は、流体を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、内燃機関により駆動される圧縮機を備えた圧縮空気供給手段、あるいは、ＥＧＲガスを還流する排気還流通路を備えた排気還流手段である。
前記ポンプ式ミキサ８１を備えた流体制御手段８を設けた過給装置４により、流速や流量を測定するセンサを必要としないで、前記圧力制御による簡素な制御にて駆動流の混合率を高い応答性で正確に制御できる効果がある。
前記駆動流の混合率の設定と、前記ポンプ式ミキサ８１の駆動軸の回転数の制御により空気流量増幅器６に供給する駆動流の圧力調整ができるので、内燃機関１の運転状況に対応した前記駆動流の混合率と過給圧の制御が応答性良く正確に制御できる効果がある。
前記各吸入口の圧力を制御するので各駆動流の混合率の広い範囲の調整ができ、供給側である吸引口の圧力が吐出口の圧力より低い場合でも駆動流の逆流が発生しないので流体通路（８９、８９-２）に逆止弁を設ける必要が無く、小さな圧力の駆動流源でも混合ができる効果がある。
内燃機関１は、図５に示すような予混合火花点火機関、あるいは図３に示すような予混合圧縮着火機関となり、更に、予混合をリーン側に制御して筒内燃料供給手段を設けることにより点火装置付近に着火性のよい混合気層を形成して成層燃焼とする図２に示すようなリーンバーンエンジンとすることもできる。

図２は、実施例２の前記二つの駆動流供給手段が流体内圧方式である流体供給手段９と圧縮機方式である圧縮空気供給手段４５で構成された前記過給装置による火花点火機関の構成図である。
図２は、内燃機関１ｓの燃焼室に駆動流で吸気を加圧して送り込む過給手段５ｓ、前記過給手段５ｓに供給する駆動流を制御する流体制御手段８ｓ、および前記流体制御手段８ｓに駆動流を供給する二つの駆動流供給手段である流体供給手段９と圧縮空気供給手段４５、で構成される内燃機関１ｓの過給装置４ｓにおいて、前記過給手段５ｓは、吸気系統の通路途中である吸気流入通路２２ｓと吸気流出通路２３ｓの間に設けた空気流量増幅器であるエジェクタ６３と、前記エジェクタ６３と前記流体制御手段８ｓのポンプ式ミキサ８１ｓに連通する駆動流通路４１ｓと、で構成し、前記二つの駆動流供給手段である流体供給手段９と圧縮空気供給手段４５は、前記流体制御手段８ｓのポンプ式ミキサ８１ｓに連通する各々の流体通路（８９ｓ、８９ｓ２）を有し、流体を加圧貯蔵する流体貯蔵手段であるタンク９１を備えた流体供給手段９、および、内燃機関により駆動される圧縮機４６を備えた圧縮空気供給手段４５、であって、前記流体制御手段８ｓは、前記駆動流通路４１ｓと前記二つの駆動流供給手段の各々の前記流体通路（８９ｓ、８９ｓ２）に連通する前記ポンプ式ミキサ８１ｓと、前記二つの駆動流供給手段の各々の流体通路（８９ｓ、８９ｓ２）に設けた駆動流の圧力および／または流量を制御する制御手段である減圧弁８７と制御弁（８５ｓ、８５ｓ２）と、を備え、前記ポンプ式ミキサ８１ｓは、各々の前記流体通路（８９ｓ、８９ｓ２）に設けた駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプ（８１１ｓ、８１１ｓ２）と、前記二台の容積型ポンプ（８１１ｓ、８１１ｓ２）を機械的に連動する回転制御手段である可変ブレーキ８１６と、で構成されることを特徴とする内燃機関１ｓの過給装置４ｓである。
前記流体供給手段９ｓは、加圧貯蔵流体の貯蔵手段であるタンク９１ｓと、緊急時の流体の供給停止手段である緊急遮断弁９３ｓと、を有し、前記圧縮空気供給手段４５は、内燃機関１ｓによりクラッチ４６５を介して駆動される圧縮機４６と、前記圧縮機４６にエアクリーナ２１２からの吸気を供給する吸気流入通路２２と、前記圧縮機４６の下流に設けた冷却器４５と、前記圧縮機４６と並列に設けたリリーフ弁４７と、を有する。
内燃機関１ｓは、前記過給装置４ｓによる予混合火花点火機関とすることも、前記流体供給手段９の流体通路８９ｓに連通する燃料通路１３１を通ってタンク９１の燃料を高圧燃料ポンプ１３に供給し、前記高圧燃料ポンプ１３からフュエルレール１４を通って供給される高圧燃料をインジェクタ１２から適時に燃焼室に噴射することにより筒内噴射予混合機関とすることもできる。
内燃機関１ｓ、過給装置４ｓ、および排気通路３１ｓに設けた各センサは前記実施例１（図１）と同じである。

過給装置４ｓの作用は、前記二つの駆動流供給手段である前記流体供給手段９と前記圧縮空気供給手段４５から供給される駆動流の前記ポンプ式ミキサ８１ｓによる混合率を制御するために、ＥＣＵ（図示せず）はアクセルペダルあるいはブレーキペダル操作等によるアクセル開度センサ（図示せず）、ブレーキ開度センサ（図示せず）、車速センサ（図示せず）、過給センサ４４、排気センサ３４ｓ等からの入力情報により運転者の意思や内燃機関１ｓの運転状況を分析、判断、予測し、内燃機関１ｓの運転状況に対応した目標混合率を算出する。
前記目標混合率に調整する制御方法は、流体通路８９ｓに流体供給手段９から供給される駆動流の圧力を減圧弁８７で減圧していること以外は前記実施例１（図１）と同じであるので説明を省略する。
次に、前記ＥＣＵは内燃機関１の運転状況に対応した目標過給圧を算出し、前記目標過給圧に調整する方法は、前記過給センサ４４ｓの入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記ポンプ式ミキサ８１ｓの前記回転制御手段である可変ブレーキ８１６を制御して、前記数式１（実施例４）を満足するように前記過給センサ４４ｓの入力情報をフィードバックして前記過給手段５ｓの空気流量増幅器であるエジェクタ６３に供給する駆動流の流量および圧力を調整して目標過給圧に制御できる。
前記二つの駆動流供給手段は、前記流体供給手段９と前記圧縮空気供給手段４５であり、前記流体供給手段９の作用は、流体充填弁９８を開弁し、充填口９７から加圧充填される流体が逆止弁９６を通り、タンク９１に充填されて流体が加圧貯蔵され、内燃機関１ｓの運転時は、取り出し弁９２を開き、次に前記ＥＣＵにより緊急遮断弁９３が開弁して流体通路８９ｓに流体を流出するのは、従来のＬＰＧ内燃機関等と同様である。

圧縮空気供給手段４５の作用は、前記圧縮機４６が前記ＥＣＵの出力により制御されたクラッチ４６５を介して内燃機関１ｓの回転力により駆動し、前記圧縮機４６で発生する圧縮空気は前記リリーフ弁４７により圧力が設定値以上になるのを防止し、冷却器３８により断熱圧縮により温度上昇した圧縮空気を冷却し前記流体制御手段８ｓに供給する。
前記圧縮機４６の容量（吐出量）は、内燃機関１ｓの吸気量に過給時の絶対圧を乗じて過給手段５ｓの流量増幅比で除した容量に、圧縮空気の駆動流に対する占有率を乗じた容量となる。
前記ポンプ式ミキサ８１ｓにて燃料と前記圧縮空気との混合率を制御した駆動流を前記過給手段５ｓに供給し、前記過給手段５ｓにて吸気を前駆動流にて加速して過給することにより、前記燃料の駆動流混合率を空気流量増幅器である前記エジェクタ６３の空気流量増幅比で除した値が予混合気の燃料濃度となり、前記予混合気である前記圧縮空気と燃料が均一に混合したリーンな予混合を内燃機関１ｓの燃焼室に供給できる。
前記高圧燃料ポンプ１３からフュエルレール１４を通って供給される高圧燃料をインジェクタ１２から適時に燃焼室に噴射し、点火プラグ１１付近に着火性のよい混合気層を形成して成層燃焼によりリーンバーンエンジンとすることもできるので、前記均一な予混合気による大きな空気余剰率を必要としないので燃焼性及び出力効率が向上する効果がある。
前記過給手段５ｓにて吸気を前駆動流にて加速して過給するので、前記駆動流を駆動流圧力から過給圧（混合気圧力）に減圧（膨張）することにより前記駆動流は断熱膨張するので、前記駆動流が常温の場合は混合気の冷却効果がある。
流体供給手段９の圧縮貯蔵燃料は、水素、ＣＮＧ等の高圧貯蔵燃料がよい。

図３は、実施例３の前記二つの駆動流供給手段が流体内圧方式である流体供給手段９ｎとＥＧＲ方式であるＥＧＲガス供給手段で構成された前記過給装置による予混合圧縮着火機関の構成図である。
図３の過給手段５ｎはトランスベクタ６１で、前記トランスベクタ６１の上流に逆止弁５７を設け、内燃機関１ｎに連通する吸気流出通路２３ｎの途中にインタークーラ２５を設け、ポンプ式ミキサ８１ｎの回転制御手段は電動機８１７であり、駆動流供給手段が前記流体供給手段９ｎと前記ＥＧＲガス供給手段３５である。
前記ＥＧＲガス供給手段３５は、排気通路３１ｎと流体通路８９ｎ２に連通する排気還流通路３７と、前記流体通路８９ｎ２の途中に設けた冷却器３８と、前記排気還流通路３７の途中に設けたフィルタ３７と、で構成される。
内燃機関１ｎは予混合圧縮着火内燃機関で、軽油等の発火点の低い燃料を燃焼室に供給する筒内噴射装置は、タンク１９、サプライポンプ１７、コモンレール１８、およびインジェクタ１６等で構成される。
過給装置４ｓおよび排気通路３１ｎの各センサは前記実施例２（図２）と同じであり、前記る。

過給装置４ｎの作用は、前記二つの駆動流供給手段である前記流体供給手段９ｎと前記ＥＧＲガス供給手段３５から供給される駆動流の前記ポンプ式ミキサ８１ｎによる混合率を制御するために、ＥＣＵ（図示せず）は実施例２と同様の方法で目標混合率を算出する。
前記混合率は混合する前記駆動流が燃料とＥＧＲガスであるので、前記混合率を過給手段５ｎの空気流量増幅比で除した値が燃料濃度となり、同様に算出したＥＧＲ還流量も連動して制御するので、内燃機関１ｎはＥＧＲ還流量の裕度が大きい圧縮着火機関に適する。
前記目標混合率に調整する制御方法は、前記実施例２（図２）と同じであるので説明を省略する。
次に、前記ＥＣＵは内燃機関１の運転状況に対応した目標過給圧を算出し、前記目標過給圧に調整する方法は、前記過給センサ４４ｎの入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記ポンプ式ミキサ８１ｎの前記回転制御手段である電動機８１７を制御して、前記数式１（実施例４）を満足するように前記過給センサ４４ｎの入力情報をフィードバックして前記過給手段５ｎの空気流量増幅器であるトランスベクタ６１に供給する駆動流の流量および圧力を調整して目標過給圧に制御できる。
前記電動機８１は、回転数あるいはトルクを制御できるサーボモータ、ステッピングモータ、あるいはトルクモータ等でよい。
前記二つの駆動流供給手段は、前記流体供給手段９ｎと前記ＥＧＲガス供給手段３５であり、前記流体供給手段９ｎの作用は、前記実施例２の前記流体供給手段９と同じであり、前記ＥＧＲガス供給手段３５の作用は、排気通路３１ｎに連通する前記排気還流通路３７を通って還流されるＥＧＲガスを前記フィルタ３６にて濾過、遠心分離等により浄化し、前記冷却器３８にて冷却し流体通路８９ｎ２より流体制御手段８ｎに供給する。
前記ポンプ式ミキサ８１ｎにて燃料とＥＧＲガスとの混合率を制御した駆動流を前記過給手段５ｎに供給し、前記過給手段５ｎにて吸気を前駆動流にて加速して過給することにより、前記燃料の駆動流混合率を空気流量増幅器である前記トランスベクタ６１の空気流量増幅比で除した値が予混合気の燃料濃度となり、同様にＥＧＲガスの前記駆動流混合率を空気流量増幅器である前記トランスベクタ６１の空気流量増幅比で除した値が予混合気のＥＧＲガス還流率となり、前記予混合気である前記燃料と前記ＥＧＲガスが均一に混合した予混合を内燃機関１ｎの燃焼室に供給できる。
流体供給手段９ｎの圧縮貯蔵燃料は、水素、ＣＮＧ等の高圧貯蔵で理論空気量が小さい燃料がよい。

図４は、実施例４の二台の容積型ポンプである歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）を備えたポンプ式ミキサ８１ｇ（請求項１対応）の構成概念の説明図である。
図４は、過給手段、流体制御手段、および二つの駆動流供給手段、で構成される前記内燃機関の過給装置の、空気流量増幅器（図示せず）と流体制御手段８ｇのポンプ式ミキサ８１ｇに連通する駆動流通路４１ｇと、前記二つの駆動流供給手段（図示せず）は、前記流体制御手段８ｇのポンプ式ミキサ８１ｇに連通する各々の流体通路（８９ｇ、８９ｇ２）を有する、図示しない流体供給手段、圧縮空気供給手段、あるいは、排気還流手段であって、前記流体制御手段８ｇは、前記駆動流通路４１ｇと前記二つの駆動流供給手段の各々の流体通路（８９ｇ、８９ｇ２）に連通する前記ポンプ式ミキサ８１ｇと、前記二つの駆動流供給手段の各々の流体通路（８９ｇ、８９ｇ２）に設けた駆動流の圧力および／または流量を制御する制御手段である上流側に制御弁（８５ｇ、８５ｇ２）、下流側に流体センサ（８６ｇ、８６ｇ２）を備え、前記ポンプ式ミキサ８１ｇは、前記各々の流体通路に設けた駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプである歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）と、前記二台の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）を機械的に連動する回転制御手段である電動機８１７ｇと、で構成される。
前記二台の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）は同じ構造で、一方の歯車ポンプである歯車ポンプ８０ｇは、ハウジング８０４ｇ内に一組の歯車である駆動歯車８０７ｇと従動歯車８０８ｇが略密封状態で回動自在に設けられ、前記ハウジング８０４ｇには前記一組の歯車（８０７ｇ、８０８ｇ）の回転により輸送される流体の吸引口８０２ｇと吐出口８０１ｇが設けられ、前記駆動歯車８０７ｇと他方の歯車ポンプ８０ｇ２の駆動歯車８０７ｇ２を連動する駆動軸８０５ｇは、前記回転制御手段である電動機８１７ｇで回転制御される。

前記ポンプ式ミキサ８１ｇの作用は、駆動軸８０５ｇの角速度当たりの吐出容積が一定である前記歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）を機械的に連動する電動機８１７ｇにて回転制御することにより、前記二台の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）の各吸入口（８０２ｇ、８０２ｇ２）に各流体通路（８９ｇ、８９ｇ２）から供給される駆動流を前記駆動流通路４１ｇに連通する各吐出口（８０１ｇ、８０１ｇ２）に吐出する。
気体の体積が圧力に逆比例するボイルの法則より、前記ポンプ式ミキサ８１ｇの吐出容積Ｑ（Ｎｍ３／ｍｉｎ）は下記の数式１で表され、駆動流の混合率Ｍｇ（Ｍｇ２）は、下記の数式２で表される。

前記ポンプ式ミキサ８１ｇによる駆動流の混合を駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である前記二台の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）により行うので、各吐出容積（Ｑｇ、Ｑｇ２）は、数式２で表されるように各吸入口（８０２ｇ、８０２ｇ２）の駆動流内圧を前記制御手段により調整することにより混合率Ｍｇは制御できる。
具体的には、各々の吸入口の圧力（Ｐｇ、Ｐｇ２）を前記制御手段である前記流体センサ（８６ｇ、８６ｇ２）からの入力情報をＥＣＵに入力し、その情報を基に前記数式２を満足するように前記ＥＣＵの出力により前記制御弁（８５ｇ、８５ｇ２）を制御して各吸入口（８０２ｇ、８０２ｇ２）の駆動流内圧（Ｐｇ、Ｐｇ２）を調整することにより混合率Ｍｇが制御できる。
数式１から分かるように、ポンプ式ミキサ８１ｇの吐出容積Ｑは、歯車の歯の谷間容積（Ｖｇ、Ｖｇ２）と駆動歯車の歯数（Ｚｇ、Ｚｇ２）は前記ポンプ式ミキサ８１ｇの前記二台の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）による定数であり、変数は駆動軸回転数Ｒｇと前記吸入口の駆動流内圧（Ｐｇ、Ｐｇ２）であるので、数式２に従って前記駆動流内圧（Ｐｇ、Ｐｇ２）を調整して駆動流の前記混合率Ｍｇを制御し、数式１の残りの変数である駆動軸回転数Ｒｇを制御して前記吐出量Ｑを調整することにより過給圧を制御できる。
具体的には、吸気流出通路２３ｇ（図示せず）に設けた過給センサ４４ｇ（図示せず）からの過給圧の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、その情報を基に前記ＥＣＵの出力により前記回転制御手段である前記電動機８１７ｇを制御して前記電動機の回転数に比例する駆動流流量を調整することにより過給圧をフィードバック制御できる。
前記数式１と数式２の変数（制御因子）より分かるように、前記駆動流内圧（Ｐｇ、Ｐｇ２）の調整により前記独立制御できる駆動流の混合率Ｍｇの制御を行った後に、前記駆動軸回転数Ｒｇの調整による前記吐出容積Ｑｇの制御を行うことにより、前記ポンプ式ミキサ８１ｇによる駆動流の混合率Ｍｇと過給制御のための前記吐出容積Ｑを任意の値に調整でき、内燃機関の過給運転における吸気性状および過給圧を簡素な調整にて制御できる効果がある。

また、内燃機関と連動する回転制御手段（図５）とし、前記各々の吸入口の圧力（Ｐｇ、Ｐｇ２）を数式２を満足させながら増減させることにより、前記駆動流の混合率Ｍｇと前記過給圧を制御することもできる。
前記数式１および数式２は説明のための簡略式であり、歯車の噛合い時の綴じ込みによる駆動流の還流等による誤差は影響が小さいのでの補正式を省略している。
図４の歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）を同じ断面形状で駆動軸８０５ｇの軸方向の長さの調整、あるいは回転制御手段による回転の回転比を機械的あるいは電気的に調整することにより、前記駆動流内圧（Ｐｇ、Ｐｇ２）が小さい駆動流を大きな混合率の制御範囲にすることもできる。
前記流体が燃料の場合は、内燃機関の運転状況に応じて前記流体混合率を制御することにより、予混合吸気による燃焼特性を適正化できる。
本発明の過給装置は、従来の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圧縮された駆動流で吸気を流量増幅する過給手段であるので、前記歯車ポンプ式ミキサ８１ｇの前記吐出量Ｑは、過給状態の吸気容積を前記駆動流圧力、および過給手段の流量増幅比で除した容量（吐出量）でよいので、前記歯車ポンプ式ミキサ８１ｇは小型化が容易である。
歯車ポンプにて前記ポンプ式ミキサ８１ｇの説明を行ったが、ポンプ式ミキサは駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプであるので、ルーツ式ポンプ、スクリューポンプ等の容量が固定の容積型ポンプであればよく、前記駆動流内圧の調整による混合率の制御と前記回転制御手段による過給制御方法等の制御方法は同じである。

図５は、実施例５の前記ポンプ式ミキサを歯車ポンプ式ミキサ８２（請求項２対応）とし、駆動流供給手段を二つの流体内圧方式（９ｊ、９ｊ２）とする前記過給装置の構成説明図である。
図５は、前記流体制御手段において、前記ポンプ式ミキサ８２を一台の歯車ポンプ８２０から成る歯車ポンプ式ミキサ８２とし、前記歯車ポンプ式ミキサ８２は、一組の外接式歯車ポンプ８２０の歯車の回転を制御する回転制御手段である内燃機関１ｊの回転力を伝達するクラッチ８１９と無段変速機８１８と、前記駆動流通路４１ｊに連通する吐出口（図示せず）と、一方の歯車の歯の谷間空間と一方の前記流体通路のみに連通する第１の吸入口（図示せず）と、他方の歯車の歯の谷間空間と他方の前記流体通路のみに連通する第２の吸入口（図示せず）と、で構成されることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関１ｊの過給装置４ｊである。流体制御手段８ｊの流体通路（８９ｊ、８９ｊ２）に設けた制御弁（８５ｊ、８５ｊ２）等の制御手段の構成および作用は前記実施例２（図２）の流体通路８９ｓと同じである。
過給手段５ｊは、吸気流入通路２２ｊと吸気流出通路２３ｊの間に空気流量増幅器であるトランスベクタ６１ｊを設け、前記過給手段５ｊの駆動流通路途中である駆動流通路４１ｊと駆動流通路４１１の間に１次空気流量増幅器６０１を備え、大気圧の吸気系統である吸気吸入通路２２ｊと前記１次空気流量増幅器６０１の流入口とに連通する吸気副通路２８１を設け、更に前記吸気副通路２８１に流量増幅比を調整する制御弁２８２と、前記二つの空気流量増幅器のノズルの上流に逆流を防止する逆止弁（５７ｊ、５８）を設けた過給手段５ｊである。
駆動流供給手段は前記二つの流体内圧方式（９ｊ、９ｊ２）であり、前記流体内圧方式の構成および作用は前記実施例２（図２）の流体供給手段と同じであり、流体内圧方式９ｊから供給するＣＮＧ等のエネルギ密度の大きい燃料と流体内圧方式９ｊ２から供給する水素、水酸素ガス等の爆発限界が広い燃料を前記歯車ポンプ式ミキサ８２にて混合供給する。
内燃機関１ｊは、点火プラグ１１ｊを設けた過給予混合内燃機関である。

過給装置４ｊの作用は、前記流体供給手段（９ｊ、９ｊ２）から圧縮貯蔵流体の内圧により供給される駆動流を、流体制御手段８ｊの前記制御手段にて調整し、前記歯車ポンプ式ミキサ８２にて混合して過給手段５ｊに供給し、流量増幅比を調整できる前記過給手段５ｊと前記流体制御手段８ｊの調整制御にて、内燃機関１ｊの予混合と過給の運転制御を行う。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２の構成および作用は実施例６、７（図６〜８）にて、過給手段５ｊは実施例８（図９）にて、過給装置４ｊの作用である制御フローチャートは実施例９（図１０）にて行うので詳細説明は省略する。
前記歯車ポンプ８２０の歯車の回転は内燃機関１ｊの回転力を伝達するクラッチ８１９と無段変速機８１８により制御されるが、内燃機関１ｊの回転数に比例した回転力が得られるので、前記無段変速機８１８の調整範囲は過給圧の増減量と同程度でよく、減圧弁（８７ｊ、８７ｊ２）の設定により駆動流圧力を高く設定することにより、前記無段変速機８１８を可変ブレーキ（図示せず）に置き換えることもできる。
前記内燃機関１ｊは、点火プラグ１１ｊを設けた過給予混合内燃機関であるが、実施例２（図２）のようにインジェクタ１２、高圧燃料ポンプ１３等を設けて筒内燃料噴射装置を併用してリーンバーンエンジンとすることも、実施例３（図３）のようにインジェクタ１６、サプライポンプ１７等を設けて過給予混合圧縮着火燃機関とすることもできる。

図６は、実施例６の一組の外接式歯車ポンプで構成する歯車ポンプ式ミキサ８２ｒ（請求項２、３対応）の構成概念の説明図である。
図６は、二つの駆動流供給手段（図示せず）の各々の流体通路（８９ｒ、８９ｒ２）に設けた駆動流の圧力および／または流量を制御する制御手段である流体センサ（８６ｒ、８６ｒ２）と制御弁（８５ｒ、８５ｒ２）を備えた前記流体制御手段８ｒにおいて、前記ポンプ式ミキサを一台の歯車ポンプ８２０ｒから成る歯車ポンプ式ミキサ８２ｒとし、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒは、一組の外接式歯車ポンプ８２０ｒの片方の歯車である駆動歯車８０７ｒを駆動する回転制御手段である電動機８１７ｒと、前記駆動流通路４１ｒに連通する吐出口８０１ｒと、一方の歯車である従動歯車８０８ｒの歯の谷間空間と一方の前記流体通路８９ｒのみに連通する第１の吸入口８２１ｒと、他方の歯車である駆動歯車８０７ｒの歯の谷間空間と他方の前記流体通路８９ｒ２のみに連通する第２の吸入口８２１ｒ２と、で構成される。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒにおいて、駆動流に液体を添加する液体添加手段８４を設け、前記液体添加手段８４は、添加液の貯蔵手段である添加液タンク８４１と、前記第１の吸入口８２１ｒ、前記第２の吸入口８２１ｒ２、前記歯車ポンプの歯車噛合い部との間にできる負圧発生部（内圧Ｐ４部）に連通する添加液通路８４９、および前記添加液通路８４９に設けた制御弁８４２で構成される。

前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの作用は、前記二つの駆動流供給手段から供給される行動流が、各々の流体通路（８９ｒ、８９ｒ２）から第１および第２の吸入口（８２１ｒ、８２１ｒ２）に供給され、前記歯車ポンプ８２０ｒにて混合して吐出口８０１ｒから駆動流通路４１ｒに流出し、前記歯車ポンプ８２０ｒは回転制御手段である電動機８１７ｒにより回転制御される。
気体の体積が圧力に逆比例するボイルの法則より、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの吐出容積Ｑｂ（Ｎｍ３／ｍｉｎ）は下記の数式３で表され、駆動流の混合率Ｍｒ（Ｍｒ２）は下記の数式４で表される。

前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの混合率である駆動流の体積比Ｍｒの数式４は、前記実施例４（図４）の歯車ポンプ８０ｇの混合率である駆動流の体積比Ｍｇの数式２と同じであり、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの吐出容積Ｑｂ（数式３）は、前記実施例４（図４）の前記ポンプ式ミキサ８１ｇの吐出容積Ｑ（数式１）の１／２の値であることが分かり、これは前記ポンプ式ミキサ８１ｇは二台の前記歯車ポンプ（８０ｇ、８０ｇ２）を備え、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒは一台の歯車ポンプ８２０ｒであることによる。
本発明の過給装置は、従来の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圧縮された駆動流で吸気を流量増幅する過給手段であるので、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの前記吐出量Ｑｂは、過給状態の吸気容積を前記駆動流圧力、および過給手段の流量増幅比で除した容量（吐出量）でよいので小型化でき、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒは一台の歯車ポンプ８２０ｒであるので簡素な構成にできる。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの吐出容積Ｑｂを前記ポンプ式ミキサ８１ｇの吐出容積Ｑと同じ吐出容積にするには、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒの歯車ポンプ８２０ｒの吐出容積または回転制御手段である電動機８１７ｒの回転数を２倍にする、または両方の増加率の積を２倍にすることで、吐出容積Ｑｂは同じにできる。
歯車ポンプ式ミキサ８２ｒは、前記前記実施例４（図４）のポンプ式ミキサ８１ｇと同じ方法で混合率ＭＲ、および駆動軸回転数Ｒｇを制御できる。
具体的には、数式４に従って前記駆動流内圧（Ｐｒ、Ｐｒ２）を調整して駆動流の前記混合率Ｍｇを制御し、数式３の残りの変数である駆動軸回転数Ｒｒを制御して前記吐出量Ｑｂを調整することにより過給圧を制御できる。
具体的な制御方法は、前記実施例４（図４）と同じであるので、説明を省略する。

前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒに連通する流体添加手段８４の作用は、前記歯車ポンプ８２０ｒの駆動歯車８０７ｒと従動歯車８０８ｒとの歯車の噛合い時の綴じ込みによる駆動流の還流は少なく、前記噛合いから各々の吸入口（８２１ｒ、８２１ｒ２）に連通するまでの歯の谷間容積が増大（膨張）することにより真空に近い負圧（Ｐ４）となる負圧空間が発生し、前記歯車（８０７ｒ、８０８ｒ）の摺動部でないハウジング８２２の内側面の前記負圧発生空間に連通する前記添加液通路８４９を通って添加液タンク８４１に貯蔵する添加液が負圧吸引により輸送されるので添加液供給用のポンプが不要であり、前記添加液通路８４９に設けた制御弁８４２により供給量は制御される。
前記歯の谷間の負圧空間に供給される前記添加液は液体であるので体積が小さく、前記負圧（Ｐ４）には大きな影響はない。
前記歯の谷間の負圧空間に供給された添加液は、それぞれの吸引口（８２１ｒ、８２１ｒ２）に連通することにより、各々の駆動流の内圧（Ｐｒ、Ｐｒ２）と前記負圧（Ｐ４）との圧力差により前記歯の谷間空間に流入し、添加液は前記駆動流により前記歯の谷間空間に拡散、霧化、あるいは気化することにより、歯車ポンプで気体を輸送する場合に懸念される歯面の冷却、摺動部の潤滑、および密閉性の向上等の効果がある。
添加液は、潤滑油、冷却剤、エマルジョン燃料、水、水と界面活性剤等で、前記エマルジョン燃料の場合は、予混合吸気として燃焼することにより窒素酸化物や粒子状物質の削減効果がある。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｒは、一組の外接式の歯車ポンプを改良した簡素な構造で主要な回転部品が加工が容易な二つの歯車のみであるので信頼性が高く、トップクリアランス、サイドクリアランス等のハウジングの密封摺動部が円柱状の簡単な形状で加工が容易であるので安価に製作できる効果がある。

図７は、実施例７の一組の歯車ポンプで構成する歯車ポンプ式ミキサ（請求項２、３対応）の断面図と接続回路図である。
図７の前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋの歯車ポンプ８２０ｋは形状が異なるが構成は前記実施例６（図６）と同じであるので説明を省略する。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋは、駆動流に液体を添加する液体添加手段８４ｋを設け、前記液体添加手段８４ｋは、添加液の貯蔵手段である添加液タンク（８４１ｋ、８４１ｋ２）と、前記第１の吸入口８２１ｋ１、前記第２の吸入口８２１ｋ２、および前記歯車ポンプ８２０ｋの歯車噛合い部との間にできる二か所の独立した負圧発生部に連通する添加液通路（８４９ｋ、８４９ｋ２）と、前記二か所の独立した負圧発生部からの逆流を防止する逆止弁（８４ｋ、８４ｋ２）から成る。
前記歯車ポンプ８２０ｋの歯車の歯型はインボリュート歯車より、すべりが少ないトロコイド歯車がよく、ケース８２３は本図に示す断面の押し出し成形材とし、両方の開口端の切欠き部（Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３）を切削加工することにより部品点数が少なく加工性に良い構成となる。

図７の前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋの歯車ポンプ８２０ｋの作用は前記実施例６（図６）と同じであるので説明を省略する。
液体添加手段８４の作用は、前記実施例６と同様に負圧により添加液を負圧空間に供給し、各添加液タンク（８４１ｋ、８４１ｋ２）に粘度、沸点、比熱等の異なる添加液を貯蔵し、運転状況に応じて、制御弁（８４２ｋ、８４２ｋ２）を切換えて適切な添加液を供給できる。
前記二か所の独立した負圧発生部に連通する添加液通路（８４９ｋ、８４９ｋ２）は、駆動歯車８０７ｋまたは従動歯車８０８ｋの歯先とケース８２３とのトップクリアランス部に開口しているので歯先が通過すると添加液を閉鎖空間である前記歯車の歯の谷間空間に添加液を流出する。
次に、前記歯の谷間空間が各々の吸入口に連通すると前記両方の開口端の切欠き部（Ｃ１、Ｃ２）より駆動流が前記歯車の軸方向の中央部に向けて流入するので、前記添加液は歯車の谷間空間に霧化拡散して充満し、摺動面と歯面全体に拡散塗布される。
前記歯車の回転位相により前記開口部に流体通路（８９ｋ、８９ｋ２）から供給される駆動流の内圧がかかるので前記逆止弁（８４ｋ、８４ｋ２）にて逆流を防止する。

図８は、前記実施例７の歯車ポンプ式ミキサ８２ｋの鳥瞰図で、前記図７の断面図はケース８２３を手前開口部から見た断面図である。
図８の歯車ポンプ式ミキサ８２ｋは、一台の歯車ポンプ８２０ｋから成る歯車ポンプ式ミキサ８２ｋであり、前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋは、一組の外接式歯車ポンプ８２０ｋの片方の歯車である駆動歯車８０７ｋの回転を制御する回転制御手段である電動機８１７ｋと、前記駆動流通路４１ｋに連通する吐出口８０１ｋと、一方の歯車である従動歯車８０８ｋの歯の谷間空間と一方の前記流体通路８９ｋのみに連通する第１の吸入口８２１ｋ１と、他方の歯車である駆動歯車８０７ｋの歯の谷間空間と他方の前記流体通路８９ｋ２のみに連通する第２の吸入口８２１ｋ２と、で構成される。
歯車ポンプ式ミキサ８２ｋの前記二か所の独立した負圧発生部に連通する添加液通路（８４９ｋ、８４９ｋ２）を通って液体添加手段８４ｋ（図示せず）から添加液が供給される。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋは、ケース８２３の内部に一組の前記歯車ポンプ８２０ｋを有し、前記ケース８２３は略円筒状で、一方の開口部は駆動流通路４１ｋと流体通路（８９ｋ、８９ｋ２）に連通するフランジ８２４、他方の開口部は回転制御手段である前記電動機８１７ｋに連動する駆動軸８０５ｋが回動自在に貫通しているブラケット８２５を固着する。
前記歯車ポンプ式ミキサ８２ｋ、液体添加手段８４ｋ（図示せず）の作用は、前記実施例６、７と同じである。

図９は、実施例８の２段流量増幅ができる過給手段５ｍの過給運転中（２段流量増幅時）の断面図である。
前記過給手段５ｍは、前記実施例５（図５）の過給手段５ｊと同じ空気圧回路構成で過給手段５ｊの１次空気流量増幅器６０１を１次フロートランスベクタ６２１としたものである。
トランスベクタ６１ｍの駆動流通路途中である駆動流通路４１ｍと駆動流通路４１１ｍの間に、吸気を１次流量増幅する前記１次空気流量増幅器である１次フロートランスベクタ６２１と、前記トランスベクタ６１ｍの上流と前記１次フロートランスベクタ６２１の流入口に連通する制御弁２８２ｍを備えた吸気副通路２８１ｍと、を備え、前記トランスベクタ６１ｍのノズルの上流には逆止弁５７ｍ、前記１次フロートランスベクタ６２１のノズルの上流には逆止弁５８ｍを設ける。
前記トランスベクタ６１ｍは、駆動流を流出するノズル６１５ｍの吸気通路径を吸気流入通路２２ｍおよび吸気流出通路２３ｍより大きくしており、前記制御弁２８２ｍはバタフライバルブで、アクチェータ（図示せず）にて作動する。

前記過給手段５ｍの作用は、１次空気流量増幅器６０１である１次フロートランスベクタ６２１で流量増幅した吸気副通路２８１ｍからの吸気を、前記トランスベクタ６１ｍの駆動流として供給して２段流量増幅を行うので、前記１次フロートランスベクタ６２１の流量増幅を、吸気副通路２８１ｍに設けた制御弁２８２ｍの開閉切換により、１段流量増幅と２段流量増幅の切換えを行うことができる。
過給手段５ｍの２段流量増幅時の流量増幅比は、２次空気流量増幅を行うトランスベクタ６１ｍの流量増幅比と、１次空気流量増幅器である１次フロートランスベクタ６２１の流量増幅比の積であるので、トランスベクタ６１ｍによる１段流量増幅時と、前記２段流量増幅時との中間の流量増幅比に前記制御弁２８２ｍの開度調整により制御できる。
過給手段５ｍは、前記２段流量増幅を行う事により大きな流量増幅比にできるので、過給手段５ｍに供給する駆動流圧力は上昇する必要があるが、駆動流流量を小さくできる利点があり、駆動流が燃料の場合は流量増幅比の逆数が空燃比（体積比）となるので、後述する爆発限界による燃焼特性からの制御範囲の拡大効果がある。
前記逆止弁５７ｍと逆止弁５８ｍは、内燃機関の急激な減速時のサージング等により発生する空気流量増幅器の逆流流量増幅現象を防止する効果があり、安定した過給運転ができる。

図１０は、実施例９の過給装置の制御フローチャートで、前記実施例５（図５）において前記二つの流体供給手段（９ｊ、９ｊ２）の圧縮貯蔵流体がＣＮＧと水素である。
内燃機関１ｊの燃料はＣＮＧと水素であるので、駆動流における混合率は、理論空気量および発熱量が大きいＣＮＧの混合率が大きいほど内燃機関の出力は増大する。
内燃機関１ｊの過給装置４ｊは、ＥＣＵにて各入出力情報を制御し、加速あるいは減速等の制御判断は、アクセルペダルあるいはブレーキペダル操作等によるアクセル開度センサ（図示せず）、ブレーキ開度センサ（図示せず）、車速センサ（図示せず）、排気センサ３４ｊ等からの入力情報により、運転者の意思や内燃機関１ｊの運転状況を分析、判断、予測し、各運転制御サブルーチン（Ｓ６０１，Ｓ６０３等）を本制御フローチャートに従い実行する。
まず、前記ＥＣＵは、前記アクセル開度センサ、車速センサ、排気センサ３４ｊ等の入力情報により内燃機関１ｊの運転状況を分析、予測し、ＣＮＧ混合率の目標値を算出して内燃機関の出力が不足であるかを判断する（ステップＳ６００）。
ここで、内燃機関の出力が不足であると判断した場合は。加速サブルーチン（ステップＳ６０１）を実行する。
具体的には、前記流体制御手段８ｊの流体センサ（８６ｊ、８６ｊ２）の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記制御弁（８５ｊ、８５ｊ２）を制御して歯車ポンプ式ミキサ８２に設けた歯車ポンプ８２０の各々の吸入口の圧力を前記数式４に従って調整することにより駆動流のＣＮＧ混合率を目標値に上昇し、内燃機関の出力を増大する。
一方、内燃機関の出力が不足でないと判断した場合は、次に前記アクセル開度センサ、車速センサ、過給センサ４４ｊ、排気センサ３４ｊ等の入力情報により内燃機関１ｊの運転状況を分析、予測し、内燃機関の出力が過剰であるかを判断する（ステップＳ６０２）。
ここで、内燃機関の出力が過剰であると判断した場合は、減速サブルーチン（ステップＳ６０３）を実行する。
具体的には、前記流体制御手段８ｊの流体センサ（８６ｊ、８６ｊ２）の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により前記制御弁（８５ｊ、８５ｊ２）を制御して歯車ポンプ式ミキサ８２に設けた歯車ポンプ８２０の各々の吸入口の圧力を前記数式４に従って調整することにより駆動流のＣＮＧ混合率を目標値に低下し、出力を減少する。

一方、出力が過剰でないと判断した場合、あるいは前記加速サブルーチン（ステップＳ６０１）または前記減速サブルーチン（ステップＳ６０３）を実行した場合は、次に、予混合気がリッチであるかを判断する（ステップＳ６０４）。
具体的には、流体センサ（８６ｊ、８６ｊ２）の入力情報により燃料の混合率を判断し、駆動流センサ４３ｊ、過給センサ４４ｊ、排気センサ３４ｊ等の入力情報により、内燃機関１ｊの運転状況、前記燃料混合率、燃料濃度等を分析し、燃料濃度とＣＮＧ混合率の特性図（図１１）のマップデータにより予混合気がリッチ過ぎるかを判断する（ステップＳ６０４）。
前記燃料濃度は、内燃機関１ｊの回転数と過給圧の積により吸気容積を求め、前記歯車ポンプ式ミキサ８２に設けた歯車ポンプ８２０の各々の吸入口の圧力と歯車ポンプ８２０の回転数より駆動流の容積を求めることにより燃料濃度を求めることができる。
ここで、予混合気が運転状況に対してリッチ過ぎると判断した場合は、燃料濃度低下サブルーチン（ステップ６０５）を実行する。
具体的には、アクセル開度センサ（図示せず）、車速センサ（図示せず）、排気センサ３４ｊ等の入力情報を前記ＥＣＵに入力して内燃機関１ｊの運転状況を判断し、前記ＥＣＵの出力により前記過給手段５ｊの制御弁２８２の開度を大きくし、前記過給手段５ｊの流量増幅比を大きくすることにより予混合気の燃料濃度を小さくする。
一方、予混合気が運転状況に対してリッチ過ぎると判断しなかった場合は、次に、前記ステップ６０４と同じ判定方法で予混合気がリーン過ぎるかを判断する（ステップ６０６）。
ここで、運転状況に対して予混合気がリーン過ぎると判断した場合は、燃料濃度上昇サブルーチン（ステップ６０７）を実行する。
具体的には、アクセル開度センサ、車速センサ（図示せず）、排気センサ３４ｊ等の入力情報を前記ＥＣＵに入力して内燃機関１ｊの運転状況を判断し、前記ＥＣＵの出力により前記過給手段５ｊの制御弁２８２の開度を小さくし、前記過給手段５ｊの流量増幅比を小さくすることにより予混合気の燃料濃度を大きくする。

一方、予混合気が運転状況に対してリーン過ぎないと判断した場合、あるいは前記燃料濃度低下サブルーチン（ステップＳ６０５）または前記燃料濃度上昇サブルーチン（ステップＳ６０７）を実行した場合は、次に、過給センサ４４ｊ、駆動流センサ４３ｊ、排気センサ３４ｊ、前記車速センサ等の入力情報により内燃機関の運転状況、燃焼状況等を判断し過給圧が不足であるかを判断する（ステップ６０８）。
ここで、過給圧が不足であると判断した場合は、過給圧上昇サブルーチン（ステップ６０９）を実行する。
具体的には、過給圧センサ４４ｊ等の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により流体制御手段８ｊの無段変速機８１８の変速比を調整し、前記歯車ポンプ８２０の駆動歯車の回転数を増速して過給圧を上昇側に制御する。
一方、過給圧が不足であると判断しなかった場合は、次に、過給圧が過剰であるかを判断する（ステップ６１０）。
ここで、前記ステップ６０８と同じ判定方法により過給圧が過剰であると判断した場合は、過給圧低下サブルーチン（ステップ６１１）を実行する。
具体的には、過給圧センサ４４ｊ等の入力情報を前記ＥＣＵに入力し、前記ＥＣＵの出力により流体制御手段８ｊの無段変速機８１８の変速比を調整し、前記歯車ポンプ８２０の駆動歯車の回転数を減速して過給圧を下降側に制御する。
一方、過給圧が過剰であると判断しなかった場合、あるいは前記過給圧上昇サブルーチン（ステップＳ６０９）または前記過給圧低下サブルーチン（ステップＳ６１１）を実行した場合は、次に、前記ＥＣＵはＲＥＴＵＲＮを実行し、本処理ルーチンを一旦終了する。
以上の制御フローチャートに従って、過給装置４ｊによる過給運転制御を各サブルーチンにて実行することにより、前記燃料濃度とＣＮＧ混合率の概要特性図（図１１）に示すように、内燃機関１ｊの運転状況に適応する、任意の燃料濃度で、任意のＣＮＧ混合率の予混合気を、任意の過給圧で内燃機関１ｊに供給でき、本制御フローチャートは内燃機関１ｊの運転中は繰り返し実行される。
尚、流体制御手段８ｊのクラッチ８１９は、前記ＥＣＵの出力により、過給運転時はＯＮ、慣性運転時等の燃料カット時はＯＦＦに制御される。
内燃機関１ｊの運転状況に対応した制御以外の制御として、両方の燃料の残量に比例した混合率で燃料供給して両燃料を均等消費する等の制御選択もできる。
前記ＥＣＵの出力により前記制御弁（８５ｊ、８５ｊ２）を制御し、歯車ポンプ式ミキサ８２に設けた歯車ポンプ８２０の各々の吸入口の圧力を同じ比率で増減し、ＣＮＧ混合率を維持しながら過給圧制御を行うことにより過給圧制御域が制御できる場合は、前記無段変速機８１８を省略できる。

図１１は、前記実施例９の過給装置４ｊの空気流量増幅比（燃料濃度）と予混合燃料におけるＣＮＧ混合率（体積％）の試算による概要特性図である。
前記実施例９は、ＣＮＧと水素を前記制御フローチャート（図１０）に従って、内燃機関１ｊの運転状況に対応して流体制御手段８ｊの歯車ポンプ式ミキサ８２等にて燃料混合率、無段変速機８１８等にて駆動流圧力、および過給手段５ｊの制御弁２８２にて空気流量増幅比を調整することにより燃料濃度を制御できる。
前記制御にて、ＣＮＧと水素は爆発限界が異なるので、燃料におけるＣＮＧ燃料混合率により燃料濃度を調節する等により爆発限界の適合性（リーン側、リッチ側等）を制御することができ、本図はその制御を行うための試算によるマップである。
本図の、横軸はＣＮＧ混合率（体積％）で、燃料（ＣＮＧと水素）に占めるＣＮＧの体積占有率（＝ＣＮＧ／（ＣＮＧ＋Ｈ2）)であり、縦軸左は前記過給手段５ｊの空気流量増幅比であり、縦軸右は前記空気流量増幅比から逆算した前記ＣＮＧと水素からなる燃料濃度（体積％）であ。
本図に記載の、前記実施例５の前記過給手段５ｊの制御域（空気流量増幅比）は、制御弁２８２の全閉時の一段流量増幅から全開時の２段流量増幅まで無段に調整ができるので、前記過給手段５ｊの制御できる空気流量増幅比（予想値）の範囲を示している。
本図に記載の、爆発限界（リーン側とリッチ側）は、ＣＮＧと水素の爆発限界の上限、下限、および理論空気量をＣＮＧ混合率の０％（水素）と１００％（ＣＮＧ）の値として記載し、各々の概要特性は体積占有率により変化するものとして前記各々の上限、下限、および理論空気量を直線で結び、理論空気量より上限側を爆発限界のリッチ側、理論空気量より下限側を爆発限界のリーン側とした。
次１１の図中上部の四本の矢印（Ｓ６０１等）は、前記過給装置の制御フローチャート（図１０）の該当するサブルーチンＮｏ．（Ｓ６０１等）で、前記矢印の方向は前記サブルーチンの作用する方向である。
試算による概要特性図である本図と、後述する図１２および図１４に示す各々の制御域は、前記実施例５（図５）の過給手段５ｊの流量増幅比の予想値であり、空気流量増幅器の設計仕様等により流量増幅比の値は変化する。

図１２は、前記図１１の燃料であるＣＮＧと水素を、ＬＰＧと水素に置き換えた場合の試算による概要特性図である。
概要特性図である本図の作図方法は、前記図１１と同じであるので説明は省略する。
本図に示す制御域は、前記実施例５（図５）の過給手段５ｊの流量増幅比の予想値である。
燃料をＣＮＧより理論空気量が大きいＬＰＧに置き換えることにより、過給の制御域がリッチ側にシフトし、実用域である混合率が３０〜１００％では十分なリーン域が確保できないことが分かる。
この問題を解決するには、後述する実施例１０（図１３、１４）にて、実用域である混合率が３０〜１００％での十分なリーン域が確保できる。

図１３は、実施例１０の、二つの歯車ポンプを備えた複合ポンプ式ミキサ８３（請求項４対応）と、三つの駆動流供給手段を設けた過給装置４ｔの構成図である。
図１３は、内燃機関１ｔの過給装置４ｔにおいて、前記一方の駆動流供給手段と前記他方の駆動流供給手段を二つ設けた三つの前記駆動流供給手段とし、前記三つの駆動流供給手段である二つの流体供給手段（９ｔ１，９ｔ２）と圧縮空気供給手段４５ｔを設け、前記流体制御手段８ｔの前記歯車ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサ８３とし、前記複合ポンプ式ミキサ８３は、前記三つの駆動流過給手段の各々の流体通路（８９ｔ１、８９ｔ２、８９ｔ３、８９ｔ４）が吸引口に連通する複数の容積型ポンプである二台の歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）と、前記複合ポンプ式ミキサ８３の全ての容積型ポンプである前記二台の歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）の吐出口と連通する駆動流通路４１ｔと、前記複合ポンプ式ミキサ８３の全ての容積型ポンプである前記二台の歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）を機械的に連動する回転制御手段である電動機８１７ｔと、で構成されることを特徴とする内燃機関１ｔの過給装置４ｔである。
流体制御手段８ｔは、前記三つの駆動流供給手段の各々の流体通路（８９ｔ１、８９ｔ２、８９ｔ３、８９ｔ４）に設けた駆動流の圧力および流量を制御する制御手段である減圧弁（８７ｔ１，８７ｔ３）と、制御弁（８５ｔ１、８５ｔ２、８５ｔ３、８５ｔ４）と、流体センサ（８６ｔ１、８６ｔ２、８６ｔ３、８６ｔ４）と、を備えている。
内燃機関１ｔは、前記流体供給手段９ｔ１の流体通路８９ｔ１に連通する燃料通路１３１ｔを通ってタンク９１ｔ１のＣＮＧ（またはＬＰＧ）を高圧燃料ポンプ１３ｔに供給し、前記高圧燃料ポンプ１３ｔからフュエルレール１４ｔを通って供給される高圧燃料をインジェクタ１２ｔから適時に燃焼室に噴射する筒内噴射と予混合によるリーンバーンエンジンであり、燃料をＣＮＧ（またはＬＰＧ）と水素とするバイフューエルエンジンである。

過給装置４ｔの作用は、二つの流体内圧方式（９ｔ１）から供給されるＣＮＧ（またはＬＰＧ）と流体内圧方式（９ｔ２）から供給される水素を、圧縮機方式４５ｔから供給される圧縮空気と体積比で１：１に前記二台の歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）から成る前記複合ポンプ式ミキサ８３で混合し、前記歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）の全ての吐出口と連通する駆動流通路４１ｔを通って前記ＣＮＧ（またはＬＰＧ）と水素と圧縮空気が混合した駆動流を過給手段５ｔに供給する。前記各々の燃料と圧縮空気とを体積比で１：１に混合するのは、前記実施例６の数式４に従って各々の燃料と圧縮空気の吸入口（図示せず）の駆動流内圧を同じに制御することでできる。
前記二台の歯車ポンプ（８２０ｔ１、８２０ｔ２）は、前記実施例５〜７に記載の歯車ポンプと構成、作用は同じであり、流体制御手段８ｔの制御方法は実施例２、５、９と同じであるので説明を省略する。
前記過給装置４ｔは、ＣＮＧ（またはＬＰＧ）と水素に圧縮空気を１：１（体積比）の混合比で混合して燃料濃度を低下させて説明しているが、前記混合比は図１４に示す空気流量増幅比（燃料濃度）と予混合燃料におけるＬＰＧ混合率（体積％）の試算による概要特性図の説明が容易となるように１：１としたもので、前記混合比は任意に変更して制御できる。
前記過給装置４ｔに前記複合ポンプ式ミキサ８２０ｔ１を設けることにより、前記三つの駆動流供給手段の駆動流にて過給と予混合を行い、各吸入口の圧力制御により駆動流の混合率を制御し、回転制御手段の電動機８１７ｔにより駆動流の流量比を応答性良く正確に制御できるので、理論空気量が大きいＬＰＧと水素燃料の各々に圧縮空気を混合して図１４に示すように燃料濃度の制御範囲の拡大によるＬＰＧ燃料でのリーンバーンエンジンができる効果がある。
本図において、タンク９１ｔ１にＬＰＧを貯蔵する場合は、駆動流内圧が小さいので減圧弁８７ｔ１を省略し、ベーパライザを追加することもできる。

図１４は、前記実施例１０の、燃料がＬＰＧと水素の場合の過給手段の空気流量増幅比と予混合燃料におけるＬＰＧ混合率（体積％）の試算による概要特性図である。
概要特性図である本図の作図方法は、前記図１１と同じであるので説明は省略する。
本図に示す制御域は、前記実施例５（図５）の過給手段５ｊの流量増幅比の予想値である。
理論空気量が大きいＬＰＧと燃焼範囲が広い水素を主燃料とするが、実用域であるＬＰＧ混合率が３０〜１００％では十分なリーン域が確保でき、前記リーンバーンエンジンとしてのＬＰＧの筒内噴射量が確保できることが分かる。
ＬＰＧの予混合は、前記複合ポンプミキサ８３にて一次混合が行われ、前記制御されたＬＰＧ混合率の駆動流となり、過給手段５ｔで過給路同時に二次混合（あるいは三次混合）が行われるので、予混合は吸気と燃料が十分に拡散混合しているので、燃焼性効率がよく過剰空気量が殆んど必要が無い燃焼となるので、燃焼効率が向上し出力が増大する効果がある。

図１５は、実施例１１の、二つの容積型ポンプを電動機にて電気的に連動する複合ポンプ式ミキサ８３ｕと、三つの駆動流過給手段を設けた前記内燃機関の過給装置の構成図である。
図１５は、前記内燃機関１ｕの過給装置４ｕにおいて、前記一方の駆動流供給手段と前記他方の駆動流供給手段を二つ設けた三つの前記駆動流供給手段とし、前記三つの駆動流供給手段である流体供給手段９ｕ、圧縮空気供給手段４５ｕ、およびＥＧＲガス供給手段３５ｕを設け、前記流体制御手段８ｕの前記ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサ８３ｕとし、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕは、前記三つの駆動流過給手段の各々の流体通路（８９ｕ１、８９ｕ２、８９ｕ３）が吸引口（図示せず）に連通する複数の容積型ポンプである容積型ポンプ８１１ｕと歯車ポンプ８２０ｕと、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕの全ての容積型ポンプである前記容積型ポンプ８１１ｕと歯車ポンプ８２０ｕの吐出口と連通する前記駆動流通路４１ｕと、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕの全ての容積型ポンプである前記容積型ポンプ８１１ｕと歯車ポンプ８２０ｕを電気的に連動する回転制御手段である電動機（８１７ｕ、８１７ｕ２）と、で構成される請求項２に記載の内燃機関１ｕの過給装置４ｕである。
前記三つの駆動流供給手段である流体供給手段９ｕ、圧縮空気供給手段４５ｕ、およびＥＧＲガス供給手段３５ｕは、前記実施例２、１０と構成は同じである。
内燃機関１ｕは、サプライポンプ１７ｕ、コモンレール１８ｕ、インジェクタ１６ｕ等から成る燃料噴射装置を設けた予混合圧縮着火機関である。

過給装置４ｕの作用は、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕにより前記三つの駆動流供給手段である流体供給手段９ｕ、圧縮空気供給手段４５ｕ、およびＥＧＲガス供給手段３５ｕから供給される各駆動流を内燃機関１ｕの運転状況に応じて、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕにて混合する混合比と駆動流流量を、制御手段である減圧弁８７ｕ１、制御弁（８５ｕ１、８５ｕ２、８５ｕ３）および流体センサ（８６ｕ１、８６ｕ２、８６ｕ３）と、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｕの回転制御手段である電動機（８１７ｕ、８１７ｕ２）ＥＣＵの出力によりお各々の回転数を調整し、予混合気の燃料濃度、ＥＧＲ還流量、過給圧を制御し、制御方法は前記実施例２、１０と同じである。
前記流体供給手段９ｕの燃料は、前記ＥＧＲガス供給手段３５ｕからのＥＧＲガスと混合し、ＥＧＲガスの未燃焼物（ＰＭ、デポジット等）と燃料が混合し、過給手段を含めて多段混合することにより可燃範囲内に制御された均一な予混合気となり、燃焼性の向上効果がある。
前記流体供給手段９ｕの燃料は圧縮貯蔵燃料であるＣＮＧ、ＬＰＧ等であり、前記インジェクタ１６ｕから供給する燃料は発火点の低い軽油等である。

図１６は、実施例１２の、二つの歯車ポンプ（８２０ｇ、８２０ｇ２）を回転制御する可変ブレーキ８１６ｇを備えた複合ポンプ式ミキサ８３ｇと、四つの駆動流供給手段を設けた内燃機関１ｇの過給装置４ｇの構成図である。
図１６は前記複合ポンプ式ミキサ８３ｇを備えた内燃機関１ｇの過給装置４ｇで、前記実施例１０（図１３）の過給装置４ｔの三つの前記駆動流供給手段である二つの流体供給手段（９ｔ１，９ｔ２）と圧縮空気供給手段４５ｔと同じ構成で、更にＥＧＲガス供給手段３５ｇを設けた四つの駆動流供給手段を設けた内燃機関１ｇの過給装置４ｇであり、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｇの回転制御手段が可変ブレーキ８１６ｇであること以外は、前記実施例１０と構成は同じである。
本図の内燃機関１ｇは、前記予混合気とインジェクタ１２ｇから適時に燃焼室に噴射する筒内噴射と予混合によるリーンバーンエンジンであり、燃料をＣＮＧ（またはＬＰＧ）と水素とするバイフューエルエンジンである。

過給装置４ｇの作用は、流体制御装置８ｇに設けた前記複合ポンプ式ミキサ８３ｇの二台の歯車ポンプ（８２０ｇ、８２０ｇ２）により、タンク９１ｇ１のＣＮＧ，ＬＰＧ等の理論空気量の大きい燃料を圧縮空気供給手段４５ｇから供給される圧縮空気と正確な混合率で混合し、タンク９１ｇ２の水素等の燃焼範囲が広い燃料とＥＧＲガス供給手段３５ｇから供給されるＥＧＲガスを正確な混合率で混合し、前記両方の混合気を過給手段５ｇに供給し、内燃機関１ｇの運転状況に対応して前記流体制御装置８ｇを制御するすことにより、混合気の燃料濃度、駆動流の燃料混合率、ＥＧＲ還流量、および過給圧を制御することができる。
制御方法は、前記可変ブレーキはＥＣＵの出力により制御されること以外は、前記実施例１０、１１と同様である。
本図の前記過給装置４ｇにより、内燃機関１ｇの運転状況に対応した最適な燃焼条件を高い応答性で正確に提供できる効果がある。

図１７は、実施例１３の全ての容積型ポンプを機械的に連動した複合ポンプ式ミキサ８３ｙの鳥瞰図である。
図１７は、前記内燃機関の過給装置において、前記一方の駆動流供給手段と前記他方の駆動流供給手段を複数設けた三つ以上の前記駆動流供給手段と、前記流体制御手段の前記ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサ８３ｙとし、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｙは、前記三つ以上の駆動流過給手段の各々の流体通路（８９ｙ１、８９ｙ２、８９ｙ３、８９ｙ４）が吸引口（８２１ｙ１、８２１ｙ２、８２１ｙ３、８２１ｙ４）に連通する複数の容積型ポンプである歯車ポンプ（８２０ｙ、８２０ｙ２）と、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｙの全ての容積型ポンプである二台の歯車ポンプ（８２０ｙ、８２０ｙ２）の吐出口８０１ｙと連通する駆動流通路４１ｙと、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｙの全ての容積型ポンプである二台の歯車ポンプ（８２０ｙ、８２０ｙ２）を機械的に連動する回転制御手段である可変ブレーキ８１６ｙと、で構成される複合ポンプ式ミキサ８３ｙである。
複合ポンプ式ミキサ８３ｙの、歯車ポンプ８２０ｙ１の第１の吸入口８２１ｙ１、第２の吸入口８２１ｙ２、前記歯車ポンプ８２０ｙ１の歯車噛合い部との間にできる負圧発生部に連通する添加液通路８４９ｙ１は液体添加手段８４ｙ１（図示せず）に連通し、同様に、歯車ポンプ８２０ｙ２の第３の吸入口８２１ｙ３、第４の吸入口８２１ｙ４、前記歯車ポンプ８２０ｙ２の歯車噛合い部との間にできる負圧発生部に連通する添加液通路８４９ｙ２は液体添加手段８４ｙ２（図示せず）に連通する。
前記複合ポンプ式ミキサ８３ｙは、ケース８２３ｙ１とケース８２３ｙ２の内部に各々一組の前記歯車ポンプ（８２０ｙ１、８２０ｙ２）を有し、前記ケース（８２３ｙ１、８２３ｙ２）は略円筒状で、一方のケースであるケース８２３ｙ１の手前側の開口部には駆動流通路４１ｋに連通するフランジ８２４ｙ、両方のケース（８２３ｙ１、８２３ｙ２）の間の開口部には仕切り板８、他方のケースであるケース８２３ｙ２の奥側の開口部にはブラケット８２５ｙを固着し、ケース８２３ｙ１内を回動する駆動歯車８０７ｙ１とケース８２３ｙ２内を回動する駆動歯車８０７ｙ２を可変ブレーキ８１６ｙにより回転する駆動軸８０５ｙ２が前記仕切り板８２７及びブラケット８２５ｙを回動自在に貫通して設けられている。
前記複合ポンプ式ミキサ８３ｙの二つの歯車ポンプ（８２０ｙ１、８２０ｙ２）、および前記液体添加手段（８４ｙ１、８４ｙ２）の作用は前記実施例６、７と同じであり、歯車ポンプ８２０ｙ１と歯車ポンプ８２０ｙ２は前記駆動軸８０５ｙの軸方向に重ね合わせた構成であるので、部品点数が少なく簡素な構成のため信頼性が高く、安価に製作できる効果がある。
本図の吸入口（８２１ｙ１、８２１ｙ２、８２１ｙ３、８２１ｙ４）は、各ケースの前記駆動軸８０５ｙの軸方向に移動することも任意の角度に回転することができる。

図１８は、全ての容積型ポンプ（８２０ｄ１、８２０ｄ２）を電気的に連動した複合ポンプ式ミキサ８３ｄの断面図と接続回路図である。
図１８は、前記内燃機関の過給装置において、三つ以上の前記駆動流供給手段（図示せず）を設け、前記流体制御手段の前記ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサ８３ｄとし、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄは、前記三つ以上の駆動流過給手段の各々の流体通路（８９ｄ１、８９ｄ２、８９ｄ３、８９ｄ４）が吸引口（８２１ｄ１、８２１ｄ２、８２１ｄ３、８２１ｄ４）に連通する複数の容積型ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）と、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄの全ての前記容積型ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の吐出口８０１ｄと連通する駆動流通路４１ｄと、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄの全ての前記容積型ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）を電気的に連動する回転制御手段である電動機（８１７ｄ１、８１７ｄ２）と、で構成される前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄの断面図と接続回路図である。
前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄは実施例７（図８）と同様に、本図に示すようにケース８２３ｄの内部に左右対称に二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）を設け、
前記ケース８２３ｄの一方の開口部には、駆動流通路４１ｄ、全ての流体通路（８９ｄ１、８９ｄ２、８９ｄ３、８９ｄ４）に連通するフランジ８２４ｄ（図示せず）、他方の開口部には、前記二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の各々の回転制御手段である電動機（８１７ｄ１、８１７ｄ２）を設けたブラケット８２５ｄ（図示せず）を固着し、前記二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の各々の負圧発生部に連通する添加液通路８４９ｄを設ける。
前記二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の作用は、前記実施例６、７と同じであり、前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄの作用は実施例１２（図１６）と同じであるので説明を省略する。
前記複合ポンプ式ミキサ８３ｄは、前記二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の各々の回転制御手段である電動機（８１７ｄ１、８１７ｄ２）をＥＣＵの出力で制御することにより、前記二台の歯車ポンプ（８２０ｄ１，８２０ｄ２）の各々の駆動流圧力等を調整でき、簡素な構造で、小さな容積の複合ポンプ式ミキサにできる効果がある。
前記実施例１〜１４に示す過給装置の構成等は、内燃機関の運転条件等により追加削除ができ、前記実施例１〜１４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。

本発明の過給装置は前記ポンプ式ミキサにて、複数の駆動流を任意の混合率に制御でき、前記混合率に影響することなく駆動流圧力を前記ポンプ式ミキサの回転制御手段にて独立制御ができ、前記駆動流調整により高い応答性で過給圧制御、予混合気の混合比および燃料濃度制御、ＥＧＲ制御が正確にできるので、内燃機関の運転状況の変動が大きい自動車等の内燃機関の過給に利用できる。

１ 内燃機関
４ 過給装置
５ 過給手段
６ 空気流量増幅器
７ 駆動流供給手段
８ 流体制御手段
９ 流体供給手段（蓄圧式）
１０ 液体内圧機構
１１ 点火プラグ
１２ インジェクタ
１３ 高圧燃料ポンプ
１４ フュエルレール
１６ インジェクタ（ディーゼル）
１７ サプライポンプ（ディーゼル）
１８ コモンレール（ディーゼル）
１９ タンク
２０ （吸気）
２１ エアクリーナ
２２ 吸気流入通路
２３ 吸気流出通路
２５ インタークーラ
３１ 排気通路
３２ 排気浄化装置
３３ 消音器
３４ 排気センサ
３５ ＥＧＲガス供給手段
３６ フィルタ
３７ 排気還流通路
３８ 冷却器
４０ （駆動流）
４１ 駆動流通路
４３ 駆動流センサ
４４ 過給センサ
４５ 圧縮空気供給手段
４６ 圧縮機
４７ リリーフ弁
４８ 冷却器
５７ 逆止弁
５８ 逆止弁（１次流量増幅器用）
６１ トランスベクタ
６２ フロートランスベクタ
６３ エジェクタ
８０ 歯車ポンプ（従来）
８１ ポンプ式ミキサ
８２ 歯車ポンプ式ミキサ
８３ 複合ポンプ式ミキサ
８４ 液体添加手段
８５ 制御弁
８６ 流体センサ
８７ 減圧弁
８８ 逆止弁
８９ 流体通路
９１ タンク
９２ 取り出し弁
９３ 緊急遮断弁
９６ 逆止弁
９７ 充填口
９８ 流体充填弁
９９ 逆止弁付継手
１３１ 燃料通路
２１２ エアクリーナ
２２１ 吸気副通路
２８１ 給気副通路
２８２ 制御弁
３６５ ドレン通路
４１１ 駆動流通路
４６５ クラッチ
５７０ リードバルブ
５７１ リード
５７２ ストッパ
５７３ フランジ
５８０ リフトチェック弁
５８１ ディスク
５８２ スプリング
６０１ １次空気流量増幅器
６１２ フランジ
６１３ ハウジング
６１４ 環状チャンバ
６１５ ノズル
６２１ １次フロートランスベクタ
６２４ ノズルガイド
６２５ ノズル本体
６２６ ノズル管
８０１ 吐出口
８０２ 吸入口
８０４ ハウジング
８０５ 駆動軸
８０６ 従動軸
８０７ 駆動歯車
８０８ 従動歯車
８１１ 容積型ポンプ
８１５ 回転制御手段
８１６ 可変ブレーキ
８１７ 電動機
８１８ 無段変速機
８１９ クラッチ
８２０ 歯車ポンプ（請求項２）
８２１ 吸入口
８２２ ハウジング
８２３ ケース（Ｃ１〜３ 切欠き部）
８２４ フランジ
８２５ ブラケット
８２７ 仕切板
８４１ 添加液タンク
８４２ 制御弁
８４３ 可変絞り弁
８４４ 逆止弁
８４９ 添加液通路

Claims (4)

1. 内燃機関の燃焼室に駆動流で吸気を加圧して送り込む過給手段、前記過給手段に供給する駆動流を制御する流体制御手段、および前記流体制御手段に駆動流を供給する二つの駆動流供給手段、で構成される内燃機関の過給装置において、
   前記過給手段は、
   吸気系統のエアクリーナまたは通路途中に設けた空気流量増幅器と、
   前記空気流量増幅器と前記流体制御手段のポンプ式ミキサに連通する駆動流通路と、
   で構成し、
   前記二つの駆動流供給手段は、
   前記流体制御手段のポンプ式ミキサに連通する各々の流体通路を有し、
   一方の駆動流供給手段は、燃料を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、
   他方の駆動流供給手段は、流体を加圧貯蔵する流体貯蔵手段を備えた流体供給手段、
   内燃機関により駆動される圧縮機を備えた圧縮空気供給手段、
   あるいは、ＥＧＲガスを還流する排気還流通路を備えた排気還流手段であって、
   前記流体制御手段は、
   前記駆動流通路と前記二つの駆動流供給手段の各々の前記流体通路に連通する前記ポンプ式ミキサと、
   前記二つの駆動流供給手段の各々の前記流体通路に設けた駆動流の圧力および／または流量を制御する制御手段と、
   を備え、
   前記ポンプ式ミキサは、
   前記各々の流体通路に設けた駆動軸の角速度当たりの吐出容積が一定である二台の容積型ポンプと、
   前記二台の容積型ポンプを機械的または電気的に連動する回転制御手段と、
   で構成され、
   内燃機関の運転状況に対応した過給予混合運転を行うことを特徴とする内燃機関の過給装置。
2. 前記流体制御手段において、前記ポンプ式ミキサを一台の歯車ポンプから成る歯車ポンプ式ミキサとし、
   前記歯車ポンプ式ミキサは、
   一組の外接式歯車ポンプの片方の歯車の回転を制御する回転制御手段と、
   前記駆動流通路に連通する吐出口と、
   一方の歯車の歯の谷間空間と一方の前記流体通路のみに連通する第１の吸入口と、
   他方の歯車の歯の谷間空間と他方の前記流体通路のみに連通する第２の吸入口と、
   で構成される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. 前記過給装置の流体制御手段に設けた前記歯車ポンプ式ミキサにおいて、駆動流に液体を添加する液体添加手段を設け、
   前記液体添加手段は、
   添加液の貯蔵手段と、
   前記第１の吸入口、前記第２の吸入口、および前記歯車ポンプの歯車噛合い部との間にできる負圧発生部に連通する添加液通路と、
   で構成されることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の過給装置。
4. 前記内燃機関の過給装置において、
   前記一方の駆動流供給手段と前記他方の駆動流供給手段を複数設けた三つ以上の前記駆動流供給手段とし、
   前記流体制御手段の前記ポンプ式ミキサを複合ポンプ式ミキサとし、
   前記複合ポンプ式ミキサは、
   前記三つ以上の駆動流過給手段の各々の流体通路が吸引口に連通する複数の容積型ポンプと、
   前記複合ポンプ式ミキサの全ての前記容積型ポンプの吐出口と連通する駆動流通路と、
   前記複合ポンプ式ミキサの全ての前記容積型ポンプを機械的または電気的に連動する回転制御手段と、
   で構成されることを特徴とする請求項１〜３に記載の内燃機関の過給装置。
   

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