JP7442779B2 - 対向ピストンエンジン - Google Patents

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特許法第３０条第２項適用 ・ウェブサイトのアドレス ｈｔｔｐｓ：／／ｍｏｔｏｒ－ｆａｎ．ｊｐ／ａｒｔｉｃｌｅ／１０００７３６０ ｈｔｔｐｓ：／／ｍｏｔｏｒ－ｆａｎ．ｊｐ／ａｒｔｉｃｌｅ／１０００７３６０？ｐａｇｅ＝２ 掲載日 平成３１年１月６日

本発明は、対向ピストンエンジンに関する。

従来、内燃機関の一種として対向ピストンエンジンが知られており、対向ピストンエンジンを搭載した自動車等の実用化を目指して、対向ピストンエンジンの性能向上に関する研究が行われている（例えば特許文献１，２および非特許文献１を参照）。

国際公開第２０１８／１７４８５０号 特表２０１８－５３２９５１号公報

Morton, R., Riviere, R., and Geyer, S., "Understanding Limits to the Mechanical Efficiency of Opposed Piston Engines", Society of Automotive Engineers(SAE) Technical Paper 2017-01-1026, 2017年3月28日,〈DOI：https://doi.org/10.4271/2017-01-1026〉

対向ピストンエンジンの実用化を進展させるためには、例えば、従来の各種の自動車（ハイブリッド車、電気自動車等）に対して市場における優位性を確保できるように、対向ピストンエンジンの更なる性能向上が求められる。

一般に、対向ピストンエンジンは、シリンダに吸気ポートおよび排気ポートが設けられており、ピストンの往復運動に応じてそれらのポートが開閉する。そして、過給機によって圧送された空気が吸気ポートを通じてシリンダ内に給気され、シリンダ内の気体が吸気ポートから排気ポートへと掃気される一種のユニフロー方式となっている。このような対向ピストンエンジンは、概して膨張行程および圧縮行程の２行程で動作する２サイクル（２ストロークとも称される）エンジンである。

上記構造を有する対向ピストンエンジンにおいて、各部の構造および各種動作のタイミング等の様々なパラメータについて、更なる検討の余地がある。

ところで、例えばシリーズ方式のハイブリッド車は、エンジンによって発生した動力がジェネレータによって電気エネルギーに変換され、その電気エネルギーを用いて走行する。この種の用途に適用されるエンジンは、熱効率の高い回転数・負荷域（例えば中速中負荷域）の運転領域において主に運転されることとなり、当該運転領域において高い熱効率（最大熱効率）を示すことが強く求められる。対向ピストンエンジンは、このような用途に好適なエンジンとして有望視されている。

本発明の一態様は、このような現状に鑑みなされたものであり、その目的は、熱効率の高い運転領域での運転時における、熱効率（正味熱効率）を更に向上させることができる対向ピストンエンジンを提供することにある。

上記の課題を解決するために、本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、吸気ポートおよび排気ポートが、中心から軸方向に沿って互いに離れた位置に設けられたシリンダと、前記シリンダ内を対向して往復運動する一対のピストンを構成する、前記吸気ポートを開閉するように動作する吸気側ピストン、および、前記排気ポートを開閉するように動作する排気側ピストンと、前記吸気ポートを介して前記シリンダ内に空気を圧送する過給機と、前記吸気側ピストンの往復運動に対応して回転する吸気側クランク軸と、前記排気側ピストンの往復運動に対応して回転する排気側クランク軸と、前記吸気側クランク軸の回転と前記排気側クランク軸の回転との互いの位相関係を決定する回転伝達機構と、を備え、前記排気側クランク軸の回転の位相が、前記吸気側クランク軸の回転の位相よりも遅角している。

また、本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、吸気ポートおよび排気ポートが、中心から軸方向に沿って互いに離れた位置に設けられたシリンダと、前記シリンダ内を対向して往復運動する一対のピストンを構成する、前記吸気ポートを開閉するように動作する吸気側ピストン、および、前記排気ポートを開閉するように動作する排気側ピストンと、前記吸気ポートを介して前記シリンダ内に空気を圧送する過給機と、前記吸気側ピストンの往復運動に対応して回転する吸気側クランク軸と、前記排気側ピストンの往復運動に対応して回転する排気側クランク軸と、前記排気ポートの近傍に設けられ前記排気ポートを介して前記シリンダ内に連通する空間が形成された排気流出部と、排気の流れる排気流路が内部に形成されており、前記排気流路の一方の第１の端部が前記排気流出部に連通して接続され、前記排気流路の他方の第２の端部が別部材に連通して接続されている排気流路形成部と、を備え、前記吸気側ピストンおよび排気側ピストンの動作により、（ｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が増大しつつある期間を第１の期間とし、（ｉｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が減少しつつある期間を第２の期間として、前記排気流路形成部は、主要な運転領域での運転中に、前記第１の期間に前記排気流路に生じた排気のブローダウン圧力が前記別部材により反射されることにより形成された負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）が、前記第２の期間に前記排気ポートに到達するような、前記第１の端部から前記第２の端部までの前記排気流路の長さとなっている。

本発明の一態様によれば、熱効率の高い運転領域での運転時における、熱効率（正味熱効率）を更に向上させることができる対向ピストンエンジンを提供することができる。

本発明の実施形態１における対向ピストンエンジンを備える発電装置の構成について概略的に示す平面図および側面図である。 上記対向ピストンエンジンについて、ピストンが上死点に位置する状態または下死点に位置する状態を概略的に示す断面図である。 上記対向ピストンエンジンの動作中における、排気ポートおよび吸気ポートの開閉タイミングについて、燃焼室容積が最小となる時点を０°としたクランク軸の回転の位相角（最小容積基準クランク角度）に基づいて示すグラフである。 本発明の実施形態１における対向ピストンエンジンと比較例における対向ピストンエンジンとについて、上記最小容積基準クランク角度に対応する、シリンダ、排気ポート、および吸気ポートのそれぞれの圧力を示すグラフ、並びにその要部拡大図である。 図５は、上記最小容積基準クランク角度に対応する、排気管の入口における圧力を示す図であって、進行波および後退波の圧力、並びに、進行波と後退波とが重なって生じた圧力をそれぞれ示すグラフである。 エンジン回転数が２４００ｒｐｍの条件で、排気管の長さを変えた場合の熱効率、および、燃焼割合が５０％となる上記最小容積基準クランク角度、の変化について示す図である。 本発明の実施形態１における対向ピストンエンジンと、他の発明例における対向ピストンエンジンと、比較例における対向ピストンエンジンとについて、エンジンのサイクルにおけるシリンダ内の容積および圧力を示すグラフ、その要部拡大図、並びに燃焼室容積が最小となる時点を０°としたクランク軸の回転の位相角に対応するシリンダ内の温度を示すグラフである。 本発明の実施形態２における、発電装置を備えるシリーズ方式のパワートレインの概略的な構成を示す図である。 従来の対向ピストンエンジンの構造を概略的に示す断面図である。

以下、本発明の実施の形態について、詳細に説明する。なお、以下の記載は発明の趣旨をより良く理解させるためのものであり、特に指定のない限り、本発明を限定するものではない。本出願における各図面に記載した構成の形状および寸法（長さ、奥行き、幅等）は、実際の形状および寸法を必ずしも反映させたものではなく、図面の明瞭化と簡略化とのために適宜変更している。

始めに、本発明の実施の形態における対向ピストンエンジンの理解を容易にするために、本発明の知見について従来技術との対比を含めて以下に概略的に説明する。

＜発明の知見の概略的な説明＞
一般に自動車に搭載されているレシプロエンジンは、複数のシリンダがシリンダヘッドに覆われてシリンダブロック内に格納された多気筒の構造となっており、熱効率の向上のために様々な技術が開発されている。

これに対して、対向ピストンエンジンは、一般的なレシプロエンジンとは異なる基本構造を有している。対向ピストンエンジンの基本構造については、例えば特許文献１、２等の記載、または公知の資料等を参照して理解することができる。明細書の冗長化を避けるために、ここで基本構造および各種の補機について詳細に説明することは省略するが、従来の対向ピストンエンジンの一例について図９を参照して以下に概略的に説明する。

（従来の対向ピストンエンジンの概要）
図９は、従来の対向ピストンエンジン１００の構造を概略的に示す断面図である。

図９に示すように、従来の対向ピストンエンジン１００は、シリンダ１１０に吸気ポート１１１および排気ポート１１２が形成されており、シリンダ１１０内を対向して往復運動する一対のピストン１２１・１２２の動作に伴って各ポートが開閉するようになっている。吸気ポート１１１には過給機（図示省略）から圧送された空気が送給される。一対のピストン１２１・１２２にはそれぞれコンロッド１３１・１３２を介してクランクシャフト１４１・１４２が接続されている。また、シリンダ１１０には燃料噴射器１１５が設けられている。

図９では、ピストン１２１・１２２が下死点（ピストンのストロークにおけるシリンダ１１０の中心から最遠の位置）近傍に位置する状態を示しており、この場合、吸気ポート１１１および排気ポート１１２は完全に開状態となっている。一般に、排気側のピストン１２２が上死点（シリンダ１１０の中心に最近接した位置）から下死点へと動作して排気ポート１１２が開き始めた時点では、吸気ポート１１１は閉状態のままとなっており、シリンダ１１０内における燃料の燃焼により生成した高温高圧の燃焼ガスが排気ポート１１２を通じてシリンダ１１０の外部（排気管）へと排出され始める（この現象を排気ブローダウンと称する）。その後、吸気側のピストン１２１の動作に伴って吸気ポート１１１が開き始めることにより、新気が吸気ポート１１１を通じてシリンダ１１０内に流入し、シリンダ１１０内の気体が排気ポート１１２から更に流出する。

このような構造を有する対向ピストンエンジン１００では、（ｉ）ピストン１２１とピストン１２２との位相関係（すなわち、クランクシャフト１４１の回転とクランクシャフト１４２の回転との互いの位相関係）を変化させる、または、（ｉｉ）吸気ポート１１１若しくは排気ポート１１２のポート高さ（シリンダ１１０の軸方向における長さ）を変化させると、実質的な圧縮比および掃気効率等が変化する。

例えば、特許文献１、２に記載の技術では、図９に例示する構造を参照して説明すると、シリンダ１１０内で燃料が燃焼してピストン１２１・１２２が互いに離れるように動作する膨張行程において、排気ポート１１２が吸気ポート１１１よりも早く開き排気ブローダウンを生じさせる。次いで、排気ポート１１２および吸気ポート１１１が全開状態となった後、ピストン１２１・１２２が互いに近づくように動作する圧縮行程において、排気ポート１１２および吸気ポート１１１がほぼ同タイミングで完全閉状態となるようになっている。

上記のようなポートタイミングとするために、特許文献１、２に記載の技術では、排気ポート１１２のポート高さが吸気ポート１１１よりも少し高くなっている（一般的に１．５倍程度であり、２倍未満）とともに、排気側のクランクシャフト１４２の回転の位相を吸気側のクランクシャフト１４１の回転の位相よりも進角させている。

ここで、排気側と吸気側とでクランクシャフトの回転に位相差を付けると、有効ストローク（燃焼室の最大容積と最小容積の差＝排気量）が縮小する。その一方で、排気ブローダウンの期間を長くして掃気効果を高めること、および排気側のクランクシャフトの回転の位相を進角させて排気ポート１１２および吸気ポート１１１を同時に完全閉状態とすることにより、有効な吸気容積（新気を閉じ込めたときのシリンダ内容積）を増加させるとともに実質的な圧縮比を高めることができる。このような方策により、従来の対向ピストンエンジンでは出力の向上を図っている。

（熱効率の向上に関する本発明者らの見出した知見）
一般に、対向ピストンエンジンは、シリンダ内のストローク／ボア比を高くすることができるとともに、シリンダヘッドが不要であることから冷却損失を低減することができる。また、ロングストロークであることから厚い燃焼室を形成できるので、容積比（≒幾何学的圧縮比）が高いにも関わらずＳ／Ｖ比（表面積／体積）を小さくすることができる。そのため、最高熱効率を高めることについて高いポテンシャルを有している。

対向ピストンエンジンは、２ストロークを採用する方式のエンジンであるためシリンダ内の残留ガスが多くなりがちである。それゆえ、対向ピストンエンジンは、残留ガスによる弊害が大きいガソリンエンジンよりも、その弊害が小さく熱効率の観点で優位なディーゼルエンジンとして用いられる場合が多い。しかしながら、ディーゼルエンジンは排ガスに対する高度な処理が要望され、排ガス規制の強化に対応する観点から、対向ピストンエンジンをガソリンエンジンとして用いる場合における最大熱効率を向上させることが好ましい。

本発明者らは、詳しくは後述するように、自動車エンジンモデルを用いたエンジン性能シミュレーションの結果を参照しつつ、ガソリンを燃料とする対向ピストンエンジンの熱効率を向上させるべく鋭意検討を行った。その結果、高い容積比を有する対向ピストンエンジンにおいて、下記（１）および（２）の少なくともいずれかの構成とすることによって、圧縮温度を低減（ノッキングを抑制）して、最大熱効率を向上させ得ることを見出した。

（１）排気側のクランクシャフトの回転の位相を吸気側のクランクシャフトの回転の位相よりも遅角させる（従来技術とは逆の位相関係）。

（２）排気側の流路を長くすることにより、排気の負圧波を利用して掃気効率を向上させるとともに筒内圧力および筒内温度を低下する。

なお、上記（１）および（２）の構成において、前提として吸気ポートのポート高さよりも排気ポートのポート高さの方が高くなっており、対向ピストンエンジンの動作中に、吸気ポートが開いている期間よりも排気ポートが開いている期間の方が長くなっている。

〔実施形態１〕
本発明の一実施形態について、図１～７に基づいて説明すれば、以下のとおりである。

本実施形態では、本発明の一態様における対向ピストンエンジンと、発電モータとを備える発電装置を例示して説明する。このような発電装置は、シリーズ方式のハイブリッド車に好適に搭載することができる。尚、本発明の一態様における対向ピストンエンジンの用途は必ずしもこれに限定されず、その他、原動機が搭載されている各種の機器に適用することができる。例えば、住宅や施設等に設置される定置型若しくは可搬型のガソリン発電機、送水または排水用のポンプシステム、航空機、大型車両、船舶、等に適用することもできる。

（対向ピストンエンジンおよび発電装置の構成）
本実施形態の対向ピストンエンジンを備える発電装置の構成について、図１に基づいて説明する。図１における符号１００１で示す図は、本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａを備える発電装置１０Ａの概略的な構成を示す平面図であり、構造を分かり易く示すため、シリンダ２０の筐体部の一部を透過して示している。図１における符号１００２で示す図は、本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａの概略的な構成を示す側面図である。

図１に示すように、発電装置１０Ａは、対向ピストンエンジン１Ａと、２つの発電モータ１１および発電モータ１２とを備えている。なお、本明細書では、各種の補機を含めて対向ピストンエンジン１Ａと称する。

対向ピストンエンジン１Ａは、シリンダ２０と、シリンダ２０内を挿通する２つの排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２と、２つのピストンにそれぞれ接続されたコンロッドおよびクランクシャフト（クランク軸）の組と、を備えている。

具体的には、シリンダ２０内にて、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２とが互いに対向するように往復運動することにより対向ピストンエンジン１Ａが動作する。シリンダ２０内には燃焼室２３が形成されている。燃焼室２３は、排気側ピストン２１が有するピストンヘッド２１ａ、吸気側ピストン２２が有するピストンヘッド２２ａ、およびシリンダ２０の内壁２０ａによって囲まれて形成される。図１に示す図は、排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２が上死点近傍に位置する状態の対向ピストンエンジン１Ａを示している。

本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａは、シリンダ２０にインジェクタ（燃料噴射器）２８および２つの点火プラグ２９が設けられている。インジェクタ２８から燃焼室２３内に燃料が噴射され、当該燃料は点火プラグ２９によって火花着火される。本実施形態では、上記燃料はガソリンであり、対向ピストンエンジン１Ａはガソリンエンジンとなっている。上記燃料は、図示しない燃料タンクからインジェクタ２８に供給される。

図中、燃焼室２３内に記載の星形マークは、シリンダ２０の中心位置ＣＰを示しており、燃料の理想的な点火位置を示している。燃焼室２３内にて燃料が燃焼することにより、排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２が互いに対向して往復運動する。

対向ピストンエンジン１Ａは、シリンダ２０の中心位置ＣＰから軸方向に互いに離れた位置に排気ポート８１および吸気ポート８６がそれぞれ設けられている。排気ポート８１および吸気ポート８６は、典型的には、シリンダ２０に形成された開口部である。排気ポート８１は排気側ピストン２１の往復運動に対応して開閉し、吸気ポート８６は吸気側ピストン２２の往復運動に対応して開閉する。

対向ピストンエンジン１Ａは、排気流出部８２と給気部８７とを備えている。

排気流出部８２は、排気ポート８１の近傍かつシリンダ２０の周囲に環状に設けられ、排気ポート８１を介してシリンダ２０内に連通する空間が形成されている。シリンダ２０には排気ポート８１として複数の開口部が形成されている。給気部８７は、吸気ポート８６の近傍かつシリンダ２０の周囲に環状に設けられ、吸気ポート８６を介してシリンダ２０内に連通する空間が形成されている。シリンダ２０には吸気ポート８６として複数の開口部が形成されている。排気ポート８１および吸気ポート８６としての開口部の数は特に限定されない。排気ポート８１および吸気ポート８６について、詳しくは後述する。

また、対向ピストンエンジン１Ａは、排気管（排気流路形成部）８３を備えており、排気管８３は、一端が排気流出部８２に接続され、他端が触媒コンバータ（別部材）８４に接続されている。排気管８３は、排気流路が内部に形成されており、上記排気流路は、排気流出部８２の出口から触媒コンバータ８４の入口までの長さＥｘＬが、詳しくは後述する所定の条件を満たすようになっている。なお、管状の排気管８３において、上記排気流路の長さＥｘＬは、排気流出部８２から触媒コンバータ８４までの排気管８３の長さとみなすことができる。

排気管８３は、上記排気流路の途中において、排気再循環（ＥＧＲ）のための外部ＥＧＲ装置８５に接続するように分岐している。外部ＥＧＲ装置８５は、排気管８３内の上記排気流路を流れる排気ガスＥｘｈ１の一部を吸気側のシステムに送給するようになっており、この送給量は適宜調整可能となっている。また、外部ＥＧＲ装置８５は、いわゆる低圧ＥＧＲ方式の装置であり、ＥＧＲクーラーを備えていることが好ましい。

排気管８３内の上記排気流路を流れて触媒コンバータ８４に流入した排気ガスＥｘｈ１は、触媒コンバータ８４内の例えば酸化触媒によって浄化される。触媒コンバータ８４は、ＮＯｘ吸蔵触媒、選択還元触媒、またはＧＰＦ（Gasoline Particulate Filter）等が格納されていてもよく、三元触媒が格納されていてもよい。触媒コンバータ８４により浄化された排気ガスＥｘｈ２は例えば図示を省略するマフラー（消音器）へと流出する。

対向ピストンエンジン１Ａは、機械式過給機（過給機）６１と、送気管６２と、インタークーラ（給気冷却器）６３と、を備えている。機械式過給機６１は、対向ピストンエンジン１Ａにて発生した動力を利用して作動するメカニカルスーパーチャージャーであり、吸気ポート８６を介してシリンダ２０内に空気を圧送する。このような機械式過給機６１は、回転するローターを内部に備えている。機械式過給機６１は、空気Ｉｎｔ１および外部ＥＧＲ装置８５から送給された排気ガスＥｘｈ１を吸気して圧縮した後、該圧縮した空気Ｉｎｔ２を、送気管６２を通じてインタークーラ６３に送る。インタークーラ６３を通過して冷却された空気Ｉｎｔ３は、給気部８７に圧送され、吸気ポート８６を介してシリンダ２０に給気される。

対向ピストンエンジン１Ａは、排気側ピストン２１が排気側コンロッド２６を介して排気側クランクシャフト（排気側クランク軸）３１のクランクピン３１ａと接続されており、吸気側ピストン２２が吸気側コンロッド２７を介して吸気側クランクシャフト（吸気側クランク軸）３２のクランクピン３２ａと接続されている。

図１に示すように、対向ピストンエンジン１Ａが動作する場合、排気側ピストン２１の往復運動と連動して、排気側クランクシャフト３１が第１の回転方向に回転するとともに、吸気側ピストン２２の往復運動と連動して、吸気側クランクシャフト３２が第２の回転方向に回転する。ここでは、図中、上記第１の回転方向は時計回りの方向であり、上記第２の回転方向は反時計回りの方向である。

排気側クランクシャフト３１は、バランスウェイト３１ｂを備えている。排気側クランクシャフト３１の回転軸の方向の一端部に、フライホイール４１ａが同軸に設置されている。フライホイール４１ａは、排気側クランクシャフト３１の回転と同方向に同じ回転速度（回転数）にて回転する。

吸気側クランクシャフト３２は、バランスウェイト３２ｂを備えているとともに、回転軸の方向の一端部に過給器駆動用のプーリー（ベルト車）４２ｂが同軸に設置され、プーリー４２ｂの近傍にフライホイール４２ａが同軸に設置されている。フライホイール４２ａおよびプーリー４２ｂは、吸気側クランクシャフト３２の回転と同方向に同じ回転速度（回転数）にて回転する。

発電装置１０Ａが含む発電モータ１１・１２は、対向ピストンエンジン１Ａの側方部に設けられている。発電モータ１１・１２は、公知の発電機を用いればよく、例えば車両用発電機（オルタネータ）を大きくしたものである。

発電モータ１１は回転軸１１ａを備え、該発電モータ１１から突出する回転軸１１ａの先端が対向ピストンエンジン１Ａの方向に向くように配置されている。回転軸１１ａには、発電モータ１１から遠い順に、連動ギア７１およびチェーン受け部５２ａが設けられている。連動ギア７１およびチェーン受け部５２ａは、回転軸１１ａと同軸に設けられており、回転軸１１ａと連動して回転する、すなわち発電モータ１１と同方向に同じ回転速度（回転数）にて回転する。

発電モータ１２は回転軸１２ａを備え、該発電モータ１２から突出する回転軸１２ａの先端が対向ピストンエンジン１Ａの方向に向くように配置されている。回転軸１２ａには、発電モータ１２から遠い順に、連動ギア７２およびチェーン受け部５２ｂが設けられている。連動ギア７２およびチェーン受け部５２ｂは、回転軸１２ａと同軸に設けられており、回転軸１２ａと連動して回転する、すなわち発電モータ１２と同方向に同じ回転速度（回転数）にて回転する。

フライホイール４１ａおよびフライホイール４２ａは、それぞれ外周に歯が形成されている。フライホイール４１ａとチェーン受け部５２ａとは、増速チェーン５６を介して互いに接続されている。フライホイール４２ａとチェーン受け部５２ｂとは、増速チェーン５７を介して互いに接続されている。

発電モータ１１は、フライホイール４１ａと増速チェーン５６とチェーン受け部５２ａとの組合せ（第１の動力伝達部）が有する所定の増速比にて増速されて、フライホイール４１ａと連動して第１の回転方向に回転する。

発電モータ１２は、フライホイール４２ａと増速チェーン５７とチェーン受け部５２ｂとの組合せ（第２の動力伝達部）が有する所定の増速比にて増速されて、フライホイール４２ａと連動して第２の回転方向に回転する。

排気側ピストン２１（排気側クランクシャフト３１）、吸気側ピストン２２（吸気側クランクシャフト３２）、フライホイール４１ａ・４２ａ、プーリー４２ｂ、並びに発電モータ１１・１２は、各種の動力伝達部によって接続されて互いに連動するようになっている。発電モータ１１と発電モータ１２とは、連動ギア７１と連動ギア７２とが歯合（係合）しており、互いに逆の回転方向に同じ回転速度で回転して連動するようになっている。

対向ピストンエンジン１Ａは、連動ギア７１および連動ギア７２に駆動トルクがほとんどかからないとともに、連動ギア７１および連動ギア７２の周速が速い。そのため、連動ギア７１および連動ギア７２に歯打ち音が発生し難い。また、連動ギア７１および連動ギア７２は、大きなトルクがかからないことからアンチバックラッシュギアを用いることができ、この場合、機械的なエネルギー損失を抑制しつつ静音性を高めることができる。

また、機械式過給機６１は、増速ベルト４２ｃを介してプーリー４２ｂと接続されており、所定の増速比にて増速されて、プーリー４２ｂと連動して第２の回転方向に回転する。

排気側クランクシャフト３１、吸気側クランクシャフト３２、発電モータ１１、発電モータ１２、および機械式過給機６１は、回転軸方向が互いに平行となっている。

ここで、対向ピストンエンジン１Ａは、発電モータ１１の回転軸１１ａに位相可変部材７５が取り付けられている。位相可変部材７５は、連動ギア７１とチェーン受け部５２ａとの位相関係（位相角）を変化させる（調整する）ことができる。位相可変部材７５を用いることにより、排気側クランクシャフト３１の回転と吸気側クランクシャフト３２の回転との互いの位相関係を変化させることができる。

本実施形態において、位相可変部材７５、連動ギア７１・７２、フライホイール４１ａと増速チェーン５６とチェーン受け部５２ａとの組合せ、および、フライホイール４２ａと増速チェーン５７とチェーン受け部５２ｂとの組合せは、排気側クランクシャフト３１の回転と吸気側クランクシャフト３２の回転との互いの位相関係を調整するクランク位相可変機構（位相可変機構）として機能する。

また、連動ギア７１・７２、フライホイール４１ａと増速チェーン５６とチェーン受け部５２ａとの組合せ、および、フライホイール４２ａと増速チェーン５７とチェーン受け部５２ｂとの組合せは、排気側クランクシャフト３１の回転と吸気側クランクシャフト３２の回転との互いの位相関係を決定する回転伝達機構として機能する。

対向ピストンエンジン１Ａは、２つのクランクの回転について互いに位相差がない場合、連動ギア７１および連動ギア７２に駆動トルクがかからない。ただし、２つのクランクの回転について互いに位相差が有る場合、進角側のクランクのトルクが遅角側のクランクのトルクよりも増加するので、それらの差分のトルク（駆動トルク）が連動ギア７１・７２に負荷される。この場合、進角側の発電モータの発電量を増加することで駆動トルクを抑制することができる。

そのため、対向ピストンエンジン１Ａでは、許容トルク（位相変化に要する駆動トルクおよび位相関係の保持に要する保持トルク）の小さい位相可変部材７５を使用することができる。このような位相可変部材７５としては公知の部材を用いることができ、例えば、一般にカムシャフトの位相を変化させるために用いられる位相変化型可変バルブタイミング機構を適用することができる。すなわち、例えば、回転軸１１ａの回転が油圧室を介して連動ギア７１に伝達するように、位相可変部材７５を設ける。進角側または遅角側の油圧室の片側に油圧をかけることで、回転軸１１ａの回転に対して連動ギア７１の回転を進角または遅角させることができる。

位相可変部材７５は、排気側クランクシャフト３１と吸気側クランクシャフト３２との位相関係を変化させることができるようになっていればよく、具体的な構成は特に限定されず、配置も特に限定されない。

対向ピストンエンジン１Ａは、前述のように、主要な運転領域（エンジン回転数・負荷域）において最大熱効率が高いことが重要である。この主要な運転領域としては、用途（すなわちエンジンが搭載される動力発生機構）に応じて様々であり、主要な運転領域の数値範囲を具体的に規定することは難しい。本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、熱効率の高い回転数・負荷域（例えば中速中負荷域）で運転する用途（例えば発電用）を想定し、総合的なエンジン性能が高い運転領域での使用頻度が高くなるように設定した。総合的なエンジン性能は、熱効率や排気ガス、騒音などによって評価される。

ここで、エンジン性能はエンジン回転数の感度が高いので、主要な運転領域はエンジン回転数によって規定することができる。そのような主要な運転領域にて必要な出力が得られるように負荷を調整する。一般的に、低負荷の場合を除いて、負荷によるエンジン性能への影響は小さい。

換言すれば、「主要な運転領域」とは、エンジンの通常の使い方において、長時間にわたって運転される、エンジンの総合性能が高いエンジン回転数の領域である。一例では、シリーズ方式のハイブリッド車に搭載される対向ピストンエンジン１Ａは、主要な運転領域が例えば１５００ｒｐｍ以上３０００ｒｐｍ以下であり、好ましくは２０００ｒｐｍ以上２５００ｒｐｍ以下である。

本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、幾何学的圧縮比が１５以上であり、１８以上であってよく、２０以上であってもよい。本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、幾何学的圧縮比が２４とすることができる。対向ピストンエンジン１Ａは、例えば、ボアが８６ｍｍであり、片方のピストンあたりのストロークが１０３ｍｍであり、この場合の両方のピストンの下死点ＢＤＣおよび上死点ＴＤＣに基づく基準排気量（幾何学的排気量）は１１９６ｃｃである。２つのクランクの回転について互いに位相差が有る場合、対向ピストンエンジン１Ａの有効排気量（燃焼室２３の最大容積と最小容積との差）は基準排気量よりも少し小さくなる。なお、対向ピストンエンジン１Ａのボアおよびストロークの具体的な値は、対向ピストンエンジン１Ａの全体サイズに応じて適宜決定されるものであり、上記のような幾何学的圧縮比となっていれば特に限定されるものではない。

上記「幾何学的圧縮比」とは、排気側クランクシャフト３１と吸気側クランクシャフト３２とのクランク位相が揃っている（位相差が無い）状態において、下死点容積を上死点容積で割ることにより得られる値である。幾何学的圧縮比は、対向ピストンエンジン１Ａの構造（シリンダ２０の容積、排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２のボアおよびストローク）によって決定される。

ここで、対向ピストンエンジン１Ａでは位相可変部材７５によってクランク位相が可変であることから、本明細書において、「容積比」とは、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２とが最も遠ざかった時点におけるシリンダ２０内の容積（燃焼室２３の最大容積）を、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２とが最も近づいた時点におけるシリンダ２０内の容積（燃焼室２３の最小容積）で割ることにより得られる値を意味し、位相差に応じて値が異なる。幾何学的圧縮比と容積比とはほぼ同等の値であり、エンジンの性能を評価する上では、容積比がより重要となる。

また、本明細書において、「有効圧縮比」とは、排気ポート８１が全閉した時点におけるシリンダ２０内の容積（燃焼室２３の容積）を、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２とが最も近づいた時点におけるシリンダ２０内の容積（燃焼室２３の最小容積）で割ることにより得られる値を意味する。

本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、高容積比であっても、実質的な圧縮比を有効圧縮比よりもさらに低減し、圧縮温度を低下させることによりノッキングの発生を抑制して、最大熱効率を高くすることができる。このことについて、対向ピストンエンジン１Ａの動作に関する説明とともに以下に説明する。

（エンジンの動作）
対向ピストンエンジン１Ａの動作について、図２および図３を用いて以下に説明する。図２における符号２００１で示す図は、本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａにおける排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２が上死点に位置する状態を概略的に示す断面図である。図２における符号２００２で示す図は、本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａにおける排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２が下死点に位置する状態を概略的に示す断面図である。構造を分かり易く示すため、シリンダ２０の筐体部の一部を透過して示している。また、図２においては、説明の平明化のために、位相可変部材７５によって排気側クランクシャフト３１と吸気側クランクシャフト３２とのクランク位相を変化させていない状態（クランク位相が揃っている状態）について示している。

図２における符号２００１で示す図のように、排気側ピストン２１のピストンヘッド２１ａが排気側上死点ＥｘＴＤＣに位置し、吸気側ピストン２２のピストンヘッド２２ａが吸気側上死点ＩｎＴＤＣに位置する状態から、燃焼室２３内にて燃料が燃焼すると、排気側ピストン２１は図中右方向、吸気側ピストン２２は図中左方向に、それぞれ運動する。

排気側ピストン２１の運動に伴って排気ポート８１が部分的に開状態となり、排気ガスＥｘｈ１が排気流出部８２に流出する排気ブローダウンが生じる（このとき吸気ポート８６は完全閉状態である）。次いで、吸気側ピストン２２の運動に伴って吸気ポート８６が部分的に開状態となり、空気Ｉｎｔ３がシリンダ２０内に流入する。

その後、図２における符号２００２で示す図のように、排気側ピストン２１のピストンヘッド２１ａが排気側下死点ＥｘＢＤＣに位置し、吸気側ピストン２２のピストンヘッド２２ａが吸気側下死点ＩｎＢＤＣに位置する状態となる。

ここで、シリンダ２０の長手方向をｘ軸方向とし、該ｘ軸方向における中心位置ＣＰに近づく方向を上、中心位置ＣＰから遠ざかる方向を下と規定する。ｘ軸方向において、排気ポート８１の下端部（中心位置ＣＰから最も遠い端部）の位置をＥｘＰ１とし、排気ポート８１の上端部（中心位置ＣＰに最も近い端部）の位置をＥｘＰ２とする。また、ｘ軸方向において、吸気ポート８６の下端部（中心位置ＣＰから最も遠い端部）の位置をＩｎＰ１とし、吸気ポート８６の上端部（中心位置ＣＰに最も近い端部）の位置をＩｎＰ２とする。

ｘ軸方向において、排気ポート８１の上端部の位置ＥｘＰ２と排気側下死点ＥｘＢＤＣとの距離を排気ポート８１の高さＨ１とし、吸気ポート８６の上端部の位置ＩｎＰ２と吸気側下死点ＩｎＢＤＣとの距離を吸気ポート８６の高さＨ２とする。

本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａでは、ｘ軸方向において、排気側下死点ＥｘＢＤＣと排気ポート８１の下端部の位置ＥｘＰ１とが同一または略同一であり、吸気側下死点ＩｎＢＤＣと吸気ポート８６の下端部の位置ＩｎＰ１とが同一または略同一である。なお、排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２のピストン上面が平面ではない場合、ピストンヘッドにおけるトップランドの上端面の位置をピストン上面の位置として、排気側下死点ＥｘＢＤＣおよび吸気側下死点ＩｎＢＤＣの位置を決定する。

本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、排気ポート８１の高さＨ１が吸気ポート８６の高さＨ２の２倍強となっている。これにより、対向ピストンエンジン１Ａの動作中において、吸気ポート８６が開状態となっている期間よりも排気ポート８１が開状態となっている期間の方が長くなっている。排気ポート８１の高さＨ１は、吸気ポート８６の高さＨ２の２倍以上となっていることが好ましく、吸気ポート８６の高さＨ２の例えば２倍以上３倍以下となっていてもよい。この上限値は、圧縮比の確保、構造上の制約、等の観点から規定され得る値であって、必須の限定事項ではない。

本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａは、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２との間の容積が膨張する行程と、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２との間の容積が収縮する行程と、の２行程（ストローク）にて１サイクル動作する。膨張の終期と圧縮の初期にかけて、シリンダ２０内の空気を排気するとともにシリンダ２０内に新気を吸気する、掃気期間が存在する。

（１．排気側クランクシャフトと吸気側クランクシャフトとの回転角の位相差）
本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、位相可変部材７５によって、排気側クランクシャフト３１の回転の位相が吸気側クランクシャフト３２の回転の位相よりも遅角するようになっている。このことについて、図３を用いて以下に説明する。

図３は、対向ピストンエンジン１Ａの動作中における、排気ポート８１および吸気ポート８６の開閉タイミングについて、燃焼室２３の容積が最小となる時点を０°（基準）とするクランク角度に基づいて示すグラフである。燃焼室２３の容積が最小となる時点とは、換言すれば、排気側ピストン２１と吸気側ピストン２２とが、それぞれ上死点近傍に位置し、互いに最も近づいた時点である。上記の基準によれば、排気側クランクシャフト３１の回転と吸気側クランクシャフト３２の回転との位相差に関わらず、排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転について、排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２に共通のクランク角度（以下、最小容積基準クランク角度と称する）によって表すことができる。

図３において、横軸は、最小容積基準クランク角度であって、０°～１８０°が膨張行程、１８０°～３６０°が圧縮行程に対応し、０°は燃焼室２３の容積が最小となる状態である。なお、１８０°は燃焼室２３の容積が最大になる状態である。換言すれば、図３の横軸における左から右へと向かう方向は、時間の経過に対応する。また、図３において、縦軸は、排気ポート８１または吸気ポート８６のポート開口面積を示している。図３のグラフＧ１は排気ポート８１に対応し、グラフＧ２は吸気ポート８６に対応する。

図３に示すように、上に凸の形状を有するグラフＧ１の頂点の位置は１８０°より大きく、同じく上に凸の形状を有するグラフＧ２の頂点の位置は１８０°よりも小さくなっており、本実施形態ではそれぞれ１８３°、１７７°である。グラフＧ２における頂点の位置は、吸気側クランクシャフト３２の回転に対応して吸気側ピストン２２が吸気側下死点ＩｎＢＤＣに位置する状態であり、最小容積基準クランク角度では１７７°で示されているが、吸気側クランクシャフト３２の回転の位相角で表せば１８０°に対応する。

吸気側クランクシャフト３２の回転に対応して吸気側ピストン２２が吸気側下死点ＩｎＢＤＣに位置する状態（最小容積基準クランク角度が１７７°の状態）から、両クランクが６°回転する（時間が経過する）と、排気側クランクシャフト３１の回転に対応して排気側ピストン２１が排気側下死点ＥｘＢＤＣに位置する状態になってグラフＧ１の頂点の位置になる。すなわち、排気側クランクシャフト３１の回転の位相角が吸気側クランクシャフト３２の回転の位相角よりも６°遅角している。

なお、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａにおいて、吸気側クランクシャフト３２の回転の位相角に対して排気側クランクシャフト３１の回転の位相角が遅角している位相差ＰＳ１は、６°に限定されず、例えば、０°より大きく以上１５°以下であってよく、５°以上１０°以下であることが好ましい。５°以上１０°以下の場合、上記位相差ＰＳ１を設けることによる効果を比較的高いものとすることができる。また、位相差ＰＳ１が１５°を超えると、上記位相差ＰＳ１を設けることによる効果が小さくなり得る。

ここで、図３の横軸を時間とみなして、以下のように用語を定義する。すなわち、グラフＧ１の立ち上がりの位置（約１１０°）からグラフＧ２の立ち上がりの位置（約１３０°）までの間を、排気ポート８１が開き始めている（開放面積が増大しつつある）一方で吸気ポート８６は完全閉状態となっているブローダウン期間（第１の期間）Ｔ１とする。そして、グラフＧ２の立ち上がりの位置からグラフＧ２のポート面積が０となる位置（約２３０°）までの間を、排気ポート８１および吸気ポート８６の両方が開状態となっておりシリンダ２０内に新気が流入して掃気される主掃気期間Ｔ２とする。さらに、グラフＧ２のポート面積が０となる位置からグラフＧ１のポート面積が０となる位置（約２６０°）までの間を、吸気ポート８６が完全閉状態となっている一方で排気ポート８１は閉まる途中であり（開放面積が減少しつつあり）完全閉状態となっていない副掃気期間（第２の期間）Ｔ３とする。副掃気期間Ｔ３では、排気ポート８１を介した排気によってシリンダ２０内の気体が更に掃気可能である。

一般に、副掃気期間Ｔ３は、排気側ピストン２１および吸気側ピストン２２の動作によってシリンダ２０内の空気が押し出されて排気が生じ得る期間であるが、その効果は限定的であると考えられることから重視されていない。前述のように、従来技術においては、ブローダウン期間Ｔ１および主掃気期間Ｔ２を長くし、副掃気期間Ｔ３は設けられていないことがある。そして、前述の従来技術では、排気側クランクシャフト３１を吸気側クランクシャフト３２よりも進角していた。

これに対し、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、副掃気期間Ｔ３を設けているとともに、排気側クランクシャフト３１を吸気側クランクシャフト３２よりも遅角している。そして、前述のように、排気ポート８１の高さＨ１は、吸気ポート８６の高さＨ２の２倍以上となっている。これにより、副掃気期間Ｔ３がブローダウン期間Ｔ１よりも長くなっている。

（２．排気流路の長さ）
さらに、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、副掃気期間Ｔ３において、排気流路の負圧波を用いて、シリンダ２０内の排気を効果的に行うようになっている。この点について、図４～６を用いて以下に説明する。

図４における符号４００１で示す図は、最小容積基準クランク角度に対応する、シリンダ２０、排気ポート８１、および吸気ポート８６のそれぞれの圧力を示すグラフであり、符号４００２で示す図は、上記グラフの要部拡大図である。図４において、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａ（本発明例）に対応する線を実線にて示し、比較例として排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転に位相差がなく、かつ一般的な短い排気管の長さ（例えば２００ｍｍ）とした例を破線にて示している。なお、図４に示すグラフは、エンジン性能シミュレーション（詳しくは後述）の結果について示しており、このことは、本明細書において以下に説明する図でも同様である。図４では、発明例および比較例のエンジン回転数はそれぞれ２４００ｒｐｍとし、対向ピストンエンジン１Ａの排気管８３の長さ（排気流路の長さＥｘＬ）は１０００ｍｍとした例について示している。

図４に示すように、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａでは、副掃気期間Ｔ３においてシリンダ２０内の圧力が比較例に比べて効果的に低下していることがわかる。これは、上述のように、副掃気期間Ｔ３において排気ポート８１（排気流出部８２とも言える）に排気の負圧波が到達するように排気流路の長さＥｘＬが設定されていることによる。

具体的には、図４における符号４００１で示す図のように、ブローダウン期間Ｔ１において、排気ポート８１に大きな排気のブローダウン圧力が生じる。この排気のブローダウン圧力は、排気流出部８２および排気管８３を通じて、触媒コンバータ８４に到達する。排気のブローダウン圧力が触媒コンバータ８４により反射されることによって、負圧波が形成され、その負圧波が排気管８３および排気流出部８２を通じて排気ポート８１に到達する。通常、排気のブローダウン圧力および負圧波は音速で伝播する。図４に示す例では、副掃気期間Ｔ３において、排気ポート８１に負圧波の第２波が到達している（圧力波が排気管８３内を２往復している）。

本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、主要な運転領域での運転中に、負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）のうちいずれか１つが、副掃気期間Ｔ３内に排気ポート８１に到達するように排気流路の長さＥｘＬが設定されている。これにより、掃気効率を効果的に高めることができ、シリンダ２０内の圧力が効果的に低下する。上記負圧波の第ｎ波と排気流路の長さＥｘＬとの関係について、図５に基づいて以下に説明する。

図５は、最小容積基準クランク角度に対応する排気管８３の入口（すなわち排気流出部８２または排気ポート８１）における圧力を示す図であって、図中、排気の流れる方向に進行する圧力波（進行波）の圧力を点線、下流から上流に向かう方向の圧力波（後退波）の圧力を破線、上記進行波と後退波とが重なって生じた圧力を直線で示している。なお、進行波および後退波の圧力は、シミュレーションの過程で算出される圧力である。進行波の圧力および後退波の圧力が合わさって、排気管８３の入口における合計圧力となる。この合計圧力は、例えば排気管８３の入口に圧力センサを設置した場合に、該圧力センサで測定される値であると言える。排気ポート８１における排気の流れは、上記合計圧力とシリンダ２０内の圧力との差によって生じる。

また、図４と同様に、エンジン回転数は２４００ｒｐｍとし、排気管８３の長さ（排気流路の長さＥｘＬ）は１０００ｍｍとした例について示している。

ここで、エンジン回転数が２４００ｒｐｍの場合、最小容積基準クランク角度が５０°進行することは、換算すると時間が３．５ｍｓ経過することに相当する。そして、排気の温度を５００℃と仮定すると、この温度に対応する音速は５５０ｍ／ｓとなり、排気管８３内の圧力波は、最小容積基準クランク角度が５０°進行する間に排気管８３内を約１．９ｍ伝播する。

図５に示すように、大きなブローダウン圧力が発生した時点から最小容積基準クランク角度が約５０°進んだ時点において、圧力波が排気管８３内を往復して、排気管８３の入口に負圧波の第１波が到達していることがわかる。そして、最小容積基準クランク角度がさらに約５０°進んだ時点（副掃気期間Ｔ３）において、排気管８３の入口に負圧波の第２波が到達していることがわかる。

例えば、エンジン回転数および排気管８３の長さを変更することによって、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第１波または第３波が到達するようにすることも可能である。

図６は、エンジン回転数が２４００ｒｐｍの条件で、排気管８３の長さを変えた場合の熱効率およびＣＡ５０の変化について示す図である。ＣＡ５０とは燃焼割合が５０％となる最小容積基準クランク角度である。ＣＡ５０は、燃焼室２３での燃料の点火時期と関連し、一般に、ノッキングが発生しにくい条件では、点火進角できるのでＣＡ５０の値は小さくなる。また、ＣＡ５０が８度程度の場合に熱効率が最良になる。

図６に示すように、排気管８３の長さが約７００ｍｍ、約１０００ｍｍ、または約２０００ｍｍの場合に、熱効率が比較的高くなっている（上に凸のグラフになっている）ことがわかる。排気管８３の長さが約２０００ｍｍであることは、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第１波が到達することに対応している。すなわち、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）のうちいずれか１つが到達するようになっていることで、熱効率が向上することがわかる。

また、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）のうちいずれか１つが到達するようになっていることにより、ＣＡ５０の値を比較的小さくすることができる（点火時期を早めることができる）ことがわかる。

本発明の一態様における対向ピストンエンジン１Ａとしては、副掃気期間Ｔ３において、負圧波の第１波または負圧波の第２波が排気管８３の入口に到達するようになっていることが好ましい。これにより、負圧波の第３波を利用する場合よりも熱効率を高くすることができる。そして、例えば、排気管８３の長さを長くしたり利用するエンジン回転数を高くしたりすることによって、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第１波が到達するようにすれば、熱効率をより一層向上させることができる。

例えば、排気管８３の長さが１０００ｍｍであれば、エンジン回転数を４８００ｒｐｍとすると、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第１波が到達する。また、エンジン回転数を１６００ｒｐｍとすると、副掃気期間Ｔ３において、排気管８３の入口に負圧波の第３波が到達する。

負圧波の第ｎ波におけるｎは、好ましくは３以下の整数であり、より好ましくは１または２である。なお、例えば自動車等への用途としては、排気管８３の長さには構造上の制約があり、また、エンジン回転数を高くすると熱効率が悪化する。そのため、負圧波の第２波を利用することが好ましい。すなわち、対向ピストンエンジン１Ａは、排気管８３が、主要な運転領域での運転中に、負圧波の第２波が、副掃気期間Ｔ３に排気ポート８１に到達するような長さの排気流路を形成していることが好ましい。

（本実施形態の対向ピストンエンジンの利点）
本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａの利点について、図７を用いて以下に説明する。図７における符号７００１で示す図は、エンジンのサイクルにおけるシリンダ２０内の容積および圧力を示すグラフであり、符号７００２で示す図は、上記グラフの要部拡大図である。また、図７における符号７００３で示す図は、最小容積基準クランク角度に対応する、シリンダ２０内の温度を示すグラフである。

図７において、本発明例１として本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａに対応する線を実線にて示している。本発明例２として排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転に位相差がない一方で、排気管８３の構成（１０００ｍｍの長さ）を採用した例を白抜き破線にて示している。本発明例３として排気側クランクシャフト３１が吸気側クランクシャフト３２に対して遅角している一方で、一般的な排気管の長さ（２００ｍｍの長さ）とした例を点線にて示している。また、比較例１として排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転に位相差がなく一般的な排気管の長さとした例を破線にて示している。

図７に示すように、本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａは、非常に高い幾何学的圧縮比（容積比と略同義）でありながら、排気ポート８１が比較的遅く閉じることにより、排気ポート８１が完全閉状態となった時点におけるシリンダ２０内の容積が減少し、有効圧縮比が低下する。そして、排気側クランクシャフト３１が吸気側クランクシャフト３２に対して遅角していることにより、排気ポート８１が開き始めるタイミングが少し遅れる。これにより、位相差の設定に伴って容積比が低下することによる膨張比の低下を防止することができる。例えば位相差が０の場合に容積比が２４．５であるとすると、位相差を６°に設定した場合の容積比は２４．０となるが、位相差が０の場合より膨張比はわずかに増加する。具体的には、位相差が０の場合には有効圧縮比および膨張比はともに１７．９である。これに対し、位相差を６°に設定した場合の有効圧縮比は１７．５、膨張比は１８．１となる。

ここで、本明細書において、吸気および排気の動的効果の影響を加味した実質的な圧縮比を「等価圧縮比」と称する。この等価圧縮比は、排気ポート８１が完全閉状態となった時点のシリンダ２０内の容積に基づく有効圧縮比よりも少し低い値となる。一般に、有効圧縮比によって性能が評価されるようなレシプロエンジンを、ミラーサイクルエンジンと称することがある。本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａについても、レシプロエンジンと同様にミラーサイクルという用語を使用して説明することとし、「幾何学的圧縮比の値」に対する「等価圧縮比の値」の比をミラーサイクル比と称する。

例えば、シリンダ２０内の圧力が給気部８７の圧力（例えば１．４１バール）と同等になった時点を基準とし、シリンダ２０内の最大容積をＶｍａｘとすると、本実施形態の対向ピストンエンジン１Ａでは、シリンダ２０内の容積Ｖが０．６Ｖｍａｘとなった時点が基準となり、この場合、ミラーサイクル比は０．６である。例えば、対向ピストンエンジン１Ａの容積比が２４．０であるとすると、等価圧縮比は１４．４となる。

対向ピストンエンジン１Ａは、副掃気期間Ｔ３において、ブローダウン圧力が反射した負圧波が排気ポートに到達して筒内圧力を低下する結果、上記のように等価圧縮比が効果的に低下する。そして、主掃気期間Ｔ２の後半および副掃気期間Ｔ３の間において、新気が吹き抜ける（例えば１０％）ように掃気をすることにより、残留ガスを低減することができ、残留ガス量を例えば３％以下、好ましくは２．５％以下とすることができる。これにより、図７において符号７００３で示す図のように、シリンダ２０内の温度が低下するので、ノッキングの発生を回避して好適に燃料を燃焼することができる。

より詳しくは、図７に示すように、圧縮上死点近傍の温度を比較すると、本発明の一態様における対向ピストンエンジン１Ａ（本発明例１）では比較例より温度が低下している。そして、燃焼温度が上昇する時期を見ると、本発明例１では、点火時期リタードが生じることなく、適正な燃焼時期とすることができ、高容積比の利点を生かしてエンジン動作が可能であることがわかる。

また、本発明例２、３では、点火リタードが生じることなく、本発明例１よりも少し熱効率が低いが、好適な燃焼を行うことができる。

一方で、排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転に位相差がなく、一般的な排気管の長さとしたこと以外は、本発明例１と同様の構成を有する比較例では、高容積比であることからシリンダ２０内の圧力および温度が高くなり、ノッキングの発生を回避するために点火時期リタードが生じている。そのため、燃焼時期が遅れることに伴って熱効率が低下する。

以上のように、本発明の一態様における対向ピストンエンジンによれば、熱効率の高い運転領域（例えば２４００ｒｐｍ）での運転時における、熱効率（正味熱効率）を更に向上させることができる。具体的には、比較例に比べて、発明例２，３は熱効率が４～５％向上し、発明例１では熱効率が８％向上した。

例えばシリーズ方式のハイブリッド車に搭載されるエンジンとしては、最高速や登坂走行を維持できる連続高出力運転も求められる。本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、熱効率の高い運転領域（例えば２４００ｒｐｍ）以外の運転領域（例えば高出力運転時）であっても、負圧波の第１波を利用したり、排気クランクの遅角を最適化したりすることによって、高容積比および低Ｓ／Ｖ比であることを利用して、従来のレシプロエンジンと同等またはそれ以上の熱効率にて運転することもできる。

（シミュレーション結果）
本実施形態における対向ピストンエンジン１Ａに関するシミュレーション結果について、以下に説明する。

本発明者らは、エンジン性能シミュレーションツール（GT-POWER）を用いるとともに、条件最適化の支援ツール（modeFRONTIER）を用いた。その際、外部冷却ＥＧＲを採用するとともに、Ｗｉｅｂｅの燃焼モデルにおける１０－９０燃焼期間をＣＡ５０の関数として設定した。また、ノッキング予測モデルを用いて、ノッキングを発生しない条件で最小燃費率を得るＣＡ５０を設定した。

対向ピストンエンジンのボアを８６ｍｍ、各ピストンのストロークを１０３ｍｍに設定した（この場合、幾何学的排気量は１１９６ｃｃとなる）。GT-POWERの掃気モデルは、上記のボアおよびストロークに近い条件の対向ピストンエンジンに関する技術文献（Mattarelli, E., et al., "Scavenge Ports Ooptimization of a 2-Stroke Opposed Piston Diesel Engine", SAE Technical Paper 2017-24-0167, 2017年9月4日, 〈DOI：https://doi.org/10.4271/2017-24-0167〉）のシミュレーション結果を引用し、一次元モデルにより計算した。燃費率（BSFC）を最小化することを目的関数とし、１０の変数について、ノッキングが発生しないという制約条件下で遺伝アルゴリズムを用いて最適化を行った。上記変数について、下表１において※を付記して示している。

本発明者らは、本シミュレーションを行う過程において、従来のように排気クランクの回転の位相が吸気クランクの回転よりも進角している条件範囲で検討を行った結果、クランク位相差が０である条件にて良い結果が得られることがわかった。そして、本発明者らは、従来とは逆に、排気クランクの回転の位相が遅角している条件も含むように条件範囲を変更して鋭意検討を行った結果、排気クランクの回転の位相が遅角している条件が適正であることを見出した。

シミュレーションにより得られた結果を下記表１に示す。なお、表１に示していないパラメータについては、一般的な値またはシミュレーションにより収束した一定の値に固定した（例えば排気管径は５０ｍｍ）。

表１に示すように、非常に高い幾何学的圧縮比（２４．５）を有する対向ピストンエンジンについて、排気側クランクシャフト３１の回転の位相角を吸気側クランクシャフト３２よりも６°遅角し（これにより容積比は２４．０となっている）、排気管８３の長さＥｘＬを１０００ｍｍと長くし、排気ポート８１の高さＨ１を吸気ポート８６の高さＨ２の２倍以上とすることにより、容積比と比べて低い等価圧縮比（約１４）とすることができる（前述の図４～７に基づく説明を参照）。そのため、ノッキングの発生を抑制しつつ高い膨張比にて運転することができる。

また、機械式過給機６１によるトラップ率（供給した新気のうちシリンダ内に取り込んだ割合）が９０．７％であり、シリンダ２０内を新気が約１０％吹き抜けるような掃気となっている。その結果、シリンダ２０内の残留ガスが２．４％と極めて低い値になっている。

その結果、図７に示すような本発明例１のＰＶ線図となり、正味平均有効圧（ＢＭＥＰ）が７．７ｂａｒの条件で、高い最大熱効率４８％となった。これに対し、図７に示す比較例では、ノッキングを避けるために大幅に点火時期を遅角しているために、ＢＭＥＰ７．１barで最大熱効率が４４％に低下してしまう。

（その他の構成）
上記表１に示すように、給気部８７の容積は、排気流出部８２の容積よりも大きくなっていることが好ましい。これは、排気ポート８１につながる排気流出部８２は、ブローダウン圧力を減衰しないために比較的小さな容積であることが好ましく、吸気ポート８６につながる給気部８７は、ある程度の容積を確保して吸気しやすいようにすることが好ましいためである。

また、図１に示すように、対向ピストンエンジン１Ａは、シリンダオフセットを有する構造となっていてもよい。図２および図３を用いた説明では、平明化のためにシリンダオフセットが無い場合の対向ピストンエンジン１Ａについて説明した。シリンダオフセットを有する構造であるとは、例えば、図１の符号１００２で示す図において、排気側クランクシャフト３１および吸気側クランクシャフト３２の回転中心を結ぶ線が、シリンダ２０の長手方向の中心軸よりも、紙面の下側にずれた構造となっていることを意味する。

なお、図１の符号１００２で示す図では、排気側コンロッド２６が水平であるのに対して吸気側コンロッド２７が水平よりも少し右に傾いており、このことが、排気側クランクシャフト３１の回転の位相が吸気側クランクシャフト３２の回転の位相よりも遅角していることに対応している。

（変形例）
（ａ）対向ピストンエンジン１Ａでは、ｘ軸方向において、排気側下死点ＥｘＢＤＣと排気ポート８１の一方の端部の位置ＥｘＰ１とが略同一であり、吸気側下死点ＩｎＢＤＣと吸気ポート８６の一方の端部の位置ＩｎＰ１とが略同一であるが、これに限定されない。図２を参照して、本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、ｘ軸方向において、排気ポート８１の下端部の位置ＥｘＰ１が排気側下死点ＥｘＢＤＣよりも中心位置ＣＰに近く位置するようになっていてもよく、吸気ポート８６の下端部の位置ＩｎＰ１が吸気側下死点ＩｎＢＤＣよりも中心位置ＣＰに近く位置するようになっていてもよい。

（ｂ）本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、過給機として、機械式過給機６１の代わりに、排気の流れを利用するターボチャージャーを備える構成であってもよく、電磁駆動の過給機を備える構成であってもよく、それらを組み合わせた構成であってもよい。過給機は、給気部８７に空気を圧送することができればよく、具体的な構成は特に限定されない。

（ｃ）本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、ディーゼルエンジンに適用してもよく、この場合はノッキングを避けるのではなく、燃焼温度を低下してＮＯｘ排出量を低下するために好適に利用し得る。また、燃料は例えば軽油であり、シリンダ２０内に点火プラグ２９が設けられていなくてもよく、点火プラグ２９の代わりにシリンダ２０内の予熱用にグロープラグが設けられていてもよい。また、本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、燃料として、水素を含む混合燃料、バイオエタノール燃料、その他の燃料、等を用いてもよく、燃料の種類に対応するように公知の燃焼方式となっていればよい。

（ｄ）対向ピストンエンジン１Ａでは、排気流出部８２および給気部８７がシリンダ２０の周囲に環状に形成されており、複数の開口としての排気ポート８１および吸気ポート８６がシリンダ２０の周方向に配列して設けられている構成であったが、これに限定されない。排気流出部８２は排気ポート８１を介して排気が流出する空間を形成していればよく、給気部８７は例えば過給機から圧送された空気を吸気ポート８６に導く空間を形成していればよく、排気流出部８２および給気部８７の具体的な形状は特に限定されない。

（ｅ）燃焼室２３内における燃料の燃焼方式は特に限定されず、例えばレーザー点火を用いて実現してもよい。

（ｆ）上記実施形態１では、対向ピストンエンジン１Ａが各種の補機を含むように説明を行ったが、これに限定されない。対向ピストンエンジン１Ａと各種の補機とを含む構成は動力発生機構と表現することもできる。

（ｇ）上記実施形態１では、排気管８３は別部材としての触媒コンバータ８４に接続されていたが、これに限定されない。本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、例えばモーターサイクルに搭載される用途であって、別部材としてのチャンバーに排気管８３が接続されていてもよい。この場合、チャンバーの中に触媒を格納することもできる。

（ｈ）本発明の一態様における対向ピストンエンジンは、必ずしも位相可変部材７５を備えていなくてもよい。この場合、吸気側クランクシャフト３２における第１の回転方向の回転と、排気側クランクシャフト３１における第２の回転方向の回転とは連動するようになっており、吸気側クランクシャフト３２の回転と排気側クランクシャフト３１の回転との互いの位相関係を決定する回転伝達機構を備えていればよい。

この回転伝達機構は、吸気側クランクシャフト３２の回転を伝達する各部（例えばフライホイール４２ａ、増速チェーン５７、チェーン受け部５２ｂ、回転軸１２ａ、連動ギア７２）、および排気側クランクシャフト３１の回転を伝達する各部（例えばフライホイール４１ａ、増速チェーン５６、チェーン受け部５２ａ、回転軸１１ａ、連動ギア７１）を含み、具体的な構成は限定されない。

回転伝達機構において、例えば連動ギア７１と連動ギア７２との歯の噛み合わせによって、吸気側クランクシャフト３２の回転と排気側クランクシャフト３１の回転との互いの位相関係を決定してもよい。

或いは、例えば回転軸１１ａと連動ギア７１との結合ピンまたはキイの位相を変えてもよく、チェーンスプロケットの取り付け角を変えてもよい。回転伝達機構において、歯車を決めた角度で固定できるようになっていればよい。

〔実施形態２〕
本発明の他の実施形態について、以下に説明する。なお、説明の便宜上、上記実施形態にて説明した部材と同じ機能を有する部材については、同じ符号を付記し、その説明を繰り返さない。

本実施形態における発電装置１０Ｂを備えるシリーズ方式のハイブリッド車のパワートレインについて図８に基づいて説明する。図８は、発電装置１０Ｂを備えるシリーズ方式のパワートレイン９０の概略的な構成を示す図である。

図８に示すように、パワートレイン９０は、発電装置１０Ｂ、パワーコントロールユニット（ＰＣＵ）７、バッテリー８、および駆動モータ９を備えている。発電装置１０Ｂは、対向ピストンエンジン１Ｂと発電モータ１１および発電モータ１２と筐体３とを含む。対向ピストンエンジン１Ｂ、発電モータ１１、および発電モータ１２は、図示しない支持構造体によって筐体３に剛体結合されている。

対向ピストンエンジン１Ｂは、前記実施形態１における対向ピストンエンジン１Ａに加えて、エンジン動作によって出力されるトルクを検出する検出部９１、および、検出部９１の検出結果に基づいて位相可変部材７５を制御する位相制御装置９２を備えている。

検出部９１は、エンジン動作によって出力されるトルクを検出することに限定されず、エンジンの動作にかかる負荷を検出するようになっていてもよい。例えば、一定の回転数で運転している状態において、上記トルクと上記負荷とは互いに釣り合っている。また、検出部９１は、トルクの代わりに燃料噴射量を検出してもよい。

位相制御装置９２は、検出部９１によって検出された前記負荷または前記トルクの値が所定値よりも低い場合、例えば排気側クランクシャフト３１の回転の位相と吸気側クランクシャフト３２の回転の位相との位相差が０に近づくように、位相可変部材７５を制御する。結果として容積比および有効圧縮比が高まるので、希薄燃焼や大量ＥＧＲの場合も燃焼速度が速くなって熱効率が向上する。上記所定値は、具体的な値は特に限定されるものではなく、適宜設定された値であってよい。

位相制御装置９２は、位相可変部材７５を連続的に制御してもよく、段階的に制御してもよい。また、位相制御装置９２は、前記負荷または前記トルクの値が所定値よりも低いことが検出されたことに基づいて、位相可変部材７５を１回だけ制御してもよく、前記負荷または前記トルクの値の変化に対応して複数回制御するようになっていてもよい。

位相制御装置９２は、例えば、正味平均有効圧（ＢＭＥＰ）が５ｂａｒ以下となった場合に、前記負荷または前記トルクの値の変化に応じて、位相可変部材７５を連続的に、位相差が０になるまで制御するようになっていてもよい。

ＰＣＵ７は、インバータおよびコンバータ等の各種の電気制御系を含んでいるとともに、駆動モータ９の制御等を行う。発電モータ１１・１２にて発生した電力はＰＣＵ７を介してバッテリー８に充電される。ＰＣＵ７は、バッテリー８から給電される電力を用いて駆動モータ９を動作させる。駆動モータ９は図示しない駆動ユニットを介して車両の車輪を駆動する。

発電モータ１１・１２、ＰＣＵ７、バッテリー８、および駆動モータ９は、シリーズ方式のハイブリッド車のパワートレインが備える公知の機器を用いることができる。また、検出部９１および位相制御装置９２としては、公知の機器を用いることができる。そのため、記載の冗長化を避けるために、これらに関する詳細な説明は省略する。

〔附記事項〕
本発明は上述した各実施形態に限定されるものではなく、請求項に示した範囲で種々の変更が可能であり、異なる実施形態にそれぞれ開示された技術的手段を適宜組み合わせて得られる実施形態についても本発明の技術的範囲に含まれる。

１Ａ 対向ピストンエンジン
１０Ａ 発電装置
２０ シリンダ
２１ 排気側ピストン
２２ 吸気側ピストン
３１ 排気側クランクシャフト（排気側クランク軸）
３２ 吸気側クランクシャフト（吸気側クランク軸）
６１ 機械式過給機
７５ 位相可変部材
８１ 排気ポート
８２ 排気流出部
８３ 排気管（排気流路形成部）
８４ 触媒コンバータ（別部材）
８６ 吸気ポート
８７ 給気部
９１ 検出部
９２ 位相制御装置

Claims (8)

1. 吸気ポートおよび排気ポートが、中心から軸方向に沿って互いに離れた位置に設けられたシリンダと、
   前記シリンダ内を対向して往復運動する一対のピストンを構成する、前記吸気ポートを開閉するように動作する吸気側ピストン、および、前記排気ポートを開閉するように動作する排気側ピストンと、
   前記吸気ポートを介して前記シリンダ内に空気を圧送する過給機と、
   前記吸気側ピストンの往復運動に対応して回転する吸気側クランク軸と、
   前記排気側ピストンの往復運動に対応して回転する排気側クランク軸と、
   前記吸気側クランク軸の回転と前記排気側クランク軸の回転との互いの位相関係を決定する回転伝達機構と、を備え、
   ＣＡ５０が８度程度でかつ正味平均有効圧力（ＢＭＥＰ）が５バール以上の運転領域の全域において、前記排気側クランク軸の回転の位相が、前記吸気側クランク軸の回転の位相よりも遅角していることを特徴とする対向ピストンエンジン。
2. 前記排気ポートの近傍に設けられ前記排気ポートを介して前記シリンダ内に連通する空間が形成された排気流出部と、
   排気の流れる排気流路が内部に形成されており、前記排気流路の一方の第１の端部が前記排気流出部に連通して接続され、前記排気流路の他方の第２の端部が別部材に連通して接続されている排気流路形成部と、を備え、
   前記吸気側ピストンおよび排気側ピストンの動作により、（ｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が増大しつつある期間を第１の期間とし、（ｉｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が減少しつつある期間を第２の期間として、
   前記排気流路形成部は、前記運転領域での運転中に、前記第１の期間に前記排気流路に生じた排気のブローダウン圧力が前記別部材により反射されることにより形成された負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）のうちいずれか１つが、前記第２の期間に前記排気ポートに到達するような、前記第１の端部から前記第２の端部までの前記排気流路の長さとなっていることを特徴とする請求項１に記載の対向ピストンエンジン。
3. 前記吸気側クランク軸の回転と前記排気側クランク軸の回転との互いの位相関係を調整する位相可変機構と、
   前記対向ピストンエンジンの動作にかかる負荷または前記対向ピストンエンジンの動作によって出力されるトルクを検出する検出部と、
   前記検出部の検出結果に基づいて前記位相可変機構を制御する位相制御装置と、を備え、
   前記位相制御装置は、検出された前記負荷または前記トルクの値が所定値よりも低い場合、前記排気側クランク軸の回転の位相と前記吸気側クランク軸の回転の位相との位相差が０に近づくように前記位相可変機構を制御することを特徴とする請求項１または２に記載の対向ピストンエンジン。
4. 吸気ポートおよび排気ポートが、中心から軸方向に沿って互いに離れた位置に設けられたシリンダと、
   前記シリンダ内を対向して往復運動する一対のピストンを構成する、前記吸気ポートを開閉するように動作する吸気側ピストン、および、前記排気ポートを開閉するように動作する排気側ピストンと、
   前記吸気ポートを介して前記シリンダ内に空気を圧送する過給機と、
   前記吸気側ピストンの往復運動に対応して回転する吸気側クランク軸と、
   前記排気側ピストンの往復運動に対応して回転する排気側クランク軸と、
   前記吸気側クランク軸の回転と前記排気側クランク軸の回転との互いの位相関係を決定する回転伝達機構と、を備える対向ピストンエンジンであって、
   前記吸気側クランク軸の回転と前記排気側クランク軸の回転との互いの位相関係を調整する位相可変機構と、
   前記対向ピストンエンジンの動作にかかる負荷または前記対向ピストンエンジンの動作によって出力されるトルクを検出する検出部と、
   前記検出部の検出結果に基づいて前記位相可変機構を制御する位相制御装置と、をさらに備え、
   前記位相制御装置は、ＣＡ５０が８度程度でかつ正味平均有効圧力（ＢＭＥＰ）が５バール以上の運転領域の全域において、前記排気側クランク軸の回転の位相を前記吸気側クランク軸の回転の位相よりも遅角させることを特徴とする対向ピストンエンジン。
5. 吸気ポートおよび排気ポートが、中心から軸方向に沿って互いに離れた位置に設けられたシリンダと、
   前記シリンダ内を対向して往復運動する一対のピストンを構成する、前記吸気ポートを開閉するように動作する吸気側ピストン、および、前記排気ポートを開閉するように動作する排気側ピストンと、
   前記吸気ポートを介して前記シリンダ内に空気を圧送する過給機と、
   前記吸気側ピストンの往復運動に対応して回転する吸気側クランク軸と、
   前記排気側ピストンの往復運動に対応して回転する排気側クランク軸と、
   前記排気ポートの近傍に設けられ前記排気ポートを介して前記シリンダ内に連通する空間が形成された排気流出部と、
   排気の流れる排気流路が内部に形成されており、前記排気流路の一方の第１の端部が前記排気流出部に連通して接続され、前記排気流路の他方の第２の端部が別部材に連通して接続されている排気流路形成部と、を備え、
   前記吸気側ピストンおよび排気側ピストンの動作により、（ｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が増大しつつある期間を第１の期間とし、（ｉｉ）前記吸気ポートが完全閉状態であり、かつ前記排気ポートの開放面積が減少しつつある期間を第２の期間として、
   前記排気流路形成部は、ＣＡ５０が８度程度でかつ正味平均有効圧力（ＢＭＥＰ）が５バール以上である運転領域での運転中に、前記第１の期間に前記排気流路に生じた排気のブローダウン圧力が前記別部材により反射されることにより形成された負圧波の第ｎ波（ｎは１以上の整数）のうちいずれか１つが、前記第２の期間に前記排気ポートに到達するような、前記第１の端部から前記第２の端部までの前記排気流路の長さとなっていることを特徴とする対向ピストンエンジン。
6. 前記排気流路形成部は、前記運転領域での運転中に、前記負圧波の第２波が、前記第２の期間に前記排気ポートに到達するような長さの前記排気流路を形成していることを特徴とする請求項２または５に記載の対向ピストンエンジン。
7. 前記シリンダの軸方向における、
   前記シリンダの前記中心に近づく方向を上、前記中心から遠ざかる方向を下と規定し、
   前記吸気ポートの上端部の位置と、下死点にある前記吸気側ピストンのピストン上面の位置と、の差を吸気ポート高さ、
   前記排気ポートの上端部の位置と、下死点にある前記排気側ピストンのピストン上面の位置と、の差を排気ポート高さ、として、
   前記排気ポート高さが、前記吸気ポート高さの２倍以上となっていることを特徴とする請求項１～６のいずれか１項に記載の対向ピストンエンジン。
8. 前記シリンダにおける幾何学的圧縮比が１５以上となっていることを特徴とする請求項１～７のいずれか１項に記載の対向ピストンエンジン。

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