WO2015052828A1 - 内燃機関及び駆動システム - Google Patents

Abstract

【課題】　速度に適した動作態様とすることで、燃料消費の改善を図るとともに、環境負荷の低減を図ることができる実用性に優れた内燃機関及びその駆動システムを提供することを目的とする。 【解決手段】　低中速域では、外部過給機８０のシャフト８８をエンジン等で駆動し、強制的に排気を行って排気抵抗を下げる。送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気は、スロットル機構７０Ｌによる流量調整の後、燃料ポート７１からの燃料ガス及びＥＧＲ装置２００からの還流排気ガスと混合され、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。一方、高速域では、外部過給機８０が良好に動作し、その圧縮空気がスロットル機構７０Ｈを介して吸入ポート５２に供給される。これが、加圧チャンバ６０からの加圧空気，燃料ポート７１からの燃料ガス，ＥＧＲ装置２００からの還流排気ガスと混合され、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。

Description

内燃機関及び駆動システム

　本発明は、自動車のエンジンなどに好適な内燃機関及び駆動システムの改良に関するものである。

　自動車用のエンジンとしては、２サイクル及び４サイクルの内燃機関が知られている。２サイクルエンジンは、クランクシャフトの１回転に１回の爆発であり、４サイクル内燃機関は２回転に１回の爆発である。これに対し、前記４サイクルの行程後に、掃気吸気行程及び掃気排気行程を追加した６サイクルのエンジンも知られており、クランクシャフトの３回転に１回の爆発となる。また、下記特許文献１には、前記４サイクルの排気行程から吸気行程に移る間に、空気吸気行程と、これによる燃焼室内の空気を加圧する加圧行程とを備え、これによって得られた加圧空気を吸気行程の後半にある他の気筒に供給するようにした６サイクルエンジンが開示されている。

　ところで、昨今の燃料高騰や温暖化対策などを背景に、内燃機関と電動機を組み合わせるようにしたハイブリッド方式のエンジンが注目されている。他に、環境負荷の低い方式としては、電気自動車，水素自動車，燃料電池自動車などが提案されているが、充電に長時間が必要，水素充填のためのインフラ整備が必要など、多くの課題がある。

　下記特許文献２には、燃料消費の改善を図るとともに環境負荷の低減を図るようにした６サイクルの内燃機関が開示されている。これによれば、吸気行程ではシリンダ内のピストンが下降し、吸気バルブが開いて空気がシリンダ内に吸気される。加圧チャンバ送出行程ではピストンが上昇し、送出バルブが開いて加圧空気が加圧チャンバに送出される。加圧チャンバ吸入行程ではピストンが下降し、吸入バルブが開くことで、加圧空気が加圧チャンバからシリンダ内に再び吸入される。混合ガス量は、スロットル機構によって調整される。その後、４サイクルの内燃機関と同様の圧縮行程，燃焼行程，排気行程の動作が行われる。

特開平２－１１９６３５号公報 特開２０１０－３１７０５号公報

　上述した特許文献２記載の内燃機関によれば、４サイクル内燃機関に２サイクルの自己加圧サイクルを加え、シリンダ内に導入された空気を加圧して加圧チャンバに送出し、次に加圧チャンバ内の空気を前記シリンダ内に吸入して圧縮・燃焼・排気を行うことで、燃料消費及び環境負荷が改善されるという優れた技術的効果が得られる。しかしながら、６サイクルであるために、低速域における排気ガス圧力が低く、排気をより良好に行うことができれば好都合である。また、併せて、燃料消費の改善，排気ガスによる環境負荷の低減，馬力ないしトルクの向上を図ることができれば、更に好都合である。

　本発明は、以上の点に着目したもので、その目的は、６サイクルであっても排気を良好に行うことである。他の目的は、高速域における馬力ないしトルクの向上を図ることである。更に他の目的は、燃料消費の改善を図るとともに、環境負荷の低減を図ることができる実用性に優れた内燃機関及びその駆動システムを提供することである。

　前記目的を達成するため、本発明は、シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行うエンジンを備えた内燃機関であって、前記シリンダには、吸気バルブ，送出バルブ，吸入バルブ，排気バルブが設けられており、前記送出バルブから送出された加圧空気を一時的に滞留するための加圧チャンバが、流量調整用の第１のスロットル機構を介して、前記送出バルブと前記吸入バルブとの間に設けられており、低速域では外部から駆動され、高速域では排気ガスの圧力によって駆動されるタービンを有しており、外気を圧縮して供給する外部過給機が、流量調整用の第２のスロットル機構を介して、前記排気バルブと前記吸入バルブとの間に設けられており、前記第１のスロットル機構は、低速域では速度に応じて流量調整を行うとともに、高速域では全開状態となり、前記第２のスロットル機構は、低速域では閉状態であり、高速域では速度に応じて流量調整を行い、
ａ，ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを開いて、外気を前記シリンダ内に吸気する吸気行程，
ｂ，ピストンが上昇するときに、前記吸気行程によって前記シリンダ内に吸気された空気を加圧し、前記送出バルブを開いて、前記加圧チャンバに送出する送出行程，
ｃ，ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを閉じた状態で前記吸入バルブを開いて、低速域では、前記加圧チャンバ内の空気と燃料の混合ガスを吸入し、高速域では、前記加圧チャンバ内の空気と前記外部過給機から供給される圧縮空気と燃料との混合ガスを吸入する吸入行程，
ｄ，ピストンが上昇するときに、前記吸入行程によって前記シリンダ内に吸入された混合ガスを圧縮する圧縮行程，
ｅ，この圧縮行程によって圧縮された混合ガスを燃焼・爆発させ、ピストンを下降させる燃焼行程，
ｆ，ピストンが上昇するときに、前記燃焼行程による燃焼後の残留ガスを、前記排気バルブを開いて、前記シリンダ内から排気し、前記外部過給機に送る排気行程，
を繰り返し行うことを特徴とする。

　他の発明は、前記外部過給機の代わりに、低速域では外部から駆動され、高速域では排気ガスの圧力によって駆動される排気タービンが、前記排気バルブ側に設けられており、高速時に外気を導入するための第３のスロットル機構が、前記吸入バルブ側に設けられており、前記第３のスロットル機構は、低速域では閉状態であり、高速域では速度に応じて流量調整を行い、前記吸入行程は、ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを閉じた状態で前記吸入バルブを開いて、低速域では、前記加圧チャンバ内の空気と燃料の混合ガスを吸入し、高速域では、前記加圧チャンバ内の空気と前記第３のスロットル機構から供給される外気と燃料との混合ガスを吸入し、前記排気行程は、ピストンが上昇するときに、前記燃焼行程による燃焼後の残留ガスを、前記排気バルブを開いて、前記シリンダ内から排気し、前記排気タービンに送ることを特徴とする。

　主要な形態の一つは、前記排気行程によって排気された排気ガスの一部を、前記吸入行程における混合ガスに混合するＥＧＲ装置を備えたことを特徴とする。該ＥＧＲ装置は、低速域では、前記排気バルブ側から排気ガスの一部を前記混合ガスに混合し、高速域では、前記外部過給機側から排気ガスの一部を前記混合ガスに混合する切換手段を備えており、該切換手段は、前記第１及び第２のスロットル機構の開閉動作に連動して切り換え動作を行うことを特徴とする。

　他の形態によれば、前記吸気バルブ及び送出バルブの口径を、前記排気バルブ及び吸入バルブの口径より大きくなるように設定したことを特徴とする。更に他の形態の一つは、カムによって前記各行程における各バルブの開閉を行う際に、前記吸気行程と前記送出行程の動作がオーバーラップしないように、前記カムの形状を規定したことを特徴とする。更に他の形態の一つは、前記シリンダを複数設けた多気筒構成とするとともに、前記加圧チャンバと、外部過給機ないし排気タービンとを、複数のシリンダ間で共用することを特徴とする。

　本発明の駆動システムは、前記内燃機関と、該内燃機関の外部過給機もしくは排気タービンの駆動に伴って発電された電力を利用して駆動される電気モーターと、を併用するハイブリッド方式であることを特徴とする。本発明の前記及び他の目的，特徴，利点は、以下の詳細な説明及び添付図面から明瞭になろう。

　本発明によれば、外部過給機又は排気タービンを設けることとしたので、低速時における排気を良好に行うことができる。加圧チャンバによる加圧空気の他に、外部過給機による圧縮空気もしくは外気を導入することとしたので、燃焼効率が向上して、高速域における馬力ないしトルクの向上，燃料消費の改善，環境負荷の低減を図ることができる。

本発明の実施例１の主要部を示す図である。 前記図１におけるバルブ径の大きさ及びスロットル機構の構造の一例を示す図である。 前記実施例１における主要工程の様子を示す図である。 前記実施例１における主要工程の様子を示す図である。 前記実施例１におけるカム形状の一例，カムの動きと行程との関係，カムの角度とリフト量との関係の一例を示す図である。 前記実施例１における制御装置の主要部を示す図である。 前記実施例１の低中速時における動作の様子を示す図である。 前記実施例１の高速時における動作の様子を示す図である。 本発明の実施例におけるクランクシャフト回転数と、スロットル開度，エンジン出力，吸入ポート圧力との関係を示すグラフである。 本発明の実施例２の主要部を示す図である。 本発明の実施例２の変形例を示す図である。 本発明の実施例３の主要部を示す図である。 前記実施例を多気筒に適用する場合の気筒間のサイクルの関係の一例を示す図である。

　以下、本発明を実施するための最良の形態を、実施例に基づいて詳細に説明する。

　最初に、図１～図９を参照しながら、本発明の実施例１について説明する。図１には、本実施例の主要部が示されている。同図に示すように、６ストロークエンジン１のシリンダ１０に対して、４つのバルブ２０，３０，４０，５０が設けられている。バルブ４０とバルブ５０の間には、加圧チャンバ６０及び低中速スロットル機構７０Ｌが設けられている。また、バルブ３０とバルブ５０の間には、外部過給機（ターボチャージャー）８０，インタークーラー９０，高速スロットル機構７０Ｈが設けられている。更に、本実施例では、ＥＧＲ（Exhaust Gas Recirculation）装置２００が設けられており、上述した外部過給機８０の吸気側と排気側から得た還流排気ガスを切換バルブ２１０で切り換え、ＥＧＲクーラー２２０を介してバルブ５０に供給するようになっている。なお、点線で示すＶＶＣについては後述する。

　各バルブと作用は、次の通りである。
（１）吸気バルブ２０：シリンダ１０内に外気を吸気する際に開くバルブである。
（２）排気バルブ３０：燃焼後のガスをシリンダ１０内から排気する際に開くバルブである。
（３）送出バルブ４０：シリンダ１０内で加圧した空気を加圧チャンバ６０に送出するためのバルブである。
（４）吸入バルブ５０：加圧チャンバ６０内に滞留した加圧空気，外部過給機８０による圧縮空気，ＥＧＲ装置２００からの還流排気ガスを、燃料ガスとともにシリンダ１０内に吸入するためのバルブである。

　図２(A)には、上述したバルブの大きさが示されており、吸気バルブ２０は、排気バルブ３０よりも口径ないし断面積が大きく、吸気を効率的に行えるようになっている。また、送出バルブ４０は、吸入バルブ５０よりも口径ないし断面積が大きく、加圧チャンバ６０への空気送出が効率的に行えるようになっている。また、これらバルブの大きさに対応するように、ポートの大きさも設定されている。すなわち、吸気ポート２２は排気ポート３２よりも口径ないし断面積が大きく設定されており、送出ポート４２は、吸入ポート５２よりも口径ないし断面積が大きく設定されている。

　次に、各部について詳述すると、前記吸気バルブ２０には、外気を吸入するための吸気ポート２２が接続されている。前記排気バルブ３０は、燃焼後の残留ガスを排気する排気ポート３２及び管路３４を介して、前記外部過給機８０の排気側タービンハウジング８０Ｅに接続されている。排気側タービンハウジング８０Ｅの排気側は、高速側ＥＧＲ管路８２Ｈに接続されており、この高速側ＥＧＲ管路８２Ｈには排気管路８２Ｅが設けられている。前記排気ポート３２は、低速側ＥＧＲ管路８２Ｌにも接続されており、ＥＧＲ管路８２Ｌ，８２Ｈは、切換バルブ２１０の切換側にそれぞれ接続されている。これにより、低中速時はＥＧＲ管路８２Ｌが選択され、高速時はＥＧＲ管路８２Ｈが選択されて、ＥＧＲクーラー２２０に接続されるようになっている。ＥＧＲクーラー２２０の還流排気ガスの吐出側は、管路２２２を介して、吸入バルブ５０の吸入ポート５２に接続されている。前記ＥＧＲ管路８２Ｌ，８２Ｈには、排気ガスの逆流を防ぐワンウエイバルブ（逆止弁）２０２Ｌ，２０２Ｈがそれぞれ設けられている。

　次に、上述した外部過給機８０の吸気側タービンハウジング８０Ｉには吸気口８４が設けられており、タービンシャフト８８には、オイルポンプ油圧もしくはエンジン（後述するハイブリッドの場合はモーター）の回転力がワンウエイクラッチ８６を介して伝達されるようになっている。吸気側タービンハウジング８０Ｉの吐出側は、管路９２，インタークーラー９０，管路９４，高速スロットル機構７０Ｈ，の順に接続されて、吸入バルブ５０の吸入ポート５２に接続されている。

　一方、送出バルブ４０は、送出ポート４２を介して、加圧チャンバ６０，管路４４，低中速スロットル機構７０Ｌ，の順に接続されており、更に、吸入バルブ５０の吸入ポート５２に接続されている。すなわち、送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気は、スロットル機構７０Ｌによる流量調整の後、外部過給機８０による圧縮空気及びＥＧＲ装置２００による還流排気ガスとともに、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入されるようになっている。

　図２(B)，(C)には、上述したスロットル機構７０Ｌ，７０Ｈの一例がそれぞれ示されている。スロットル機構７０Ｌは、同図(B)に示すように、管路７２Ｌの中央にスロットルバルブ７４Ｌが設けられており、中心軸に対して矢印Ｆ７４方向に回動可能とすることで、管路の開閉が行なわれる。スロットルバルブ７４Ｌは、公知のように自動車のアクセル（図示せず）の動作に呼応しており、図示の実線の位置は、いわゆるアイドリング状態であり、点線で示す位置が最も開いた全開状態である。管路７２Ｌの側面にはバイパス７６Ｌが設けられており、アイドリング状態でも、このバイパス７６Ｌを通じて小量の気体流通が確保されている。バイパス７６Ｌには、アイドル状態における気体流量を調整するアイドル・アジャスト・スクリュー７８Ｌが設けられている。

　一方、スロットル機構７０Ｈは、同図(C)に示すように、管路７２Ｈの中央にスロットルバルブ７４Ｈが設けられており、前記スロットルバルブ７４Ｌと同様に回動可能で、管路の開閉が行なわれる。スロットルバルブ７４Ｈも、自動車のアクセルの動作に呼応しており、点線で示す位置が最も開いた全開状態である。すなわち、アクセルを最も踏み込んだ状態では、スロットルバルブ７４Ｌ，７４Ｈは、いずれも同図(B)，(C)の点線で示す位置となる。なお、スロットル機構７０Ｈでは、同図(B)のバイパス７６Ｌやアイドル・アジャスト・スクリュー７８Ｌは設けられていない。

　スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｌ，７４Ｈの開閉は、アクセルの踏込量（エンジンの回転数ないしクランクシャフト回転数）に呼応して行われるが、運転者がアクセルを踏み込んでいったときのタイミングは、例えば、以下のように設定する。
ａ，スロットルバルブ７４Ｌが徐々に開いて全開となった後に、スロットルバルブ７４Ｈが開き始める。
ｂ，スロットルバルブ７４Ｌがある程度開いた状態（全開に達しない状態）で、スロットルバルブ７４Ｈが開き始める。
ｃ，スロットルバルブ７４Ｌが全開となった後であって、更に一定のアクセル踏込後にスロットルバルブ７４Ｈが開き始める。

　本実施例では、スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｌ，７４Ｈは、図９に示すように動作する。すなわち、
ａ，アクセルの踏込量が上昇するのに連動して、まず、スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌを開く（グラフＧＳＡ参照）。スロットルバルブ７４Ｌは、クランクシャフト回転数がＴＣで全開となる。
ｂ，スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４が全開となった状態で、更にクランクシャフト回転数が上昇すると、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈを開くようになる（グラフＧＳＢ参照）。

　図１に戻って、上述したバルブ２０，３０，４０，５０の端部には、ロッカーアーム２０Ａ，３０Ａ，４０Ａ，５０Ａをそれぞれ介してカム１２０，１３０，１４０，１５０（１２０，１５０のみ図示）が当接しており、それらカムの回転によって、後述する開閉動作が行われるようになっている。これらのバルブ駆動機構としては、各種のものが公知であり、いずれを適用してもよい。前記バルブに囲まれたシリンダ中央には、燃料点火用のプラグ１２が設けられている。

　更に、前記吸入ポート５２には、燃料ポート７１が接続されており、燃料ガスが供給されるようになっている。この燃料ガスは、加圧チャンバ６０から送り出された空気，外部過給機８０から供給された圧縮空気，ＥＧＲ装置２００による還流排気ガスと混ざり合って、シリンダ１０内に供給される。燃料ガスの量は、アクセルの動きに対応して電子的に制御されており、スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｌ，７４Ｈの開閉も、上述したようにアクセルの動きに対応している。従って、アクセルの動きに対応して、加圧空気及び圧縮空気の量と燃料の量が制御されている。なお、燃料は、前記説明のように、燃料ポート７１からシリンダ１０内に導入してもよいし、インジェクションノズルによって直接シリンダ１０内に噴射するようにしてもよい。ディーゼルの場合は、プラグ１２の代わりに燃料のインジェクションノズルを設けるようにする。

　図３及び図４には、本実施例における６サイクルの各行程における主要部の状態が示されている。なお、図３及び図４は、本発明の理解を容易にするために、４つのバルブ２０，３０，４０，５０を並列的に示している。シリンダ１０内のピストン１４がコンロッド１６を介してクランクシャフト１８に接合している点は、公知の技術と同様である。以下、順次各行程の動作について説明する。なお、以下の説明におけるピストン１４の動きの方向は、上下が逆であってもよいし、横方向（左右方向）であっても差支えなく、図示の上下方向には、これらの場合も含まれる。
（１）吸気行程：図３(A)に示すように、シリンダ１０内のピストン１４が、矢印Ｆ３Ａのように下降し、吸気バルブ２０が開いて、吸気ポート２２から空気がシリンダ１０内に吸気される。
（２）送出行程：図３(B)に示すように、シリンダ１０内のピストン１４が、矢印Ｆ３Ｂのように上昇し、送出バルブ４０が開いて、加圧された空気が加圧チャンバ６０に送出される。
（３）吸入行程：図３(C)に示すように、シリンダ１０内のピストン１４が、矢印Ｆ３Ｃのように下降し、吸入バルブ５０が開く。これにより、加圧チャンバ６０内に滞留した加圧空気や、外部過給機８０による圧縮空気が、燃料ガスやＥＧＲ装置２００による還流排気ガスと混合して、吸入ポート５２からシリンダ１０内に吸入される。
（４）圧縮行程：図４(A)に示すように、バルブ２０，３０，４０，５０の全てが閉じた状態でピストン１４が、矢印Ｆ３Ｄのように上昇し、混合ガスがシリンダ１０内で圧縮される。
（５）燃焼行程：図４(B)に示すように、プラグ１２が点火し、シリンダ１０内で圧縮されている混合ガスを燃焼・爆発させる。ピストン１４は、矢印Ｆ３Ｅのように下降する。
（６）排気行程：図４(C)に示すように、排気バルブ３０が開いた状態でピストン１４が、矢印Ｆ３Ｆのように上昇し、シリンダ１０内の残留ガスが排気ポート３２から排気される。残留ガスは、一部が外部過給機８０のタービンの回転に利用されるとともに、一部がＥＧＲ装置２００によって吸入ポート５２に還流され、一部は排気管路８２Ｅから排気される。

　次に、カム１２０，１３０，１４０，１５０の動きに着目すると、次の通りとなる。なお、いずれのカムも、図３及び図４に示した６サイクルで１回転する。
（１）カム１２０：吸気バルブ２０を開閉するためのカムで、図３(A)の吸気行程で吸気バルブ２０を押して開く。
（２）カム１３０：排気バルブ３０を開閉するためのカムで、図４(C)の排気行程で排気バルブ３０を押して開く。
（３）カム１４０：送出バルブ４０を開閉するためのカムで、図３(B)の送出行程で送出バルブ４０を押して開く。
（４）カム１５０：吸入バルブ５０を開閉するためのカムで、図３(C)の吸入行程で吸入バルブ５０を押して開く。

　図５(A)～(C)には、上述したカム１２０～１５０の一例が示されている。カム１２０～１５０のカム山１２２～１５２は、いずれも６０度の範囲に形成されており、これによって、６サイクルに１回の割合でバルブ２０～５０を開くようになっている。また、カム山１２２～１５２の立上りや立下りの形状を調整することで、隣接する工程の動作をオーバーラップさせたり、逆に、オーバーラップが生じないようにすることができる。

　同図(A)は、カム１２０をカムシャフト１００の方向から見た図であり、６０度の範囲の５度内側を基点として、例えば半径２ミリ（Ｒ２）の円弧を描くように立ち上がっており、頂部は例えば半径４ミリ（Ｒ４）の円弧を描いている。カム山１２２の立下りは、例えば直線的となっている。同図(B)は、カム１４０を示し、カム山１４２は、例えば前記カム山１２２と逆の形状となっている。同図(C)は、カム１３０，１５０を示し、一例を示すと、カム山１３２，１５２の立上がり，立下りのいずれも、例えば直線的となっている。カム山の立上り，立下りを円弧とすれば隣接する工程の動作にオーバーラップが生じ、直線的とすればオーバーラップは生じない。

　図５(D)には、以上の行程の全体が示されている。カム１２０のカム山１２２が吸入バルブ２０を押すときが空気の吸入行程となる。他のカム１３０，１４０，１５０についても同様である。同図中、下死点はピストン１４が最も降下した位置を示し、上死点はピストン１４が最も上昇した位置を示す。また、オーバーラップは、吸気，排気などの動作が上死点ないし下死点付近で隣接する行程で重複していることを示す。

　吸気工程から送出行程に移行する下死点では、それぞれ２度（全体で４度）の角度で動作が重複しないように設定されており（カム山１２２の立下りのＲ，カム山１４２の立上りのＲ）、これによって、吸気及び送出の動作が確実に行われる。なお、図５(D)に示したオーバーラップ回避角度と、図５(A)に示したカム山１２２の立上り基点（Ｒ基点）角度は、静的特性と動的特性の相違から、必ずしも一致するとは限らない。図５(B)に示したカム山１４２についても同様である。排気行程から吸気行程に移行する上死点付近では、カム山１３２の直線とカム山１２２の直線によって動作がオーバーラップする。他も図示のとおりである。

　本実施例によれば、図５(D)の６つの行程（図３及び図４参照）が、順次繰り返し行なわれる。すなわち、６サイクルで、カム１２０，１３０，１４０，１５０は、いずれも１回転する。一方、クランクシャフト１８は、図３及び図４に示したように、２サイクルで１回転するので、６サイクルでは３回転する。このように、本実施例によれば、カムシャフト１００の回転数は、クランクシャフト１８の回転数の１／３となる。

　図５(E)には、カムの角度とカムリフトとの関係が示されている。グラフＧ６のうち、実線は、前記カム山の直線によるリフト量を示し、例えば－２度から立ち上がり、３０度でピークとなって、例えば６２度でリフト量ゼロとなる。一点鎖線は、前記カム山の円弧によるリフト量を示し、例えば２度から立ち上がり、３０度でピークとなって、例えば５８度でリフト量ゼロとなる。グラフＧ４は、４サイクルの場合のカムリフトの一例を示すもので、０度から立ち上がり、４５度でピークとなって、９０度でリフト量ゼロとなる。クランクシャフト回転数が同じである場合、６サイクルのカムシャフトの回転は４サイクルの場合よりも遅くなる。このため、本実施例の６サイクルの場合にバルブ２０，３０，４０，５０が開く時間は、４サイクルの場合に近づくようになる（図５(E)矢印参照）。

　次に、図６には、本実施例における制御を行うＥＣＵ（Engine Control Unit）３００に接続されているセンサーやモーターのうち、特に本実施例に関係するものが示されている。ＥＣＵ３００は、予め用意された制御プログラムを実行し、各センサーから入力される検知信号に基づいて、各モーターに必要な駆動信号を出力する。図示したセンサーとモーターの機能は、次の通りである。
ａ，アクセル開度センサー３１０：運転者によるアクセルの踏込具合を検知する。
ｂ，低中速スロットルコントロールセンサー３２０Ｌ：低中速側のスロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌの開閉具合を検知する。
ｃ，高速スロットルコントロールセンサー３２０Ｈ：高速側のスロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈの開閉具合を検知する。
ｄ，低中速スロットルモーター３２２Ｌ：低中速側のスロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌを開閉する。
ｅ，高速スロットルモーター３２２Ｈ：高速側のスロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈを開閉する。スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈの開閉動作は、ＥＣＵ３００により、連動して行われるように制御される。
ｆ，ＥＧＲコントロールセンサー３２４：ＥＧＲ装置２００の切換バルブ２１０の切換具合を検知する。
ｇ，ＥＧＲ切換モーター３２６：切換バルブ２１０の切換えを行う。この切換えは、ＥＣＵ３００により、スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈの開閉動作に連動して行われるように制御される。
ｈ，車速センサー３２８：車の速度を検知する。

　なお、ＥＣＵ３００には、例えば、車速センサー，ブレーキセンサー，ミッションポジションセンサー，燃料や排気の温度センサー，エンジン回転センサー，外部過給機８０のタービン回転センサー，などが必要に応じて接続されている。

　次に、本実施例の動作を説明する。低中速時と高速時で動作が異なるので、それぞれの場合について説明する。以下の動作は、図６に示す各センサーの検知結果に基づいてＥＣＵ３００が各部の駆動制御を行うことで実現される。速度の検知は、車速センサー３２８によって行われる。例えば、時速４０［km］未満を低中速域とし、それ以上を高速域とするという具合である。図７には低中速時の様子が示されており、図８には高速時の様子が示されている。

　＜低中速域＞　低中速域では、６サイクルの場合、排気ガス量が少なく、外部過給機８０が排気抵抗となる。そこで、外部過給機８０のシャフト８８をエンジン等で駆動し、強制的に排気を行って抵抗を下げるようにする。これにより、排気時におけるピストン１４の上昇（図４(C)参照）がスムーズに行われるようになる。

　低中速時は、上述したように、スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌは、速度（アクセルの踏込量もしくはエンジンの回転数）の上昇に連動して開くようになるが、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈは閉じたままである。一方、ＥＧＲ装置２００の切換バルブ２１０は、ＥＧＲ管路８２Ｌ側に切り換えられる。このため、排気バルブ３０の排気ポート３２から排気された排気ガスの一部は、ＥＧＲ管路８２Ｌ，ワンウエイバルブ２０２Ｌ，切換バルブ２１０を介して、ＥＧＲクーラー２２０による冷却後、管路２２２を通り、還流排気ガスとして吸入ポート５２に供給される。残りの排気ガスは、管路３４，外部過給機８０の排気側タービンハウジング８０Ｅ，ＥＧＲ管路８２Ｈを順に介して排気管路８２Ｅから排気される。

　一方、送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気は、スロットル機構７０Ｌによる流量調整の後、吸入ポート５２に供給される。更に、燃料ポート７１からは、燃料ガスが吸入ポート５２に供給される。これらの加圧空気及び燃料ガスは、吸入ポート５２で前記還流排気ガスと混合され、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。

　＜高速域＞　次に、高速域では、排気ガス量が多く、外部過給機８０が良好に動作する。この状態では、ワンウエイクラッチ８６が動作し、シャフト８８の回転は外部過給機８０には伝達されない。一方、スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌは全開となるとともに、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈも、速度の上昇に連動して開くようになる。このため、外部過給機８０の吸気口８４から吸気側タービンハウジング８０Ｉに吸気された圧縮空気が、管路９２からインタークーラー９０に導入されて冷却された後、管路９４からスロットル機構７０Ｈを介して吸入ポート５２に供給される。

　他方、ＥＧＲ装置２００の切換バルブ２１０は、前記スロットル機構７０Ｌ，７０Ｈの開閉動作に連動してＥＧＲ管路８２Ｈ側に切り換えられる。このため、排気バルブ３０の排気ポート３２から排気された排気ガスは、管路３４から外部過給機８０の排気側タービンハウジング８０Ｅに供給され、シャフト８８を回転させた後、一部が排気管路８２Ｅから排気され、残りがＥＧＲ装置２００に供給される。すなわち、ＥＧＲ管路８２Ｈ，ワンウエイバルブ２０２Ｈ，切換バルブ２１０を介して、ＥＧＲクーラー２２０による冷却後、管路２２２を通り、還流排気ガスとして吸入ポート５２に供給される。

　低中速時と同様に、送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気は、スロットル機構７０Ｌを介して吸入ポート５２に供給される。更に、燃料ポート７１からは、燃料ガスが吸入ポート５２に供給される。これらの加圧空気及び燃料ガスは、ＥＧＲ装置２００からの還流排気ガス及びスロットル機構７０Ｈからの圧縮空気と吸入ポート５２で混合されて、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。

　図９には、クランクシャフト回転数（エンジン回転数）に対するスロットル開度，エンジン出力，吸入ポート圧力の関係の一例が示されている。まず、スロットル開度に着目すると、低中速域では、グラフＧＳＡで示すように、クランクシャフト回転数の増大に伴ってスロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌが開いていき、ＴＣで全開となる。更にクランクシャフト回転数が増大すると、グラフＧＳＢで示すように、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈが開き始め、定格出力点で全開となる。

　次に、エンジン出力のグラフに着目すると、アイドリング点でΔＷの出力があり、外部過給機８０がないとグラフＧＥＡのようになる。しかし、本実施例によれば、外部過給機８０による強制排気によって排気抵抗が下がるようになり、グラフＧＥＢで示すように、低中速域における出力が改善される。一方、高速域では、グラフＧＥ１～ＧＥ４のようになる。これらのうち、加圧チャンバ６０及び外部過給機８０がないときは、グラフＧＥ１のようになる。加圧チャンバ６０のみの場合は、グラフＧＥ２のようになり、ＧＥ１よりはエンジン出力が向上する。本実施例では、加圧チャンバ６０及び外部過給機８０の両方が作用するため、グラフＧＥ４で示すように、更にエンジン出力が増大する。グラフＧＥ３は、後述する実施例２の場合である。

　次に、吸入ポート圧力のグラフに着目すると、低中速域において、外部過給機８０を設けず加圧チャンバ６０のみの場合は、グラフＧＣで示すように、アイドリング点で最も高く、スロットルバルブ７４Ｌの角度が大きくなると低下する。外部過給機８０を設けた場合でも、低中速域では、排気バルブ３０から排気される残留ガス量が少なく、外部過給機８０による過給がほとんど行われない。従って、グラフＧＣと同一となる。一方、高速域では、ＴＣで高速側スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈが開き出すようになる。すると、外部過給機８０による圧縮空気が追加されるので、グラフＧＣＣで示すように、吸入ポート５２の圧力は上昇する。すなわち、高速域では、クランクシャフト回転数の増大に伴って、排気バルブ３０から排気された残留ガス量も増えるようになり、外部過給機８０による過給が良好に行われるようになる。シリンダ１０に導入する前に空気を圧縮する外部過給機８０を前記加圧チャンバ６０と併用することで、高速域における加圧チャンバ６０内の圧力を保持して、馬力ないしトルクの減少を抑制することができる。なお、グラフＧＣＡはグラフＧＣを延長したものである。ΔＰは、アイドリング点における加圧圧力である。グラフＧＣＢは、後述する実施例２の場合である。

　なお、高速域では、エンジンで回転するシャフト８８の回転数が高くなり、外部過給機８０による過給圧が必要以上に高くなることがあるので、ブーストバルブコントローラＶＶＣ（図１にのみ図示）で圧力を調整する。本実施例では、図１に点線で示すように、加圧チャンバ６０に調整後のガスを逃がしている。他の実施例についても同様である。

　このように、本実施例によれば、次のような効果がある。
（１）低中速時は、４サイクルエンジンに２サイクルの自己加圧サイクルを加え、吸気行程後に、加圧チャンバ６０に対する空気の送出と、加圧チャンバ６０からの加圧空気の吸入を行なうこととしたので、高いガス圧力で燃焼が行なわれるようになる。このため、６サイクルでありながら、４サイクルに近いトルクないし馬力が得られる。また、４サイクルと比較して、燃料消費の低減，排出ガスの浄化を図ることができる。更に、外部過給機８０をエンジン等で駆動し、強制的に排気を行って排気抵抗を下げることとしたので、排気時におけるピストン１４の上昇をスムーズに行って排気を良好に行うことができる。
（２）高速時は、前記加圧チャンバ６０に加えて外部過給機８０を併用し、外気を圧縮した圧縮空気の吸入も行うこととしたので、空気の不足が緩和され、燃焼効率が向上し、高速域における馬力ないしトルクの向上を図ることができる。
（３）１サイクル当りのエンジンの回転時間が４サイクルエンジンに比べて１．５倍に長くなるので、各サイクルにおける効率の低下は３０％に抑えられる。また、カムシャフトの回転も、４サイクル内燃機関に比べて１．５倍遅くなるので、期間損失比も低下する。更に、カムシャフト駆動抵抗も少ないので、メカニカルノイズが低減されて低騒音性にも有効であり、現状の４サイクルエンジンと同じ気筒数及び燃焼順序を利用することができるので、生産コストを下げることができる。更に、カムやシャフトなどの部品の消耗率も抑えることができる。
（４）エンジンの回転数が同じ場合、４サイクルの場合と比較して燃焼回数が少なくなるため、排気ガス量が低減される。
（５）吸気バルブ２０及び吸気ポート２２，送出バルブ４０及び送出ポート４２を、排気バルブ３０及び排気ポート３２，吸入バルブ５０及び吸入ポート５２よりも大きくすることとしたので、空気の吸気及び加圧チャンバ６０への送出が十分に行われる。このため、燃焼後の残留ガスがあっても吸気した空気が十分に混ざるようになり、これを加圧して再度燃焼させることで、燃焼効率が向上し、窒素酸化物や二酸化炭素の発生を抑制することができる。
（６）カム形状を改良し、吸気工程と送出行程とのオーバーラップをなくすことで、吸気した空気を良好に加圧して送出することができる。
（７）シリンダ１０からの排気を、外部過給機８０に送り、そのタービンの回転に利用することとしたので、熱効率が高く、燃費消費率の低減を図ることができる。
（８）排気行程の後に、吸気工程，送出行程があるため、６ストロークエンジン１のシリンダ１０及びピストン１４が冷却されるため、窒素酸化物，一酸化炭素，二酸化炭素等が４ストロークエンジンと比較して少ない。
（９）ＥＧＲ装置２００を付加することで、更に窒素酸化物，一酸化炭素，二酸化炭素等の発生を抑制することができ、環境負荷の低減を図ることができる。
（１０）ＥＧＲ装置２００を低中速側と高速側とで切り換えることとし、低中速時は排気バルブ３０から排気される排気ガスを環流し、高速時は外部過給機８０による過給後の排気ガスを環流することとしたので、効率よく安定した排気ガスの洗浄化を行うことができる。

　次に、図１０を参照しながら、本発明の実施例２について説明する。上述した実施例１は、外部過給機を使用したが、本実施例では排気タービンのみを使用する。なお、上述した実施例１と対応する構成要素には、同一の符号を用いることとする。図１０において、上述した排気ポート３２は、排気タービン５００の吸入側に接続されており、排気タービン５００の排気側は、ＥＧＲ装置５３０のＥＧＲ管路５３０Ｈに接続されている。ＥＧＲ管路５３０Ｈにはワンウエイバルブ５３２Ｈが設けられており、ＥＧＲクーラー２２０に接続されている。また、ＥＧＲ管路５３０Ｈからは、排気管路８２Ｅが分岐している。排気タービン５００は、前記実施例と同様に、エンジンで回転するシャフト８８によって低中速時に駆動されるようになっている。一方、スロットル機構７０Ｌは、前記実施例と同様の接続となっているが、スロットル機構７０Ｈは、管路５２０によって外気がそのまま加圧せずに導入されるようになっている。

　次に、本実施例の動作を説明する。まず、低中速域では、上述した実施例と同様に、排気ガス量が少なく、排気タービン５００が排気抵抗となる。そこで、シャフト８８をエンジンで駆動し、強制的に排気を行って抵抗を下げるようにする。これにより、排気時におけるピストン１４の上昇（図４(C)参照）がスムーズに行われるようになる。

　この低中速域では、上述したように、スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌは、速度（アクセルの踏込量もしくはエンジンの回転数）の上昇に連動して開くようになるが、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈは閉じたままである。一方、本実施例ではＥＧＲ装置５３０は高速ＥＧＲとしてのみ動作し、低速時は動作しない。このため、低中速時は、排気バルブ３０の排気ポート３２から排気された排気ガスは、排気タービン５００を介して排気管路８２Ｅから排気される。

　一方、送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気は、スロットル機構７０Ｌによる流量調整の後、吸入ポート５２に供給される。更に、燃料ポート７１からは、燃料ガスが吸入ポート５２に供給される。これらの加圧空気及び燃料ガスは、吸入ポート５２で混合され、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。

　次に、高速域では、排気ガス量が多く、排気タービン５００が良好に動作する。このため、ＥＧＲ装置５３０も動作し、排気バルブ３０の排気ポート３２から排気された排気ガスの一部が、管路５３０Ｈからワンウエイバルブ５３２Ｈを介してＥＧＲクーラー２２０による冷却後、管路２２２を通り、還流排気ガスとして吸入ポート５２に供給される。他方、上述したように、スロットル機構７０Ｌのスロットルバルブ７４Ｌは全開となるとともに、スロットル機構７０Ｈのスロットルバルブ７４Ｈも、速度の上昇に連動して開くようになる。このため、送出バルブ４０から送出されて加圧チャンバ６０に導入された加圧空気がスロットル機構７０Ｌを介して吸入ポート５２に供給され、外気も管路５２０からスロットル機構７０Ｈを介して吸入ポート５２に供給される。更に、燃料ポート７１からは、燃料ガスが吸入ポート５２に供給される。これらの加圧空気，外気，燃料ガス，ＥＧＲ装置５１０からの還流排気ガスは、吸入ポート５２で混合され、吸入バルブ５０からシリンダ１０内に導入される。

　本実施例におけるエンジン出力及び吸入ポート圧力を示すと、図９のグラフＧＥ３，ＧＣＢのようになる。前記実施例の外部過給機８０には及ばないものの、排気タービン５００による還流排気ガスとスロットル機構７０Ｈから供給される外気が加わることで、グラフＧＥ２，ＧＣＡで示す加圧チャンバ６０のみの場合よりもエンジン出力及び吸入ポート圧力が上昇するようになる。また、低速ＥＧＲは行われないものの、高速時には排気ガスが還流される。このため、簡便な構成で、前記実施例に匹敵する技術的効果を得ることができる。

　図１１は、前記図１０の実施例の変形例で、前記図１０の管路３４と管路５３０Ｈとの間に、切換バルブ５４０を介して管路５４０Ｈを設けたものである。低中速域では、切換バルブ５４０が排気タービン５００側に切り換えられ（管路５４０Ｈ側を閉）、排気タービン５００で排気が強制的に行われる。高速域では、切換バルブ５４０がＥＧＲ装置５３０側に切り換えられ（管路３４側を閉）、管路５３０Ｈ，排気管路８２Ｅから排気する。排気タービン５００を停止して排気ガスをバイパスすることで、排気負荷が低減されるようになる。

　次に、図１２を参照しながら、本発明の実施例３について説明する。本実施例は、直流モーターを併用するハイブリッド方式を前記実施例に適用したもので、図１２(A)は前記図１の実施例１の場合を示し、同図(B)は前記図１０～図１１の実施例２の場合を示す。これらの図において、上述した図１，図１０，図１１におけるシャフト８８には、デファレンシャル発電機（交流オルタネーター）６００がタービンシャフト減速機６０２を介して設けられている。デファレンシャル発電機６００の交流出力は、コンバータ６１０で直流に変換されて、ＨＶバッテリー６１２に蓄電されるようになっている。このＨＶバッテリー６１２の直流出力は、ワンウエイクラッチ内蔵のデファレンシャルモーター（直流モーター）６２０に供給されるようになっている。

　低中速域では、排気ガス量が少なく、外部過給機８０ないし排気タービン５００のシャフト８８がオイルポンプ油圧，エンジン，もしくはデファレンシャルモーター６２０で駆動される。タービンシャフト減速機６０２を介してデファレンシャル発電機６００が回転駆動されるが、発電量はわずかである。一方、高速域では、排気ガス量が多く、外部過給機８０が良好に動作する。この状態では、ワンウエイクラッチ８６が動作し、シャフト８８の回転は外部過給機８０や排気タービン５００には伝達されないが、タービンシャフト減速機６０２を介してデファレンシャル発電機６００が回転駆動される。デファレンシャル発電機６００によって発電された交流電力は、コンバータ６１０で直流に変換された後、ＨＶバッテリー６１２に充電される。

　デファレンシャルモーター６２０の回転軸６２１に設けられたデファレンシャルピニオンギヤ６２２には、デファレンシャルリングギヤ６２４を介してデファレンシャルピニオンギヤ６２６が歯合している。デファレンシャルリングギヤ６２４は車軸６２５に設けられており、デファレンシャルピニオンギヤ６２６はエンジン駆動軸６２８に設けられている。デファレンシャルモーター６２０にＨＶバッテリー６１２から直流電力が供給されると、デファレンシャルピニオンギヤ６２２の回転が、デファレンシャルリングギヤ６２４に伝達され、車軸６２５を回転させる。一方、エンジン出力は、エンジン駆動軸６２８，デファレンシャルピニオンギヤ６２６，デファレンシャルリングギヤ６２４に伝達され、車軸６２５を回転させる。

　本実施例では、次のように動作する。
ａ，低負荷ないし低速走行時に、ＨＶバッテリー６１２に蓄電された電力を利用してデファレンシャルモーター６２０を駆動することで、６ストロークエンジン１の回転数を下げて燃費及び排気ガスの低減を図る。
ｂ，高速走行時は、６ストロークエンジン１で走行するとともに、ＨＶバッテリー６１２を充電する。
ｃ，加速時，登坂時などの高負荷時は、６ストロークエンジン１とデファレンシャルモーター６２０を併用する。
ｄ，アクセルＯＦＦ時は、ギヤミッションのニュートラルレンジとなり、ブレーキがかかるまでの時間、６ストロークエンジン１及びデファレンシャルモーター６２０を惰性（空走行）とすることで、燃費及び排気ガスの低減を図る。

　なお、本発明は、上述した実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加えることができる。例えば、以下のものも含まれる。
（１）前記実施例では、シリンダ１つの場合（１気筒）を主として説明したが、もちろん公知の多気筒構成とすることでクランクシャフトの回転を滑らかにすることを妨げるものではない。図１３には、多気筒の場合における気筒間のサイクルの関係の一例が示されている。同図の横軸は時間，縦軸は気体の吸入ないし排気量（バルブの開き度合い）を示す。まず、１気筒の場合は、同図(A)に示すように、吸気，送出，吸入，圧縮，燃焼，排気の６サイクルを繰り返す。２気筒の場合、一方の気筒は前記(A)の動作を行い、他方の気筒は、例えば同図(B)に示す３サイクル遅れの動作を行なうようにする。３気筒の場合、例えば、１番目の気筒は同図(A)の動作を行い、２番目の気筒は同図(C)に示す２サイクル遅れの動作を行ない、３番目の気筒は同図(D)に示す４サイクル遅れの動作を行なうようにする。

　また、前記多気筒の場合に、加圧チャンバ６０，外部過給機８０，ＥＧＲ装置２００などを各気筒毎に設けてもよいが、加圧チャンバ６０への空気の送出と吸入は２サイクルで行なわれるので、複数の気筒に対して一つの加圧チャンバ６０等を設け、順次使用することで、装置構成を簡略化することができる。
（２）前記実施例で示したＥＧＲ装置２００，５３０は必要に応じて設ければよく、省略することを妨げるものではない。
（３）前記実施例で示したバルブ開閉機構，ピストン機構などは一例であり、公知の技術を適用することを妨げるものではない。
（４）本発明は、主としてガソリンエンジンに好適であるが、ディーゼル，ＬＰＧ，エタノールなど各種の燃料に適用することができる。また、自動車に限らず、船舶，発電機など、各種の用途に適用してよい。
（５）前記実施例では、低中速域と高速域に動作態様を分けたが、中速域を高速域の動作とするようにしてもよい。また、低速，高速の速度は、必要に応じて適宜設定してよいが、自動車の場合、例えば、時速２０km以下は低速域，時速８０km以上は高速域となる。

　本発明によれば、加圧チャンバによる加圧空気に加えて、外部過給機による圧縮空気もしくは外気を吸入して燃焼を行うこととしたので、燃焼効率が向上して燃料消費が低減されるとともに、排気ガスが浄化されて環境負荷も抑制され、出力も増大するので、ガソリンエンジンなどの内燃機関に好適である。特に、ハイブリッド方式の内燃機関に好適である。

１：６ストロークエンジン
１０：シリンダ
１２：プラグ
１４：ピストン
１６：コンロッド
１８：クランクシャフト
２０：吸気バルブ
２０Ａ，３０Ａ，４０Ａ，５０Ａ：ロッカーアーム
２２：吸気ポート
３０：排気バルブ
３２：排気ポート
３４：管路
４０：送出バルブ
４２：送出ポート
４４：管路
５０：吸入バルブ
５２：吸入ポート
６０：加圧チャンバ
７０Ｌ，７０Ｈ：スロットル機構
７１：燃料ポート
７２Ｌ，７２Ｈ：管路
７４Ｌ，７４Ｈ：スロットルバルブ
７６Ｌ：バイパス
７８Ｌ：アイドル・アジャスト・スクリュー
８０：外部過給機
８０Ｅ：排気側タービンハウジング
８０Ｉ：吸気側タービンハウジング
８２Ｅ：排気管路
８２Ｌ，８２Ｈ：ＥＧＲ管路
８４：吸気口
８６：ワンウエイクラッチ
８８：シャフト
９０：インタークーラー
９２，９４：管路
１００：カムシャフト
１２０，１３０，１４０，１５０：カム
１２２，１３２，１４２，１５２：カム山
２００：ＥＧＲ装置
２０２Ｌ，２０２Ｈ：ワンウエイバルブ
２１０：切換バルブ
２２０：ＥＧＲクーラー
２２２：管路
３００：ＥＣＵ
３１０：アクセル開度センサー
３２０Ｌ：低中速スロットルコントロールセンサー
３２０Ｈ：高速スロットルコントロールセンサー
３２２Ｌ：低中速スロットルモーター
３２２Ｈ：高速スロットルモーター
３２４：ＥＧＲコントロールセンサー
３２６：ＥＧＲ切換モーター
３２８：車速センサー
５００：排気タービン
５２０：管路
５３０：ＥＧＲ装置
５３０Ｈ：ＥＧＲ管路
５３２Ｈ：ワンウエイバルブ
５４０：切換バルブ
５４０Ｈ：管路
６００：デファレンシャル発電機
６０２：タービンシャフト減速機
６１０：コンバータ
６１２：ＨＶバッテリー
６２０：デファレンシャルモーター
６２１：回転軸
６２２：デファレンシャルピニオンギヤ
６２４：デファレンシャルリングギヤ
６２５：車軸
６２６：デファレンシャルピニオンギヤ
６２８：エンジン駆動軸
ＶＶＣ：ブーストバルブコントローラ

Claims (11)

1. 　シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行うエンジンを備えた内燃機関であって、
   　前記シリンダには、吸気バルブ，送出バルブ，吸入バルブ，排気バルブが設けられており、
   　前記送出バルブから送出された加圧空気を一時的に滞留するための加圧チャンバが、流量調整用の第１のスロットル機構を介して、前記送出バルブと前記吸入バルブとの間に設けられており、
   　低速域では外部から駆動され、高速域では排気ガスの圧力によって駆動されるタービンを有しており、外気を圧縮して供給する外部過給機が、流量調整用の第２のスロットル機構を介して、前記排気バルブと前記吸入バルブとの間に設けられており、
   　前記第１のスロットル機構は、低速域では速度に応じて流量調整を行うとともに、高速域では全開状態となり、
   　前記第２のスロットル機構は、低速域では閉状態であり、高速域では速度に応じて流量調整を行い、
   　ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを開いて、外気を前記シリンダ内に吸気する吸気行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記吸気行程によって前記シリンダ内に吸気された空気を加圧し、前記送出バルブを開いて、前記加圧チャンバに送出する送出行程，
   　ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを閉じた状態で前記吸入バルブを開いて、低速域では、前記加圧チャンバ内の空気と燃料の混合ガスを吸入し、高速域では、前記加圧チャンバ内の空気と前記外部過給機から供給される圧縮空気と燃料との混合ガスを吸入する吸入行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記吸入行程によって前記シリンダ内に吸入された混合ガスを圧縮する圧縮行程，
   　この圧縮行程によって圧縮された混合ガスを燃焼・爆発させ、ピストンを下降させる燃焼行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記燃焼行程による燃焼後の残留ガスを、前記排気バルブを開いて、前記シリンダ内から排気し、前記外部過給機に送る排気行程，
   を繰り返し行うことを特徴とする内燃機関。
2. 　シリンダ内でピストンが往復運動する際にバルブの開閉を行うエンジンを備えた内燃機関であって、
   　前記シリンダには、吸気バルブ，送出バルブ，吸入バルブ，排気バルブが設けられており、
   　前記送出バルブから送出された加圧空気を一時的に滞留するための加圧チャンバが、流量調整用の第１のスロットル機構を介して、前記送出バルブと前記吸入バルブとの間に設けられており、
   　低速域では外部から駆動され、高速域では排気ガスの圧力によって駆動される排気タービンが、前記排気バルブ側に設けられており、
   　高速時に外気を導入するための第３のスロットル機構が、前記吸入バルブ側に設けられており、
   　前記第１のスロットル機構は、低速域では速度に応じて流量調整を行うとともに、高速域では全開状態となり、
   　前記第３のスロットル機構は、低速域では閉状態であり、高速域では速度に応じて流量調整を行い、
   　ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを開いて、外気を前記シリンダ内に吸気する吸気行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記吸気行程によって前記シリンダ内に吸気された空気を加圧し、前記送出バルブを開いて、前記加圧チャンバに送出する送出行程，
   　ピストンが下降するときに、前記吸気バルブを閉じた状態で前記吸入バルブを開いて、低速域では、前記加圧チャンバ内の空気と燃料の混合ガスを吸入し、高速域では、前記加圧チャンバ内の空気と前記第２のスロットル機構から供給される外気と燃料との混合ガスを吸入する吸入行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記吸入行程によって前記シリンダ内に吸入された混合ガスを圧縮する圧縮行程，
   　この圧縮行程によって圧縮された混合ガスを燃焼・爆発させ、ピストンを下降させる燃焼行程，
   　ピストンが上昇するときに、前記燃焼行程による燃焼後の残留ガスを、前記排気バルブを開いて、前記シリンダ内から排気し、前記排気タービンに送る排気行程，
   を繰り返し行うことを特徴とする内燃機関。
3. 　前記排気行程によって排気された排気ガスの一部を、前記吸入行程における混合ガスに混合するＥＧＲ装置を備えたことを特徴とする請求項１記載の内燃機関。
4. 　前記ＥＧＲ装置は、低速域では、前記排気バルブ側から排気ガスの一部を前記混合ガスに混合し、高速域では、前記外部過給機側から排気ガスの一部を前記混合ガスに混合する切換手段を備えており、該切換手段は、前記第１及び第２のスロットル機構の開閉動作に連動して切り換え動作を行うことを特徴とする請求項３記載の内燃機関。
5. 　前記排気行程によって排気された排気ガスの一部を、前記吸入行程における混合ガスに混合するＥＧＲ装置を備えたことを特徴とする請求項２記載の内燃機関。
6. 　前記吸気バルブ及び送出バルブの口径を、前記排気バルブ及び吸入バルブの口径より大きくなるように設定したことを特徴とする請求項１又は２記載の内燃機関。
7. 　カムによって前記各行程における各バルブの開閉を行う際に、前記吸気行程と前記送出行程の動作がオーバーラップしないように、前記カムの形状を規定したことを特徴とする請求項１又は２記載の内燃機関。
8. 　前記シリンダを複数設けた多気筒構成とするとともに、前記加圧チャンバ及び外部過給機を複数のシリンダ間で共用することを特徴とする請求項１記載の内燃機関。
9. 　前記シリンダを複数設けた多気筒構成とするとともに、前記加圧チャンバ及び排気タービンを複数のシリンダ間で共用することを特徴とする請求項２記載の内燃機関。
10. 　請求項１記載の内燃機関と、該内燃機関の外部過給機の駆動に伴って発電された電力を利用して駆動される電気モーターと、を併用することを特徴とするハイブリッド方式の駆動システム。
11. 　請求項２記載の内燃機関と、該内燃機関の排気タービンの駆動に伴って発電された電力を利用して駆動される電気モーターと、を併用することを特徴とするハイブリッド方式の駆動システム。

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