可変ピストンストローク式の４シリンダ、４サイクル、フリーピストン、予混合気圧縮点火型の内燃往復ピストンエンジン
【課題】高効率、少ないエミッション、多燃料作動を達成する。
【解決手段】４サイクルエンジンにおいて、２サイクル、線形、フリーピストン、予混合気圧縮点火、可変ピストンストローク式の４サイクル、４シリンダ、予混合気圧縮点火型内燃往復フリーピストンエンジンを提供する。エンジンはクランク軸を備えておらず、直接的な回転出力を提供しない。クランク軸の代わりに、フリーピストン２３が２サイクルフリーピストンエンジンに類似する態様で振動する。ピストンポンプや圧縮機のような多くの用途のため、エンジンは振動ピストンによって直接駆動される出力を提供する。出力タービンのためのガスジェネレータとして使用するような他の用途（これに限定されない）では、エンジンは回転動力を生じる間接的な手段を提供する。エンジンが高速出力タービンと共に使用されるときに、出力タービンは電力の出力のための高速オルタネータに直接連結可能である。
【解決手段】４サイクルエンジンにおいて、２サイクル、線形、フリーピストン、予混合気圧縮点火、可変ピストンストローク式の４サイクル、４シリンダ、予混合気圧縮点火型内燃往復フリーピストンエンジンを提供する。エンジンはクランク軸を備えておらず、直接的な回転出力を提供しない。クランク軸の代わりに、フリーピストン２３が２サイクルフリーピストンエンジンに類似する態様で振動する。ピストンポンプや圧縮機のような多くの用途のため、エンジンは振動ピストンによって直接駆動される出力を提供する。出力タービンのためのガスジェネレータとして使用するような他の用途（これに限定されない）では、エンジンは回転動力を生じる間接的な手段を提供する。エンジンが高速出力タービンと共に使用されるときに、出力タービンは電力の出力のための高速オルタネータに直接連結可能である。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンの分野、特に高められた効率、少ないエミッション、多種燃料作動を可能にする、可変ピストンストローク式の４サイクル、４シリンダ、フリーピストン、予混合気圧縮点火型の内燃往復ピストンエンジンに関する。用途は、自動車、エンジン駆動ポンプ、エンジン駆動圧縮機、小型航空機、船舶および動力工具と一緒の使用を含んでいるが、これらに限定されない。
【背景技術】
【０００２】
予混合気圧縮点火（ＰＣＣＩ）エンジンと、関連する均質吸気圧縮点火（ＨＣＣＩ）内燃往復エンジンの発展は、多年にわたり会社、大学および米国国立研究所並びに多数の外国機関において進行中である。これらの中で次の会社と大学と研究所がある。
会社：
・Caterpillar Inc.
・Cummins Inc.
・General Motors Corporation
・Waukesha Engine
大学：
・ヘルシンキ技術大学（Helsinki University of Technology）フィンラド ヘルシンキ
・北海道大学、日本 札幌
・ルント技術工科大学（Lund Institute of Technology）スウェーデン ルント
・マサチューセッツ工科大学（Massachusetts Institute of Technology）マサチューセッツ州ボストン
・ノルウェー科学技術大学（Norwegian University of Science and Technology）ノルウェー トロンハイム
・カルフォルニア大学（University of California）カルフォルニア州バークレー
・ミシガン大学（University of Michigan）ミシガン州アンアーバー
・ミネソタ大学（University of Minnesota）ミネソタ州ミネアポリス
・ウィスコンシン大学（University of Wisconsin）ウィスコンシン州 マジソン
研究所：
・アルゴンヌ国立研究所（Argonne National Laboratory）
・ローレンスリバーモア国立研究所（Lawrence Livermore National Laboratory）
・国立エネルギー技術研究所（National Energy Technology Laboratory）
・オークリッジ国立研究所（Oak Ridge National Laboratory）
・サンディア国立研究所（Sandia National Laboratory）
【０００３】
ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、高い効率、少ないエミッションそして多種燃料作動を可能にする。技術は数ワットから数１００万ワットまで拡張可能である。ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンの２サイクルと４サイクルの両方のバージョンで、開発が進展した。この分野での注目に値する研究は次の通りである：Cummins Inc.，米国特許出願第２００４／００１０３８６０号で出願された４サイクルＰＣＣＩエンジンについて；サンディア国立研究所のヴァンブラリガン（Van Blarigan），米国特許第６，１９９，５１９Ｂ１の２サイクル、フリーピストン、ＨＣＣＩ「熱力学的燃料電池（Thermodynamic Fuel Cell）」について；Caterpillar Inc.，米国特許第６，４６３，８９５ Ｂ２に開示された、液圧出力部を有する２サイクルフリーピストンエンジンについて。しかしながら、これらの努力はまだ、本当に実行可能なＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンを作り出していない。従来のエンジンから派生する４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジン、例えばCumminsのエンジンでは、固定ストロークのピストンが、吸気点火時に制限される一定の圧縮比を生じる。従って、このＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ４サイクルエンジン研究は現在まで主として、給気パラメータの制御に重点をおいた既存の４サイクルエンジンの改良に基づいている。これらの改良は、シリンダ間で許容される燃焼均一性を得るように、給気点火のタイミングを適切に行うために要求される、個々のシリンダ給気組成と温度をきわめて複雑に制御することに重点を置いている。その結果生じる４サイクルエンジンは非常に複雑で、周囲条件および燃料の性質に対してきわめて敏感である。この敏感性は、米国特許出願を行った前述のCumminsが、給気の自動点火特性を改善するために２つの燃料の使用に重点を置いているような程度である。この現在の問題にもかかわらず、製品と技術の開発会社であるＴＩＡＸによる研究と、産業予想会社の世界的な見通しである「重負荷用パワートレーンの未来（The Future of Heavy-Duty Powertrains）」は、「ＨＣＣＩエンジンは２０２０年までに大型車両の４０％近くに動力を供給するであろう。ＨＣＣＩは最初は、低速で軽負荷に動力を供給するだけであり、エンジンに対して大きな要求がなされるときには、より大きな動力を供給するために、初期バージョンのエンジンが慣用のディーゼル燃焼を組み入れるであろう。」と予想している。この研究は更に、「フルモードのＨＣＣＩエンジンは最終的には初期混合モードＨＣＣＩ／ディーゼル技術に取って代わるであろう。」と予想している。
【０００４】
前述の改良された従来エンジンの複雑さを避けるために、研究員はＰＣＣＩ／ＨＣＣＩのための他のエンジン構造を詳細に調べた。フリーピストンエジンは元々可変ストロークを有し、従来のクランクシャフトエンジンの制約を回避する。実際のフリーピストンエンジンを発展させようとして、数十年間にわたって多くの研究がなされた。しかしながら、現在まで成功は限定されている。この従来の努力の多くは、２サイクルディーゼルエンジンに重点が置かれ、火花点火エンジンの研究は少なかった。液圧によって動力を出力するフリーピストン単シリンダエンジンを提供するための、INNAS Free Piston B.V.による最近の研究は、実際の２サイクルディーゼル、フリーピストンエンジンを提供するための努力の例である（米国特許第６，２７９，５１７ Ｂ１号明細書参照）。Sunpower Inc.は、米国特許第５，７７５，２７３号明細書と米国特許第６，０３５，６３７号明細書に開示されているように、可変弁動作式の火花点火フリーピストンエンジン構造を提案している。この場合、膨張ストロークは圧縮ストロークよりも長い（効率を高めるために）。オーストラリアのPembek Systems Pty Ltd.は、ハイブリッド電気自動車のための「フリーピストンパワーパック」を推奨する。この場合、対向した２個のピストン、２サイクル、フリーピストンエンジン（ディーゼルまたは火花点火式）の複合ユニットを使用する。このエンジンは一体の線形ジェネレータを備え、自己掃気を行う（米国特許第６，６５１，５９９ Ｂ２号明細書参照）。しかしながら、前述のものは現在まで、２サイクルフリーピストンエンジン性能の実質的な改良を実例で示していない。この改良により、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ変形された従来のエンジンを超える改良を与える技術に、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ変形が提供されるであろう。サンディアのヴァンブラリガンのような最近の分析的な取り組みは、フリーピストンエンジンにおいてＰＣＣＩ／ＨＣＣＩサイクルを使用し、結論を裏付ける。サンディアで開発中の２サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、速度範囲とスロットリングが更に制限され、類似の４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンと比べて、エミッションが多く、エネルギー密度が小さく（主として線形オルタネータに起因する）そして燃料消費が多い（主として、２サイクルエンジン特有の給気掃気作用制限に起因する）。Lotus Engineering Ltd.は英国のシェーフィールド大学（University of Sheffield）およびラフバラ大学（University of Loughborough）と合同で、一体の線形オルタネータ（サンディアの２サイクルユニットに形状が似ている）を備えた２シリンダ４サイクルフリーピストン線形エンジンを研究している。この場合、オルタネータ出力は動力／排気ストロークの間電気エネルギーとして（外部の貯蔵装置に）蓄えられ、そして吸気／圧縮および排気サイクルの間ピストンを駆動するためにオルタネータをモータとして回転させるために使用される（英国のシェーフィールド大学の２００５年４月のＭＩＲＡ会議の燃料電池およびバッテリ自動車工業学術ネットワーク（ＦＡＢＩＡＮ：Full Cell and Battery Vehicle Industry Academic Network）で行われたhttp://www.shef.ac.uk/fabian/stewart_ws5.pptのプレゼンテーション「４ストロークフリーピストンエネルギー変換器（Four Stroke Free Pison Energy Converter）」参照）。彼らの初期段階の研究は、このエンジンがＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ燃焼の使用を含む２サイクルフリーピストンエンジンに多くの改良を提供することを示している。しかしながら、提案されたエンジンは複雑であり、そして非常に高級でコストのかかるエネルギー変換回路と外部エネルギー貯蔵装置を備えた線形オルタネータ／モータを必要とする。更に、エンジンと複合支援装置のエネルギー密度が低い。
【０００５】
出力タービンで動力を取り出すディーゼル２サイクルフリーピストンガスジェネレータを開発するためのKvaerner ASAによる最近の研究は注目すべきである（http//:citeseer.csail.mit.edu/601185.html.で入手可能な「フリーピストンディーゼルエンジンの動特性と制御（Dynamics and Control of a Free piston Diesel Engine）」Johansen他、ノルウェー科学技術大学、エンジニアリングサイバネティクス部門、トロンハイム、Norway and Kvaerner ASA 技術部門、ノルウェー リサカー参照）。この研究は１９２５年、１９３５年および１９４１年の米国特許第１，６５７，６４１号明細書、米国特許第２，１６２，９６７号明細書、米国特許第２，５８１，６００号明細書に開示され、そして１９３０年代から１９６０年代までＧＭ、フォード、ジュンカース（Junkers）ほかによって更に研究が進められた元々ペスカラ（Pescara）による技術を利用している。この研究は更に、米国特許第４，８７３，８２２号明細書、ベナロヤ（Benaroya）１９８９年、発明の名称「内燃機関とタービンを備えたエネルギー発生設備（Energy Producing Installation with Internal Combustion Engine and Turbine）」に開示された内容に関する。Kvaerner 研究の目的は、ガスタービンのように軽くてコンパクトであり、船舶推進用途のためのディーゼルエンジンのように燃料消費が少ない（５０％効率）８ＭＷの定格をエンジンを作ることである。単シリンダ試験台エンジンからの初期結果は期待できるものである。
【０００６】
前述のエンジンの複雑さと制限は、ここに開示した４シリンダ、４サイクル、フリーピストン、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンによって克服することができる。このエンジンは４シリンダ、４サイクル、フリーピストン浮動ストローク（ＦＰＦＳ）、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ内燃、往復ピストンエンジンを提供する。以下において、本発明は１つ以上の次の用語、すなわちＦＰＦＳエンジン、本発明および本ＦＰＦＳエンジンによって区別されるであろう。
【０００７】
ここに開示したＦＰＦＳエンジンは図１６乃至２２に示すように、ガスジェネレータ／出力タービン構造を含んでいる。これは前述のKvaernerの出力タービン２サイクルフリーピストンエンジンの利点を保持するが、４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンのエミッションが少なく、燃料消費が少ないという利点を有する。
【０００８】
フリーピストンエンジンは、クランクシャフトＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンに関連する給気燃焼タイミングの問題を解決するが、回転動力を直接出力する手段を提供しない。ここに開示したＦＰＦＳエンジンは、フリーピストンエンジンの線形運動を直接使用するためあるいはこの線形運動を回転運動に間接的に変換するために種々の機構を使用することによって、前述の問題を解決する。
【０００９】
４サイクル構造のＦＰＦＳ ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、可変弁動作（ＶＶＡ：variable valve actuation）からＶＶＡが実際に必要になる程度まで大きな利益を得る。幾つかの可変弁構造が他人よって現在開発されている。その中で、Sturman Industries, Inc.、Grillの米国特許第６，８２０，８５６号（２００４年）；電子および電磁システム電磁弁駆動システムのための技術研究所のマサチューセッツ工科大学（２００４年第３５回年次ＩＥＥＥパワーエレクトロニクス専門家会議のために発行され、http://www.mit.edu/~djperrea/Publications/Conference%20Papers/cpPESC04p4838.pdfから入手可能である、ＭＩＴ論文「電気機械エネルギー弁駆動の設計および試験による評価（Design and Experimental Evaluation of An Electromechanical Engine Valve Drive）」参照）と、Johnson Cotrols（http://www.shef.ac.uk/fabian/mareky_ws4pdf.pdfから入手可能である、２００４年１０月１３日の英国シェーフィールドのシェーフィールド大学でのＭＩＲＡ会議におけるプレゼンテーション「電気機械式弁動作（Electromechanical Valve Actuation）」参照）が注目に値する。それにもかかわらず、図１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ及び１１Ｄに示されているように、ＶＶＡ機構がここに開示されている。このＶＶＡ機構は開発されている前述のものに類似する性能を提供し、開発されているものよりも実施コストが安くなりそうである。
【００１０】
エミッションを減らし、効率を高めるように既存のエンジン技術を改良するために多数の研究がなされている。例えば、ARES，ARICE，Freedom Car，Advanced Heavy Hybrid，21st Century Truck Program等。更に、ピーク圧力を上昇させることによってディーゼルエンジン効率を高めるための長期間の研究がなされている。フィンランドのヘルシンキ大学におけるTEKES ProMOTORによる研究では、非常に高い作動圧力を含む、極端なエンジン作動パラメータが詳細に研究されている（http://www.icel.tkk.fi/eve/ICEL_Final_report.pdf.から入手可能である、TUKEVAのフィンランドアカデミーのTEKES ProMOTORによる、２００３年９月３０日の「ピストンエンジンの極値、最終リポート（Extreme values of the piston engine - Final Report）」参照）。エンジンのガスパワーサイクル効率が主としてエンジン平均有効圧力に関係していることが理解される（より高い圧力はより高い効率を生じる）。この平均有効圧力は更に、エンジン要素設計および入手可能な材料、特にクランクシャフトの設計および材料によって制限される。前の研究では、この極端な条件でエンジンの更なる開発を制限する要因の１つとして、このような高圧作動による増大した負荷を、クランク軸が支持できないことを挙げている。このような負荷によって要求されるクランク軸の大きさは大幅に増大し、クランク軸の大きさは結局、エンジン作動圧力を更に高める制限要因である。出力タービンのような間接的な動力取り出し法を使用する、Kaevernerによって開発されたまたはここに開示されているようなエンジン構造を使用することにより、クランク軸の制限は回避される。注意：図１６乃至２２に示すような、ここに開示した構造の場合、ピストン連結要素１，２４，２５，２６，４５及び４６は出力負荷を支持しないがしかし、その代わりに、シリンダの圧力によって要求される、圧縮ストロークよりもはるかに小さな負荷を支持する（そして排気ストロークの負荷を圧送する）。これは、高い作動圧力が容易に得ることができるので、エンジン効率を改善するという重要な利点がある。
【発明の開示】
【００１１】
本発明の全体的な目的は、４サイクルエンジンにおいて、２サイクル、線形、フリーピストン、予混合気圧縮点火（ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ）エンジンの可変「浮動」ストローク能力（ひいては可変圧縮比）を提供することである。２サイクル線形フリーピストンＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンについて前述したように、作動速度範囲が元々制限され、スロットルターンダウンが制限される。４サイクルエンジンにおいて浮動ピストンが使用されると、これらの制限が弱められ、エミッションが減少する（２サイクルエンジンに対して）。しかしながら、４サイクルＰＣＣＩエンジンは、これまでの開発のように、きわめて複雑な制御を必要とする。この制御はこのエンジンで使用される典型的なクランク軸構造に関連する一定の圧縮比によって要求される。本ＦＰＦＳエンジンは図２，３，４，６，７，８，９，１０，１８及び１９に示されているように、４サイクルＰＣＣＩエンジンで一般的に使用される従来の回転クランク軸を、浮動ストロークを得るようにピストンを連結する手段と置き換えるための機構を開示している。
【００１２】
本ＦＰＦＳエンジンの可変ストローク特性は、可変弁作動（ＶＶＡ）によって最も良好に実行される。というのは、本ＦＰＦＳエンジンの不確定のストローク長さは、従来のエンジンで見られる一定弁開閉時期を使用することが困難であるからである。電気油圧作動弁はＶＶＡを達成するための好ましい手段である。なぜなら、各弁が独立したアクチュエータを備えているからである。しかしながら、本発明は図１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ及び１１Ｄに示すような、各シリンダのためのモータ駆動カム軸を使用する代替的なＶＶＡ手段を開示している。
【００１３】
本ＦＰＦＳエンジン作動の重要な要素は、排気弁の適切な開放時期である。排気弁が膨張サイクルの前に開放し得ると、他のシリンダの圧縮サイクルが給気の点火ポイントに充分に追いやられ、それ故エンジンが連続的に作動しなくなる。所望な弁タイミングの達成を補助するために、本発明は図２に示すように、各々のシリンダで点火検出センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄの使用を開示する。好ましくは圧電圧力変換器、イオンセンサ、高速熱電対または高速ＵＶ火炎センサである。点火センサは図１２に示すように、点火が起こるときに、エンジン制御装置に信号を送る。この信号のタイミングは、慣用のエンジンセンサからのデータと関連して、シリンダ内の排気弁を開放するための制御アルゴリズムによって使用される。本発明は更に、図１３に示すように、適応制御方法を開示している。この適応制御方法は、点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄ、すなわち給気点火ポンプで現在の圧縮比を決定するための情報（およびピストン位置のような慣用センサデータ１１）を使用する。この情報はピークエンジン性能を絶えず得るように弁動作パラメータ（開放時期、開放時間、開放高さ等）を変更するために、制御装置で使用される。この適応制御装置を最適に使用するために、使用される燃料の特性を制御装置メモリ内に記憶させる必要があることと、マイクロプロセッサに基づく制御が好ましいこと（既存のエンジンでは一般的なことである）が予想される。
【００１４】
可変ストローク長さによって強いられる制約と、次の圧縮サイクルを行うための膨張サイクルの要求に起因して、本ＦＰＦＳ４サイクルエンジンは４シリンダに限定される。例えば、ＦＰＦＳエンジンエンジンの８シリンダバージョンでは、２個のシリンダが共に圧縮ストロークにある。両シリンダが同時に自動点火を行うことは実現しそうにない。一方がミスファイアすると、出力が大幅に低下し、燃料消費とエミッションが増大する。本ＦＰＦＳエンジンのシリンダ構造は従来のエンジンで使用される一般的な直列、水平、Ｖ等（図示していない）とすることができるがしかし、フリーピストンの線形振動または枢着軸運動対回転クランク軸の大きなフレキシビリティに起因して、図１６乃至２０に示すような、図示したクワッドシリンダ配置のような一般的でない他の配置構造を使用することができる。注意：液圧ポンプまたは電気ジェネレータのようなマルチ４シリンダエンジンの出力部は、単一の大型４サイクルエンジンによって達成される出力よりも高い出力を提供するために、一緒に連結可能である。このマルチエンジン構造の利点は、低負荷時にグループ内の１個以上のエンジンを停止することによってエンジングループを絞ることができることにある。それによって、単一大型エンジンの絞りよりも改善された効率が提供される。マルチエンジングループ内で、累積作動時間および／または各エンジンから生じる動力を追跡し、摩耗が均等に分配されるように、各エンジンによって生じる作動時間または合計ｋＷを等しくするために、グループ内の各エンジンをある時間にわたって周期的に動かす。更に、発達した問題を有するがしかし使いやすいマルチエンジングループ内のエンジンは、動力発生を個別的に制限可能である。
【００１５】
フリーピストン浮動ストローク４シリンダエンジンで機能を発揮するために、ストロークが長すぎる連接棒を備えた従来のクランク軸型構造を形成することができるが、必要とされないし、副次的な最適解決策である。
【００１６】
ＦＰＦＳエンジンから動力を直接取り出すための好ましい浮動ストローク機構は、ピストン連接棒を取付けるための、図１０Ａ及び１０Ｂに示すような線形振動軸または図１乃至８に示すような揺れ腕を備えた枢着軸である。ＦＰＦＳの前の構造では、２つの振動ピストン対の同時線形運動が可変容積ピストンポンプまたは圧縮機または線形オルタネータを直接駆動するために使用可能である。あるいは後者では、ピストン対の線形振動が枢着（揺れ）軸出力に変換される。この枢着軸は回転しないがその代わりに時計回りに振動し、従って反時計回りに各エンジンサイクルによって部分回転する。２セットの揺れ腕を備えた枢着軸は２つのピストン対を互いに連結するために使用され、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動と反対向きである（前の構造における一緒に動くピストン対とは対照的に）。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕ストロークによって制限されないほど充分に長い。注意：４シリンダＦＰＦＳエンジンでは（従来の４シリンダエンジンのように）、各圧縮サイクル、膨張サイクル、排気サイクルおよび吸気サイクルが１つのシリンダまたは他のシリンダ内にいつでも存在する。１つのシリンダの膨張サイクルは他のシリンダの圧縮サイクルを駆動する。従って、ピストン移動長さは常に圧縮サイクルの圧力によって制約される。例えば膨張サイクルでの他のピストンのストローク長さは、シリンダ内、それ故圧縮ストローク内の点火によって測定される。圧縮点火は一連のエンジンおよび給気パラメータの関数である。このパラメータはサイクル毎にある程度変化する。従って、所定のすべてのサイクルのストローク長さは、給気点火が行われるまで不確かである。各ピストン圧縮ストローク長さは、他のものとは無関係であり、ピストン運動は機械的なストローク長さ制限によって全く影響を受けない。本発明によって開示した機構は、各圧縮サイクルの給気を点火するために必要な圧縮比に従って、すなわち他のシリンダ圧縮ストロークには完全に依存しないで、ストローク長さを変更または「浮動させる」ことができる。ピストンは、圧縮サイクルの給気圧力によって制約されなければ（通常は給気点火が続く）、最終的にシリンダヘッドに衝突して停止するであろう。
【００１７】
既存のフリーピストンＰＣＣＩエンジンによって既に実証されているように、非常に高い圧縮比を得ることができる。これはエンジン効率を改良し、多くの異なる燃料の特性に適応することができる。非常に希薄な燃料混合物が使用可能であると、エミッションが少ない。これは本ＦＰＦＳエンジンのケースである。線形ピストンエンジンによってあるいは急速圧縮膨張機械を使用する研究室実験において得られる点火と類似する、真の予混合気圧縮点火は、本ＦＰＦＳエンジンで得ることができる。多くの用途において、振動軸はここに開示するように、エンジンから動力を取り出すために効果的に使用可能である。しかしながら、幾つかの用途の要求は回転運動の使用によって良好に満たされることに留意すべきである。本ＦＰＦＳエンジンから回転運動を得るための好ましい手段は、出力タービンのためのガスジェネレータとしてＦＰＦＳエンジンを使用することである。エンジンからエネルギーを取り出すためにタービンを使用する、オットーサイクルとディーゼルサイクルのフリーピストンエンジンは、発明の背景で述べたように、以前に製造された。しかしながら、出力タービンでエネルギーを取り出す本ＦＰＦＳ ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンはユニークである。図１４及び１５に示すような、振動軸および／または枢着軸から動力を直接取り出す手段と、図１６乃至２０に示すような、出力タービンから動力を直接取り出す手段は共に、本ＦＰＦＳの一部としてここに開示されている。
【００１８】
ある期間従来のエンジンでそうであったように、ターボ過給と機械式過給は共に、図１６乃至１９に示すように、本ＦＰＦＳエンジンに効果的に適用可能である。図２０乃至２２に示すように、どちらも中間冷却と共にあるいは中間冷却なしに行うことができる。
【００１９】
ある期間従来のエンジンでそうであったように、ＦＰＦＳエンジンからの廃熱を種々の方法で回収することができる。回収されたエネルギーは熱ネルギーの形態で直接使用可能であるかあるいは二次プロセスによって他の形態に変換される。これらの代替的なエネルギーの最も一般的な形態は電気である。エンジン廃熱から作られる電気エネルギーは、複合サイクル、一般的にはジェネレータを駆動するランキンサイクルまたは有機的ランキンサイクル（ＯＲＣ）を使用する。熱電を含む他の方法が使用可能である。両方共、本ＦＰＦＳエンジンと共に使用可能である。シロキサン流体を使用するＯＲＣのユニークな形態は、図２２に示すように、このエンジンの出力パワータービン変形の温度出力特性に良好に適合する。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【図１Ａ】図１Ａは、各シリンダ内に２個の背中合わせピストンを備えた２個の平行シリンダからなるエンジンブロック構造と共に、可変（浮動）ピストンストロークを有する、４シリンダ、４サイクル、予混合気圧縮点火、フリーピストン、内燃機関コア（空気と燃料の吸入要素を備えていない）からなる、本発明の最も好ましい実施の形態の正面図である。
【図１Ｂ】図１Ｂは、図１Ａに示した本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の平面図である。
【図１Ｃ】図１Ｃは、図１Ａに示した本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の右側面図である。
【図２】図２は、図１Ｂのエンジンの垂直切断面Ａ−Ａに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の部分断面図である。上側と下側のピストン対は連接棒によって、枢着軸に固定された揺れ腕に連結されている。４ピストンのフルストローク位置が示してある。更に、可変弁開閉時期が、電子適応制御装置と電気油圧式弁作動装置によって行われている。
【図３】図３は、４ピストンの中間ストローク位置を示す、図１Ｃのエンジンの垂直切断面Ｂ−Ｂに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の部分断面図である。
【図４】図４は、４ピストンのフルストローク位置を示す、図１Ａのエンジンの上側ピストン対の中心線を通る切断面Ｃ−Ｃに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の断面図である。
【図５】図５は、左側シリンダヘッドの表面の、図１Ａの垂直面Ｅ−Ｅに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の端面図である。
【図６Ａ】図６Ａは、スタータモータをエンジンに連結する歯車装置を示す、図１Ｂの垂直面Ｆ−Ｆに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の断面図である。
【図６Ｂ】図６Ｂは、左シリンダ列の方に見た、図１Ａの中心線Ｄ−Ｄに沿った本発明の最も好ましい実施の形態の垂直断面図である。
【図７Ａ】図７Ａは、図７Ｂに示した本発明の好ましい第２実施の形態の二重ピン揺れ腕の詳細図である。
【図７Ｂ】図７Ｂは、二重ピン揺れ腕を用いた代替的な連接棒連結法と、中間ストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第２実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図７Ｃ】図７Ｃは、４個全部のピストンがフルストローク位置にある、本発明の好ましい第２実施の形態の、図７Ｂに示したものと同じ図である。
【図８Ａ】図８Ａは、連接棒と揺れ腕の間にスコッチヨーク機構を用いた代替的な連接棒連結法と、フルストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第３実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図８Ｂ】図８Ｂは、４個全部のピストンが中間ストローク位置にある、本発明の好ましい第３実施の形態の、図８Ａに示したものと同じ図である。
【図９Ａ】図９Ａは、揺れ腕と枢着軸の代わりにラックアンドピニオン機構を用いたシリンダ対の代替的な連結法と、中間ストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第４実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図９Ｂ】図９Ｂは、ピストン対が剛性の連接棒によって連結された、図９Ａに示した実施の形態に類似する本発明の好ましい第５実施の形態の断面図である。
【図１０Ａ】図１０Ａは、シリンダ対の連結がピストン対を相互連結するために使用される２個の液圧ピストンからなり、４個すべてのピストンが中間ストローク位置にある、本発明の好ましい第６実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図１０Ｂ】図１０Ｂは、ピストン対が中実のタイバーによって相互連結されている、本発明の好ましい第７実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図１０Ｃ】図１０Ｃは、中実のタイバーによって相互連結された、本発明の好ましい第７実施の形態のピストン対の拡大図である。
【図１０Ｄ】図１０Ｄは、２つのピストン対が中実のタイバーによって相互連結されている、図１０ＣのＡ−Ａ線に沿った、本発明の好ましい第７実施の形態の断面図である。
【図１１Ａ】図１１Ａは、ステッピングモータによって駆動される各シリンダ用の１本のカム軸を使用する代替的弁作動機構を有する、本発明の好ましい第８実施の形態の、下側シリンダとシリンダヘッドの中心を通る図１１ＢのＡ−Ａ線に沿った水平断面図である。
【図１１Ｂ】図１１Ｂは、弁カバーを取り外した、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの平面図である。
【図１１Ｃ】図１１Ｃは、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの左側面図である。
【図１１Ｄ】図１１Ｄは、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの右側面図である。
【図１２】図１２は、適応電子制御装置と可変弁調時装置を使用する、本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の制御要素の概略図である。
【図１３】図１３は、本発明の適応エンジン制御の最も好ましい実施の形態のブロック図である。
【図１４Ａ】図１４Ａは、ピストンが左側のフルストローク位置にある、図１乃至１０の本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した、揺れ腕と枢着軸の機構を使用する圧縮機の断面図である。
【図１４Ｂ】図１４Ｂは、ピストンが右側のフルストローク位置にある、図１４Ａと同様な図である。
【図１５Ａ】図１５Ａは、揺れ腕がドライバヘッドに対して傾斜した角度の位置にある、図１乃至１０に示した本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した線形オルタネータの断面図である。
【図１５Ｂ】図１５Ｂは、揺れ腕がドライバヘッドに対してほぼ平行な位置にある、図１乃至１０に示した本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した線形オルタネータの断面図である。
【図１６Ａ】図１６Ａは、図１のエンジンの変形を含む、本発明のエンジンの好ましい第９実施の形態の平面図であり、この実施の形態はエンジン軸から動力を取り出さないで、エンジン排ガスによって駆動される出力タービンから取り出し、エンジンと出力タービンの間に配置されたターボ過給器を備え、この配置構造の場合ピストンエンジンが高圧ガスジェネレータとして機能し、ピストン対が四角形に配置され、各ピストン対のために別個の揺れ腕が設けられている。
【図１６Ｂ】図１６Ｂは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の側面図である。
【図１７Ａ】図１７Ａは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の左側面図である。
【図１７Ｂ】図１７Ｂは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の右側面図である。
【図１８Ａ】図１８Ａは、図１７Ａに示した好ましい第９実施の形態の左側面図に類似する側面図であるが、弁カバーが取り外してある。
【図１８Ｂ】図１８Ｂは、図１６Ａに類似する、好ましい第９実施の形態の平面図であるが、エンジン上側ピストン対の中心線に沿って水平に切断した断面を示す。
【図１９Ａ】図１９Ａは、図１６Ｂに類似する、好ましい第９実施の形態の側面図であるが、ピストン対の中心線に沿って垂直に切断した断面を示す。
【図１９Ｂ】図１９Ｂは、図１７Ｂに類似する、好ましい第９実施の形態の右端面図であるが、クランクケースカバーが取り外してある。
【図２０】図２０は、本発明のエンジンの好ましい第１０実施の形態の平面図であるが、図１６乃至１９に示したターボ過給器の代わりにスーパーチャージャーを備え、このスーパーチャージャーに関連してインタークーラが使用されている。
【図２１Ａ】図２１Ａは、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の左端面図である。
【図２１Ｂ】図２１Ｂは、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の側面図である。
【図２２】図２２は、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の概略的な複合サイクルバージョンであり、エンジン冷却ジャケットと排気からエネルギーを回収するために有機的なランキンサイクルが使用される。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
既存のＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ設計の複雑さ、敏感度および費用加算を避けつつ、エンジン効率を改善しかつエミッションを低減するために、内燃往復ピストンエンジンにおいて予混合気圧縮点火を容易にすることは、本発明のために４サイクル、４シリンダ、フリーピストンエンジン構造を使用する判断基準である。ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩを４サイクル、４シリンダ、フリーピストンエンジンに適用することは大変珍しいことである。ここに開示するように、本発明の前述の目的を達成し、本発明の種々の実施の形態を提供する多様なエンジン幾何学的形状が存在する。従って、図１乃至１０及び図１６乃至２０は、種々のピストン構造および動力取り出し法を有する本発明の多数の好ましい実施の形態を示している。図１乃至７は種々の連接棒２５を介して枢着軸１に連結されたピストン２３を有する「平型」４シリンダブロック２を示している。この枢着軸は直接的な動力取り出しを提供する。図１６乃至１９は４シリンダ「クワッド」ブロック１６０１を示している。そのピストン２３は連接棒２５を介して連結されているが、動力取り出しは間接的に行われる。図８は、連結リンク８１との連結部であるピストン２３型の「スコッチヨーク」８２，８３と揺れ腕８４とを使用する（図１において番号２で示す）平型ブロックの幾何学的形状を描写している。図９はピストン２３を連結して一対にするラック９２と、ピストン対を相互連結するピニオン９１を示している。図１０Ａはピストン対を形成するためにタイロッド１００１によってピストン２３に相互連結された液圧ピストン１００３を示している。図１０Ｂ及び１０Ｃでは、ピストン２３がロッド１０１０によって連結されて対をなしている。そして、ピストン対は中実のタイバー１０１１によって相互連結されている。ここに図示したこれらの方策が、並行往復運動または対向往復運動を提供するためにピストン２３とピストン対を連結および相互連結する手段を網羅するものではなく、浮動の「ストローク」の提供要求を満たすメカニズムの種々の例を示すのに役立つにすぎないことに留意することが重要である。
【００２２】
直接的な動力取り出しは、（被駆動出力装置にとって可変ストローク長さが容認されれば）図１０に示すような１０１１の線形振動から、あるいは図１乃至９に示すような枢着軸１から行うことが可能である。図１４及び１５はそれぞれ、可変ストロークピストン型のコンプレッサと、可変ストローク線形オルタネータを示している。線形液圧ポンプと線形オルタネータは、線形フリーピストンエンジンから動力を取り出すためのよく知られた手段である。一方向またはオーバーランニングクラッチまたは伝動装置のような種々の機械的な直接動力取り出し手段が考えられる。
【００２３】
間接的な動力取り出しは、図１６乃至２２に示すように、エンジン排気部において出力タービンを使用することによって最適に達成される。この間接的な動力取り出し方法は、より高いエンジン圧力が発生するときには、直接的な動力取り出しと比べてかなり有利である。クランクシャフトによって課せられる制約条件を除去し、従来のエンジンのロッドを連結することにより、一層高いピーク圧力に耐えることができる。更に、出力タービンの効率は圧力の上昇と共に高まる。加えて、出力タービンはピストン単独の場合よりも高い割合のエネルギーを回収する（従って、ターボ過給および最近は複合ターボ過給が一緒に使用される）。図１１は各シリンダのためにステッピングモータまたはトルクモータで駆動されるクランクシャフトを用いた可変弁作動機構を開示している。図１２及び１３は弁開閉時期を最適化するために適応エンジン制御を示している。
【００２４】
正面図の図１Ａ、平面図の図１Ｂおよび右側面図の図１Ｃに示すように、エンジン動力出力は、枢着軸１から取り出される。この枢着軸は、従来の往復ピストンエンジンの回転運動とは異なり、振動運動を生じる。エンジンは、左側のシリンダブロック２Ａと、右側のシリンダブロック２Ｂと、左側のシリンダヘッド３Ａと、右側のシリンダヘッド３Ｂと、左側の弁カバー４Ａと、右側の弁カバー４Ｂを備えている。４シリンダの各々は空気／燃料混合気の吸気ポートと排気ポートを備えている。シリンダ１の吸気ポートは５Ａで、シリンダ２の吸気ポートは５Ｂで、シリンダ３の吸気ポートは５Ｃでそしてシリンダ４の吸気ポートは５Ｄで示してある。シリンダ１の排気ポートは６Ａで、シリンダ２の排気ポートは６Ｂで、シリンダ３の排気ポートは６Ｃでそしてシリンダ４の排気ポートは６Ｄで示してある。前側軸受と枢着軸シール７のためのハウジングはその中に配置された前軸シール止め１２を備えている。エンジンオイルパン／オイルサンプ８は各シリンダブロック２Ａ及び２Ｂの下側区間内に設けられている。オイルポンプ９はオイルパン／オイルサンプの外側に取付けられ、モータで駆動される。エンジンスタータモータ１０はオルタネータとして機能することができる。枢着軸１の位置は角度センサ１１によって測定される。エンジン冷却液はシリンダブロック２Ａ及び２Ｂとシリンダヘッド３Ａ及び３Ｂを通って循環し、そして入口／出口１３を経て外部の熱交換器に達する。
【００２５】
図２は図１Ａに示すような正面図であり、断面Ａ−Ａを示している。これは、シリンダの垂直面を通りピストンの外周をまわるエンシンブロック中心線に沿って見た図である（図１Ｃに示した断面Ａ−Ａ参照）。注意：弁アクチュエータと点火センサを示すために、弁カバーを取り外してシリンダヘッドが示してあるが、断面図ではない。既存の４サイクルディーゼルエンジンで使用されるものに類似する従来型のピストンとシリンダが使用されている。シリンダ１，２，３及び４のためのピストンはそれぞれ、２３Ａ，２３Ｂ，２３Ｃ及び２３Ｄによって示してある。連接棒２５Ａ及び２５Ｂの反対側の端部に配置されたピストン２３Ａ及び２３Ｂはピストン対であり、連接棒２６Ａ及び２６Ｂの反対側の端部に配置されたピストン２３Ｃ及び２３Ｄは第２のピストン対である。シリンダ１，２のための前側と後側の揺れ腕２６Ａ及び２６Ｃ（見えない）は、シリンダ３及び４のための前側と後側の揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄ（図２では見えない、図３参照）に直接向き合わせて、枢着軸１に取付けられている。連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄはピン２７Ａ及び２７Ｂによって各揺れ腕に取付けられ、そしてピン２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃ及び２４Ｄによって各ピストンに取付けられている。この連結方法により、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動に対して反対向きになるように、２つのピストン対が連結される。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕の動きによって制限されないように十分な長さである。注意：４サイクル、４シリンダエンジンでは、圧縮、膨張、排気および吸気の各サイクルが一方のシリンダまたは他方のシリンダにおいて常に存在する。一方のシリンダの膨張サイクルは圧縮サイクルの他方のシリンダを駆動する。従って、ＦＰＦＳエンジンでは、ピストン移動距離は常に圧縮サイクルの対向圧力によって制限される。排気サイクルにおけるピストンのストロークの長さはシリンダ内、ひいては圧縮ストローク内の点火によって決定される。圧縮点火は、サイクルからサイクルまである程度変化する一連の空気／燃料パラメータの関数である。所定のすべてのサイクルのストロークの長さは、給気の点火が行われるまでは不確定である。各ピストン圧縮ストローク長さは他のピストン圧縮ストローク長さとは無関係であり、ピストン運動は機械的ストローク長さを全く制限されない。このメカニズムは、各圧縮サイクルの給気を点火するために必要な圧縮比に従って、他のシリンダ圧縮ストロークとは完全に無関係に、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。ピストンは、圧縮サイクルの給気圧によって制限されなければ、最終的にはシリンダヘッドにあたって停止する。フリーピストン浮動ストロークによって非常に高い圧縮比（および自動点火温度）が得られる。それによって、エンジン効率が改善され、多くの異なる燃料の特性に適応する。しかしながら、フリーピストンＰＣＣＩまたはＨＣＣＩのより高い潜在的効率は、エンジン圧縮比自体の結果ではない。この種のエンジンの潜在的に大きな効率は、（他の種類の内燃往復ピストンエンジンによる可変容積燃焼とは対照的に）このエンジンで生じる定容積燃焼の結果として得られる膨張比に起因している。定容積燃焼は、圧縮点火デトネーションにかかる時間の間にピストンが動く（容積を増大する）時間がないほど、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンで起こる圧縮点火デトネーションが速いという事実に起因して起こる。注意：ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、火花点火時期または燃料噴射時期のような従来エンジンの問題点によって制限されないので、元々多種の燃料で作動可能である。
【００２６】
線形ピストンエンジンによってあるいは高速圧縮膨張機械を用いた実験室試験で得られる圧縮点火に類似する、真の予混合気の圧縮点火は、ＦＰＦＳエンジンで得られる。これはきわめて希薄な燃料混合物の使用を可能し、その結果エミッションが非常に少なく、高効率である。
【００２７】
２サイクル線形フリーピストンエンジンは、速度範囲と出力低下が非常に制限されることが判った。他方では、４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ回転軸エンジンは、一定のストロークを有するために、燃料特性および周囲状態変化に対してきわめて敏感である。これらのエンジンを機能させるには、入念な給気状態監視および制御を行わなければならない。ここで紹介されるＦＰＦＳエンジンは前記の制限や拘束に無関係であり、広い速度および出力範囲にわたって機能することができる。
【００２８】
しかしながら、ＦＰＦＳエンジンの可変ストローク特性は、可変弁構造の使用によって大きな利益を得る。更に、エンジンに課せられた負荷が、変化するストロークに適応しなければならないかまたはエンジンから間接的な方法で動力を取り出さなければならない。
【００２９】
Sturman Inc.によって提供されるような電気油圧式可変弁構造体が図２に示してある。各弁は独立したアクチュエータを備えている。シリンダ１，２，３及び４の排気弁はそれぞれ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄによって表されている。シリンダ１，２，３及び４の給気弁アクチュエータはそれぞれ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄによって表されている（この図には示していない）。各シリンダは点火検出センサ、好ましくは圧電式圧力変換器またはＵＶセンサを備えている。シリンダ１，２，３及び４のための点火センサはそれぞれ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄによって表されている。弁作動の重要な要素は、排気弁の適切な開放時期である。もし排気弁が一方のシリンダ内で膨張サイクルの前に充分に開放すべきであると、他のシリンダ内の圧縮サイクルを給気の点火時期まで進めること、ひいてはエンジンの連続的な作動は達成されないであろう。所望な弁開閉時期を達成するために、点火を行う時に点火センサは制御装置に信号を送る。この信号の時期は、従来のエンジンセンサからのデータと共に、シリンダ内の排気弁を開放するために制御装置で使用される。全部揃った制御機能については詳しく後述する。
【００３０】
図３は図１ＡのＢ−Ｂ線に沿った断面図であり、揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄを示している。ピストンが図２に示したフルストローク位置から図３に示した中間ストローク位置まで移動するときの、ピストンと連接棒と揺れ腕と枢着軸の間の相対運動が示してある。ピストンに対する連接棒の横方向／側方運動は、回転クランク軸および連接棒を備えた従来の往復エンジンの運動よりもかなり小さいことに留意すべきである。小さくなったこの横方向／側方運動は、ピストンに対する側方スラストを低減し、かつピストンおよび揺れ腕と相対的な連接棒の動きを小さくする。それによって、これらの構成部品の摩耗が（従来エンジンと比べて）小さくなる。
【００３１】
図４は上側シリンダの中心線を通る図１ＡのＣ−Ｃ切断面に沿った水平断面図である。図示のシリンダはフルストローク位置にある。連接棒２５Ａ及び２５Ｂを揺れ腕２６Ａ，２６Ｂ及びピン２７Ａにどのように取付けるかについて留意すべきである。２５Ａのこの端部は二叉に分かれ、２５Ｂの対応する端部が２５Ａの２つの側の間に嵌め込まれる。これらの端部はそれぞれ軸受４６Ａ及び４６Ｂによって保持されたピン２７Ａに支持されている。連接棒２５Ａ及び２５Ｂの反対側の端部はそれぞれ軸受４５Ａ及び４５Ｂによって保持されたピストンピン２４Ａ及び２４Ｂに支持されている。この図において、前側の軸受兼シールハウジング７と後側の軸受兼シールハウジング４１は後側軸受兼シールハウジング保持板４２と共に見ることができる。扇形始動ギヤ４３と扇形始動ギヤ保持板４４も見える。この図には示されていないが、下側シリンダのための連接棒と揺れ腕とピストンも同じように、軸受４５Ｃ，４５Ｄ，４６Ｃ及び４６Ｄによって連結及び支持されている。
【００３２】
図５はシリンダヘッド３Ａとシリンダブロック２Ａの接続部における、図１ＡのＥ−Ｅ線に沿った垂直断面図である。弁２０Ａ，２０Ｃ，２１Ａ及び２１Ｃ相互の位置および点火センサ２２Ａ，２２Ｃに対する弁の相対位置が示してある。
【００３３】
図６Ａは、始動ギヤハウジングを通る図１ＡのＦ−Ｆ線に沿った垂直断面図である。扇形ギヤ４３は枢着軸１の端部に取付けられ、スタータモータスプロケット６８によって駆動される。角度センサ１１は枢着軸角度を測定し、信号をエンジン制御装置に連続的に送る。扇形ギヤ４３が移動距離の端部近くに達し、それに伴いピストンが最大ストローク位置に達すると、制御装置はスタータモータの方向を逆転する。ここに示されたスタータは、モータとスプロケットギヤの間に遊星歯車式減速装置を備えた高速の永久磁石または切換えリラクタンスモータである。エンジンが始動するとき、スプロケットは慣用の機構によってかみ合いを外される。
【００３４】
図６Ｂはシリンダブロック２Ａの左側の方を見た、シリンダ２Ａ及び２Ｂの間の図１ＡのＤ−Ｄ線に沿った垂直断面図である。この図は前側と後側のシール保持板１２及び４２と共に、前側と後側の軸受兼シールハウジング７及び４１内の前側と後側の軸シール６２Ａ及び６２Ｂ、前側と後側の軸受６３Ａ及び６３Ｂおよび前側と後側のスラスト座金６４Ａ及び６４Ｂの配置を示している。更に、揺れ腕スペーサ６５と揺れ腕位置決めピン６６は、枢着軸１に対する揺れ腕の幾つかの取付け方法のうちの一つを示している。潤滑油はオイルポンプ９によってフィルタ６１を通して取り出され、そして回転往復エンジンで使用される慣用の方法を用いて、枢着軸、揺れ腕、ピンおよび連接棒内の通路（図示していない）を通って分配される。枢着軸１上に扇形始動ギヤ４３を保持するための締付け板４４と保持ねじ６７が明瞭に示してある。
【００３５】
図７Ａは、図２及び３に示した２６Ａ，２６Ｃと２６Ｂ，２６Ｄに代わる、後側と前側の代替的な二重揺れ腕構造７１Ａ，７１Ｂ（上側）と７１Ｃ，７１Ｄ（下側）を示している。この構造では、各連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄはそれぞれ分離された連接ピン７２Ａ，７２Ｂ，７２Ｃ及び７２Ｄを備えている。これにより、図４に示すように、連接棒を二叉に形成する必要がなくなる。
【００３６】
図７Ｂは中間ストローク位置にあるピストンを示す、図３の断面Ｂ−Ｂに似ている。しかし、二重揺れ腕７１Ｂ／Ｄが使用されている。
【００３７】
図７Ｃは図７Ｂに似ているがしかし、（図２に示すように）フルストローク位置にあるピストンを示している。
【００３８】
図８Ａは、代替的な連接棒連結方法を示す、図３と同様な断面図である。この連接棒連結方法は連接棒と揺れ腕の間にスコッチヨーク型の機構を使用している。ピストンはフルストローク位置にある。ピストン２３Ａ／２３Ｂ及び２３Ｃ／２３Ｄの間の連接リンク８１Ａ（シリンダ１と２）及び８１Ｂ（シリンダ３と４）はそれぞれ、リンクに対して垂直に固定されたリンクピン８２Ａ（シリンダ１と２）及び８２Ｂ（シリンダ３と４）を備えた剛性部材である。リンクピン８２Ａ及び８２Ｂはそれぞれ、スライダ８３Ａ及び８３Ｂに結合している。スライダ８３Ａ（シリンダ１と２）及び８３Ｂ（シリンダ３と４）はそれぞれ、揺れ腕８４Ｂ及び８４Ｄ内に切り込まれた軌道内を移動する。これにより、特別な用途においてピストンに対する側方の力を更に減少させることが望ましいときに、揺れ腕と枢着軸機構がスコッチヨーク機構に容易に適合可能である。
【００３９】
図８Ｂは図８Ａに似ているが、ピストンは中間ストーク位置にある。図８Ａと比べて、スライダ８３Ａ及び８３Ｂが揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄに沿って内側に移動していることに留意すべきである。
【００４０】
図９Ａは図３と同様な断面図であるが、シリンダ対を連結する代替的な方法を示している。揺れ腕と枢着軸の代わりに、ラックアンドピニオン機構が使用される。この構造の場合、ピニオンギヤ９１が枢着軸１に固定され、連結リンク９２Ａ及び９２Ｂの２個のラック歯車にかみ合っている。連結リンク９２Ａ及び９２Ｂはそれぞれ上側ピストン２３Ａ及び２３Ｂを、そして下側ピストン２３Ｃ及び２３Ｄを連結している。上側ピストンセットによる運動は、ピニオンギヤ９１の回転を生じる。この回転は更に、下側ピストンセットによる反対向きの直接比例する運動に変換される。この機構は、各圧縮サイクルで給気を点火するために要求される圧縮に従って、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。これは、揺れ腕および枢着軸機構と同じように、他のシリンダの圧縮ストロークとは完全に無関係に行われる。ピニオンギヤ９１によってリンク９２Ａ及び９２Ｂに付与されるスラスト荷重を支持するためのカム従動子型のころ軸受９３Ａ，９３Ｂ，９３Ｃ及び９３Ｄが示してある。この構造は前に示した揺れ腕および枢着軸機構よりも一層コンパクトなユニットを生じる。しかし、ラックアンドピニオンのギヤ材料とギヤ寸法は、高いピーク力を支持するのに充分であるように注意深く選定すべきである。
【００４１】
図９Ｂはリンク９４Ａ及び９４Ｂがピストンに固定連結されている点を除いて図９Ａと同じである。これはピストンピン２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃ及び２４Ｄを不要にする。ピストン対の固定連結はピストン側部の遊びとそれに関連する摩耗を低減する。しかしながら、ピストンとシリンダの許容誤差が厳しくなり、この構造の場合、前述のものと比べて、部品の製作に一層コストがかかるであろう。
【００４２】
図１０Ａは図３と同じような断面図であるが、シリンダ対を連結するために代替的な方法が用いられている。ピストンは中間ストローク位置にある。分割式ハウジング１００４Ａ及び１００４Ｂは２個の液圧シリンダを有する。液圧ピストン１００３Ａはピストンタイロッド１００１Ａ及び１００１Ｂによって各々の上側ピストン２４Ａ及び２４Ｂに連結されている。更に、液圧ピストン１００３Ｂはピストンタイロッド１００１Ｃ及び１００１Ｄによって各々の下側ピストン２４Ｃ及び２４Ｄに連結されている。液圧シリンダ横孔１００５Ａ及び１００５Ｂは各シリンダの端部で液圧シリンダを相互接続し、ピストン対を相互接続するために使用される。エンジン始動中にシリンダ間の流体流れを閉止するために、弁１００２Ａ及び１００２Ｂの対の回転閉止体が横孔内に配置されている。弁１００２Ａ及び１００２Ｂは外部から操作される。更に、外部の対の方向制御弁に接続された通路１００６Ａ，１００６Ｂ，１００６Ｃ及び１００６Ｄが横孔１００５Ａ及び１００５Ｂ内に配置されている。この方向制御弁は各液圧シリンダにつき１個設けられている。始動中、方向制御弁は各液圧シリンダを反対方向に駆動するために周期的に操作される。一旦、エンジンが始動すると、方向制御弁は、外部のすべての圧液流れを閉鎖する中立位置にセットされる。内部の横孔弁１００２Ａ及び１００２Ｂは完全開放され、燃焼膨張サイクルはピストン対のピストンを反対方向に駆動する。この機構はストローク長さを変更または「浮動」させることができる。これは、各圧縮サイクルにおける給気の点火のために要求される圧縮比に従って、他のすべてのシリンダ圧縮ストロークとは全く無関係に、揺れ腕枢着軸構造およびラックアンドピニオン構想と同じように行われる。シール１００７Ａ，１００７Ｂ，１００７Ｃ及び１００７Ｄはエンジンクランクケースに対してタイロッドをシールする。シール１００８Ａ，１００８Ｂ，１００８Ｃ及び１００８Ｄは液圧シリンダ内で液圧ピストンをシールする。
【００４３】
図１０Ｂは図１０Ａと同じような断面図であるが、ピストン２３Ａと２３Ｂ，２３Ｃと２３Ｄを中実のタイロッド１０１０Ａ及び１０１０Ｂによって連結することによってピストン対が形成されている。タイロッドとピストンは種々の慣用手段によって連結された別個の部品であってもよいし、図示のように一体に形成してもよい。２つのピストン対は心合わせピン１０１３Ａ，１０１３Ｂ，１０１３Ｃ及び１０１３Ｄを有するタイバー１０１１Ａ（上側）及び１０１１Ｂ（下側）によって、締結具１０１２Ａ及び１０１２Ｂ（この事例ではナットとボルトであるが他の種類でもかまわない）を用いて連結されている。この構造により、２つのピストン対の剛性組み立て体が形成される。これはその結果として、同じ方向に一緒に移動する。図１０Ｃはピストン対のこの剛性組み立て体を示している。図示したクランクケース構造例の場合、この剛性組み立て体は予め、シリンダ内に配置する前に組み立てられる。注意：組み立てられたピストン対と均等物である一体部材は、別々に組み立てられる複数の部材よりも製作が困難でコストが高くつくにもかかわらず製作可能である。代替的な一体クランクケース構造は、最初に個々のピストン対を設置し、そしてクランクケースを経てアクセスし、ピストン対を連結することにより、別個のピストン対の方式によって提供可能である。このようにして連結された（上記の両方式の）ピストン対は、線形往復運動で作動し、この運動から、前に開示した手段によって動力が直接的に取り出し可能である。この手段は例えば、よく知られた種々の手段でタイバーに連結可能な線形液圧ポンプおよび圧縮機または線形オルタネータである。更に、動力は、例えば排ガスによって駆動されるタービンによって間接的に取り出し可能である。エンジンの始動は線形往復運動を生じる種々の始動機構をタイバー、例えば液圧ピストンに連結することによって達成可能である。この液圧ピストンは液圧ポンプによって駆動され、かつ制御弁によって周期的に動かされる。図１０Ｄは図１０ＣのＡ−Ａ線に沿った断面図であり、タイバー１０１１Ａ及び１０１１Ｂのための便利な取付け手段を提供するような、タイロッド１０１０Ａ及び１０１０Ｂを形成する１つの方法を示している。タイロッドのウェブの断面形状に留意すべきである。或る用途については、（一般に、大型エンジンのクロスヘッド機構によって行われるような）ピストン対の側方荷重の低減のために、図１０Ｂに示したガイド１００９を使用することが望ましい。
【００４４】
図１１は、各シリンダのために別個のカム軸を用い、可変弁操作を行うシリンダヘッドの４つの図を含んでいる。各カム軸は専用割り出し装置またはステッピングモータによって操作される。動弁装置の他の構成要素および機構は従来の頭上弁設計方法に基づいている。この設計方法は、吸気弁（Ｉ）および排気弁（Ｅ）１１０７ＡＥ，１１０７ＣＩと、弁ばね１１０５ＡＩ，１１０５ＡＥ，１１０５ＣＩ，１１０５ＣＥと、弁カイド兼シール１１０６ＣＩ，１１０６ＣＥと、カム軸軸受１１０４ＣＩ，１１０４ＣＥと、軸受ハウジング１１０３ＡＩ，１１０３ＡＥ，１１０３ＣＩ，１１０３ＣＥを含んでいる。
【００４５】
図１１Ａはシリンダ３のカム軸１１０１Ｃの中心線を通る図１１ＢのＡ−Ａ線に沿った断面図である。カム軸１１０１Ｃはシリンダ３内の弁を操作する。カム軸はシリンダヘッド３Ａに取付けられている。カム１１０２ＣＥ及び１１０２ＣＩはそれぞれシリンダ３の排気弁と吸気弁を操作する。図１１Ｂはシリンダヘッドとカム軸の平面図である。図１１Ｃ及び１１Ｄはそれぞれ図１１Ｂの左側面図と右側面図である。図１１Ｂにおいて、これらのカムはカム軸上での向きが１８０°ずらして示してある。カム軸１１０１Ｃは吸気弁と排気弁の両方が閉じるような位置が示してある。カム軸１１０１Ａは、排気弁１１０７ＡＥが完全に開放し、吸気弁１１０７ＡＩが完全に閉じるような位置が示してある。図１１Ｂから判るように、カム軸１１０１Ａ及び１１０１Ｃは互いに９０°ずらして配向されている。それによって、カム軸を９０°間隔で回転することにより、両弁は一緒に閉鎖可能であるかあるいは吸気弁または排気弁が相互排他的に開放位置または閉鎖位置に達することができる。すなわち、吸気弁と排気弁の両方が一緒に開放することはできない。注意：吸気弁と排気弁のオーバーラップが可能であるように、カム形状を変更することができる。ステッピングモータ１１０８Ａ及び１１０８Ｃはそれぞれ、カム軸１１０１Ａ及び１１０８Ｃを回転させる。回転は所望な弁開放量に依存して、９０°間隔またはそれ以下の間隔で行われる。弁の開放時期と閉鎖時期は共に、個別的に制御可能である。従って、この構造は完全可変の弁操作および制御を提供する。ステッピングモータ１１０８Ａ及び１１０８Ｃはそれぞれ、独立した入力をエンジン制御装置から受け取る。従って、各シリンダ弁操作は互いに完全に独立している。
【００４６】
図１２は適応電子制御装置と可変弁開閉時期装置を使用する、エンジンの制御要素を概略的に示す。電子制御装置１２０１は給気状態とエンジンパラメータのデータをリアルタイムで収集するために使用される一連のセンサ入力部を備えている。図示したセンサは軸角度センサ１１と、点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄと、エンジン温度センサ１２０２と、燃料流れセンサ１２０３と、空気温度センサ１２０７と、空気圧力センサ１２０８と、空気流れセンサ１２０９と、排ガスセンサ１２１０と、（エンジンの）負荷センサ１２１３である。センサは多くても少なくてもよいし、変化するタイプでもよい。例えば、３個の空気センサを１個の流入空気量センサによって置き換え可能である。
【００４７】
制御装置内で、センサからのデータが分析され、メモリに記憶されたエンジンおよび給気パラメータに関する情報を使用して計算が行われる。これらの計算はどの程度かを決定し、もしあれば、セットされたエンジン操作状態を維持するためあるいはセットされた状態を変更するために、エンジン制御装置が調節される。
【００４８】
図１２に示すように、制御装置１２０１は電気回路を用いてエンジン制御装置に出力する。しかしながら、空気圧回路および／または液圧回路を単独であるいは電気回路と組み合わせて用いることができる。図示した制御装置構成要素は、吸気弁アクチュエータ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄと、排気弁アクチュエータ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄと、スロットル位置アクチュエータ１２０４と、燃料噴射装置１２０６に接続された燃料調節弁１２０５と、排ガス循環弁１２１１と、負荷制御装置１２１２である。排ガス循環は、慣用のオットーサイクルエンジン、特に自動車エンジンにおいてエミッションを低減するために使用される一般的な技術である。ＨＣＣＩエンジンは元々、オットーサイクルエンジンよりもエミッションが少ないがしかし、或る負荷状態ではそれでもなおＥＧＲの恩恵を受ける。多かれ少なかれ異なるタイプの制御装置を設けてもよい。例えばスロットル位置アクチュエータはターボ過給機付きエンジンまたはスーパーチャージャー付きエンジンでは除去され、エンジンスロットリングの制御はターボ過給器またはスーパーチャージャーの圧縮機出力の制御によって行われる（図１６および図２０参照）。点火センサ２２と弁アクチュエータ２０及び２１を除く他の構成要素、すなわち図示したセンサやアクチュエータは、既存の大量生産エンジンで使用される共通品である。点火センサ２２は既存の工業センサ、すなわち圧力センサ、温度センサまたは紫外線（ＵＶ）火炎検出センサに由来するものである。弁アクチュエータ２０及び２１は市販品目であるが、限定された規模である。この制御装置は主として既存の自動車エンジンに設けられているマイクロプロセッサを使用する。しかしながら、パーソナルコンピュータまたは工業制御マイクロプロセッサを使用することもできる。
【００４９】
図１３はＦＰＦＳエンジンで使用するための適応エンジン制御装置の機能ブロック図である。マクロプロセッサとそれに関連する記憶装置は、適応制御モジュール１３０１に含まれている。センサ信号はこの区間の入力に送信される。この区間からの出力は種々のモジュールに達する。このモジュールはエンジン制御アクチュエータ装置に接続された適切な調整および駆動回路を提供する。図示した制御モジュールは弁アクチュエータ制御モジュール１３０２と、燃料制御モジュール１３０３と、空気制御モジュール１３０４と、排ガス循環制御モジュール１３０５と、インタークーラファン制御モジュール１３０６と、負荷制御モジュール１３０７である。１３０１内で、エンジン給気流量および空気／燃料比が決定される。これらから、空気制御１３０４と、ＥＧＲ弁制御１３０５と、インタークーラファン制御１３０６のための目標デマンドを提供することができる。更に、空気特性データと燃料特性データがこの区間の第２部分に提供される。このデータはこの区間内のメモリに記憶された空気と燃料の特性と、現在の空気と燃料のパラメータのセンサ測定とから計算して求められる。１３０１の第２区間では、空気と燃料の特性データが予想されるエンジン性能に基づくアルゴリズムを通過する。このエンジン性能は圧縮サイクル中に点火するために必要な圧縮圧力とストローク（および軸角度またはピストン位置）を含んでいる。点火センサと軸角度センサ（またはピストン位置センサ）から、現在の点火圧力が測定される。現在の点火圧力は計算された点火圧力と比較され、弁開閉時期の計算が行われる。これらの計算は弁開閉命令に変換され、弁アクチュエータモジュール１３０２に送られる。従って、制御は、メモリに記憶された性能測定のみに依存する代わりに、現在のエンジン動作特性に適合する。
【００５０】
ここで説明した制御は、他の適応制御手段と実質的に異なっている。この制御は、給気点火がいつ行われたかを決定するためおよび可変弁動作（特にシリンダ内、それ故膨張サイクル部分内での排気弁開放時期）を制御するために点火センサデータを使用することによってユニークである。注意：この排気弁がシリンダよりも前に、それ故圧縮サイクル内で充分開放すると、給気を点火するための充分な圧力を得ること、すなわち継続するエンジン動作がたぶん失敗するであろう。
【００５１】
エンジン始動サイクル順序は制御機能である。枢着軸角度（またはピストン位置）がセンサ１１によって監視され、エンジンのフルストローク位置近くで、スタータ動作を逆転する。この動作は、エンジンが始動したことを点火センサ２２が信号で知らせるまで繰り返される。エンジンが始動すると、始動サイクルが終了する。
【００５２】
負荷センサ１２１３からのデータを使用する負荷制御は、負荷制御モジュール１３０７によって提供される。この負荷制御は別個の制御機能である。負荷制御からの出力は、一次制御へのエンジン設定値要求である。この種の負荷制御は、負荷がエンジン軸に直接結合されるときに有益である。
【００５３】
図１４Ａ及び１４Ｂは線形ピストン往復圧縮機の中心線に沿った断面図である。この圧縮機は、図１乃至８の揺れ腕と枢着軸機構または図９のラックアンドピニオン機構の往復運動と図１６の揺れ腕と枢着軸機構の振動運動を直接的に利用することができる。図１４Ａの圧縮機は枢着軸１４０１と連接棒１４０３Ａ及び１４０３Ｂからなり、この連接棒はピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂと揺れ腕１４０２を連結する。リード型弁１４０５Ａ及び１４０５Ｂはそれぞれ、ピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂの吸入作用を制御する。リード型弁１４０６Ａ及び１４０６Ｂはそれぞれ、ピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂの排気作用を制御すする。図１４Ａはフルストローク位置にあるピストン１４０４Ａと、最小スローク位置にあるピストン１４０４Ｂを示している。図１４Ｂは反対位置を示している。エンジンストロークと枢着軸角度が変化すると、圧縮機角度、ひいては変位がエンジン変形に従って変化する。圧縮機リード型弁は、ストローク長さに関係なく、ピストン加圧および吸入サイクルに受動的に追従する。このような圧縮機は空気または冷媒のようなあらゆるガスのために使用可能である。上記と類似の構造を液体ポンプで使用可能である。この液体ポンプはリード弁の代わりに逆止弁を備えている。従って、このエンジン構造の多くの種類の潜在的用途のために、エンジン軸の振動運動を回転運動に変更する必要はない。更に、この構造の圧縮機またはポンプはエンジン枢着軸に直接連結することができる。更に、この構造の圧縮機またはポンプは単シリンダでもよいし、あらゆる数の多シリンダでもよい。
【００５４】
図１５Ａは揺れ腕と枢着軸によって駆動される２個の線形オルタネータの断面図である。オルタネータ電機子は図示ではフルスローク位置にあり、揺れ腕は最大回転角度位置にある。図１５Ｂでは、オルタネータ電機子は最小ストローク位置にあり、揺れ腕は中間回転角度位置にある。枢着軸がフル回転角度位置まで時計回りに動くと、オルタネータ電機子は再びフルストローク位置まで移動する。従って、揺れ腕の１サイクル当たり、オルタネータ電機子は２つのサイクルを行う。枢着軸１５０１は互いに１８０°ずらして取付けられた揺れ腕１５０２の２つのセットを有する。各揺れ腕は端部に固定された軸受１５０３を備えている。この軸受１５０３は駆動ヘッド１５１０を動かし、それによって戻しばね１５０９が圧縮され、磁石リング１５０４が内側積層体１５０７と外側積層体１５０５の間で往復運動させられる。外側積層体１５０５はジェネレータ固定子磁極を形成する巻線１５０６を含んでいる。このジェネレータ固定子磁極は、磁石リング１５０４が通過するときに、変化する磁界によって励磁され、巻線内に交流電圧を生じる。電機子ガイド１５０８は固定子磁極に対して同心位置に電機子を保持する。図示したオルタネータ形状は、一般的に線形フリーピストンスターリングエンジンに適用される市販の線形オルタネータに類似するタイプのものである。揺れ腕と枢着軸構造と共に使用可能な幾つかの他の線形オルタネータが市販されている。しかしながら、ここで提案した揺れ腕と枢着軸構造の周波数倍増はユニークである。原動機の周波数の２倍の周波数で作動することにより、オルタネータは巻線と積層を少なく設計することができる。それによって、ユニットの比出力（ｋＷ／ｌｂ）が改善され、ユニットのコストが低下する。線形オルタネータは一般的に、類似の回転オルタネータよりも効率が低く、比出力が小さく、そしてコストが高い。これは特に、市販のマイクロタービンに基づく現在の高速オルタネータの場合に当てはまる。これらの高速オルタネータは通常、線形オルタネータに類似する永久磁石ロータを使用するがしかし、同じ電力出力のために永久磁石材料量がきわめて少なくて済む。高周波数の動作は更に、小さな巻線と積層をもたらす。これらの特徴は線形オルタネータ（または慣用の回転オルタネータ）と比べて、小型でコストパフォーマンスの高い製造設計を可能にする。従って、ＦＰＦＳエンジンを備えた高速ジェネレータを使用すると有利である。
【００５５】
図１６乃至１９は、４サイクル、４シリンダ、予混合気圧縮点火、フリーピストン、浮動ストローク型の内燃機関の概要図である。この内燃機関は図１に示した内燃機関に似ているがしかし、１）クワッドエンジンブロック内のシリンダセット、２）ターボ過給器の追加、そして３）高速オルタネータを駆動する出力タービンの追加が異なっている。この構造の場合、フリーピストンエンジンはタービンのためのガス発生器またはエンジン「コア」１６０１として機能する。エンジン出力は出力タービンから取り出される。フリーピストンエンジン枢着軸は出力取り出しのために使用されない。フリーピストンエンジン枢着軸の主たる機能は、揺れ腕を支持および連結することであり、第二の機能はエンジンの始動を容易にすることである。２：１から５：１までの範囲の給気圧比を生じるターボ過給器によって、比出力が空気質量流量に比例して大きくなる。このエンジン構造は、効率が高く、エミッションが少なく、比出力が高く、そしてターンダウン範囲が広い（これはブースト圧と空気／燃料比の両方を変更することによって得られる）という特徴を有する。ターボ過給のコストは、同じ定格出力を達成するために、フリーピストンエンジンの排気量を増やすコストよりも少なくて済む。しかしながら、出力タービンコストは枢着軸からの動力取り出しよりも高い。ターボ過給または機械駆動式過給の特徴と出力タービンの特徴を組み合わせると、コスト対効果が大きく性能が優れているエンジンが提供される。
【００５６】
図１６Ａはエンジンの平面図である。フリーピストンエンジンコア１６０内には、吸気が空気取入口１６０５から燃料入口１６０と空気流センサ１６０８とターボ過給器圧縮機１６０２Ａを経て吸気マニホルド１６０９に達する。排気はエンジンコア１６０１からマニホルド１６１０とタービン１６０２Ｂと出力タービン１６０３を経て外側排気管１６０６に達する。出力タービンは高速ジェネレータ１６０４を直接駆動する。注意：出力タービンの出力は、直接的にまたはガスタービンでは一般的であるような変速機を介して、機械的に負荷と結合可能である。エンジン始動は、液圧ピストン１６１３への流れと液圧を生じる液圧ピストンポンプ１６１２および電気駆動モータ１６１１からなる液圧駆動装置によって行われる。
【００５７】
図１６Ｂはエンジンの正面図である。液圧ピストンポンプ１６１２に連結された液圧ピストン１６１３はエンジン始動中、枢着軸を駆動する。電気駆動のオイルポンプ１６１５はオイルパン／オイルサンプ１６１４からオイルを吸い込んで、軸受、弁およびピストンを潤滑するためにエンジン内のオイル流路に吐出する。エンジン冷却液はポート１６１６Ａ及び１６１６Ｂから流入および流出する。エンジンは単シリンダヘッド１６１７と弁カバー１６１８を備えている。ジェネレータ１６０４は、現在マイクロタービンにおいてエンジンの大きさに依存して使用されている種類のものであり、２５，０００乃至１５０，０００回転／分の速度範囲で回転する（一層小型のエンジンは一層高い速度で作動する）。高速ジェネレータは、減速機によってタービンに連結された従来のジェネレータに対して、次の利点を有する。１）比出力（ｋＷ／ｌｂ）がかなり高い、２）交流の周波数が高い、これは小さな（変圧器のような）電気回路要素の使用を可能にする、３）エンジン動作のフレキシビリティが一層高い。多くの場合、この種のジェネレータからの電気的な出力は、電気負荷に対する整合を改善するために、固体電力変換器に送られる。電力変換器のコストおよび複雑さは前述の最初の２つの利点をかなり相殺するがしかし、かなりの程度の電力フレキシビリティを付加する。永久磁石ロータを備えた高速ジェネレータは市販されている。永久磁石構造よりもコストが安い（しかし、効率が幾分低い）切換磁気抵抗ジェネレータは市販されつつある。更に、高速誘導ジェネレータも使用可能である。
【００５８】
図１７Ａ及び１７Ｂはそれぞれ、図１６のエンジンの左側面図と右側面図である。
【００５９】
図１８Ａは弁カバー１６１８を外した、図１６Ａのエンジンの左端面図である。吸気弁アクチュエータ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄと排気弁アクチュエータ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄと点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄの配置は、４シリンダの「クワッド」構造を示している。
【００６０】
図１８Ｂは、フリーピストンエンジンコア１６０１の上側シリンダ対、すなわちシリンダ１及びシリンダ２の中心線を通る図１８Ａの切断面Ａ−Ａに沿った断面図である。クワッド構造では、シリンダ１及びシリンダ２は（図１のエンジンの「縦一列配置」と異なり）互いに隣接している。シリンダ３及びシリンダ４は互いに隣接し、それぞれシリンダ２，１のすぐ下にあり、シリンダ２，１と直列に配置されている。図１の要素の番号と名称は図１８Ａ及び１８Ｂにおいて使用されているが、要素の形状が幾分異なっている。２６Ａ，２６Ｂ，２６Ｃ及び２６Ｄで示した４本の揺れ腕が設けられている。揺れ腕２６Ａ及び２６Ｂは１つのセットを形成し、揺れ腕２６Ｃ及び２６Ｄは第２のセットを形成している。連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄは１本ずつ揺れ腕セットの各端部に連結されている。ピストンを備えた一対の連接棒は、揺れ腕セットの両端に互いに連結されている。図示のピストンはフルストローク位置にある。
【００６１】
図１９Ａはシリンダ２及びシリンダ３の中心線を通る、図１９Ｂの切断面Ｂ−Ｂに沿った断面図である。ピストン２３Ｃ及び２３Ｄは連接棒２５Ｃ及び２５Ｄによって揺れ腕２６Ｃ及び２６Ｄに取付けられている。連接棒はピストン端部のピン２４Ｃ及び２４Ｄと、揺れ腕端部のピンピン２７Ｃ及び２７Ｄに取付けられている。
【００６２】
図１９Ｂはクランクケースカバーを取り外したエンジンの右端面図である。枢着軸１に固定され、ピン２７Ａ，２７Ｂ，２７Ｃ及び２７Ｄを備えた連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄを保持する、２６Ａ，２６Ｂ，２６Ｃ及び２６Ｄからなる揺れ腕対の２つのセットが示してある。揺れ腕対の２つのセットは、従来のエンジン設計では一般的であるように、割り軸受押えを組み込んだ連接棒構造を使用する手段を容易に提供することができる。図１のエンジンの場合のように、揺れ腕は、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動と反対向きになるように、２つのピストン対を互いに連結している。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕形状によって制限されないような充分な長さを有している。図１のエンジンと同じように、４サイクル、４シリンダエンジンのこの構造では、各圧縮サイクル、膨張サイクル、排気サイクルおよび吸気サイクルが一方のシリンダまたは他方のシリンダ内に常に存在している。一方のシリンダの膨張サイクルは他方のシリンダの圧縮サイクルを促進する。従って、ピストンストローク長さは常に、圧縮サイクルの圧力によって制限される。排気サイクルにおけるピストンのストローク長さは、シリンダ内の点火ひいては圧縮ストローク内の点火によって決定される。圧縮点火はサイクル毎にある程度変化する、一連の空気／燃料パラメータの関数である。所定のすべてのサイクルのストローク長さは、給気が点火されるまで不確定である。各ピストン圧縮ストロークは他の圧縮ストロークと無関係であり、ピストン運動は機械的なストローク長さ制限を全く受けない。図１に示すエンジンの場合のようなこの機構は、他のすべてのシリンダの圧縮ストロークに全く関係なく、各圧縮サイクルで給気を点火するために必要な圧縮比に従って、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。枢着軸１を用いてエンジンからエネルギーを取り出す図１のエンジン構造とは異なり、このエンジンは出力タービンを用いて動力を取り出す。従って、エンジン排気口１６０１からの排ガスは、図１のエンジンよりも、圧力と温度とエネルギーレベルが高い。その結果、弁冷却およびシールが一層厳しいが、既存の市販構造体によって達成可能である。排気マニホルド１６１０は高温および高圧である。この高温および高圧は、容易に入手可能な厚壁タービンおよび高温定格合金を使用することによって適応可能である。この構造の単一エンジンブロック、シリンダヘッドおよび弁カバーはエンジンの剛性を高める。更に、特に割り軸受押え構造体が使用される場合には、一体ブロックおよび一体シリンダヘッドの組み立ておよびシールが容易であることにより、エンジンの製造可能性が高められる。
【００６３】
図２０及び２１は図１６に似ているがしかし、ターボ過給器の代わりにスーパーチャージャーを備え、インタークーラを追加したエンジンを示す図である。更に、エンジン冷却ループが示してある。
【００６４】
図２０は機械式過給エンジンの平面図である。エンジンへの空気の吸入は空気取入口１６０５を経て行われる。空気流はセンサ１６０８によって測定される。モータ２００２によって駆動される圧縮機１６０２は、空気を圧縮し、インタークーラ２００３の内部通路にこの空気を排出する。圧縮機モータ２００２は図１２及び１３の適応エンジン制御装置の変形の制御下にある。この制御装置の変形では、図１２及び１３に示したすべての要素に加えて、駆動モータ２００２の速度を変更することにより、圧縮機の空気流が変化する。それによって、エンジン給気の所望の質量流量、ひいてはエンジン出力を定めることができる。インタークーラは圧縮された空気温度を低下させて空気密度（更に空気／燃料給気の密度）を増大させる熱交換器である。モータ駆動ファン２００４によって外面を経て空気を強制案内する空冷式インタークーラ２００３が示してあるが、他のタイプの熱交換器（水冷式等）を使用することができる。圧縮および冷却された空気がインタークーラ２００３からフリーピストンエンジン２００１のエンジン吸気マニホルド内に排出される。このフリーピストンエンジンはタービン用ガスジェネレータとして機能する。吸気マニホルドは温度センサ２００５と燃料ノズル１２０６を備えている。図１２及び１３の適応エンジン制御装置はインタークーラファンモータ２００４の速度を変更することによって圧縮空気温度を制御するために、温度センサ２００５入力を使用する。図１２及び１３の適応エンジン制御装置は、所望の空気／燃料比を得るために、圧縮空気に噴射される適切な燃料量を決定する。フリーピストンエンジンガスジェネレータ２００１の排気口から、加圧された高温ガスが排気マニホルド１６１０内に、そして出力タービン１６０３内に流れる。出力タービン１６０３は高速ジェネレータ１６０４を直接駆動する。この場合、高速ジェネレータはスーパーチャージャー駆動モータ２００２に動力を供給するためおよびエンジン出力を生じるために充分である。ガスは出力タービンから排気管２００９に排出される。排気管内の排ガスは排気センサ１２１０のそばを通って流れる。
【００６５】
フリーピストンエンジン２００１と、熱交換器（ラジエータ）２００６、ラジエータファン２００８、冷却液ポンプおよびモータ２００７からなる冷却液ループが示してあるが、多くの変更が可能である（例えば冷却液の水冷式熱交換器）。図２０の機械式過給エンジンはエンジン出力とエミッションレベルの改良された制御手段を提供する一方、図１６に示したターボ過給エンジンよりも一層速いレスポンスを提供する。しかしながら、機械式過給エンジンの改善された特性は、更にコストのかかる要素（高速電気駆動モータと電気駆動対ターボ過給器のガスタービンと高容量出力タービンと高速ジェネレータと電気出力調節モジュール）の使用によって得られる。機械式過給エンジン対ターボ過給エンジンの優れた性能と高いコストの間のトレードオフは、種々の潜在的用途の要求に対して特別な２つの機能設定から選択する。
【００６６】
図２１Ａは図２０の機械式過給エンジンの左端面図である。
【００６７】
図２１Ｂは図２０の機械式過給エンジンの側面図である。
【００６８】
図２２は、複合サイクルシステムと共に機能する熱回収システムとランキンサイクルタービンを付加した、図２０及び２１の機械式過給エンジンを示す。図２０の冷却液ラジエータ２００６は熱交換器２２０１によって置き換えられている。この熱交換器はエンジン冷却液から熱を回収し、この熱を、蒸発器段としてのランキンサイクル流体に伝達する。ランキンサイクル流体は冷却液熱交換器２２０１から、過熱器として機能する排気熱交換器２２０２に移動する。高温のランキン流体蒸気は、膨張装置２２０３に流れ、こん膨張装置はランキンサイクル蒸気内のエネルギーを機械エネルギーに変換する。図示した構造の場合、膨張器２２０３は高速電気ジェネレータ２２０４に直接連結されている。膨張器２２０３から、低圧低温のランキン流体が熱交換器２２０５に流れる。この熱交換器はランキンサイクル凝縮器として機能する。ファン２２０６は熱交換器２２０５を横切って周囲空気を循環させる。供給ポンプ２２０７は凝縮熱交換器２２０５からランキンサイクル圧力を上昇させ、ランキン流体を冷却液熱交換器２２０１の入口に圧送し、それによってランキンサイクル回路を終える。エンジン冷却液とエンジン排ガスの作動温度を考慮すると、有機ランキンサイクルは最大のエネルギー回収効率を提供することが予想される。エンジン冷却液温度と排気温度について良好な特性を示す有機流体の１つのファミリーは、単一流体または二液組み合わせとして使用可能なシロキサン流体のファミリーである。
【００６９】
蒸気の複合サイクル構造に加えて、複合出力および熱回収システムのようなエネルギー回収システムの他の変形が、ここで説明したＦＰＦＳフリーピストン浮動ストロークエンジンのファミリーと共に使用可能である。
【産業上の利用可能性】
【００７０】
本発明はエンジン、特に上昇した効率、少ないエミッションおよび多燃料作動を可能にする可変ピストンストローク式の、４サイクル、４シリンダ、フリーピストン、予混合気圧縮点火、内燃往復ピストンエンジンに関する。用途は無制限であるが、自動車、エンジン駆動ポンプ、エンジン駆動圧縮機、小型航空機、船舶および動力工具と一緒の使用を含む。固定ストローク４サイクルＰＣＣＩエンジンと線形フリーピストンＰＣＣＩエンジンの両方の有利な特性が、個々に開示したＦＰＦＳエンジンで組み合わせられる。これらの特性は、
・高い作動効率
・少ないエミッション
・元々多燃料で作動可能
・高い出力密度
・広範囲のエンジン大きさ
・良好なスロットルターンダウン
・価格競争力
を含む。
【００７１】
ここに開示したＦＰＦＳエンジンの変形を生ずる電力は特に、多数の新生技術および伝統的な用途に適している。例えば、歴史的に広く使用されていない分散発電が可能であると共に、ＦＰＦＳエンジンの効率が改善される。自動車（ハイブリッドを含む）はその上本ＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。更に、エンジン駆動ポンプおよび圧縮機を含む多くの一般的用途は、燃料消費が少なく、エミッションが少なく、そして燃料フレキシビリティを有することによるＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。
【００７２】
小型航空機推進は、既存の火花点火往復エンジンで使用されるハイオクタン燃料を、エンジン用ディーゼル燃料またはジェット燃料に置き換える大きな努力が現在進行中であるので、ＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。ＦＰＦＳエンジンの多燃料使用可能性と、その少ない燃料消費は、広範囲の航空推進用途を実行可能なライバルにする。小型ターボプロップまたは回転翼航空機のような既存の幾つかのガスタービン用途は、本ＦＰＦＳエンジンによって設計されている場合には、作動が一層経済的になる。本ＦＰＦＳエンジンの変形出力タービンは、航空機用途における本発明の最も好ましい実施の形態である。
【００７３】
更に、多くの船舶用途が、本発明によって開示されたＦＰＦＳエンジンの特性の恩恵を受ける。ＦＰＦＳエンジンの、船外エンジンと船尾推進機バージョンを想像することができる（本ＦＰＦＳエンジンから、プロペラを駆動するアキシャルピストン液圧モータへの液圧出力）。
【００７４】
チェーンソーや芝刈機のような小型エンジン動力工具は、本ＦＰＦＳエンジンの実行可能な対象である。この用途の重要な要素は低コストの電子制御である。それにもかかわらず、このような大量生産エンジンのために、制御装置が経済的な１個のマイクロチップに減らされることが見込まれる。
【００７５】
本ＦＰＦＳエンジンのマイクロエンジンバージョンが想像可能である。本ＦＰＦＳエンジンのフリーピストンおよび浮動ストロークの特徴は、マイクロエンジンを製造するために開発されるプロセスを容易に受け入れる。更に、本ＦＰＦＳエンジンの動作特性は、マイクロエンジンの多くの提案用途に適している。
【００７６】
かねてから従来のエンジンでそうであったように、ＦＰＦＳエンジンからの廃熱は種々の方法で回収可能である。この回収されたエネルギーは、熱エネルギーの形態で直接使用されるかまたは二次プロセスによって他の形態に変換される。
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンの分野、特に高められた効率、少ないエミッション、多種燃料作動を可能にする、可変ピストンストローク式の４サイクル、４シリンダ、フリーピストン、予混合気圧縮点火型の内燃往復ピストンエンジンに関する。用途は、自動車、エンジン駆動ポンプ、エンジン駆動圧縮機、小型航空機、船舶および動力工具と一緒の使用を含んでいるが、これらに限定されない。
【背景技術】
【０００２】
予混合気圧縮点火（ＰＣＣＩ）エンジンと、関連する均質吸気圧縮点火（ＨＣＣＩ）内燃往復エンジンの発展は、多年にわたり会社、大学および米国国立研究所並びに多数の外国機関において進行中である。これらの中で次の会社と大学と研究所がある。
会社：
・Caterpillar Inc.
・Cummins Inc.
・General Motors Corporation
・Waukesha Engine
大学：
・ヘルシンキ技術大学（Helsinki University of Technology）フィンラド ヘルシンキ
・北海道大学、日本 札幌
・ルント技術工科大学（Lund Institute of Technology）スウェーデン ルント
・マサチューセッツ工科大学（Massachusetts Institute of Technology）マサチューセッツ州ボストン
・ノルウェー科学技術大学（Norwegian University of Science and Technology）ノルウェー トロンハイム
・カルフォルニア大学（University of California）カルフォルニア州バークレー
・ミシガン大学（University of Michigan）ミシガン州アンアーバー
・ミネソタ大学（University of Minnesota）ミネソタ州ミネアポリス
・ウィスコンシン大学（University of Wisconsin）ウィスコンシン州 マジソン
研究所：
・アルゴンヌ国立研究所（Argonne National Laboratory）
・ローレンスリバーモア国立研究所（Lawrence Livermore National Laboratory）
・国立エネルギー技術研究所（National Energy Technology Laboratory）
・オークリッジ国立研究所（Oak Ridge National Laboratory）
・サンディア国立研究所（Sandia National Laboratory）
【０００３】
ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、高い効率、少ないエミッションそして多種燃料作動を可能にする。技術は数ワットから数１００万ワットまで拡張可能である。ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンの２サイクルと４サイクルの両方のバージョンで、開発が進展した。この分野での注目に値する研究は次の通りである：Cummins Inc.，米国特許出願第２００４／００１０３８６０号で出願された４サイクルＰＣＣＩエンジンについて；サンディア国立研究所のヴァンブラリガン（Van Blarigan），米国特許第６，１９９，５１９Ｂ１の２サイクル、フリーピストン、ＨＣＣＩ「熱力学的燃料電池（Thermodynamic Fuel Cell）」について；Caterpillar Inc.，米国特許第６，４６３，８９５ Ｂ２に開示された、液圧出力部を有する２サイクルフリーピストンエンジンについて。しかしながら、これらの努力はまだ、本当に実行可能なＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンを作り出していない。従来のエンジンから派生する４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジン、例えばCumminsのエンジンでは、固定ストロークのピストンが、吸気点火時に制限される一定の圧縮比を生じる。従って、このＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ４サイクルエンジン研究は現在まで主として、給気パラメータの制御に重点をおいた既存の４サイクルエンジンの改良に基づいている。これらの改良は、シリンダ間で許容される燃焼均一性を得るように、給気点火のタイミングを適切に行うために要求される、個々のシリンダ給気組成と温度をきわめて複雑に制御することに重点を置いている。その結果生じる４サイクルエンジンは非常に複雑で、周囲条件および燃料の性質に対してきわめて敏感である。この敏感性は、米国特許出願を行った前述のCumminsが、給気の自動点火特性を改善するために２つの燃料の使用に重点を置いているような程度である。この現在の問題にもかかわらず、製品と技術の開発会社であるＴＩＡＸによる研究と、産業予想会社の世界的な見通しである「重負荷用パワートレーンの未来（The Future of Heavy-Duty Powertrains）」は、「ＨＣＣＩエンジンは２０２０年までに大型車両の４０％近くに動力を供給するであろう。ＨＣＣＩは最初は、低速で軽負荷に動力を供給するだけであり、エンジンに対して大きな要求がなされるときには、より大きな動力を供給するために、初期バージョンのエンジンが慣用のディーゼル燃焼を組み入れるであろう。」と予想している。この研究は更に、「フルモードのＨＣＣＩエンジンは最終的には初期混合モードＨＣＣＩ／ディーゼル技術に取って代わるであろう。」と予想している。
【０００４】
前述の改良された従来エンジンの複雑さを避けるために、研究員はＰＣＣＩ／ＨＣＣＩのための他のエンジン構造を詳細に調べた。フリーピストンエジンは元々可変ストロークを有し、従来のクランクシャフトエンジンの制約を回避する。実際のフリーピストンエンジンを発展させようとして、数十年間にわたって多くの研究がなされた。しかしながら、現在まで成功は限定されている。この従来の努力の多くは、２サイクルディーゼルエンジンに重点が置かれ、火花点火エンジンの研究は少なかった。液圧によって動力を出力するフリーピストン単シリンダエンジンを提供するための、INNAS Free Piston B.V.による最近の研究は、実際の２サイクルディーゼル、フリーピストンエンジンを提供するための努力の例である（米国特許第６，２７９，５１７ Ｂ１号明細書参照）。Sunpower Inc.は、米国特許第５，７７５，２７３号明細書と米国特許第６，０３５，６３７号明細書に開示されているように、可変弁動作式の火花点火フリーピストンエンジン構造を提案している。この場合、膨張ストロークは圧縮ストロークよりも長い（効率を高めるために）。オーストラリアのPembek Systems Pty Ltd.は、ハイブリッド電気自動車のための「フリーピストンパワーパック」を推奨する。この場合、対向した２個のピストン、２サイクル、フリーピストンエンジン（ディーゼルまたは火花点火式）の複合ユニットを使用する。このエンジンは一体の線形ジェネレータを備え、自己掃気を行う（米国特許第６，６５１，５９９ Ｂ２号明細書参照）。しかしながら、前述のものは現在まで、２サイクルフリーピストンエンジン性能の実質的な改良を実例で示していない。この改良により、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ変形された従来のエンジンを超える改良を与える技術に、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ変形が提供されるであろう。サンディアのヴァンブラリガンのような最近の分析的な取り組みは、フリーピストンエンジンにおいてＰＣＣＩ／ＨＣＣＩサイクルを使用し、結論を裏付ける。サンディアで開発中の２サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、速度範囲とスロットリングが更に制限され、類似の４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンと比べて、エミッションが多く、エネルギー密度が小さく（主として線形オルタネータに起因する）そして燃料消費が多い（主として、２サイクルエンジン特有の給気掃気作用制限に起因する）。Lotus Engineering Ltd.は英国のシェーフィールド大学（University of Sheffield）およびラフバラ大学（University of Loughborough）と合同で、一体の線形オルタネータ（サンディアの２サイクルユニットに形状が似ている）を備えた２シリンダ４サイクルフリーピストン線形エンジンを研究している。この場合、オルタネータ出力は動力／排気ストロークの間電気エネルギーとして（外部の貯蔵装置に）蓄えられ、そして吸気／圧縮および排気サイクルの間ピストンを駆動するためにオルタネータをモータとして回転させるために使用される（英国のシェーフィールド大学の２００５年４月のＭＩＲＡ会議の燃料電池およびバッテリ自動車工業学術ネットワーク（ＦＡＢＩＡＮ：Full Cell and Battery Vehicle Industry Academic Network）で行われたhttp://www.shef.ac.uk/fabian/stewart_ws5.pptのプレゼンテーション「４ストロークフリーピストンエネルギー変換器（Four Stroke Free Pison Energy Converter）」参照）。彼らの初期段階の研究は、このエンジンがＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ燃焼の使用を含む２サイクルフリーピストンエンジンに多くの改良を提供することを示している。しかしながら、提案されたエンジンは複雑であり、そして非常に高級でコストのかかるエネルギー変換回路と外部エネルギー貯蔵装置を備えた線形オルタネータ／モータを必要とする。更に、エンジンと複合支援装置のエネルギー密度が低い。
【０００５】
出力タービンで動力を取り出すディーゼル２サイクルフリーピストンガスジェネレータを開発するためのKvaerner ASAによる最近の研究は注目すべきである（http//:citeseer.csail.mit.edu/601185.html.で入手可能な「フリーピストンディーゼルエンジンの動特性と制御（Dynamics and Control of a Free piston Diesel Engine）」Johansen他、ノルウェー科学技術大学、エンジニアリングサイバネティクス部門、トロンハイム、Norway and Kvaerner ASA 技術部門、ノルウェー リサカー参照）。この研究は１９２５年、１９３５年および１９４１年の米国特許第１，６５７，６４１号明細書、米国特許第２，１６２，９６７号明細書、米国特許第２，５８１，６００号明細書に開示され、そして１９３０年代から１９６０年代までＧＭ、フォード、ジュンカース（Junkers）ほかによって更に研究が進められた元々ペスカラ（Pescara）による技術を利用している。この研究は更に、米国特許第４，８７３，８２２号明細書、ベナロヤ（Benaroya）１９８９年、発明の名称「内燃機関とタービンを備えたエネルギー発生設備（Energy Producing Installation with Internal Combustion Engine and Turbine）」に開示された内容に関する。Kvaerner 研究の目的は、ガスタービンのように軽くてコンパクトであり、船舶推進用途のためのディーゼルエンジンのように燃料消費が少ない（５０％効率）８ＭＷの定格をエンジンを作ることである。単シリンダ試験台エンジンからの初期結果は期待できるものである。
【０００６】
前述のエンジンの複雑さと制限は、ここに開示した４シリンダ、４サイクル、フリーピストン、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンによって克服することができる。このエンジンは４シリンダ、４サイクル、フリーピストン浮動ストローク（ＦＰＦＳ）、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ内燃、往復ピストンエンジンを提供する。以下において、本発明は１つ以上の次の用語、すなわちＦＰＦＳエンジン、本発明および本ＦＰＦＳエンジンによって区別されるであろう。
【０００７】
ここに開示したＦＰＦＳエンジンは図１６乃至２２に示すように、ガスジェネレータ／出力タービン構造を含んでいる。これは前述のKvaernerの出力タービン２サイクルフリーピストンエンジンの利点を保持するが、４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンのエミッションが少なく、燃料消費が少ないという利点を有する。
【０００８】
フリーピストンエンジンは、クランクシャフトＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンに関連する給気燃焼タイミングの問題を解決するが、回転動力を直接出力する手段を提供しない。ここに開示したＦＰＦＳエンジンは、フリーピストンエンジンの線形運動を直接使用するためあるいはこの線形運動を回転運動に間接的に変換するために種々の機構を使用することによって、前述の問題を解決する。
【０００９】
４サイクル構造のＦＰＦＳ ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、可変弁動作（ＶＶＡ：variable valve actuation）からＶＶＡが実際に必要になる程度まで大きな利益を得る。幾つかの可変弁構造が他人よって現在開発されている。その中で、Sturman Industries, Inc.、Grillの米国特許第６，８２０，８５６号（２００４年）；電子および電磁システム電磁弁駆動システムのための技術研究所のマサチューセッツ工科大学（２００４年第３５回年次ＩＥＥＥパワーエレクトロニクス専門家会議のために発行され、http://www.mit.edu/~djperrea/Publications/Conference%20Papers/cpPESC04p4838.pdfから入手可能である、ＭＩＴ論文「電気機械エネルギー弁駆動の設計および試験による評価（Design and Experimental Evaluation of An Electromechanical Engine Valve Drive）」参照）と、Johnson Cotrols（http://www.shef.ac.uk/fabian/mareky_ws4pdf.pdfから入手可能である、２００４年１０月１３日の英国シェーフィールドのシェーフィールド大学でのＭＩＲＡ会議におけるプレゼンテーション「電気機械式弁動作（Electromechanical Valve Actuation）」参照）が注目に値する。それにもかかわらず、図１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ及び１１Ｄに示されているように、ＶＶＡ機構がここに開示されている。このＶＶＡ機構は開発されている前述のものに類似する性能を提供し、開発されているものよりも実施コストが安くなりそうである。
【００１０】
エミッションを減らし、効率を高めるように既存のエンジン技術を改良するために多数の研究がなされている。例えば、ARES，ARICE，Freedom Car，Advanced Heavy Hybrid，21st Century Truck Program等。更に、ピーク圧力を上昇させることによってディーゼルエンジン効率を高めるための長期間の研究がなされている。フィンランドのヘルシンキ大学におけるTEKES ProMOTORによる研究では、非常に高い作動圧力を含む、極端なエンジン作動パラメータが詳細に研究されている（http://www.icel.tkk.fi/eve/ICEL_Final_report.pdf.から入手可能である、TUKEVAのフィンランドアカデミーのTEKES ProMOTORによる、２００３年９月３０日の「ピストンエンジンの極値、最終リポート（Extreme values of the piston engine - Final Report）」参照）。エンジンのガスパワーサイクル効率が主としてエンジン平均有効圧力に関係していることが理解される（より高い圧力はより高い効率を生じる）。この平均有効圧力は更に、エンジン要素設計および入手可能な材料、特にクランクシャフトの設計および材料によって制限される。前の研究では、この極端な条件でエンジンの更なる開発を制限する要因の１つとして、このような高圧作動による増大した負荷を、クランク軸が支持できないことを挙げている。このような負荷によって要求されるクランク軸の大きさは大幅に増大し、クランク軸の大きさは結局、エンジン作動圧力を更に高める制限要因である。出力タービンのような間接的な動力取り出し法を使用する、Kaevernerによって開発されたまたはここに開示されているようなエンジン構造を使用することにより、クランク軸の制限は回避される。注意：図１６乃至２２に示すような、ここに開示した構造の場合、ピストン連結要素１，２４，２５，２６，４５及び４６は出力負荷を支持しないがしかし、その代わりに、シリンダの圧力によって要求される、圧縮ストロークよりもはるかに小さな負荷を支持する（そして排気ストロークの負荷を圧送する）。これは、高い作動圧力が容易に得ることができるので、エンジン効率を改善するという重要な利点がある。
【発明の開示】
【００１１】
本発明の全体的な目的は、４サイクルエンジンにおいて、２サイクル、線形、フリーピストン、予混合気圧縮点火（ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ）エンジンの可変「浮動」ストローク能力（ひいては可変圧縮比）を提供することである。２サイクル線形フリーピストンＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンについて前述したように、作動速度範囲が元々制限され、スロットルターンダウンが制限される。４サイクルエンジンにおいて浮動ピストンが使用されると、これらの制限が弱められ、エミッションが減少する（２サイクルエンジンに対して）。しかしながら、４サイクルＰＣＣＩエンジンは、これまでの開発のように、きわめて複雑な制御を必要とする。この制御はこのエンジンで使用される典型的なクランク軸構造に関連する一定の圧縮比によって要求される。本ＦＰＦＳエンジンは図２，３，４，６，７，８，９，１０，１８及び１９に示されているように、４サイクルＰＣＣＩエンジンで一般的に使用される従来の回転クランク軸を、浮動ストロークを得るようにピストンを連結する手段と置き換えるための機構を開示している。
【００１２】
本ＦＰＦＳエンジンの可変ストローク特性は、可変弁作動（ＶＶＡ）によって最も良好に実行される。というのは、本ＦＰＦＳエンジンの不確定のストローク長さは、従来のエンジンで見られる一定弁開閉時期を使用することが困難であるからである。電気油圧作動弁はＶＶＡを達成するための好ましい手段である。なぜなら、各弁が独立したアクチュエータを備えているからである。しかしながら、本発明は図１１Ａ，１１Ｂ，１１Ｃ及び１１Ｄに示すような、各シリンダのためのモータ駆動カム軸を使用する代替的なＶＶＡ手段を開示している。
【００１３】
本ＦＰＦＳエンジン作動の重要な要素は、排気弁の適切な開放時期である。排気弁が膨張サイクルの前に開放し得ると、他のシリンダの圧縮サイクルが給気の点火ポイントに充分に追いやられ、それ故エンジンが連続的に作動しなくなる。所望な弁タイミングの達成を補助するために、本発明は図２に示すように、各々のシリンダで点火検出センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄの使用を開示する。好ましくは圧電圧力変換器、イオンセンサ、高速熱電対または高速ＵＶ火炎センサである。点火センサは図１２に示すように、点火が起こるときに、エンジン制御装置に信号を送る。この信号のタイミングは、慣用のエンジンセンサからのデータと関連して、シリンダ内の排気弁を開放するための制御アルゴリズムによって使用される。本発明は更に、図１３に示すように、適応制御方法を開示している。この適応制御方法は、点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄ、すなわち給気点火ポンプで現在の圧縮比を決定するための情報（およびピストン位置のような慣用センサデータ１１）を使用する。この情報はピークエンジン性能を絶えず得るように弁動作パラメータ（開放時期、開放時間、開放高さ等）を変更するために、制御装置で使用される。この適応制御装置を最適に使用するために、使用される燃料の特性を制御装置メモリ内に記憶させる必要があることと、マイクロプロセッサに基づく制御が好ましいこと（既存のエンジンでは一般的なことである）が予想される。
【００１４】
可変ストローク長さによって強いられる制約と、次の圧縮サイクルを行うための膨張サイクルの要求に起因して、本ＦＰＦＳ４サイクルエンジンは４シリンダに限定される。例えば、ＦＰＦＳエンジンエンジンの８シリンダバージョンでは、２個のシリンダが共に圧縮ストロークにある。両シリンダが同時に自動点火を行うことは実現しそうにない。一方がミスファイアすると、出力が大幅に低下し、燃料消費とエミッションが増大する。本ＦＰＦＳエンジンのシリンダ構造は従来のエンジンで使用される一般的な直列、水平、Ｖ等（図示していない）とすることができるがしかし、フリーピストンの線形振動または枢着軸運動対回転クランク軸の大きなフレキシビリティに起因して、図１６乃至２０に示すような、図示したクワッドシリンダ配置のような一般的でない他の配置構造を使用することができる。注意：液圧ポンプまたは電気ジェネレータのようなマルチ４シリンダエンジンの出力部は、単一の大型４サイクルエンジンによって達成される出力よりも高い出力を提供するために、一緒に連結可能である。このマルチエンジン構造の利点は、低負荷時にグループ内の１個以上のエンジンを停止することによってエンジングループを絞ることができることにある。それによって、単一大型エンジンの絞りよりも改善された効率が提供される。マルチエンジングループ内で、累積作動時間および／または各エンジンから生じる動力を追跡し、摩耗が均等に分配されるように、各エンジンによって生じる作動時間または合計ｋＷを等しくするために、グループ内の各エンジンをある時間にわたって周期的に動かす。更に、発達した問題を有するがしかし使いやすいマルチエンジングループ内のエンジンは、動力発生を個別的に制限可能である。
【００１５】
フリーピストン浮動ストローク４シリンダエンジンで機能を発揮するために、ストロークが長すぎる連接棒を備えた従来のクランク軸型構造を形成することができるが、必要とされないし、副次的な最適解決策である。
【００１６】
ＦＰＦＳエンジンから動力を直接取り出すための好ましい浮動ストローク機構は、ピストン連接棒を取付けるための、図１０Ａ及び１０Ｂに示すような線形振動軸または図１乃至８に示すような揺れ腕を備えた枢着軸である。ＦＰＦＳの前の構造では、２つの振動ピストン対の同時線形運動が可変容積ピストンポンプまたは圧縮機または線形オルタネータを直接駆動するために使用可能である。あるいは後者では、ピストン対の線形振動が枢着（揺れ）軸出力に変換される。この枢着軸は回転しないがその代わりに時計回りに振動し、従って反時計回りに各エンジンサイクルによって部分回転する。２セットの揺れ腕を備えた枢着軸は２つのピストン対を互いに連結するために使用され、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動と反対向きである（前の構造における一緒に動くピストン対とは対照的に）。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕ストロークによって制限されないほど充分に長い。注意：４シリンダＦＰＦＳエンジンでは（従来の４シリンダエンジンのように）、各圧縮サイクル、膨張サイクル、排気サイクルおよび吸気サイクルが１つのシリンダまたは他のシリンダ内にいつでも存在する。１つのシリンダの膨張サイクルは他のシリンダの圧縮サイクルを駆動する。従って、ピストン移動長さは常に圧縮サイクルの圧力によって制約される。例えば膨張サイクルでの他のピストンのストローク長さは、シリンダ内、それ故圧縮ストローク内の点火によって測定される。圧縮点火は一連のエンジンおよび給気パラメータの関数である。このパラメータはサイクル毎にある程度変化する。従って、所定のすべてのサイクルのストローク長さは、給気点火が行われるまで不確かである。各ピストン圧縮ストローク長さは、他のものとは無関係であり、ピストン運動は機械的なストローク長さ制限によって全く影響を受けない。本発明によって開示した機構は、各圧縮サイクルの給気を点火するために必要な圧縮比に従って、すなわち他のシリンダ圧縮ストロークには完全に依存しないで、ストローク長さを変更または「浮動させる」ことができる。ピストンは、圧縮サイクルの給気圧力によって制約されなければ（通常は給気点火が続く）、最終的にシリンダヘッドに衝突して停止するであろう。
【００１７】
既存のフリーピストンＰＣＣＩエンジンによって既に実証されているように、非常に高い圧縮比を得ることができる。これはエンジン効率を改良し、多くの異なる燃料の特性に適応することができる。非常に希薄な燃料混合物が使用可能であると、エミッションが少ない。これは本ＦＰＦＳエンジンのケースである。線形ピストンエンジンによってあるいは急速圧縮膨張機械を使用する研究室実験において得られる点火と類似する、真の予混合気圧縮点火は、本ＦＰＦＳエンジンで得ることができる。多くの用途において、振動軸はここに開示するように、エンジンから動力を取り出すために効果的に使用可能である。しかしながら、幾つかの用途の要求は回転運動の使用によって良好に満たされることに留意すべきである。本ＦＰＦＳエンジンから回転運動を得るための好ましい手段は、出力タービンのためのガスジェネレータとしてＦＰＦＳエンジンを使用することである。エンジンからエネルギーを取り出すためにタービンを使用する、オットーサイクルとディーゼルサイクルのフリーピストンエンジンは、発明の背景で述べたように、以前に製造された。しかしながら、出力タービンでエネルギーを取り出す本ＦＰＦＳ ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンはユニークである。図１４及び１５に示すような、振動軸および／または枢着軸から動力を直接取り出す手段と、図１６乃至２０に示すような、出力タービンから動力を直接取り出す手段は共に、本ＦＰＦＳの一部としてここに開示されている。
【００１８】
ある期間従来のエンジンでそうであったように、ターボ過給と機械式過給は共に、図１６乃至１９に示すように、本ＦＰＦＳエンジンに効果的に適用可能である。図２０乃至２２に示すように、どちらも中間冷却と共にあるいは中間冷却なしに行うことができる。
【００１９】
ある期間従来のエンジンでそうであったように、ＦＰＦＳエンジンからの廃熱を種々の方法で回収することができる。回収されたエネルギーは熱ネルギーの形態で直接使用可能であるかあるいは二次プロセスによって他の形態に変換される。これらの代替的なエネルギーの最も一般的な形態は電気である。エンジン廃熱から作られる電気エネルギーは、複合サイクル、一般的にはジェネレータを駆動するランキンサイクルまたは有機的ランキンサイクル（ＯＲＣ）を使用する。熱電を含む他の方法が使用可能である。両方共、本ＦＰＦＳエンジンと共に使用可能である。シロキサン流体を使用するＯＲＣのユニークな形態は、図２２に示すように、このエンジンの出力パワータービン変形の温度出力特性に良好に適合する。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【図１Ａ】図１Ａは、各シリンダ内に２個の背中合わせピストンを備えた２個の平行シリンダからなるエンジンブロック構造と共に、可変（浮動）ピストンストロークを有する、４シリンダ、４サイクル、予混合気圧縮点火、フリーピストン、内燃機関コア（空気と燃料の吸入要素を備えていない）からなる、本発明の最も好ましい実施の形態の正面図である。
【図１Ｂ】図１Ｂは、図１Ａに示した本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の平面図である。
【図１Ｃ】図１Ｃは、図１Ａに示した本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の右側面図である。
【図２】図２は、図１Ｂのエンジンの垂直切断面Ａ−Ａに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の部分断面図である。上側と下側のピストン対は連接棒によって、枢着軸に固定された揺れ腕に連結されている。４ピストンのフルストローク位置が示してある。更に、可変弁開閉時期が、電子適応制御装置と電気油圧式弁作動装置によって行われている。
【図３】図３は、４ピストンの中間ストローク位置を示す、図１Ｃのエンジンの垂直切断面Ｂ−Ｂに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の部分断面図である。
【図４】図４は、４ピストンのフルストローク位置を示す、図１Ａのエンジンの上側ピストン対の中心線を通る切断面Ｃ−Ｃに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の断面図である。
【図５】図５は、左側シリンダヘッドの表面の、図１Ａの垂直面Ｅ−Ｅに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の端面図である。
【図６Ａ】図６Ａは、スタータモータをエンジンに連結する歯車装置を示す、図１Ｂの垂直面Ｆ−Ｆに沿った、本発明の最も好ましい実施の形態の断面図である。
【図６Ｂ】図６Ｂは、左シリンダ列の方に見た、図１Ａの中心線Ｄ−Ｄに沿った本発明の最も好ましい実施の形態の垂直断面図である。
【図７Ａ】図７Ａは、図７Ｂに示した本発明の好ましい第２実施の形態の二重ピン揺れ腕の詳細図である。
【図７Ｂ】図７Ｂは、二重ピン揺れ腕を用いた代替的な連接棒連結法と、中間ストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第２実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図７Ｃ】図７Ｃは、４個全部のピストンがフルストローク位置にある、本発明の好ましい第２実施の形態の、図７Ｂに示したものと同じ図である。
【図８Ａ】図８Ａは、連接棒と揺れ腕の間にスコッチヨーク機構を用いた代替的な連接棒連結法と、フルストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第３実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図８Ｂ】図８Ｂは、４個全部のピストンが中間ストローク位置にある、本発明の好ましい第３実施の形態の、図８Ａに示したものと同じ図である。
【図９Ａ】図９Ａは、揺れ腕と枢着軸の代わりにラックアンドピニオン機構を用いたシリンダ対の代替的な連結法と、中間ストローク位置にある４個全部のピストンを示す、本発明の好ましい第４実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図９Ｂ】図９Ｂは、ピストン対が剛性の連接棒によって連結された、図９Ａに示した実施の形態に類似する本発明の好ましい第５実施の形態の断面図である。
【図１０Ａ】図１０Ａは、シリンダ対の連結がピストン対を相互連結するために使用される２個の液圧ピストンからなり、４個すべてのピストンが中間ストローク位置にある、本発明の好ましい第６実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図１０Ｂ】図１０Ｂは、ピストン対が中実のタイバーによって相互連結されている、本発明の好ましい第７実施の形態の、図３と同様な断面図である。
【図１０Ｃ】図１０Ｃは、中実のタイバーによって相互連結された、本発明の好ましい第７実施の形態のピストン対の拡大図である。
【図１０Ｄ】図１０Ｄは、２つのピストン対が中実のタイバーによって相互連結されている、図１０ＣのＡ−Ａ線に沿った、本発明の好ましい第７実施の形態の断面図である。
【図１１Ａ】図１１Ａは、ステッピングモータによって駆動される各シリンダ用の１本のカム軸を使用する代替的弁作動機構を有する、本発明の好ましい第８実施の形態の、下側シリンダとシリンダヘッドの中心を通る図１１ＢのＡ−Ａ線に沿った水平断面図である。
【図１１Ｂ】図１１Ｂは、弁カバーを取り外した、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの平面図である。
【図１１Ｃ】図１１Ｃは、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの左側面図である。
【図１１Ｄ】図１１Ｄは、本発明の好ましい第８実施の形態のシリンダヘッドの右側面図である。
【図１２】図１２は、適応電子制御装置と可変弁調時装置を使用する、本発明のエンジンの最も好ましい実施の形態の制御要素の概略図である。
【図１３】図１３は、本発明の適応エンジン制御の最も好ましい実施の形態のブロック図である。
【図１４Ａ】図１４Ａは、ピストンが左側のフルストローク位置にある、図１乃至１０の本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した、揺れ腕と枢着軸の機構を使用する圧縮機の断面図である。
【図１４Ｂ】図１４Ｂは、ピストンが右側のフルストローク位置にある、図１４Ａと同様な図である。
【図１５Ａ】図１５Ａは、揺れ腕がドライバヘッドに対して傾斜した角度の位置にある、図１乃至１０に示した本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した線形オルタネータの断面図である。
【図１５Ｂ】図１５Ｂは、揺れ腕がドライバヘッドに対してほぼ平行な位置にある、図１乃至１０に示した本発明のエンジンの好ましい実施の形態の枢着軸による直接駆動に適した線形オルタネータの断面図である。
【図１６Ａ】図１６Ａは、図１のエンジンの変形を含む、本発明のエンジンの好ましい第９実施の形態の平面図であり、この実施の形態はエンジン軸から動力を取り出さないで、エンジン排ガスによって駆動される出力タービンから取り出し、エンジンと出力タービンの間に配置されたターボ過給器を備え、この配置構造の場合ピストンエンジンが高圧ガスジェネレータとして機能し、ピストン対が四角形に配置され、各ピストン対のために別個の揺れ腕が設けられている。
【図１６Ｂ】図１６Ｂは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の側面図である。
【図１７Ａ】図１７Ａは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の左側面図である。
【図１７Ｂ】図１７Ｂは、図１６Ａに示した好ましい第９実施の形態の右側面図である。
【図１８Ａ】図１８Ａは、図１７Ａに示した好ましい第９実施の形態の左側面図に類似する側面図であるが、弁カバーが取り外してある。
【図１８Ｂ】図１８Ｂは、図１６Ａに類似する、好ましい第９実施の形態の平面図であるが、エンジン上側ピストン対の中心線に沿って水平に切断した断面を示す。
【図１９Ａ】図１９Ａは、図１６Ｂに類似する、好ましい第９実施の形態の側面図であるが、ピストン対の中心線に沿って垂直に切断した断面を示す。
【図１９Ｂ】図１９Ｂは、図１７Ｂに類似する、好ましい第９実施の形態の右端面図であるが、クランクケースカバーが取り外してある。
【図２０】図２０は、本発明のエンジンの好ましい第１０実施の形態の平面図であるが、図１６乃至１９に示したターボ過給器の代わりにスーパーチャージャーを備え、このスーパーチャージャーに関連してインタークーラが使用されている。
【図２１Ａ】図２１Ａは、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の左端面図である。
【図２１Ｂ】図２１Ｂは、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の側面図である。
【図２２】図２２は、図２０に示した好ましい第１０実施の形態の概略的な複合サイクルバージョンであり、エンジン冷却ジャケットと排気からエネルギーを回収するために有機的なランキンサイクルが使用される。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
既存のＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ設計の複雑さ、敏感度および費用加算を避けつつ、エンジン効率を改善しかつエミッションを低減するために、内燃往復ピストンエンジンにおいて予混合気圧縮点火を容易にすることは、本発明のために４サイクル、４シリンダ、フリーピストンエンジン構造を使用する判断基準である。ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩを４サイクル、４シリンダ、フリーピストンエンジンに適用することは大変珍しいことである。ここに開示するように、本発明の前述の目的を達成し、本発明の種々の実施の形態を提供する多様なエンジン幾何学的形状が存在する。従って、図１乃至１０及び図１６乃至２０は、種々のピストン構造および動力取り出し法を有する本発明の多数の好ましい実施の形態を示している。図１乃至７は種々の連接棒２５を介して枢着軸１に連結されたピストン２３を有する「平型」４シリンダブロック２を示している。この枢着軸は直接的な動力取り出しを提供する。図１６乃至１９は４シリンダ「クワッド」ブロック１６０１を示している。そのピストン２３は連接棒２５を介して連結されているが、動力取り出しは間接的に行われる。図８は、連結リンク８１との連結部であるピストン２３型の「スコッチヨーク」８２，８３と揺れ腕８４とを使用する（図１において番号２で示す）平型ブロックの幾何学的形状を描写している。図９はピストン２３を連結して一対にするラック９２と、ピストン対を相互連結するピニオン９１を示している。図１０Ａはピストン対を形成するためにタイロッド１００１によってピストン２３に相互連結された液圧ピストン１００３を示している。図１０Ｂ及び１０Ｃでは、ピストン２３がロッド１０１０によって連結されて対をなしている。そして、ピストン対は中実のタイバー１０１１によって相互連結されている。ここに図示したこれらの方策が、並行往復運動または対向往復運動を提供するためにピストン２３とピストン対を連結および相互連結する手段を網羅するものではなく、浮動の「ストローク」の提供要求を満たすメカニズムの種々の例を示すのに役立つにすぎないことに留意することが重要である。
【００２２】
直接的な動力取り出しは、（被駆動出力装置にとって可変ストローク長さが容認されれば）図１０に示すような１０１１の線形振動から、あるいは図１乃至９に示すような枢着軸１から行うことが可能である。図１４及び１５はそれぞれ、可変ストロークピストン型のコンプレッサと、可変ストローク線形オルタネータを示している。線形液圧ポンプと線形オルタネータは、線形フリーピストンエンジンから動力を取り出すためのよく知られた手段である。一方向またはオーバーランニングクラッチまたは伝動装置のような種々の機械的な直接動力取り出し手段が考えられる。
【００２３】
間接的な動力取り出しは、図１６乃至２２に示すように、エンジン排気部において出力タービンを使用することによって最適に達成される。この間接的な動力取り出し方法は、より高いエンジン圧力が発生するときには、直接的な動力取り出しと比べてかなり有利である。クランクシャフトによって課せられる制約条件を除去し、従来のエンジンのロッドを連結することにより、一層高いピーク圧力に耐えることができる。更に、出力タービンの効率は圧力の上昇と共に高まる。加えて、出力タービンはピストン単独の場合よりも高い割合のエネルギーを回収する（従って、ターボ過給および最近は複合ターボ過給が一緒に使用される）。図１１は各シリンダのためにステッピングモータまたはトルクモータで駆動されるクランクシャフトを用いた可変弁作動機構を開示している。図１２及び１３は弁開閉時期を最適化するために適応エンジン制御を示している。
【００２４】
正面図の図１Ａ、平面図の図１Ｂおよび右側面図の図１Ｃに示すように、エンジン動力出力は、枢着軸１から取り出される。この枢着軸は、従来の往復ピストンエンジンの回転運動とは異なり、振動運動を生じる。エンジンは、左側のシリンダブロック２Ａと、右側のシリンダブロック２Ｂと、左側のシリンダヘッド３Ａと、右側のシリンダヘッド３Ｂと、左側の弁カバー４Ａと、右側の弁カバー４Ｂを備えている。４シリンダの各々は空気／燃料混合気の吸気ポートと排気ポートを備えている。シリンダ１の吸気ポートは５Ａで、シリンダ２の吸気ポートは５Ｂで、シリンダ３の吸気ポートは５Ｃでそしてシリンダ４の吸気ポートは５Ｄで示してある。シリンダ１の排気ポートは６Ａで、シリンダ２の排気ポートは６Ｂで、シリンダ３の排気ポートは６Ｃでそしてシリンダ４の排気ポートは６Ｄで示してある。前側軸受と枢着軸シール７のためのハウジングはその中に配置された前軸シール止め１２を備えている。エンジンオイルパン／オイルサンプ８は各シリンダブロック２Ａ及び２Ｂの下側区間内に設けられている。オイルポンプ９はオイルパン／オイルサンプの外側に取付けられ、モータで駆動される。エンジンスタータモータ１０はオルタネータとして機能することができる。枢着軸１の位置は角度センサ１１によって測定される。エンジン冷却液はシリンダブロック２Ａ及び２Ｂとシリンダヘッド３Ａ及び３Ｂを通って循環し、そして入口／出口１３を経て外部の熱交換器に達する。
【００２５】
図２は図１Ａに示すような正面図であり、断面Ａ−Ａを示している。これは、シリンダの垂直面を通りピストンの外周をまわるエンシンブロック中心線に沿って見た図である（図１Ｃに示した断面Ａ−Ａ参照）。注意：弁アクチュエータと点火センサを示すために、弁カバーを取り外してシリンダヘッドが示してあるが、断面図ではない。既存の４サイクルディーゼルエンジンで使用されるものに類似する従来型のピストンとシリンダが使用されている。シリンダ１，２，３及び４のためのピストンはそれぞれ、２３Ａ，２３Ｂ，２３Ｃ及び２３Ｄによって示してある。連接棒２５Ａ及び２５Ｂの反対側の端部に配置されたピストン２３Ａ及び２３Ｂはピストン対であり、連接棒２６Ａ及び２６Ｂの反対側の端部に配置されたピストン２３Ｃ及び２３Ｄは第２のピストン対である。シリンダ１，２のための前側と後側の揺れ腕２６Ａ及び２６Ｃ（見えない）は、シリンダ３及び４のための前側と後側の揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄ（図２では見えない、図３参照）に直接向き合わせて、枢着軸１に取付けられている。連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄはピン２７Ａ及び２７Ｂによって各揺れ腕に取付けられ、そしてピン２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃ及び２４Ｄによって各ピストンに取付けられている。この連結方法により、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動に対して反対向きになるように、２つのピストン対が連結される。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕の動きによって制限されないように十分な長さである。注意：４サイクル、４シリンダエンジンでは、圧縮、膨張、排気および吸気の各サイクルが一方のシリンダまたは他方のシリンダにおいて常に存在する。一方のシリンダの膨張サイクルは圧縮サイクルの他方のシリンダを駆動する。従って、ＦＰＦＳエンジンでは、ピストン移動距離は常に圧縮サイクルの対向圧力によって制限される。排気サイクルにおけるピストンのストロークの長さはシリンダ内、ひいては圧縮ストローク内の点火によって決定される。圧縮点火は、サイクルからサイクルまである程度変化する一連の空気／燃料パラメータの関数である。所定のすべてのサイクルのストロークの長さは、給気の点火が行われるまでは不確定である。各ピストン圧縮ストローク長さは他のピストン圧縮ストローク長さとは無関係であり、ピストン運動は機械的ストローク長さを全く制限されない。このメカニズムは、各圧縮サイクルの給気を点火するために必要な圧縮比に従って、他のシリンダ圧縮ストロークとは完全に無関係に、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。ピストンは、圧縮サイクルの給気圧によって制限されなければ、最終的にはシリンダヘッドにあたって停止する。フリーピストン浮動ストロークによって非常に高い圧縮比（および自動点火温度）が得られる。それによって、エンジン効率が改善され、多くの異なる燃料の特性に適応する。しかしながら、フリーピストンＰＣＣＩまたはＨＣＣＩのより高い潜在的効率は、エンジン圧縮比自体の結果ではない。この種のエンジンの潜在的に大きな効率は、（他の種類の内燃往復ピストンエンジンによる可変容積燃焼とは対照的に）このエンジンで生じる定容積燃焼の結果として得られる膨張比に起因している。定容積燃焼は、圧縮点火デトネーションにかかる時間の間にピストンが動く（容積を増大する）時間がないほど、ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンで起こる圧縮点火デトネーションが速いという事実に起因して起こる。注意：ＰＣＣＩ／ＨＣＣＩエンジンは、火花点火時期または燃料噴射時期のような従来エンジンの問題点によって制限されないので、元々多種の燃料で作動可能である。
【００２６】
線形ピストンエンジンによってあるいは高速圧縮膨張機械を用いた実験室試験で得られる圧縮点火に類似する、真の予混合気の圧縮点火は、ＦＰＦＳエンジンで得られる。これはきわめて希薄な燃料混合物の使用を可能し、その結果エミッションが非常に少なく、高効率である。
【００２７】
２サイクル線形フリーピストンエンジンは、速度範囲と出力低下が非常に制限されることが判った。他方では、４サイクルＰＣＣＩ／ＨＣＣＩ回転軸エンジンは、一定のストロークを有するために、燃料特性および周囲状態変化に対してきわめて敏感である。これらのエンジンを機能させるには、入念な給気状態監視および制御を行わなければならない。ここで紹介されるＦＰＦＳエンジンは前記の制限や拘束に無関係であり、広い速度および出力範囲にわたって機能することができる。
【００２８】
しかしながら、ＦＰＦＳエンジンの可変ストローク特性は、可変弁構造の使用によって大きな利益を得る。更に、エンジンに課せられた負荷が、変化するストロークに適応しなければならないかまたはエンジンから間接的な方法で動力を取り出さなければならない。
【００２９】
Sturman Inc.によって提供されるような電気油圧式可変弁構造体が図２に示してある。各弁は独立したアクチュエータを備えている。シリンダ１，２，３及び４の排気弁はそれぞれ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄによって表されている。シリンダ１，２，３及び４の給気弁アクチュエータはそれぞれ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄによって表されている（この図には示していない）。各シリンダは点火検出センサ、好ましくは圧電式圧力変換器またはＵＶセンサを備えている。シリンダ１，２，３及び４のための点火センサはそれぞれ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄによって表されている。弁作動の重要な要素は、排気弁の適切な開放時期である。もし排気弁が一方のシリンダ内で膨張サイクルの前に充分に開放すべきであると、他のシリンダ内の圧縮サイクルを給気の点火時期まで進めること、ひいてはエンジンの連続的な作動は達成されないであろう。所望な弁開閉時期を達成するために、点火を行う時に点火センサは制御装置に信号を送る。この信号の時期は、従来のエンジンセンサからのデータと共に、シリンダ内の排気弁を開放するために制御装置で使用される。全部揃った制御機能については詳しく後述する。
【００３０】
図３は図１ＡのＢ−Ｂ線に沿った断面図であり、揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄを示している。ピストンが図２に示したフルストローク位置から図３に示した中間ストローク位置まで移動するときの、ピストンと連接棒と揺れ腕と枢着軸の間の相対運動が示してある。ピストンに対する連接棒の横方向／側方運動は、回転クランク軸および連接棒を備えた従来の往復エンジンの運動よりもかなり小さいことに留意すべきである。小さくなったこの横方向／側方運動は、ピストンに対する側方スラストを低減し、かつピストンおよび揺れ腕と相対的な連接棒の動きを小さくする。それによって、これらの構成部品の摩耗が（従来エンジンと比べて）小さくなる。
【００３１】
図４は上側シリンダの中心線を通る図１ＡのＣ−Ｃ切断面に沿った水平断面図である。図示のシリンダはフルストローク位置にある。連接棒２５Ａ及び２５Ｂを揺れ腕２６Ａ，２６Ｂ及びピン２７Ａにどのように取付けるかについて留意すべきである。２５Ａのこの端部は二叉に分かれ、２５Ｂの対応する端部が２５Ａの２つの側の間に嵌め込まれる。これらの端部はそれぞれ軸受４６Ａ及び４６Ｂによって保持されたピン２７Ａに支持されている。連接棒２５Ａ及び２５Ｂの反対側の端部はそれぞれ軸受４５Ａ及び４５Ｂによって保持されたピストンピン２４Ａ及び２４Ｂに支持されている。この図において、前側の軸受兼シールハウジング７と後側の軸受兼シールハウジング４１は後側軸受兼シールハウジング保持板４２と共に見ることができる。扇形始動ギヤ４３と扇形始動ギヤ保持板４４も見える。この図には示されていないが、下側シリンダのための連接棒と揺れ腕とピストンも同じように、軸受４５Ｃ，４５Ｄ，４６Ｃ及び４６Ｄによって連結及び支持されている。
【００３２】
図５はシリンダヘッド３Ａとシリンダブロック２Ａの接続部における、図１ＡのＥ−Ｅ線に沿った垂直断面図である。弁２０Ａ，２０Ｃ，２１Ａ及び２１Ｃ相互の位置および点火センサ２２Ａ，２２Ｃに対する弁の相対位置が示してある。
【００３３】
図６Ａは、始動ギヤハウジングを通る図１ＡのＦ−Ｆ線に沿った垂直断面図である。扇形ギヤ４３は枢着軸１の端部に取付けられ、スタータモータスプロケット６８によって駆動される。角度センサ１１は枢着軸角度を測定し、信号をエンジン制御装置に連続的に送る。扇形ギヤ４３が移動距離の端部近くに達し、それに伴いピストンが最大ストローク位置に達すると、制御装置はスタータモータの方向を逆転する。ここに示されたスタータは、モータとスプロケットギヤの間に遊星歯車式減速装置を備えた高速の永久磁石または切換えリラクタンスモータである。エンジンが始動するとき、スプロケットは慣用の機構によってかみ合いを外される。
【００３４】
図６Ｂはシリンダブロック２Ａの左側の方を見た、シリンダ２Ａ及び２Ｂの間の図１ＡのＤ−Ｄ線に沿った垂直断面図である。この図は前側と後側のシール保持板１２及び４２と共に、前側と後側の軸受兼シールハウジング７及び４１内の前側と後側の軸シール６２Ａ及び６２Ｂ、前側と後側の軸受６３Ａ及び６３Ｂおよび前側と後側のスラスト座金６４Ａ及び６４Ｂの配置を示している。更に、揺れ腕スペーサ６５と揺れ腕位置決めピン６６は、枢着軸１に対する揺れ腕の幾つかの取付け方法のうちの一つを示している。潤滑油はオイルポンプ９によってフィルタ６１を通して取り出され、そして回転往復エンジンで使用される慣用の方法を用いて、枢着軸、揺れ腕、ピンおよび連接棒内の通路（図示していない）を通って分配される。枢着軸１上に扇形始動ギヤ４３を保持するための締付け板４４と保持ねじ６７が明瞭に示してある。
【００３５】
図７Ａは、図２及び３に示した２６Ａ，２６Ｃと２６Ｂ，２６Ｄに代わる、後側と前側の代替的な二重揺れ腕構造７１Ａ，７１Ｂ（上側）と７１Ｃ，７１Ｄ（下側）を示している。この構造では、各連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄはそれぞれ分離された連接ピン７２Ａ，７２Ｂ，７２Ｃ及び７２Ｄを備えている。これにより、図４に示すように、連接棒を二叉に形成する必要がなくなる。
【００３６】
図７Ｂは中間ストローク位置にあるピストンを示す、図３の断面Ｂ−Ｂに似ている。しかし、二重揺れ腕７１Ｂ／Ｄが使用されている。
【００３７】
図７Ｃは図７Ｂに似ているがしかし、（図２に示すように）フルストローク位置にあるピストンを示している。
【００３８】
図８Ａは、代替的な連接棒連結方法を示す、図３と同様な断面図である。この連接棒連結方法は連接棒と揺れ腕の間にスコッチヨーク型の機構を使用している。ピストンはフルストローク位置にある。ピストン２３Ａ／２３Ｂ及び２３Ｃ／２３Ｄの間の連接リンク８１Ａ（シリンダ１と２）及び８１Ｂ（シリンダ３と４）はそれぞれ、リンクに対して垂直に固定されたリンクピン８２Ａ（シリンダ１と２）及び８２Ｂ（シリンダ３と４）を備えた剛性部材である。リンクピン８２Ａ及び８２Ｂはそれぞれ、スライダ８３Ａ及び８３Ｂに結合している。スライダ８３Ａ（シリンダ１と２）及び８３Ｂ（シリンダ３と４）はそれぞれ、揺れ腕８４Ｂ及び８４Ｄ内に切り込まれた軌道内を移動する。これにより、特別な用途においてピストンに対する側方の力を更に減少させることが望ましいときに、揺れ腕と枢着軸機構がスコッチヨーク機構に容易に適合可能である。
【００３９】
図８Ｂは図８Ａに似ているが、ピストンは中間ストーク位置にある。図８Ａと比べて、スライダ８３Ａ及び８３Ｂが揺れ腕２６Ｂ及び２６Ｄに沿って内側に移動していることに留意すべきである。
【００４０】
図９Ａは図３と同様な断面図であるが、シリンダ対を連結する代替的な方法を示している。揺れ腕と枢着軸の代わりに、ラックアンドピニオン機構が使用される。この構造の場合、ピニオンギヤ９１が枢着軸１に固定され、連結リンク９２Ａ及び９２Ｂの２個のラック歯車にかみ合っている。連結リンク９２Ａ及び９２Ｂはそれぞれ上側ピストン２３Ａ及び２３Ｂを、そして下側ピストン２３Ｃ及び２３Ｄを連結している。上側ピストンセットによる運動は、ピニオンギヤ９１の回転を生じる。この回転は更に、下側ピストンセットによる反対向きの直接比例する運動に変換される。この機構は、各圧縮サイクルで給気を点火するために要求される圧縮に従って、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。これは、揺れ腕および枢着軸機構と同じように、他のシリンダの圧縮ストロークとは完全に無関係に行われる。ピニオンギヤ９１によってリンク９２Ａ及び９２Ｂに付与されるスラスト荷重を支持するためのカム従動子型のころ軸受９３Ａ，９３Ｂ，９３Ｃ及び９３Ｄが示してある。この構造は前に示した揺れ腕および枢着軸機構よりも一層コンパクトなユニットを生じる。しかし、ラックアンドピニオンのギヤ材料とギヤ寸法は、高いピーク力を支持するのに充分であるように注意深く選定すべきである。
【００４１】
図９Ｂはリンク９４Ａ及び９４Ｂがピストンに固定連結されている点を除いて図９Ａと同じである。これはピストンピン２４Ａ，２４Ｂ，２４Ｃ及び２４Ｄを不要にする。ピストン対の固定連結はピストン側部の遊びとそれに関連する摩耗を低減する。しかしながら、ピストンとシリンダの許容誤差が厳しくなり、この構造の場合、前述のものと比べて、部品の製作に一層コストがかかるであろう。
【００４２】
図１０Ａは図３と同じような断面図であるが、シリンダ対を連結するために代替的な方法が用いられている。ピストンは中間ストローク位置にある。分割式ハウジング１００４Ａ及び１００４Ｂは２個の液圧シリンダを有する。液圧ピストン１００３Ａはピストンタイロッド１００１Ａ及び１００１Ｂによって各々の上側ピストン２４Ａ及び２４Ｂに連結されている。更に、液圧ピストン１００３Ｂはピストンタイロッド１００１Ｃ及び１００１Ｄによって各々の下側ピストン２４Ｃ及び２４Ｄに連結されている。液圧シリンダ横孔１００５Ａ及び１００５Ｂは各シリンダの端部で液圧シリンダを相互接続し、ピストン対を相互接続するために使用される。エンジン始動中にシリンダ間の流体流れを閉止するために、弁１００２Ａ及び１００２Ｂの対の回転閉止体が横孔内に配置されている。弁１００２Ａ及び１００２Ｂは外部から操作される。更に、外部の対の方向制御弁に接続された通路１００６Ａ，１００６Ｂ，１００６Ｃ及び１００６Ｄが横孔１００５Ａ及び１００５Ｂ内に配置されている。この方向制御弁は各液圧シリンダにつき１個設けられている。始動中、方向制御弁は各液圧シリンダを反対方向に駆動するために周期的に操作される。一旦、エンジンが始動すると、方向制御弁は、外部のすべての圧液流れを閉鎖する中立位置にセットされる。内部の横孔弁１００２Ａ及び１００２Ｂは完全開放され、燃焼膨張サイクルはピストン対のピストンを反対方向に駆動する。この機構はストローク長さを変更または「浮動」させることができる。これは、各圧縮サイクルにおける給気の点火のために要求される圧縮比に従って、他のすべてのシリンダ圧縮ストロークとは全く無関係に、揺れ腕枢着軸構造およびラックアンドピニオン構想と同じように行われる。シール１００７Ａ，１００７Ｂ，１００７Ｃ及び１００７Ｄはエンジンクランクケースに対してタイロッドをシールする。シール１００８Ａ，１００８Ｂ，１００８Ｃ及び１００８Ｄは液圧シリンダ内で液圧ピストンをシールする。
【００４３】
図１０Ｂは図１０Ａと同じような断面図であるが、ピストン２３Ａと２３Ｂ，２３Ｃと２３Ｄを中実のタイロッド１０１０Ａ及び１０１０Ｂによって連結することによってピストン対が形成されている。タイロッドとピストンは種々の慣用手段によって連結された別個の部品であってもよいし、図示のように一体に形成してもよい。２つのピストン対は心合わせピン１０１３Ａ，１０１３Ｂ，１０１３Ｃ及び１０１３Ｄを有するタイバー１０１１Ａ（上側）及び１０１１Ｂ（下側）によって、締結具１０１２Ａ及び１０１２Ｂ（この事例ではナットとボルトであるが他の種類でもかまわない）を用いて連結されている。この構造により、２つのピストン対の剛性組み立て体が形成される。これはその結果として、同じ方向に一緒に移動する。図１０Ｃはピストン対のこの剛性組み立て体を示している。図示したクランクケース構造例の場合、この剛性組み立て体は予め、シリンダ内に配置する前に組み立てられる。注意：組み立てられたピストン対と均等物である一体部材は、別々に組み立てられる複数の部材よりも製作が困難でコストが高くつくにもかかわらず製作可能である。代替的な一体クランクケース構造は、最初に個々のピストン対を設置し、そしてクランクケースを経てアクセスし、ピストン対を連結することにより、別個のピストン対の方式によって提供可能である。このようにして連結された（上記の両方式の）ピストン対は、線形往復運動で作動し、この運動から、前に開示した手段によって動力が直接的に取り出し可能である。この手段は例えば、よく知られた種々の手段でタイバーに連結可能な線形液圧ポンプおよび圧縮機または線形オルタネータである。更に、動力は、例えば排ガスによって駆動されるタービンによって間接的に取り出し可能である。エンジンの始動は線形往復運動を生じる種々の始動機構をタイバー、例えば液圧ピストンに連結することによって達成可能である。この液圧ピストンは液圧ポンプによって駆動され、かつ制御弁によって周期的に動かされる。図１０Ｄは図１０ＣのＡ−Ａ線に沿った断面図であり、タイバー１０１１Ａ及び１０１１Ｂのための便利な取付け手段を提供するような、タイロッド１０１０Ａ及び１０１０Ｂを形成する１つの方法を示している。タイロッドのウェブの断面形状に留意すべきである。或る用途については、（一般に、大型エンジンのクロスヘッド機構によって行われるような）ピストン対の側方荷重の低減のために、図１０Ｂに示したガイド１００９を使用することが望ましい。
【００４４】
図１１は、各シリンダのために別個のカム軸を用い、可変弁操作を行うシリンダヘッドの４つの図を含んでいる。各カム軸は専用割り出し装置またはステッピングモータによって操作される。動弁装置の他の構成要素および機構は従来の頭上弁設計方法に基づいている。この設計方法は、吸気弁（Ｉ）および排気弁（Ｅ）１１０７ＡＥ，１１０７ＣＩと、弁ばね１１０５ＡＩ，１１０５ＡＥ，１１０５ＣＩ，１１０５ＣＥと、弁カイド兼シール１１０６ＣＩ，１１０６ＣＥと、カム軸軸受１１０４ＣＩ，１１０４ＣＥと、軸受ハウジング１１０３ＡＩ，１１０３ＡＥ，１１０３ＣＩ，１１０３ＣＥを含んでいる。
【００４５】
図１１Ａはシリンダ３のカム軸１１０１Ｃの中心線を通る図１１ＢのＡ−Ａ線に沿った断面図である。カム軸１１０１Ｃはシリンダ３内の弁を操作する。カム軸はシリンダヘッド３Ａに取付けられている。カム１１０２ＣＥ及び１１０２ＣＩはそれぞれシリンダ３の排気弁と吸気弁を操作する。図１１Ｂはシリンダヘッドとカム軸の平面図である。図１１Ｃ及び１１Ｄはそれぞれ図１１Ｂの左側面図と右側面図である。図１１Ｂにおいて、これらのカムはカム軸上での向きが１８０°ずらして示してある。カム軸１１０１Ｃは吸気弁と排気弁の両方が閉じるような位置が示してある。カム軸１１０１Ａは、排気弁１１０７ＡＥが完全に開放し、吸気弁１１０７ＡＩが完全に閉じるような位置が示してある。図１１Ｂから判るように、カム軸１１０１Ａ及び１１０１Ｃは互いに９０°ずらして配向されている。それによって、カム軸を９０°間隔で回転することにより、両弁は一緒に閉鎖可能であるかあるいは吸気弁または排気弁が相互排他的に開放位置または閉鎖位置に達することができる。すなわち、吸気弁と排気弁の両方が一緒に開放することはできない。注意：吸気弁と排気弁のオーバーラップが可能であるように、カム形状を変更することができる。ステッピングモータ１１０８Ａ及び１１０８Ｃはそれぞれ、カム軸１１０１Ａ及び１１０８Ｃを回転させる。回転は所望な弁開放量に依存して、９０°間隔またはそれ以下の間隔で行われる。弁の開放時期と閉鎖時期は共に、個別的に制御可能である。従って、この構造は完全可変の弁操作および制御を提供する。ステッピングモータ１１０８Ａ及び１１０８Ｃはそれぞれ、独立した入力をエンジン制御装置から受け取る。従って、各シリンダ弁操作は互いに完全に独立している。
【００４６】
図１２は適応電子制御装置と可変弁開閉時期装置を使用する、エンジンの制御要素を概略的に示す。電子制御装置１２０１は給気状態とエンジンパラメータのデータをリアルタイムで収集するために使用される一連のセンサ入力部を備えている。図示したセンサは軸角度センサ１１と、点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄと、エンジン温度センサ１２０２と、燃料流れセンサ１２０３と、空気温度センサ１２０７と、空気圧力センサ１２０８と、空気流れセンサ１２０９と、排ガスセンサ１２１０と、（エンジンの）負荷センサ１２１３である。センサは多くても少なくてもよいし、変化するタイプでもよい。例えば、３個の空気センサを１個の流入空気量センサによって置き換え可能である。
【００４７】
制御装置内で、センサからのデータが分析され、メモリに記憶されたエンジンおよび給気パラメータに関する情報を使用して計算が行われる。これらの計算はどの程度かを決定し、もしあれば、セットされたエンジン操作状態を維持するためあるいはセットされた状態を変更するために、エンジン制御装置が調節される。
【００４８】
図１２に示すように、制御装置１２０１は電気回路を用いてエンジン制御装置に出力する。しかしながら、空気圧回路および／または液圧回路を単独であるいは電気回路と組み合わせて用いることができる。図示した制御装置構成要素は、吸気弁アクチュエータ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄと、排気弁アクチュエータ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄと、スロットル位置アクチュエータ１２０４と、燃料噴射装置１２０６に接続された燃料調節弁１２０５と、排ガス循環弁１２１１と、負荷制御装置１２１２である。排ガス循環は、慣用のオットーサイクルエンジン、特に自動車エンジンにおいてエミッションを低減するために使用される一般的な技術である。ＨＣＣＩエンジンは元々、オットーサイクルエンジンよりもエミッションが少ないがしかし、或る負荷状態ではそれでもなおＥＧＲの恩恵を受ける。多かれ少なかれ異なるタイプの制御装置を設けてもよい。例えばスロットル位置アクチュエータはターボ過給機付きエンジンまたはスーパーチャージャー付きエンジンでは除去され、エンジンスロットリングの制御はターボ過給器またはスーパーチャージャーの圧縮機出力の制御によって行われる（図１６および図２０参照）。点火センサ２２と弁アクチュエータ２０及び２１を除く他の構成要素、すなわち図示したセンサやアクチュエータは、既存の大量生産エンジンで使用される共通品である。点火センサ２２は既存の工業センサ、すなわち圧力センサ、温度センサまたは紫外線（ＵＶ）火炎検出センサに由来するものである。弁アクチュエータ２０及び２１は市販品目であるが、限定された規模である。この制御装置は主として既存の自動車エンジンに設けられているマイクロプロセッサを使用する。しかしながら、パーソナルコンピュータまたは工業制御マイクロプロセッサを使用することもできる。
【００４９】
図１３はＦＰＦＳエンジンで使用するための適応エンジン制御装置の機能ブロック図である。マクロプロセッサとそれに関連する記憶装置は、適応制御モジュール１３０１に含まれている。センサ信号はこの区間の入力に送信される。この区間からの出力は種々のモジュールに達する。このモジュールはエンジン制御アクチュエータ装置に接続された適切な調整および駆動回路を提供する。図示した制御モジュールは弁アクチュエータ制御モジュール１３０２と、燃料制御モジュール１３０３と、空気制御モジュール１３０４と、排ガス循環制御モジュール１３０５と、インタークーラファン制御モジュール１３０６と、負荷制御モジュール１３０７である。１３０１内で、エンジン給気流量および空気／燃料比が決定される。これらから、空気制御１３０４と、ＥＧＲ弁制御１３０５と、インタークーラファン制御１３０６のための目標デマンドを提供することができる。更に、空気特性データと燃料特性データがこの区間の第２部分に提供される。このデータはこの区間内のメモリに記憶された空気と燃料の特性と、現在の空気と燃料のパラメータのセンサ測定とから計算して求められる。１３０１の第２区間では、空気と燃料の特性データが予想されるエンジン性能に基づくアルゴリズムを通過する。このエンジン性能は圧縮サイクル中に点火するために必要な圧縮圧力とストローク（および軸角度またはピストン位置）を含んでいる。点火センサと軸角度センサ（またはピストン位置センサ）から、現在の点火圧力が測定される。現在の点火圧力は計算された点火圧力と比較され、弁開閉時期の計算が行われる。これらの計算は弁開閉命令に変換され、弁アクチュエータモジュール１３０２に送られる。従って、制御は、メモリに記憶された性能測定のみに依存する代わりに、現在のエンジン動作特性に適合する。
【００５０】
ここで説明した制御は、他の適応制御手段と実質的に異なっている。この制御は、給気点火がいつ行われたかを決定するためおよび可変弁動作（特にシリンダ内、それ故膨張サイクル部分内での排気弁開放時期）を制御するために点火センサデータを使用することによってユニークである。注意：この排気弁がシリンダよりも前に、それ故圧縮サイクル内で充分開放すると、給気を点火するための充分な圧力を得ること、すなわち継続するエンジン動作がたぶん失敗するであろう。
【００５１】
エンジン始動サイクル順序は制御機能である。枢着軸角度（またはピストン位置）がセンサ１１によって監視され、エンジンのフルストローク位置近くで、スタータ動作を逆転する。この動作は、エンジンが始動したことを点火センサ２２が信号で知らせるまで繰り返される。エンジンが始動すると、始動サイクルが終了する。
【００５２】
負荷センサ１２１３からのデータを使用する負荷制御は、負荷制御モジュール１３０７によって提供される。この負荷制御は別個の制御機能である。負荷制御からの出力は、一次制御へのエンジン設定値要求である。この種の負荷制御は、負荷がエンジン軸に直接結合されるときに有益である。
【００５３】
図１４Ａ及び１４Ｂは線形ピストン往復圧縮機の中心線に沿った断面図である。この圧縮機は、図１乃至８の揺れ腕と枢着軸機構または図９のラックアンドピニオン機構の往復運動と図１６の揺れ腕と枢着軸機構の振動運動を直接的に利用することができる。図１４Ａの圧縮機は枢着軸１４０１と連接棒１４０３Ａ及び１４０３Ｂからなり、この連接棒はピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂと揺れ腕１４０２を連結する。リード型弁１４０５Ａ及び１４０５Ｂはそれぞれ、ピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂの吸入作用を制御する。リード型弁１４０６Ａ及び１４０６Ｂはそれぞれ、ピストン１４０４Ａ及び１４０４Ｂの排気作用を制御すする。図１４Ａはフルストローク位置にあるピストン１４０４Ａと、最小スローク位置にあるピストン１４０４Ｂを示している。図１４Ｂは反対位置を示している。エンジンストロークと枢着軸角度が変化すると、圧縮機角度、ひいては変位がエンジン変形に従って変化する。圧縮機リード型弁は、ストローク長さに関係なく、ピストン加圧および吸入サイクルに受動的に追従する。このような圧縮機は空気または冷媒のようなあらゆるガスのために使用可能である。上記と類似の構造を液体ポンプで使用可能である。この液体ポンプはリード弁の代わりに逆止弁を備えている。従って、このエンジン構造の多くの種類の潜在的用途のために、エンジン軸の振動運動を回転運動に変更する必要はない。更に、この構造の圧縮機またはポンプはエンジン枢着軸に直接連結することができる。更に、この構造の圧縮機またはポンプは単シリンダでもよいし、あらゆる数の多シリンダでもよい。
【００５４】
図１５Ａは揺れ腕と枢着軸によって駆動される２個の線形オルタネータの断面図である。オルタネータ電機子は図示ではフルスローク位置にあり、揺れ腕は最大回転角度位置にある。図１５Ｂでは、オルタネータ電機子は最小ストローク位置にあり、揺れ腕は中間回転角度位置にある。枢着軸がフル回転角度位置まで時計回りに動くと、オルタネータ電機子は再びフルストローク位置まで移動する。従って、揺れ腕の１サイクル当たり、オルタネータ電機子は２つのサイクルを行う。枢着軸１５０１は互いに１８０°ずらして取付けられた揺れ腕１５０２の２つのセットを有する。各揺れ腕は端部に固定された軸受１５０３を備えている。この軸受１５０３は駆動ヘッド１５１０を動かし、それによって戻しばね１５０９が圧縮され、磁石リング１５０４が内側積層体１５０７と外側積層体１５０５の間で往復運動させられる。外側積層体１５０５はジェネレータ固定子磁極を形成する巻線１５０６を含んでいる。このジェネレータ固定子磁極は、磁石リング１５０４が通過するときに、変化する磁界によって励磁され、巻線内に交流電圧を生じる。電機子ガイド１５０８は固定子磁極に対して同心位置に電機子を保持する。図示したオルタネータ形状は、一般的に線形フリーピストンスターリングエンジンに適用される市販の線形オルタネータに類似するタイプのものである。揺れ腕と枢着軸構造と共に使用可能な幾つかの他の線形オルタネータが市販されている。しかしながら、ここで提案した揺れ腕と枢着軸構造の周波数倍増はユニークである。原動機の周波数の２倍の周波数で作動することにより、オルタネータは巻線と積層を少なく設計することができる。それによって、ユニットの比出力（ｋＷ／ｌｂ）が改善され、ユニットのコストが低下する。線形オルタネータは一般的に、類似の回転オルタネータよりも効率が低く、比出力が小さく、そしてコストが高い。これは特に、市販のマイクロタービンに基づく現在の高速オルタネータの場合に当てはまる。これらの高速オルタネータは通常、線形オルタネータに類似する永久磁石ロータを使用するがしかし、同じ電力出力のために永久磁石材料量がきわめて少なくて済む。高周波数の動作は更に、小さな巻線と積層をもたらす。これらの特徴は線形オルタネータ（または慣用の回転オルタネータ）と比べて、小型でコストパフォーマンスの高い製造設計を可能にする。従って、ＦＰＦＳエンジンを備えた高速ジェネレータを使用すると有利である。
【００５５】
図１６乃至１９は、４サイクル、４シリンダ、予混合気圧縮点火、フリーピストン、浮動ストローク型の内燃機関の概要図である。この内燃機関は図１に示した内燃機関に似ているがしかし、１）クワッドエンジンブロック内のシリンダセット、２）ターボ過給器の追加、そして３）高速オルタネータを駆動する出力タービンの追加が異なっている。この構造の場合、フリーピストンエンジンはタービンのためのガス発生器またはエンジン「コア」１６０１として機能する。エンジン出力は出力タービンから取り出される。フリーピストンエンジン枢着軸は出力取り出しのために使用されない。フリーピストンエンジン枢着軸の主たる機能は、揺れ腕を支持および連結することであり、第二の機能はエンジンの始動を容易にすることである。２：１から５：１までの範囲の給気圧比を生じるターボ過給器によって、比出力が空気質量流量に比例して大きくなる。このエンジン構造は、効率が高く、エミッションが少なく、比出力が高く、そしてターンダウン範囲が広い（これはブースト圧と空気／燃料比の両方を変更することによって得られる）という特徴を有する。ターボ過給のコストは、同じ定格出力を達成するために、フリーピストンエンジンの排気量を増やすコストよりも少なくて済む。しかしながら、出力タービンコストは枢着軸からの動力取り出しよりも高い。ターボ過給または機械駆動式過給の特徴と出力タービンの特徴を組み合わせると、コスト対効果が大きく性能が優れているエンジンが提供される。
【００５６】
図１６Ａはエンジンの平面図である。フリーピストンエンジンコア１６０内には、吸気が空気取入口１６０５から燃料入口１６０と空気流センサ１６０８とターボ過給器圧縮機１６０２Ａを経て吸気マニホルド１６０９に達する。排気はエンジンコア１６０１からマニホルド１６１０とタービン１６０２Ｂと出力タービン１６０３を経て外側排気管１６０６に達する。出力タービンは高速ジェネレータ１６０４を直接駆動する。注意：出力タービンの出力は、直接的にまたはガスタービンでは一般的であるような変速機を介して、機械的に負荷と結合可能である。エンジン始動は、液圧ピストン１６１３への流れと液圧を生じる液圧ピストンポンプ１６１２および電気駆動モータ１６１１からなる液圧駆動装置によって行われる。
【００５７】
図１６Ｂはエンジンの正面図である。液圧ピストンポンプ１６１２に連結された液圧ピストン１６１３はエンジン始動中、枢着軸を駆動する。電気駆動のオイルポンプ１６１５はオイルパン／オイルサンプ１６１４からオイルを吸い込んで、軸受、弁およびピストンを潤滑するためにエンジン内のオイル流路に吐出する。エンジン冷却液はポート１６１６Ａ及び１６１６Ｂから流入および流出する。エンジンは単シリンダヘッド１６１７と弁カバー１６１８を備えている。ジェネレータ１６０４は、現在マイクロタービンにおいてエンジンの大きさに依存して使用されている種類のものであり、２５，０００乃至１５０，０００回転／分の速度範囲で回転する（一層小型のエンジンは一層高い速度で作動する）。高速ジェネレータは、減速機によってタービンに連結された従来のジェネレータに対して、次の利点を有する。１）比出力（ｋＷ／ｌｂ）がかなり高い、２）交流の周波数が高い、これは小さな（変圧器のような）電気回路要素の使用を可能にする、３）エンジン動作のフレキシビリティが一層高い。多くの場合、この種のジェネレータからの電気的な出力は、電気負荷に対する整合を改善するために、固体電力変換器に送られる。電力変換器のコストおよび複雑さは前述の最初の２つの利点をかなり相殺するがしかし、かなりの程度の電力フレキシビリティを付加する。永久磁石ロータを備えた高速ジェネレータは市販されている。永久磁石構造よりもコストが安い（しかし、効率が幾分低い）切換磁気抵抗ジェネレータは市販されつつある。更に、高速誘導ジェネレータも使用可能である。
【００５８】
図１７Ａ及び１７Ｂはそれぞれ、図１６のエンジンの左側面図と右側面図である。
【００５９】
図１８Ａは弁カバー１６１８を外した、図１６Ａのエンジンの左端面図である。吸気弁アクチュエータ２０Ａ，２０Ｂ，２０Ｃ及び２０Ｄと排気弁アクチュエータ２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ及び２１Ｄと点火センサ２２Ａ，２２Ｂ，２２Ｃ及び２２Ｄの配置は、４シリンダの「クワッド」構造を示している。
【００６０】
図１８Ｂは、フリーピストンエンジンコア１６０１の上側シリンダ対、すなわちシリンダ１及びシリンダ２の中心線を通る図１８Ａの切断面Ａ−Ａに沿った断面図である。クワッド構造では、シリンダ１及びシリンダ２は（図１のエンジンの「縦一列配置」と異なり）互いに隣接している。シリンダ３及びシリンダ４は互いに隣接し、それぞれシリンダ２，１のすぐ下にあり、シリンダ２，１と直列に配置されている。図１の要素の番号と名称は図１８Ａ及び１８Ｂにおいて使用されているが、要素の形状が幾分異なっている。２６Ａ，２６Ｂ，２６Ｃ及び２６Ｄで示した４本の揺れ腕が設けられている。揺れ腕２６Ａ及び２６Ｂは１つのセットを形成し、揺れ腕２６Ｃ及び２６Ｄは第２のセットを形成している。連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄは１本ずつ揺れ腕セットの各端部に連結されている。ピストンを備えた一対の連接棒は、揺れ腕セットの両端に互いに連結されている。図示のピストンはフルストローク位置にある。
【００６１】
図１９Ａはシリンダ２及びシリンダ３の中心線を通る、図１９Ｂの切断面Ｂ−Ｂに沿った断面図である。ピストン２３Ｃ及び２３Ｄは連接棒２５Ｃ及び２５Ｄによって揺れ腕２６Ｃ及び２６Ｄに取付けられている。連接棒はピストン端部のピン２４Ｃ及び２４Ｄと、揺れ腕端部のピンピン２７Ｃ及び２７Ｄに取付けられている。
【００６２】
図１９Ｂはクランクケースカバーを取り外したエンジンの右端面図である。枢着軸１に固定され、ピン２７Ａ，２７Ｂ，２７Ｃ及び２７Ｄを備えた連接棒２５Ａ，２５Ｂ，２５Ｃ及び２５Ｄを保持する、２６Ａ，２６Ｂ，２６Ｃ及び２６Ｄからなる揺れ腕対の２つのセットが示してある。揺れ腕対の２つのセットは、従来のエンジン設計では一般的であるように、割り軸受押えを組み込んだ連接棒構造を使用する手段を容易に提供することができる。図１のエンジンの場合のように、揺れ腕は、一方のピストン対の運動が他方のピストン対の運動と反対向きになるように、２つのピストン対を互いに連結している。枢着軸からの揺れ腕の長さは、ピストンのストロークが揺れ腕形状によって制限されないような充分な長さを有している。図１のエンジンと同じように、４サイクル、４シリンダエンジンのこの構造では、各圧縮サイクル、膨張サイクル、排気サイクルおよび吸気サイクルが一方のシリンダまたは他方のシリンダ内に常に存在している。一方のシリンダの膨張サイクルは他方のシリンダの圧縮サイクルを促進する。従って、ピストンストローク長さは常に、圧縮サイクルの圧力によって制限される。排気サイクルにおけるピストンのストローク長さは、シリンダ内の点火ひいては圧縮ストローク内の点火によって決定される。圧縮点火はサイクル毎にある程度変化する、一連の空気／燃料パラメータの関数である。所定のすべてのサイクルのストローク長さは、給気が点火されるまで不確定である。各ピストン圧縮ストロークは他の圧縮ストロークと無関係であり、ピストン運動は機械的なストローク長さ制限を全く受けない。図１に示すエンジンの場合のようなこの機構は、他のすべてのシリンダの圧縮ストロークに全く関係なく、各圧縮サイクルで給気を点火するために必要な圧縮比に従って、ストローク長さを変更または「浮動」させることができる。枢着軸１を用いてエンジンからエネルギーを取り出す図１のエンジン構造とは異なり、このエンジンは出力タービンを用いて動力を取り出す。従って、エンジン排気口１６０１からの排ガスは、図１のエンジンよりも、圧力と温度とエネルギーレベルが高い。その結果、弁冷却およびシールが一層厳しいが、既存の市販構造体によって達成可能である。排気マニホルド１６１０は高温および高圧である。この高温および高圧は、容易に入手可能な厚壁タービンおよび高温定格合金を使用することによって適応可能である。この構造の単一エンジンブロック、シリンダヘッドおよび弁カバーはエンジンの剛性を高める。更に、特に割り軸受押え構造体が使用される場合には、一体ブロックおよび一体シリンダヘッドの組み立ておよびシールが容易であることにより、エンジンの製造可能性が高められる。
【００６３】
図２０及び２１は図１６に似ているがしかし、ターボ過給器の代わりにスーパーチャージャーを備え、インタークーラを追加したエンジンを示す図である。更に、エンジン冷却ループが示してある。
【００６４】
図２０は機械式過給エンジンの平面図である。エンジンへの空気の吸入は空気取入口１６０５を経て行われる。空気流はセンサ１６０８によって測定される。モータ２００２によって駆動される圧縮機１６０２は、空気を圧縮し、インタークーラ２００３の内部通路にこの空気を排出する。圧縮機モータ２００２は図１２及び１３の適応エンジン制御装置の変形の制御下にある。この制御装置の変形では、図１２及び１３に示したすべての要素に加えて、駆動モータ２００２の速度を変更することにより、圧縮機の空気流が変化する。それによって、エンジン給気の所望の質量流量、ひいてはエンジン出力を定めることができる。インタークーラは圧縮された空気温度を低下させて空気密度（更に空気／燃料給気の密度）を増大させる熱交換器である。モータ駆動ファン２００４によって外面を経て空気を強制案内する空冷式インタークーラ２００３が示してあるが、他のタイプの熱交換器（水冷式等）を使用することができる。圧縮および冷却された空気がインタークーラ２００３からフリーピストンエンジン２００１のエンジン吸気マニホルド内に排出される。このフリーピストンエンジンはタービン用ガスジェネレータとして機能する。吸気マニホルドは温度センサ２００５と燃料ノズル１２０６を備えている。図１２及び１３の適応エンジン制御装置はインタークーラファンモータ２００４の速度を変更することによって圧縮空気温度を制御するために、温度センサ２００５入力を使用する。図１２及び１３の適応エンジン制御装置は、所望の空気／燃料比を得るために、圧縮空気に噴射される適切な燃料量を決定する。フリーピストンエンジンガスジェネレータ２００１の排気口から、加圧された高温ガスが排気マニホルド１６１０内に、そして出力タービン１６０３内に流れる。出力タービン１６０３は高速ジェネレータ１６０４を直接駆動する。この場合、高速ジェネレータはスーパーチャージャー駆動モータ２００２に動力を供給するためおよびエンジン出力を生じるために充分である。ガスは出力タービンから排気管２００９に排出される。排気管内の排ガスは排気センサ１２１０のそばを通って流れる。
【００６５】
フリーピストンエンジン２００１と、熱交換器（ラジエータ）２００６、ラジエータファン２００８、冷却液ポンプおよびモータ２００７からなる冷却液ループが示してあるが、多くの変更が可能である（例えば冷却液の水冷式熱交換器）。図２０の機械式過給エンジンはエンジン出力とエミッションレベルの改良された制御手段を提供する一方、図１６に示したターボ過給エンジンよりも一層速いレスポンスを提供する。しかしながら、機械式過給エンジンの改善された特性は、更にコストのかかる要素（高速電気駆動モータと電気駆動対ターボ過給器のガスタービンと高容量出力タービンと高速ジェネレータと電気出力調節モジュール）の使用によって得られる。機械式過給エンジン対ターボ過給エンジンの優れた性能と高いコストの間のトレードオフは、種々の潜在的用途の要求に対して特別な２つの機能設定から選択する。
【００６６】
図２１Ａは図２０の機械式過給エンジンの左端面図である。
【００６７】
図２１Ｂは図２０の機械式過給エンジンの側面図である。
【００６８】
図２２は、複合サイクルシステムと共に機能する熱回収システムとランキンサイクルタービンを付加した、図２０及び２１の機械式過給エンジンを示す。図２０の冷却液ラジエータ２００６は熱交換器２２０１によって置き換えられている。この熱交換器はエンジン冷却液から熱を回収し、この熱を、蒸発器段としてのランキンサイクル流体に伝達する。ランキンサイクル流体は冷却液熱交換器２２０１から、過熱器として機能する排気熱交換器２２０２に移動する。高温のランキン流体蒸気は、膨張装置２２０３に流れ、こん膨張装置はランキンサイクル蒸気内のエネルギーを機械エネルギーに変換する。図示した構造の場合、膨張器２２０３は高速電気ジェネレータ２２０４に直接連結されている。膨張器２２０３から、低圧低温のランキン流体が熱交換器２２０５に流れる。この熱交換器はランキンサイクル凝縮器として機能する。ファン２２０６は熱交換器２２０５を横切って周囲空気を循環させる。供給ポンプ２２０７は凝縮熱交換器２２０５からランキンサイクル圧力を上昇させ、ランキン流体を冷却液熱交換器２２０１の入口に圧送し、それによってランキンサイクル回路を終える。エンジン冷却液とエンジン排ガスの作動温度を考慮すると、有機ランキンサイクルは最大のエネルギー回収効率を提供することが予想される。エンジン冷却液温度と排気温度について良好な特性を示す有機流体の１つのファミリーは、単一流体または二液組み合わせとして使用可能なシロキサン流体のファミリーである。
【００６９】
蒸気の複合サイクル構造に加えて、複合出力および熱回収システムのようなエネルギー回収システムの他の変形が、ここで説明したＦＰＦＳフリーピストン浮動ストロークエンジンのファミリーと共に使用可能である。
【産業上の利用可能性】
【００７０】
本発明はエンジン、特に上昇した効率、少ないエミッションおよび多燃料作動を可能にする可変ピストンストローク式の、４サイクル、４シリンダ、フリーピストン、予混合気圧縮点火、内燃往復ピストンエンジンに関する。用途は無制限であるが、自動車、エンジン駆動ポンプ、エンジン駆動圧縮機、小型航空機、船舶および動力工具と一緒の使用を含む。固定ストローク４サイクルＰＣＣＩエンジンと線形フリーピストンＰＣＣＩエンジンの両方の有利な特性が、個々に開示したＦＰＦＳエンジンで組み合わせられる。これらの特性は、
・高い作動効率
・少ないエミッション
・元々多燃料で作動可能
・高い出力密度
・広範囲のエンジン大きさ
・良好なスロットルターンダウン
・価格競争力
を含む。
【００７１】
ここに開示したＦＰＦＳエンジンの変形を生ずる電力は特に、多数の新生技術および伝統的な用途に適している。例えば、歴史的に広く使用されていない分散発電が可能であると共に、ＦＰＦＳエンジンの効率が改善される。自動車（ハイブリッドを含む）はその上本ＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。更に、エンジン駆動ポンプおよび圧縮機を含む多くの一般的用途は、燃料消費が少なく、エミッションが少なく、そして燃料フレキシビリティを有することによるＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。
【００７２】
小型航空機推進は、既存の火花点火往復エンジンで使用されるハイオクタン燃料を、エンジン用ディーゼル燃料またはジェット燃料に置き換える大きな努力が現在進行中であるので、ＦＰＦＳエンジンの恩恵を受ける。ＦＰＦＳエンジンの多燃料使用可能性と、その少ない燃料消費は、広範囲の航空推進用途を実行可能なライバルにする。小型ターボプロップまたは回転翼航空機のような既存の幾つかのガスタービン用途は、本ＦＰＦＳエンジンによって設計されている場合には、作動が一層経済的になる。本ＦＰＦＳエンジンの変形出力タービンは、航空機用途における本発明の最も好ましい実施の形態である。
【００７３】
更に、多くの船舶用途が、本発明によって開示されたＦＰＦＳエンジンの特性の恩恵を受ける。ＦＰＦＳエンジンの、船外エンジンと船尾推進機バージョンを想像することができる（本ＦＰＦＳエンジンから、プロペラを駆動するアキシャルピストン液圧モータへの液圧出力）。
【００７４】
チェーンソーや芝刈機のような小型エンジン動力工具は、本ＦＰＦＳエンジンの実行可能な対象である。この用途の重要な要素は低コストの電子制御である。それにもかかわらず、このような大量生産エンジンのために、制御装置が経済的な１個のマイクロチップに減らされることが見込まれる。
【００７５】
本ＦＰＦＳエンジンのマイクロエンジンバージョンが想像可能である。本ＦＰＦＳエンジンのフリーピストンおよび浮動ストロークの特徴は、マイクロエンジンを製造するために開発されるプロセスを容易に受け入れる。更に、本ＦＰＦＳエンジンの動作特性は、マイクロエンジンの多くの提案用途に適している。
【００７６】
かねてから従来のエンジンでそうであったように、ＦＰＦＳエンジンからの廃熱は種々の方法で回収可能である。この回収されたエネルギーは、熱エネルギーの形態で直接使用されるかまたは二次プロセスによって他の形態に変換される。
【特許請求の範囲】
【請求項１】
可変ピストンストローク式の４サイクル、フリーピストン、予混合気圧縮点火型の内燃往復ピストンエンジンであって、
往復エンジンの典型的な態様で構成され、それぞれ２つの開放端部を有する４つのシリンダと、
前記シリンダに固定され、前記各シリンダの前記開放端部の一つを閉鎖するように形成された少なくとも１つのシリンダヘッドと、
それぞれ前記シリンダの異なる１つのシリンダに関連して設けられ、このシリンダ内で自由に動くように配置された４つのピストンであって、圧縮ストロークの制御のために前記ピストンを加速及び減速させるための付加的手段なしに前記シリンダの中で往復移動する４つのピストンとを備え、
前記ピストンの２つが同時に往復するように第１ピストン対を形成するために第１機構によって連結され、前記ピストンの他の２つが同時に往復するように第２ピストン対を形成するために第２機構によって連結され、
更に、ストローク長さを予め定めないで、可変ストロークおよび可変圧縮比を許容するように、前記第１ピストン対を同時に往復させ、且つ前記第２ピストン対を同時に往復させる手段を備え、前記第２ピストン対の同時の前記往復が前記第１ピストン対に対して反対向きの往復と、前記第１ピストン対と同じ向きの往復とからなるグループから選定され、
更に、燃料と反応物質の予混合気を形成する手段を備え、該手段が前記予混合気の大きさを制御する手段と、前記給気の組成を制御する手段とを含み、
前記の各シリンダに関連して設けられ、前記シリンダの関連する１つ内への前記予混合気の導入を制御するように形成された少なくとも１つの吸気弁と、
燃料と反応物質の予混合気を前記少なくとも１つの吸気弁の各々に案内する手段とを備え、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１個内で吸気ストロークを生じるように形成および採寸され、前記シリンダヘッドから離れる方向の前記ピストンの往復運動が、前記の少なくとも１つの吸気弁を経て、それに関連する前記シリンダの１つ内に前記予混合吸気を移動させることを可能にし、
更に、前記の各シリンダ内に形成された燃焼室を備え、該燃焼室がそれぞれ、前記ピストンと、前記シリンダの関連する１つと、前記シリンダを閉鎖する少なくとも１つのシリンダヘッドによって画成され、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で圧縮ストロークを生じるように形成および採寸され、前記予混合気を自動点火して燃焼ガスを形成するために、前記ピストンが前記予混合気の温度を充分に上昇させるように、前記燃焼室内で前記予混合気を圧縮するまで、前記少なくとも１つのシリンダヘッドの方への前記ピストンの往復運動が続けられ、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で膨張ストロークを生じるように形成および採寸され、前記ピストンが自由運動するように前記シリンダ内に配置され、前記少なくとも１つのシリンダヘッドから離れるような前記ピストンの往復運動が、前記燃焼室内で前記燃焼ガスの膨張を可能にし、
前記少なくとも１つの排気弁が、前記各シリンダに関連して設けられ、かつ前記シリンダからの前記燃焼ガスの排出を制御するように形成され、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で排気ストロークを生じるように形成および採寸され、前記ピストンが自由運動するように前記シリンダ内に配置され、前記少なくとも１つのシリンダヘッドの方への前記ピストンの往復運動が、前記の関連する排気弁の少なくとも１つを経て前記膨張燃焼ガスの排出を可能にし、
更に、前記エンジンからの排気としての前記燃焼ガスを案内する手段と、
前記すべてのサイクルの間に前記吸気弁と前記排気弁の開閉とその時期を制御する手段と、
前記エンジンを潤滑する手段と、
潤滑剤と前記ピストンを通過した漏洩ガスを封じ込めるように、前記少なくとも１つのシリンダヘッドによって閉鎖されていない前記各シリンダの前記開放端部の１つを充分に閉鎖するための閉鎖手段と、
前記エンジンを始動させるための手段と、
前記エンジンを冷却するための手段とを備えており、
前記すべてのサイクルの間に前記吸気弁と前記排気弁の開閉とその時期を制御する手段のための、電気的接続部及び電子的接続部から成るグループから選択される接続部を有するエンジン電子制御装置を更に備えており、
前記エンジン電子制御装置が、更に、センサとデータの入力部を備え、更に計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；センサとデータの入力部を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、且つ前記吸気弁および前記排気弁の開閉の時期および時間を調節および変更するために前記入力データと比較して前記計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；センサとデータの入力部を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、且つ前記予混合気の燃料および反応物質特性を制御するために前記入力データと比較して計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；入力センサとデータ入力手段を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、前記データ入力手段によって与えられる入力データと比較して計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール：から成るグループから選択される態様を有しており、
前記適応電子制御モジュールが、更に、最適なエンジン作動状態を維持する電気的及び／又は電子的出力を与えるのに適した出力制御手段を備えており、
前記適応電子制御モジュールの前記入力センサが、前記エンジン電子制御装置のセンサ入力端子への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
更に、前記入力センサが、燃料流センサ、燃料質量流量データを提供する燃料流センサ、燃料および反応物質特性センサ、反応物質質量流量データを提供する燃料および反応物質特性センサ、燃料および反応物質吸気温度センサ、エンジン温度センサ、エンジンスロットルセンサ、デジタル形式でエンジン作動設定値を提供するエンジンスロットルセンサ、エンジン始動および停止信号センサ、エンジン負荷センサ、前記ピストンの位置を感知する位置センサ、エンジン排気エミッションセンサ、前記各シリンダ内の点火センサであって圧電式圧力変換器、イオンセンサ、高速熱電対および高速ＵＶ火炎センサから成るグループから更に選択される態様を有する点火センサ、から成るグループから選択され、
前記適応電子制御モジュールの前記データ入力手段が、前記エンジン電子制御装置への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
前記データ入力手段が、電子データ入力およびデータ記憶能力、変化する周囲条件下での燃料と反応物質の給気の自動点火を達成するために要求される予想圧縮比に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、エンジン動作範囲にわたって燃料と反応物質の給気の自動点火を達成するために要求される予想圧縮比に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、エンジン動作条件制限に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、高速データルックアップ表の形式のエンジン動作条件制限に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、から成るグループから選択され、
前記適応電子制御モジュールの前記出力制御手段が、前記エンジン電子制御装置への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
前記出力制御手段が、吸気および排気弁作動装置、給気および反応物質の混合および制御装置、排ガス再循環装置、エンジン冷却装置及びエンジン潤滑装置から成るグループから選択されることを特徴とするエンジン。
【請求項２】
さらに、前記各シリンダに関連して前記少なくとも１の吸気弁及び前記少なくとも１の排気弁を個別に作動させるのに適した可変弁動作を備えており、前記可変弁動作が、
前記シリンダヘッド吸気ポート内に配置された少なくとも１のきのこ形吸気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドであって、前記少なくとも１のきのこ形吸気弁が前記ポートと前記シリンダとの間のガス交換をさせるように、全て往復エンジンに典型的な態様で構成されたきのこ形吸気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドと、
前記シリンダヘッド排気ポート内に配置された少なくとも１のきのこ形排気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドであって、前記少なくとも１のきのこ形排気弁が前記ポートと前記シリンダとの間のガス交換をさせるように、全て往復エンジンに典型的な態様で構成されたきのこ形排気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドと、
前記各シリンダヘッドの上方に配置され、前記シリンダ内の各前記きのこ形弁のためのカムローブを有し、前記シリンダ内で前記各きのこ形吸気及び排気弁を動作させるような方式で前記カムローブが固定され、前記シリンダのきのこ形吸気及び排気弁が往復エンジンに典型的な前記シリンダヘッドの上方に配置された弁棒端部をそれぞれ有している少なくとも１のカム軸と、
前記カム軸のうちの取り付けられたものが回転または割り出されるときに加わる圧力と前記弁棒端部の線形運動によって、前記カム軸ローブが前記きのこ形吸気及び排気弁のそれぞれを動作させて、前記きのこ形吸気及び排気弁を開閉させるように、前記シリンダ吸気弁と排気弁の上に前記少なくとも１のカム軸を取付けるのに適した手段と、
電気駆動モータ、二方向ステッピングモータ及び二方向トルクモータから成るグループから選択される、前記少なくとも１のカム軸のモータ駆動による回転又は割り出しに適した手段と、
前記モータ駆動による回転又は割り出し手段の電子制御に適した手段と、
前記少なくとも１のカム軸用の潤滑手段と、
前記きのこ形弁用の潤滑手段と、
を備えていることを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
【請求項１】
可変ピストンストローク式の４サイクル、フリーピストン、予混合気圧縮点火型の内燃往復ピストンエンジンであって、
往復エンジンの典型的な態様で構成され、それぞれ２つの開放端部を有する４つのシリンダと、
前記シリンダに固定され、前記各シリンダの前記開放端部の一つを閉鎖するように形成された少なくとも１つのシリンダヘッドと、
それぞれ前記シリンダの異なる１つのシリンダに関連して設けられ、このシリンダ内で自由に動くように配置された４つのピストンであって、圧縮ストロークの制御のために前記ピストンを加速及び減速させるための付加的手段なしに前記シリンダの中で往復移動する４つのピストンとを備え、
前記ピストンの２つが同時に往復するように第１ピストン対を形成するために第１機構によって連結され、前記ピストンの他の２つが同時に往復するように第２ピストン対を形成するために第２機構によって連結され、
更に、ストローク長さを予め定めないで、可変ストロークおよび可変圧縮比を許容するように、前記第１ピストン対を同時に往復させ、且つ前記第２ピストン対を同時に往復させる手段を備え、前記第２ピストン対の同時の前記往復が前記第１ピストン対に対して反対向きの往復と、前記第１ピストン対と同じ向きの往復とからなるグループから選定され、
更に、燃料と反応物質の予混合気を形成する手段を備え、該手段が前記予混合気の大きさを制御する手段と、前記給気の組成を制御する手段とを含み、
前記の各シリンダに関連して設けられ、前記シリンダの関連する１つ内への前記予混合気の導入を制御するように形成された少なくとも１つの吸気弁と、
燃料と反応物質の予混合気を前記少なくとも１つの吸気弁の各々に案内する手段とを備え、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１個内で吸気ストロークを生じるように形成および採寸され、前記シリンダヘッドから離れる方向の前記ピストンの往復運動が、前記の少なくとも１つの吸気弁を経て、それに関連する前記シリンダの１つ内に前記予混合吸気を移動させることを可能にし、
更に、前記の各シリンダ内に形成された燃焼室を備え、該燃焼室がそれぞれ、前記ピストンと、前記シリンダの関連する１つと、前記シリンダを閉鎖する少なくとも１つのシリンダヘッドによって画成され、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で圧縮ストロークを生じるように形成および採寸され、前記予混合気を自動点火して燃焼ガスを形成するために、前記ピストンが前記予混合気の温度を充分に上昇させるように、前記燃焼室内で前記予混合気を圧縮するまで、前記少なくとも１つのシリンダヘッドの方への前記ピストンの往復運動が続けられ、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で膨張ストロークを生じるように形成および採寸され、前記ピストンが自由運動するように前記シリンダ内に配置され、前記少なくとも１つのシリンダヘッドから離れるような前記ピストンの往復運動が、前記燃焼室内で前記燃焼ガスの膨張を可能にし、
前記少なくとも１つの排気弁が、前記各シリンダに関連して設けられ、かつ前記シリンダからの前記燃焼ガスの排出を制御するように形成され、
前記ピストンがそれぞれ、前記シリンダの関連する１つ内で排気ストロークを生じるように形成および採寸され、前記ピストンが自由運動するように前記シリンダ内に配置され、前記少なくとも１つのシリンダヘッドの方への前記ピストンの往復運動が、前記の関連する排気弁の少なくとも１つを経て前記膨張燃焼ガスの排出を可能にし、
更に、前記エンジンからの排気としての前記燃焼ガスを案内する手段と、
前記すべてのサイクルの間に前記吸気弁と前記排気弁の開閉とその時期を制御する手段と、
前記エンジンを潤滑する手段と、
潤滑剤と前記ピストンを通過した漏洩ガスを封じ込めるように、前記少なくとも１つのシリンダヘッドによって閉鎖されていない前記各シリンダの前記開放端部の１つを充分に閉鎖するための閉鎖手段と、
前記エンジンを始動させるための手段と、
前記エンジンを冷却するための手段とを備えており、
前記すべてのサイクルの間に前記吸気弁と前記排気弁の開閉とその時期を制御する手段のための、電気的接続部及び電子的接続部から成るグループから選択される接続部を有するエンジン電子制御装置を更に備えており、
前記エンジン電子制御装置が、更に、センサとデータの入力部を備え、更に計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；センサとデータの入力部を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、且つ前記吸気弁および前記排気弁の開閉の時期および時間を調節および変更するために前記入力データと比較して前記計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；センサとデータの入力部を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、且つ前記予混合気の燃料および反応物質特性を制御するために前記入力データと比較して計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール；入力センサとデータ入力手段を備え、更に自動点火される前記予混合気の実際の圧縮比を決定することができ、前記データ入力手段によって与えられる入力データと比較して計算処理を使用することができるマイクロプロセッサの形式の計算処理能力を有する適応電子制御モジュール：から成るグループから選択される態様を有しており、
前記適応電子制御モジュールが、更に、最適なエンジン作動状態を維持する電気的及び／又は電子的出力を与えるのに適した出力制御手段を備えており、
前記適応電子制御モジュールの前記入力センサが、前記エンジン電子制御装置のセンサ入力端子への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
更に、前記入力センサが、燃料流センサ、燃料質量流量データを提供する燃料流センサ、燃料および反応物質特性センサ、反応物質質量流量データを提供する燃料および反応物質特性センサ、燃料および反応物質吸気温度センサ、エンジン温度センサ、エンジンスロットルセンサ、デジタル形式でエンジン作動設定値を提供するエンジンスロットルセンサ、エンジン始動および停止信号センサ、エンジン負荷センサ、前記ピストンの位置を感知する位置センサ、エンジン排気エミッションセンサ、前記各シリンダ内の点火センサであって圧電式圧力変換器、イオンセンサ、高速熱電対および高速ＵＶ火炎センサから成るグループから更に選択される態様を有する点火センサ、から成るグループから選択され、
前記適応電子制御モジュールの前記データ入力手段が、前記エンジン電子制御装置への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
前記データ入力手段が、電子データ入力およびデータ記憶能力、変化する周囲条件下での燃料と反応物質の給気の自動点火を達成するために要求される予想圧縮比に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、エンジン動作範囲にわたって燃料と反応物質の給気の自動点火を達成するために要求される予想圧縮比に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、エンジン動作条件制限に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、高速データルックアップ表の形式のエンジン動作条件制限に関するデータを含む電子データ入力およびデータ記憶能力、から成るグループから選択され、
前記適応電子制御モジュールの前記出力制御手段が、前記エンジン電子制御装置への電気的及び／又は電子的接続部を有しており、
前記出力制御手段が、吸気および排気弁作動装置、給気および反応物質の混合および制御装置、排ガス再循環装置、エンジン冷却装置及びエンジン潤滑装置から成るグループから選択されることを特徴とするエンジン。
【請求項２】
さらに、前記各シリンダに関連して前記少なくとも１の吸気弁及び前記少なくとも１の排気弁を個別に作動させるのに適した可変弁動作を備えており、前記可変弁動作が、
前記シリンダヘッド吸気ポート内に配置された少なくとも１のきのこ形吸気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドであって、前記少なくとも１のきのこ形吸気弁が前記ポートと前記シリンダとの間のガス交換をさせるように、全て往復エンジンに典型的な態様で構成されたきのこ形吸気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドと、
前記シリンダヘッド排気ポート内に配置された少なくとも１のきのこ形排気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドであって、前記少なくとも１のきのこ形排気弁が前記ポートと前記シリンダとの間のガス交換をさせるように、全て往復エンジンに典型的な態様で構成されたきのこ形排気弁、戻しばね、シールおよび弁ガイドと、
前記各シリンダヘッドの上方に配置され、前記シリンダ内の各前記きのこ形弁のためのカムローブを有し、前記シリンダ内で前記各きのこ形吸気及び排気弁を動作させるような方式で前記カムローブが固定され、前記シリンダのきのこ形吸気及び排気弁が往復エンジンに典型的な前記シリンダヘッドの上方に配置された弁棒端部をそれぞれ有している少なくとも１のカム軸と、
前記カム軸のうちの取り付けられたものが回転または割り出されるときに加わる圧力と前記弁棒端部の線形運動によって、前記カム軸ローブが前記きのこ形吸気及び排気弁のそれぞれを動作させて、前記きのこ形吸気及び排気弁を開閉させるように、前記シリンダ吸気弁と排気弁の上に前記少なくとも１のカム軸を取付けるのに適した手段と、
電気駆動モータ、二方向ステッピングモータ及び二方向トルクモータから成るグループから選択される、前記少なくとも１のカム軸のモータ駆動による回転又は割り出しに適した手段と、
前記モータ駆動による回転又は割り出し手段の電子制御に適した手段と、
前記少なくとも１のカム軸用の潤滑手段と、
前記きのこ形弁用の潤滑手段と、
を備えていることを特徴とする請求項１に記載のエンジン。
【図１Ａ】
【図１Ｂ】
【図１Ｃ】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６Ａ】
【図６Ｂ】
【図７Ａ】
【図７Ｂ】
【図７Ｃ】
【図８Ａ】
【図８Ｂ】
【図９Ａ】
【図９Ｂ】
【図１０Ａ】
【図１０Ｂ】
【図１０Ｃ】
【図１０Ｄ】
【図１１Ａ】
【図１１Ｂ】
【図１１Ｃ】
【図１１Ｄ】
【図１２】
【図１３】
【図１４Ａ】
【図１４Ｂ】
【図１５Ａ】
【図１５Ｂ】
【図１６Ａ】
【図１６Ｂ】
【図１７Ａ】
【図１７Ｂ】
【図１８Ａ】
【図１８Ｂ】
【図１９Ａ】
【図１９Ｂ】
【図２０】
【図２１Ａ】
【図２１Ｂ】
【図２２】
【図１Ｂ】
【図１Ｃ】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６Ａ】
【図６Ｂ】
【図７Ａ】
【図７Ｂ】
【図７Ｃ】
【図８Ａ】
【図８Ｂ】
【図９Ａ】
【図９Ｂ】
【図１０Ａ】
【図１０Ｂ】
【図１０Ｃ】
【図１０Ｄ】
【図１１Ａ】
【図１１Ｂ】
【図１１Ｃ】
【図１１Ｄ】
【図１２】
【図１３】
【図１４Ａ】
【図１４Ｂ】
【図１５Ａ】
【図１５Ｂ】
【図１６Ａ】
【図１６Ｂ】
【図１７Ａ】
【図１７Ｂ】
【図１８Ａ】
【図１８Ｂ】
【図１９Ａ】
【図１９Ｂ】
【図２０】
【図２１Ａ】
【図２１Ｂ】
【図２２】
【公開番号】特開２０１２−１８４７６９（Ｐ２０１２−１８４７６９Ａ）
【公開日】平成２４年９月２７日（２０１２．９．２７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１２−１１３０９４（Ｐ２０１２−１１３０９４）
【出願日】平成２４年５月１７日（２０１２．５．１７）
【分割の表示】特願２００７−５５７１３２（Ｐ２００７−５５７１３２）の分割
【原出願日】平成１８年２月２１日（２００６．２．２１）
【出願人】（５０７２７９３１４）
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年９月２７日（２０１２．９．２７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２４年５月１７日（２０１２．５．１７）
【分割の表示】特願２００７−５５７１３２（Ｐ２００７−５５７１３２）の分割
【原出願日】平成１８年２月２１日（２００６．２．２１）
【出願人】（５０７２７９３１４）
【Ｆターム（参考）】
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