JP2006348947A - 排気圧回生機付内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】容積型機関では排気に多くのエネルギーが残存しているが、この圧力エネルギーを回生するために排気側に排気ガスから圧力エネルギーを回生する回生機を設置すると、排気圧が高くなることにより燃焼室に多くの燃焼ガスが残留し、燃焼室温度の上昇により、正常な運転が出来なかった。またこの回生機のシステムとしてはコンパクトに出来るタービンを用いたいのに対して、タービンは負荷変動の大きい場合に対応が難しい部分があった。
【解決手段】４サイクル機関に対して燃焼室側から冷却する掃気工程を追加して６サイクル機関とすることにより、回生機を設置しても正常に運転できるものとし、かつ従来の内燃機関では実現出来なかった高い圧縮比を取ることが出来るようにした。また単一の部材の動きにより一連のタービンのノズル数を可変にすることができるようにしたことにより、負荷変動の大きい内燃機関に適用できる排気タービンを実現した。
【選択図】図２

Description

本発明は、容積形の内燃機関とその排気に圧力として残るエネルギーを回生して外部に動力を出力する回生機を組み合わせた内燃機関のパーシャル領域を含めた効率の向上と、その利用に関するものである。

従来の内燃機関では、クランクシャフトにコンロッドを介して取り付けられたピストンを、シリンダー内で往復させることにより、燃焼室の容積を変化させ圧縮膨張を繰り返す、火花着火式の４サイクル機関が最も一般的である（例えば、特許文献１参照）。混合気は新気を吸入する吸気ポートに設置されたインジェクターから燃料を噴射することによって作られる。燃焼室にはポペット型の吸気バルブと排気バルブを備え、これらのバルブはチェーンとカム機構を介してクランクの回転に合わせて開閉し、吸気バルブから燃焼室に混合気を導入し、排気バルブからは燃焼後の排気ガスを排出する。シリンダーヘッドの燃焼室側には点火ブラグの着火部が露出しており、燃焼室内の混合気に圧縮着火する構造となっている。

火花着火式の内燃機関の燃焼室内壁面を断熱材とすると異常燃焼が起き易い事は、その方面の経験のある専門家にはよく知られていることである。ピストンやシリンダーを断熱することにより、自己着火型のエンジンとしようとする発明の存在からもこの事実が窺われる（例えば、特許文献２参照）。

火花着火式機関であってインジェクターを吸気ポートではなく燃焼室に取り付ける筒内噴射とし、燃料を成層化して希薄混合気燃焼を可能として燃費の向上を図ることは知られている（例えば、特許文献３参照）。またこの気筒内に取り付けられたインジェクターが点火プラグのくすぶりなどの問題を起こす例は知られている（例えば、特許文献４参照）

これまで産業利用性が見出せず、当業者によってもほとんど知られているものではないが▲１▼吸気、▲２▼圧縮、▲３▼爆発、膨張、▲４▼排気、▲５▼掃気導入、▲６▼掃気排気の全６工程を持つ内燃機関（以下、６サイクル機関という。）は提案されている（例えば、特許文献５参照）。

容積型機関の排出ポートに回生機を取り付け、排気ガスに残る圧力エネルギーを回転エネルギーに回生して、更に電気に変換しるシステムは知られている（例えば、特許文献６参照）。また排気ガスに残存する熱エネルギーをランキンサイクルなどで回生して、更に電気に変換して利用しようというシステムも知られている（例えば、特許文献７参照）。

容積形内の燃機関である往復ピストン機関を燃焼室として用いるガスタービン機関としては、ペスカラサイクルとよばれる自由ピストン式ガスタービンが古くから知られている（例として、非特許資料文献１及び２）。

排気タービンのノズルを構成するベーンの角度を連続的に変化させ、タービンのノズルの開口面積を変化させるシステムは知られている（例えば、特許文献８参照）。

車両を内燃機関からの出力で変速機（トランスミッション）を介して駆動するとともに、その機関の出力軸に直接電気モーターを接続し、そのモーターをバッテリーからの電力で駆動するハイブリット車両は知られている（例えば、特許文献９参照）。内燃機関からの出力をプラネタリーで分配し、その一部で車両を駆動するとともに残る部分で一方のモーター兼発電機を駆動して発電し、他方の駆動輪側に接続したモーターを発電した電力とバッテリーからの電力で駆動する形式のモーター２つとプラネタリーギヤを用いたトルク分配システムによるハイブリットシステムを持つ車両も知られている（例えば、特許文献１０参照）。

特開２０００−２８２８６７ 公報 特開２０００−７３７７０ 公報 特開２０００−２６５８４１ 公報 特開２００３−１２０２９９ 公報 特開平８−２１０１４８ 公報 特開２００６−９８０６ 公報 特開２００３−１２０２８１ 公報 特開２００１−１２２５２ 公報 図２ 特許２８５７６６６ 公報 特開２００６−２２８９０ 公報 機械工学必携 馬場秋次郎編 三省堂 ５訂新版 Ｐ８２６ 図６−２３ 神鋼テクノ技術情報Ｎｏ．２４ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｓ−ｔｅｃｈｎｏ．ｃｏ．ｊｐ／ｇ０２４．ｈｔｍｌ解説／自由ピストン機械（１）中原 盛夫 著

発明が解決しようとしている課題

４サイクル往復ピストン式内燃機関の排気にはまだ回生可能なエネルギーが残存している。排気ガスに残る熱エネルギーの回生では、大型で連続して高い負荷で用いられる発電所用の原動機や船舶の動力源に用いられる場合では、圧縮着火機関であるディーゼル機関においてではあるが、排気ガスに残る熱エネルギーで蒸気タービンを回し電力として回生することは行われている。しかし、現在車両を中心に最も量産されているガソリンを燃料とした４サイクル往復ピストン式の火花着火型内燃機関（以下、一般機関という。）では、出力が小さくまた低負荷で運転されている機会が多いことから、圧力エネルギーを回生して排気側に設置されたタービンにより機関本体の吸気の過給を行うタービンの駆動に用いられている程度で、積極的に外部に駆動力等として出力しようとすることは、排熱の回生も含めて提案はされているが実用化はされていない。ここでは一般機関の排気エネルギー損失と冷却熱損出の低減策とその課題を中心に述べ、本発明が解決しようとしている課題を説明する。

ガスは断熱膨張させることにより温度が低下する。機関内部で燃焼ガスが膨張するときの容積比を上げることで排気ガスの温度はより低下する。断熱膨張で排気ガスの温度が低下することは、より多くの燃焼エネルギーが機関の運動エネルギーに変換されたことを意味する。従って、一般機関の排気エネルギー損出を下げる最も有効な手段は、膨張行程でより高い膨張比を取ることである。一般機関の場合では、これはすなわち圧縮比を上げることである。しかし、むやみに圧縮比を上げられるわけではない。一般機関で必要以上に圧縮比を上げれば異状燃焼の原因となる。異状燃焼とは何らかの原因で、本来意図していた電気火花による着火とは別に混合気が着火してしまうことである。

一般機関では特に排気バルブの周辺は温度が高く、また燃焼ガスが滞留しやすい。このため吸気工程で温度の低い混合気が燃焼室に入って来ても、特に排気バルブ周辺に入って来た混合気はこの温度の高い燃焼ガスと混合し温度が上がり、回りの燃焼壁から熱を受け温度は上昇する。圧縮工程では混合気は断熱圧縮され更に温度が上昇するが、圧縮前の気筒内の混合気の温度が高ければその分高温となり、きわめて着火しやすい状態となる。この状態で点火プラグからの火花で混合気が着火し燃焼室内の圧力が上昇すれば、混合気は点火プラグからの火炎の伝播に先立ちその圧力上昇による温度上昇で一気に自己着火を起こし燃焼する。これがノッキングと呼ばれる異状燃焼である。異状燃焼が発生すれば本来意図していた燃焼時期より早い時期に一気に燃焼するため、ピストン上死点近傍での燃焼室内の圧力が異常に上昇し、不快なノッキング音の原因となるとともに、ビストンやヘッドなどの部品が損傷し、機関全体の耐久性を著しく低下させる原因となる。

現在、生産されている一般機関はこの異常燃焼をさけながら燃費を改善するため、燃料の特性に合わせて限界の圧縮比で設計されている。その上で更に着火時期や燃料の混合比などを調整し、異常燃焼を避けるように制御されている。従って一般機関では現在以上に圧縮比を上げることは単純には行うことはできない。

次に一旦、ここで冷却損失の話に移る。一般機関は通常冷却水により冷却されている。燃焼室周りの部材が高温化して損傷しないように、そしてオイルを酸化から防止して良好な潤滑を保つためである。この冷却水への燃焼熱の移動が減れば、その分機関は高効率化したことになる。

冷却熱損出の低減を意図してよく提案されるのが燃焼室の壁面、たとえばピストンヘッドやエンジンヘッドの燃焼室壁面を金属から断熱性の高いセラミックなどに置換する案である（以下、単に「断熱化」という。）。しかし一般機関でこのようなことを施すと、冷却水に伝達されなかった熱は燃焼室壁面に高温で滞留し、これが燃焼室に入って来た混合気に伝達され、圧縮前の混合気の温度を上昇させる結果となる。まず混合気の吸気の段階で燃焼室内に導入されてきた混合気の温度が高くなり、対策前よりも混合気が熱膨張し重量的に少ない量の混合気しか導入できなくなる。これは機関の出力低下につながる。そして燃焼室壁面から熱を受けた混合気は異常燃焼を起こしやすくなるので圧縮比は下げなければならなくなる。結果としてこのような対策を施した一般機関は出力も効率もより低いものとなってしまう。

再び排気エネルギー損失の話に戻るが、現在の一般機関は圧縮比で燃焼ガスの膨張比が決まるので排気の圧力エネルギーを回収し切れていない。断熱圧縮され温度が上昇した混合気を燃焼させ、同じ圧縮比分だけ断熱膨張しているので、温度も圧力も外気の圧力と温度よりかなり高い状態で排気バルブが開き、無駄に排気ガスのエネルギーを解放してしまっている。

第２図（Ｂ）のグラフに、一般機関の燃焼室の容積と圧力を表したものを点線で示す。点ａ１の高さは大気圧である吸気圧力を、容積はピストンが下死点時の気筒内容積を示している。ピストンが上昇していく時の断熱圧縮時の容積と圧力が点ａ１から点ａ２までの左上がりの曲線で表されている。ビストンが上死点ａ２に来たとき着火し、燃焼熱による温度上昇により圧力がａ３まで上昇する。その後ピストンの下降により今度は断熱膨張して、ピストンが下死点で圧力ａ４に達し、排気バルブが開くと燃焼室内のガスは大気圧に開放され圧力は点ａ１となる。このときのａ４とａ１の圧力差が排気バルブを開いたときに自由膨張により未回収のまま開放され捨てられる圧力エネルギーの存在を示している。

単純に考えると、一般機関の排気側に容積型のモーターや排気タービンなどの排出ガスから圧力エネルギーを回生し外部に動力として出力する回生機（以下、回生機という。）を設置すれば未回収の圧力エネルギーを回収できるようにも思える。しかし、そのようなことを行い、排気側に抵抗を付ければ一般機関の場合では気筒内には排気ガスがより高温でより多く残留してしまう。そうすると「断熱化」を行うのと同様に圧縮前の混合気の温度を上昇させ、異常燃焼が発生する。更には気筒内の圧が大気圧より高いことにより、排気工程が終わった後、吸気バルブが開き吸気工程を開始しようというときに、高温の排気ガスが吸気ポートに逆流して混合気に着火して爆発する、いわゆるバックファイヤーが発生してしまう。

一般機関では回生機である排気タービンで過給タービンを駆動することは行われているが、異常燃焼をさけ効率を大きく下げないだけの圧縮比を確保するためにはインタークーラーの設置が必要となる。これは新たな部材の設置とそのための冷却空気の導入を必要とするものである。また排気温度が高くなるため、排気バルブやタービンなどの部材に対してその損傷を防止するために、冷却方法や機関の制御方法等で様々な工夫を必要とする。これらの点については一般機関のみならずディーゼル機関であっても同様である。

本発明は内燃機関の排気損失と冷却損失を削減することに着目して、一般機関では効率改善という課題を解決するために相反して発生してしまうノッキングなどの現象を抑え、実用的で機関効率の高い内燃機関を提供することを目的としている。その解決手段として主に６サイクル機関を利用しようとするものであるが、６サイクル機関の欠点としては、３回転で１回しか爆発しないため、出力トルクが一般機関より低くなること、吸気、排気、掃気の３つのポートとそれぞれ専用の最低３つのバルブを必要とすることにより、吸気、排気、掃気導入の各工程でガスを通過させるバルブ面積が狭くなるので回転数が上がらず出力自体も低くなること、パーシャル時にスロットルバルブで吸気や掃気を絞るとポンピングロスが発生するときが吸気工程と掃気工程の２回となるためパーシャル時の燃費の低下が一般機関より大きいことがある。これらの欠点により、６サイクル機関は当業者のみならず研究者にすら着目されて来なかった。今回の発明の一面の効果はこの６サイクル機関のこれらの欠点を補い、その特徴を生かして産業上有用な内燃機関とするものでもある。

往復ピストン機関を燃焼室として用いるガスタービン機関として知られている自由ピストンガスタービンの容積形機関の部分は２サイクル機関の形態をとっているので、排気圧（以後、特に記載が無ければ容積型機関が排気工程で燃焼室から排気を押し出さなければならない圧力を排気圧という。回生機付の機関ではこの圧力がほぼ回生機の入口圧力となる。）は掃気圧とほぼ同一もしくは掃気から排気までの管路抵抗分やや低くなるものである。そのため、排気バルブが開いたときに排気ガスは自由膨張し、一部の圧力エネルギーが開放されてしまう。また、自由ピストンはガスの燃焼エネルギーを一旦運動エネルギーに換え、そのすべてを圧縮した掃気の圧力エネルギーとしてタービンに送り込むことに費やすのであるが、自由ピストンガスタービンでは、上記理由により回生機であるタービンへ送り込む排気圧を掃気圧と同等程度にしか出来ないために、その燃焼ガスから得た運動エネルギーのすべてをガスの圧縮エネルギーに変換するには、燃焼に必要な空気量の何倍もの掃気を２サイクル機関の形態をとる容積形機関部分を通過させる必要がある。容積形機関で燃焼エネルギーをピストンの運動エネルギーに一旦変換し、その運動エネルギーを用いて空気を圧縮して過給し、その空気を掃気として容積形機関を通過させた上で、それをタービンで再度運動エネルギーに変換している。その変換効率の影響と、決して広くはない掃気ポートに大量の掃気を通過させなければならないことにより管路抵抗の影響も大きいこともあり、機関全体の効率は一般的ディーゼル機関と比較しても低いものとなる。更にクランクシャフトを持たないため、一般機関では回転数に相当する時間当たりのサイクル数の制御性が悪く、タービンの特性とフリーピストンの慣性重量から負荷変動に対しての対応性が悪い欠点があった。また過給気を気筒内の燃焼に必要な量以上に送り込む必要から、必然的に混合気を吸気するガソリン機関とすることはできず、ディーゼル機関などの筒内噴射型の機関に限定されるものであった。

車両などの移動体で用いられる機関の回転数や負荷は、移動体の速度や、加速しているか減速しているかなどの運転状態により大きく変動するものである。この変動により回生機に供給される排気圧とガス量は大きく変化する。回生機としてガスタービンを用いることは回生機をコンパクトにするのには有効なものであるが、一般的ガスタービンは設計されたガスの供給容積と膨張比から外れたところでは効率が大きく低下する傾向がある。容積型機関の全負荷状態に合わせてガスタービンを設計すると、車両が一定速度で走行する状態のような低負荷状態では排気の量が減り、それに対してタービンの管路面積は変わらないので、ガスはタービンを素通りしてしまい、排気圧は下がり、タービンではエネルギーを回生できなくなってしまう。そこでターボチャージャーが良く使われている４サイクルディーゼル機関では、中程度の負荷状態に合わせて排気側のタービンを設計し、その出力は過給タービンを回すことのみに用いるようにするのが一般的である。それでも低回転低負荷時には自身の吸気を過給する過給タービンのみを回すのにも充分な出力が得られず、タービンの回転は低下し、過給はできなくなってしまう。その状態から機関の負荷を突然大きくしたい場合、過給タービンの回転が上昇するまで過給圧が上がらず、負荷の変化に遅れが生じるタイムラグの問題があった。また逆に最大負荷時にはガスタービンの設計されたガス容積流量よりも多い排気ガスが排気されてくるので、排気の多くはタービンを通さずにブーストバルブから大気に放出（ブースト）されていた。つまり、従来は、排気のエネルギーをわずかしか回生できない構造とならざるを得ず、結局、その出力は吸気を過給するに留まり、排気の回生を行う発想はあっても、機関としては小型であって負荷の変動が大きい車両などの移動体用の機関としては実用化されていないのが現状であった。

このように従来のガスタービンでは設計点からガス圧やガス容積が変化すると出力が大きく低下するのは、タービンのノズル開口面積が一定であるため、ガスの容積流量が減ればガスタービン前後でのガスの圧力比は低下し、出口圧力は大気圧で一定であるので、排気圧は必然的に低下するからである。排気圧が低下すれば排気は容積型機関から排出されるときに自由膨張してしまい、排気に残る圧力エネルギーが大きく減少してしまう。容積形機関の部分の負荷の変動によるガス容積流量の変化に対応する手段として、排気タービンのノズルを構成するベーンの角度を連続的に変化させ、ガスタービンのノズルの開口面積を変化させるシステム（以下、可変ベーン式タービンという。）が知られているのでこれと組み合わせるのも一手法である。しかし、この可変ベーン機構は耐熱部品であるノズルの部品点数が多くコストが掛かること、ノズルの出口面積を変えるためにノズル角度を変化させているのでノズル角度や断面積変化が理想的なものとはならないこと、ベーンが傾くことによりノズル出口とタービンの入口との距離が遠くなるので効率が低下する欠点があった。またノズル出口のところが最低通路面積となるので、ノズル出口のガスの速度が最大となる。従って可変ベーンでタービン流入ガス速度を音速以上とすることはできず、一段で２気圧以上の排気圧を回生しようとすると低い効率で利用することになり、多段とすれば同軸に配置するのが難しく出力軸の数が増え、コストも更に高いものとなり利用しにくいものであった。

６サイクル機関の回生機としては、効率を度外視すれば一段の可変ベーン式のガスタービンを用いることは出来ないことでは無いが、効率を求めるのであれば４気圧近い圧力を扱うタービンが望まれる。２気圧以上のガスを一段で膨張させることは音速以上のガス流を利用することとなるが、ガスはノズルの最低断面積のところで音速となり、そこから断面積の増加とともにガス速度は早くなる。そのため、ノズルの入口に近いところで最低通路面積とし、そこから徐々に広がる形状とする必要がある。しかしこの音速以上のガス速度を使用するノズルの面積増加部分の形状は微妙で、可変ベーンにより形成されるノズル形状ではノズル面積を変化させながら常に良い形状を保つことが幾何学的に出来ない。それでこれまではそのような高圧で使用するガスタービンではノズルは固定式のものを利用せざるを得ず、設定した入口圧やガス容量から外れた領域で使用するとひどく効率の悪いものとなっていた。

車両用ディーゼル機関において、排気ガスから圧力エネルギーを外部に回生しようとする考えは、過給機付機関の例で示されている。しかし実用に至らない原因は上記のタービンを設定した入口圧やガス容量から外れた領域のガスタービン効率が悪いこと以外に、回生機や変速機を含めパワープラントシステムのサイズが巨大化することにある。回生機としてガスタービンを用いた場合回転数を変化幅が少なく、タービンからの出力を直接駆動輪へと伝達しようとすると、一般機関に用いる変速機の４から６程度のレシオレンジでは足らず、レシオレンジ２０程度のものが必要となり、また回転数も高いためその減速比も格段に大きい事が必要となる。またディーゼル機関と排気タービンの出力を途中で連結して駆動輪に伝達しようとする場合には回転数がかけ離れ、また高いに互いに一定の回転数比ではないため間に減速機比の大きい変速機を介さなければならない上、両者ともに大きい慣性を持つために慣性系の共振が問題となる。これらの問題に対応可能な効率の良い減速機は現存していないという問題があった。

その解決策としてガスタービンからの出力で発電機や油圧ポンプを駆動し、出力を一旦電力や油圧の形に変換し、それを駆動側のモーターに送り込むことによりガスタービンから取り出した動力を有効に駆動輪に伝達することが考えられる。また電力や油圧を介することによりガスタービンと容積形機関との共振の問題は発生せず、発電機や油圧ポンプの吸収トルクを制御することにより最適な回転数で回生機を回すことができ、さらには余剰のエネルギーを一時的にバッテリーや蓄圧器に貯え、そのエネルギーを加速時や低速走行時に用いることにより、加速性能の向上や走行中の機関停止などが出来るメリットがあるからである。以後、本発明及びその説明においては、発電機と記した場合には油圧ポンプを含み、電力に変換すると記した場合には高圧流体に変換することを含み、バッテリーと記した場合には蓄圧器を含み、ハイブリット車両の概念には電気式のものと油圧式のものを含む意味で解するものとし、特許請求の範囲についても同様とする。

しかし実際に車両に適用しようとすると、パワープラントシステムの大きさが問題となる。ディーゼル機関は同一出力では一般機関より躯体が大きい。その対策として躯体を小型化するために排気タービンの出力で過給タービンを回しターボ過給を行うのが一般的であるが、過給機付のディーゼル機関でもまだ同一出力の一般機関より排気量も躯体も大きい。しかも、前出のタービンの特性上、実用燃費を低下させないために中速域でタービンが最適設計されるので、中速域での過給圧が高くなりその領域のトルクが上がり２クラス程度上の変速機が必要となる。そのような機関と変速機を組み合わせたパワープラントを一般機関が搭載されていた車両に搭載するのは著しく困難で、特に乗用車では、昨今の車両は自動変速機でなければ多くの需要を満たすことが出来ないのが現状である中で、ディーゼル機関用の変速機としてはコンパクトに設計できる手動変速機のものしか搭載することができないという問題があった。そのような問題のあるディーゼル機関を登載した車両に更にハイブリット車両で必要な車両駆動用モーターを搭載し、その上バッテリーとモーターを制御する制御機を高トルクのディーゼル機関に適用できるようにしながら搭載することは、パワープラントが巨大となり、一般機関の車両の形態では実現することができず、実用的にもコスト的にも実現性の無いものであった。

問題を解決するための手段

以下本発明の問題解決手段を説明する。第１の発明は、６サイクル機関であって、排気側に回生機を持つことを特徴とした内燃機関である。

第２の発明は、吸気ポートと掃気ポートにそれぞれにスロットルバルブを持ち、それらのスロットルバルブは連動して動作し、排気触媒の温度が高い場合には吸気ポートのスロットルバルブに対して掃気ポートのスロットルバルブの開度を開く側に制御し、排気触媒の温度が低い場合には吸気ポートのスロットルバルブに対して掃気ポートのスロットルバルブの開度を閉じる側に制御することを特徴とする６サイクル機関である。

第３の発明は、１気筒当たりに吸気と掃気のための複数のポートとバルブを持ち、吸気を担当するポートにインジェクターを持ち、吸気のときは吸気ポートと掃気ポートの両方のバルブが開き、掃気導入のときは掃気ポートのバルブのみが開くことを特徴とする火花着火式の６サイクル機関である。

第４の発明は、各気筒に関与するインジェクターを吸気ポートと気筒内に持ち、その内の低負荷時に主体的に作動するインジェクターが気筒内に設置されていることを特徴とする火花着火式の内燃機関である。

第５の発明は、６サイクル機関と回生機との間の排気圧を制御することにより、６サイクル機関の出力と回生機からの出力の割合を変化させることを特徴とした請求項１の内燃機関である。

第６の発明は、６サイクル機関の吸気および掃気ポート側に過給気を供給する過給機とそれを駆動するモーターを持ち、主にその回転数の変化により過給圧を変化させることにより機関全体の出力を変化させることを特徴とした請求項１の内燃機関である。

第７の発明は、６サイクル機関の吸気および掃気ポート側に過給気を供給する過給機を持ち、かつ排気側に回生機をもち、回生機から主たる出力を取り出すことを特徴とした請求項１の内燃機関である。

第８の発明は、タービンへガスを供給する円弧上に配置された一連のノズルの入口部に対して共通した開閉バルブを設け、タービン軸を中心線としてそのバルブを回転させることによりノズルの数を増減させることを特徴としたガスタービンである。

第９の発明は、請求項８のガスタービンを直列に多段に置き、それぞれのタービンのノズル入口部に設けた開閉バルブによりガス流量の変化に従いそれぞれのノズルの数をおおよそ比例する形で変化させるが、供給ガス圧力が下がるに従い後段のタービンのノズルの開閉バルブをより閉じ、作動ノズルの数をより減少させることを特徴とした多段ガスタービンである。

第１０の発明は、後段側のタービンは主軸との間にワンウェイクラッチを介して接続しており、流入するガス圧が所定圧以下に低下すると当該ワンウェイクラッチを介して接続されているタービンの内、後段の側から順番にノズルの開閉弁を全開とすることを特徴とする請求項８の多段ガスタービンである。

第１１の発明は、過給機付容積形機関と回生機として請求項８のガスタービンを組み合わせた機関を搭載した移動体であって、容積形機関からの出力を移動体駆動軸に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体である。

第１２の発明は、請求項１の機関を搭載した移動体であって、６サイクル機関からの出力を駆動輪に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体である。

第１３の発明は、過給機付容積形機関と回生機を組み合わせた機関を搭載し、過給機を駆動するモーターを持ち、主にその回転数を制御することより過給圧を変化させ機関全体の出力を制御し、容積形機関からの出力を駆動輪に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした車両である。

発明の効果

前記したように６サイクル機関の欠点としては、３回転で１回しか爆発しないため、出力トルクが一般機関より低くなることである。しかし、６サイクル機関は、▲５▼の掃気導入工程では掃気を燃焼室内に導入し、燃焼室内を冷却し、▲６▼の掃気排気の工程では特に排気バルブ近傍を内部から冷却するため、次の混合気を気筒内に導入する▲１▼吸気工程では気筒内の温度を一般機関より低くできる特徴がある。その効果として効率を高めるために有効な圧縮比を高く設定することができる特徴がある。また実際には、吸気時に混合気が熱せられないので吸気の量が多くなること、一般機関より圧縮比を高く設定できること、「断熱化」により冷却に熱エネルギーを奪われにくく出来ることなどにより、一般機関に比べたトルクの低下は単純にサイクル数の比である４／６のトルクまで低くなることはない。

また６サイクル機関を用いれば、吸気工程を開始するために吸気バルブが開いたときに逆流する可能性のある燃焼室内の気体は掃気であり、排気圧が上がって逆流したとしても温度が低くバックファイヤーなどを起こさない。第１の発明はこれらの特徴に着目し、６サイクル機関の排気側に回生機を取り付け、圧縮し燃焼した後のガスを容積型機関の内部で圧縮比分の断熱膨張をさせた後、回生機の内部で更に大気圧にまで膨張させることにより、排気に残る圧力エネルギーを回生することができるようにしたものである。つまり本発明による内燃機関は燃焼後の膨張比を大気圧までの最大に取ることが出来、排気に残るエネルギーを圧力エネルギーから直接運動エネルギーに変換することで回生し、変換効率の高いコンバインシステムを単純な構成で実現出来る利点がある。

６サイクル機関は機関の内部から冷却できるので、「断熱化」した場合でも、異常燃焼は発生しにくい。更に排気ポートを断熱しても、排気と掃気が交互に入ってくるので一般機関より排気ポート内の温度が低く、排気バルブや回生機が高温により破損することも無い。このように断熱部材を利用することにより、一般機関では冷却水に伝達され冷却損失となる熱エネルギーが排気に残り、これを回生機で回生することが出来る。このシステムの採用による効率向上により一般機関と同一回転数での比較で同等に近い出力を得られるものとなる。

機関を冷却しなければならない熱エネルギーが減ることは、冷却損失の低減であるとともに、冷却系の小型化、単純化に寄与する効果がある。一般機関であればシリンダーヘッドを水冷し、その水をまた外部の充分な大きさのラジエータで冷却しなければならないのに対してラジエータの小型化を行え、小型機関であれば機関の冷却を駆動系の潤滑を兼ねたオイルのみの冷却をすることで対応できる場合があり、さらに小型の機関で強制空冷のものであれば自然空冷に、自然空冷であったものであれば無冷却で、といった形で冷却システムを簡略化することが出来る場合がある。

６サイクル機関は燃焼ガスと掃気を交互に排気バルブから排出している。そのためそれらが混合した排気ガスの温度は一般機関のそれよりは低く保つことが出来る。そのため回生機の温度は低くなり耐久性を確保し易くなる利点がある反面、低公害化の為の排気触媒の温度の管理に関しては一般機関のそれとはやや趣が異なる。排気ポートを外部から積極的に冷却してやる必要性は少なくなり、むしろ保温に注意を払う必要がある。排気触媒は温度が高すぎれば破損してしまうが、低すぎれば働かないからである。

第２の発明は、排気触媒の温度の管理をより精密に行うために、暖気時などの排気ガス温度が所定の状態より低いときに掃気ポートのスロットルバルブの開度を通常の負荷に対応したものより開度を下げるものである。必要な場合には掃気ポートのスロットルバルブを完全に閉じてしまうことも出来る。逆に排気温度が高すぎる場合にはその開度を大きくする。吸気ポート側のスロットルバルブは機関の負荷を変化させるために開度を変化させる必要があるが、掃気ポート側のスロットルバルブは負荷に大きな影響を与えず、排気温度を制御するために吸気ポート側のスロットルバルブとは関連しながらも独立して開度を制御することが可能だからである。この時のスロットルバルブは一般的には各ポートに設けられたバタフライバルブなどを言うが、各ポートを燃焼室に導く吸気バルブと掃気バルブの機関の回転に対するバルブタイミングの開度を制御するもの（いわゆる、可変バルタイという。）で行う方が、吸気や掃気損失を減らすので望ましい。

機関が暖気状態であれば温度が低すぎる場合にはＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ：排出ガス再循環システム）などで昇温してやることもできるので更に細かくコントロールすることが可能となる。しかし、コールドスタート時には排気ガス温度自体がすぐには上昇しないため、ＥＧＲを多用しても排気触媒の温度を急速に上げるのは難しく、排気触媒の活性化までの時間を短縮するには本発明が特に有効である。

６サイクル機関のもうひとつの欠点は、シリンダーヘッドに吸気バルブと排気バルブ以外に掃気バルブが必要であるので、必要なバルブの数が多く各バルブの面積を確保しにくい点である。各バルブの開口面積が充分確保できないと、ガスの出入りの速度の限界から、機関回転が上がらず一般機関と同等の出力を出すことができない。出来れば吸気と掃気のバルブを共用化してバルブ面積を４サイクル機関と同等に確保したいわけであるが、混合気を吸気する火花着火式の機関でそのようなことを行うと燃料を掃気にも混合することになり、燃料を一部そのまま排出してしまうことになるので、燃費がひどく悪化することになり出来なかった。

第３の発明は、本課題を解決するために１気筒当たりに吸気と掃気のための複数のポートとバルブを持ち、吸気ポートにインジェクターを持ち、吸気のときは吸気ポートと掃気ポートの両方のバルブが開き、掃気導入のときは掃気ポートのバルブのみが開くようにしたものである。吸気時には吸気ポートからは混合気が、掃気ポートからは新気が入り気筒内で混合される。掃気時には掃気バルブのみが開き掃気を気筒内に導入する。このようにすることにより吸気工程では、吸気ポートから量は少ないが非常に濃い混合気を導入することにより気筒内に適切な混合気を生成することができるので、吸気バルブの面積は小さくすることが出来、相対的に掃気バルブの面積は大きく取ることが出来る。そのため掃気時のバルブ開口面積を２バルブの一般機関の吸気バルブ程度に取ることができ、更に出力に影響する混合気を燃焼室に導入する吸気時には吸気バルブと掃気バルブの両方のバルブからガスを導入することになるので、トータルのバルブ開口面積は一般機関以上のものとすることができ、一般機関と同程度かそれ以上の回転数を実現可能とすることができるものである。

ガソリン機関の場合、低燃費化のために層状燃焼を狙ってインジェクターを気筒内に配置したものが提案されている。これを６サイクル機関に転用し、バルブ開口面積を確保するための手法としてインジェクターを気筒内に配置することが考えられる。このようにすることにより吸気バルブも掃気バルブも共に新気の導入バルブとして用いることができるので、吸気時も掃気時も両方のバルブを開けバルブ開口面積を確保できるからである。しかし、低負荷低回転のときは燃料噴射量が少なくガソリンが空気と混合する時間が充分取れるが、高負荷高回転の時には燃料噴射量が多くなりかつガソリンが空気と混合する時間が充分取れないので、混合が充分行えずスモークが発生し易い。また最高出力はほぼ最高回転数で発生するので、その時の時間当たりの最大噴射量に合わせるためには燃料の供給圧力を極めて高くする必要があり、燃料ポンプの仕事量が大きくなり、極低負荷時には吸気ポートにインジェクターを配置したものより実燃費が悪化するという問題があった。また、高圧で燃料を噴射する必要があるため、点火プラグなどの気筒内の部品の破損やかぶりにつながるものであった。

第４の発明は、このような問題に鑑み、１気筒当たりに作用する複数のインジェクターを持ち、少なくとも１つの気筒内においたインジェクターは低負荷低回転時用とし、高負荷時には吸気ポート内のインジェクターが不足を補うものとして主体的に作動するものである。このようにすることにより、気筒内インジェクター用の燃料ポンプの設定圧力と容量は小さくすることが出来、低負荷低回転時には燃料を成層化して希薄混合気燃焼により更なる低燃費化を図ることができる。大量の燃料を必要とする高負荷のときは均一燃焼で良いので、燃焼までの混合に時間の掛けられる吸気ポート内のインジェクターが主体となって必要な燃料を供給する。吸気ポート内のインジェクターは機関の１サイクルの間のどの時期に噴射してもよいので噴射に時間を掛けられ、気筒内においたインジェクターへの供給圧力よりずっと低圧の燃料ポンプにより必要な燃料が供給できる。また、気筒内のインジェクターは低回転低負荷時のみを考慮すれば良いので時間当たりの燃料噴射量が少なくてすみ、小さくでき、シリンダーヘッドの配置も容易となり、かつ点火プラグのかぶりや損傷が発生すること無い。なお本発明は対象が火花着火式の機関であれば６サイクル機関に限らず、２サイクル機関や４サイクル機関にも適用できるものである。特に過給機を利用する機関では、過給圧の低いときの低負荷状態から最大過給時の高負荷状態までの燃料噴射量の幅が大きいので有効なものである。

回生機で排気ガス圧から出力を取り出せるように６サイクル機関と回生機との間の排気ポートの圧力（排気圧）を大気圧より高くとると、６サイクル機関の▲４▼排気工程と▲６▼掃気排気工程ではシリンダー内のガスを排出するために６サイクル機関は自身の運動エネルギーを消費することになる。また排気圧を高くとると▲６▼掃気排気工程で燃焼室に残る排気や掃気が増え、その次の▲１▼吸気工程で導入ガス量が減り、６サイクル機関の出力トルクが下がる。この二つの効果により、６サイクル機関の出力は排気圧が高いほど低くなるのに対して、回生機の出力は単純に入口圧力である排気圧が高いほど高くなる。第５の発明は、この原理を利用して排気圧を制御することにより、６サイクル機関と回生機からの出力の割合を制御することを特徴としている。

排気圧を変化させる方法としては、回生機が容積形のモーター、たとえばエアコン用コンプレッサーなどで使われるスクロール型のものをモーターとして利用したものであれば、その回転数を６サイクル機関の回転数に対して所定の比例する速度より上げれば、流入ガス量が増え６サイクル機関からの排気ガスは膨張して回生機に流入しなければならない必要から、排気バルブが開いたときに自由膨張し、排気圧は低下する。このようにして６サイクル機関の回転数と回生機の回転数との速度比を変えることにより、６サイクル機関と回生機との間の排気圧を制御し、機関の出力と回生機の出力割合を制御することが可能である。本発明は２つの負荷に対して動力の配分比を変えて供給したい場合に適している。たとえば農業用機械などのように、走行用の駆動力とは別に、走行速度とはあまり関係なく農産物の刈り取りや脱穀する機械部分の駆動力を必要とする場合とか、推進力とは別に比較的大きな発電機を駆動する必要のある遊覧船のような移動体の場合である。

タービン型の回生機は、膨張比が固定される上記のような容積形の回生機と比較して、膨張比の変化にある程度対応可能なので排気圧の変化に対応できることと、ガスの圧力エネルギーをコンパクトな機器で駆動力に変換できる利点がある。ガス容積流量の変化に対する対応としては、容積形の回生機であればその回転数で対応するが、ガスタービンの場合の対応方法としてはタービンのノズルを構成するベーンの角度を連続的に変化させ、ノズルの開口面積を変化させる可変ベーン式タービンが知られている。また後記する第８から第１０の発明によるガスタービンを用いることによりガス容積流量の変化に対してより幅広く対応することができ、より有利である。回生機にこれらのようなタービンを用いた場合には、６サイクル機関の出力回転数の変化に対してこれらのタービンは従来のタービンより安定した回転数で効率良く出力を発生する。そのような状態で２種類の負荷に対して動力を配分したい場合に適するシステムとなる。

回生機の間の排気圧をブーストするブーストバルブを設けた場合には、このブーストバルブを開放することにより６サイクル機関単体の出力を最大まで上昇させることが出来る。このとき回生機にガスタービンを用いた場合には、ガスタービンの慣性マスは大きいため一時的に回生機の入口圧力を大気に開放してもその間も回転速度を維持することができる。低回転で運転されている回生機付６サイクル機関の出力を突然高めたい場合に、一時的に回生機からの出力は減っても６サイクル機関の出力を上昇させ、機関の回転数を上昇させるのに用いれば、低負荷運転を行っている機関を急いで大きな負荷で運転したい場合に有利である。特に車両などの負荷が大きく変動する移動体用の動力源として使用する場合には、アクセルに対して機関出力の変動のタイムラグが少ないシステムとなる利点がある。

一般機関やディーゼル機関の出力を上げる手法として過給機を用いることは知られている。しかし、過給機で過給された新気は温度が上昇するので、一般機関でもディーゼル機関でも特に排気系のエンジンパーツの耐熱性が問題となってくる。更に、一般機関では吸気温度は上がり異常燃焼が発生しやすくなる。それらの解決手段として、インタークーラーを設け、過給した空気を冷却する必要が生じ、部品点数が増え冷却空気も多く必要となる。インタークーラーを設け圧縮した空気を冷却することは、容積形機関の部分のみを見た場合には吸気温度が低下し熱効率は上昇するが、回生機を含めた機関全体としてみれば圧縮した状態で熱を廃棄することは排気から回生することのできるエネルギーを減少させるので効率は悪化するものである。６サイクル機関も一般機関と同様に過給することにより出力を向上させることができるが、回生機付６サイクル機関の場合、燃焼室温度や排気ガス温度は原理的に低く、過給することにより容積形機関の部分の圧縮比を下げなければならないとしても、排気に残る熱エネルギーを回生機で回生することができるので効率の低下は無い。爆発後の膨張比は過給していない場合と同様に高く取ることができるからである。基本的に回生機付６サイクル機関は、過給することによる効率の低下はほとんど無く、コンパクトになるメリットが強く働く。そのため従来の４サイクル機関などよりもより高圧に過給することがその特性上有効である。ただしむやみに高圧化すると容積型機関の圧縮比を大きく下げなければならず、▲１▼吸気工程や▲５▼掃気導入工程での導入ガス量が減り、ガスの交換効率が悪くなり、６サイクル機関の出力トルクは過給圧に比例するほどは上がらなくなるので注意が必要である。

一般機関では主に吸気ポート内のスロットルバルブの開閉によりその吸入ガス量を調整し、その出力を制御している。しかしスロットルバルブを閉じることによって出力を抑制することは、吸気工程で気筒内に導入されようとする吸気の流れを絞り込む抵抗を付けることであるので、気筒内は大気圧以下になりポンピングロスを発生し、機関の吸気工程における抵抗となる。６サイクル機関はスロットルにより出力を抑制する場合、吸気を絞り込む場合に掃気も絞り込まないと排気ガス温度が低下し排気触媒の温度が下がりすぎるので、掃気ポートにもスロットルバルブを設けて排気温度が下がり過ぎないように掃気のガス量を調整する必要がある。したがって６サイクル機関では、１サイクルで吸気工程と掃気導入工程の２回の工程でポンピングロスによる抵抗が発生する。過給機を用いた場合にも、スロットルを過給機の前に置き空気の流れを絞るので、過給機に吸入抵抗が発生しエネルギーロスとなるが、６サイクル機関の場合１サイクル当たりに必要とする空気が多い分、このエネルギーロスも多くなる。スロットルによる絞込みを削減することは一般機関より切実な要求がある。

第６の発明はポンピングロスを削減するために過給機をモーターで駆動し、主にその回転数を制御することにより６サイクル機関の過給圧を変化させて機関の出力を変化させるものである。このように無過給の機関でスロットルバルブにより出力を制御するよりも、積極的に過給機を用い、その回転数を制御して機関の出力を変化させる方がスロットルによるポンピングロスがなく、機関のパーシャル領域の効率の向上を図ることができる。過給タービンを排気タービンで駆動するターボチャージャーでは、その慣性マスのためにタービンの回転数をそれほど急速には変化させることができない。車両ドライバーのアクセル制御などに合わせて短時間にタービン回転数を変えて過給圧を変化させることが出来ないので、結局スロットルバルブで制御することとなり効率が悪い。それに対して、本発明による機関ではモーターにより過給機のみを駆動しているので短時間で過給機の回転を変化させることが出来、そのためスロットルバルブを使用しないでもアクセルレスポンスが良いので実用燃費が向上する利点がある。

過給機がタービン式のものではその回転数を変えることにより過給圧は変化させることができるが、ガスの容積流量は圧力を変えずに変化させようとすると管路面積は決まっているので効率が悪化する。そのため中速域の回転数に合わせて排気タービンで駆動する過給タービンを設定するのが一般的であるが、そのようにすると中速域のトルクが上がる反面高速でのトルクが下がり、中速域で非常に盛り上がったトルク特性をもつことになる。その対策として過給機をモーターで駆動したものと併用し、共にガスのワンウェイバルブを持つことにより、中速では一般的に使われている排気タービンで駆動する過給タービンが主体として働き、高速ではモーター駆動の過給機が不足するガス容積を補うことにより、更に低速でもモーター駆動の過給機を主体として働かせることにより、すべての回転領域で過給を均等に働かせることができ、トルク特性を平滑にすることができる。これは、複数のモーター駆動の過給機を用いることにより、低速から作動する過給機の数を順次増やすことによっても同一の効果がある。これらは第６の発明概念に含まれるものである。また第２の発明とこの第６の発明を組み合わせた概念として、吸気と掃気を単一のモーター駆動の過給機で過給し、吸気か掃気ポートの片方にスロットルバルブを設けることにより排気温度を制御することができる。また同様に複数のモーター駆動の過給機を用いることにより、吸気と掃気の過給圧に差を設けることによっても排気温度を制御することができる。これらはすべて第２の発明と第６の発明概念に含まれるものである。

単に排気側に回生機を置いた６サイクル機関の場合、機関全体の出力の主体は６サイクル機関であり、回生機はその効率の向上のための補助的なものとなっている。しかしこのように吸気側に過給機を設置し、大気圧より高い圧力を６サイクル機関に供給した場合には、６サイクル機関の排気に残るエネルギーはより大きくなり、機関全体の出力のより多くの出力を回生機から取り出すことが可能となる。回生機付６サイクル機関は過給圧を高くすることにより回生機からの出力割合は増加する特性がある。

第７の発明は、この過給圧を４００ＫＰａ程度かそれ以上に高くとることにより、機関の出力のほぼすべてを回生機から得るようにしたことを特徴としている。６サイクル機関の出力は過給機を回したり、その他の発電機などの補機を駆動したりするのに用いられる。このようにすることにより、振動の多い往復機関は躯体から柔らかいマウントで浮かせて使用することができ、外部に振動が伝わらない利点がある。このような機関は燃焼室として６サイクル内燃機関を用いたガスタービン機関、すなわち６サイクルガスタービンと言うべきものとなる。

本発明の６サイクルガスタービンは過給圧より高い排気圧、すなわちタービン入口圧を取ることができるので、自由ピストン型ガスタービンに比較して掃気の量が少なくて済み、かつ容積形機関の排気が自由膨張することも無く、熱サイクル効率が高い。６サイクルガスタービンは吸気に混合気、掃気に新気と、ガスをポートにより分離することができるので、ディーゼル機関のみならずガソリン機関にも用いることが出来る特徴がある。容積形機関部分にクランクを持つ６サイクル機関を用いているのでクランクを用いた内燃機関型の制御方式を使用することができ、回転数制御や負荷変動に対して制御が容易な特徴を持っている。６サイクルガスタービンは船舶用の動力として、またコンパクトなタービン型のコンプレッサーを用いた１ＭＰａ以下程度のコンプレッサーの動力として適当である。また発電用に用いれば、出力軸の回転数が高いために容積型機関によるものより発電機をコンパクトに出来る利点がある。通常のガスタービンは１０，０００ｋｗ以上の発電所のような非常に大きいものであれば、タービン効率も高くでき、排出ガスに残る熱エネルギーで蒸気タービンを回すコンバインサイクルが利用できるので効率を良くできるので実用化されているが、小型の１００ｋｗクラスのものではガスのリークや熱伝導ロスの関係からそれ自体の効率を上げるのが難しく、また小さすぎて排熱を利用したコンバインサイクルの利用も難しいので、４サイクルディーゼル機関など対して効率の点で劣り、非常用の発電機程度にしか利用されていなかった。それに対して本発明の６サイクルガスタービンは容積型機関の排気に残る圧力エネルギーを回生機で回生するコンバインサイクルをコンパクトにまとめたものであるので、小さいものであれば３０ｋｗクラスから、大きなものであれば発電機用の１０，０００ｋｗ以上のクラスまで実用的に利用することができる。ここで大きいものであれば排出ガスに残る熱エネルギーで蒸気タービン等を回す廃熱回生システムを更に付加することもでき、効率の更なる向上を図ることも可能である。

船舶では大型の内燃機関を搭載しているが、容積型機関はどうしても慣性振動を発生するため、その出力を直接スクリューに伝達して使用とするとその振動が船体に伝播し、乗客に不快を感じさせる。それに対して本発明の機関を用いたものでは、容積機関である６サイクル機関部分は船体と弾性的に搭載され発電などに用い、扱動が船体に伝播しないようにすることができ、スクリューを駆動する出力は振動の少ないタービンから直接的に、もしくは間接的に一度発電機により電力に変換してその電力を利用してモーターでスクリューを回すことができる。そのため船舶用の内燃機関として燃費と商品性を両立することができるものとなる。

第８の発明の特徴は、タービンへ高速で流出するガスを供給するノズルの数を変化させることにより、ガス容積流量に従ってノズル面積を変化させ、流入圧を適切に制御するものである。たとえばガス容積流量が半分になればノズルの数を半分にすることにより、流入圧を一定に保つことが出来るし、その状態で再度ノズルの数を増やすことにより、ガスタービンの通路抵抗は減り、ガスの容積流量は増えタービンの流入ガスは膨張し圧は下がる。このノズルの開閉は、タービンの軸に対して回転方向に動く単一のバルブにより行われ、最低の部品点数の増加で実現している。

本発明によるガスタービンは、ノズル自体は固定されているので比較的短いノズルで音速以上の流速を実現するノズル形状とすることができ、音速流体の衝撃波に対しても高い剛性が確保できる。６サイクル機関の回生機としては無過給の６サイクル機関であっても理想排気圧は４気圧に近い圧力となるが、そのような圧力にも一段のタービンで回生が可能となる。また部品点数としては最低限の部品数の増加で実現することができ、コスト的に安価にできる特徴がある。またノズルが固定されているのでノズル形状が良く、ノズル出口とタービンの距離は極力近く保つことができ効率が高い。本発明によるガスタービンは、使用状態の中で負荷が変動する小型のガスタービンなどに利用する場合にもパーシャル効率が向上するため有効なものである。ディーゼル機関などの排気タービンとして利用した場合には、実際の使用頻度の高い低負荷の状態でも効率良く外部に動力を取り出すことができ、これまで実用されなかった排気回生が実用的に行える利点がある。

本発明によるガスタービンを設計する場合に、機関の使用目的によっては設計圧力を全負荷よりやや中間的な負荷にあわせて設計することによっても実用的な機関となり得る。全負荷のときはノズルの開く数を増やし対応したり、ブーストバルブをやや開くことにより過剰のガスをバイパスさせたりすることにより、流入ガスをわずかに自由膨張させ設計圧力で回生することができる。たとえば６サイクル機関の回生機として用いた場合には、このようにすることにより、使用頻度の高い中程度の負荷ではきわめて効率良く、使用頻度の低い全負荷ではやや排気を回生できない分の効率低下が生じるがそれでも一般機関よりは高い効率を実現しながら、排気圧が低下する分６サイクル機関単体の出力を高めることができる。車両などの移動機関にはこのような設計による回生機付６サイクル機関が、実用燃費が高まりかつ最高出力の高い機関となり適している。

第９の発明は、第８の発明のガスタービンを直列に多段に置き、それぞれのタービンのノズルに設けた開閉バルブを、それぞれのノズルの数を基本的にはほぼ比例する形で動作させることを特徴としたガスタービンである。多段にすれば音速以下のガス流速を用いても一段当りの出口入口の圧力比を１．９としても二段にすれば３．６気圧、三段にすれば６．８気圧の圧力を扱うことが出来る。このような多段タービンを軸流形タービンとすれば、多段のタービンの軸を共通とすることができ、１軸のタービンで高い流入圧に対応できる利点がある。可変ベーン形タービンと比較して部品点数が少ないので多段化した場合にも安価となる特徴がある。本発明によるガスタービンは、ガス量が変動しかつ圧力が変動する小型のガスタービンとして利用する場合にもパーシャル時の効率が向上するため有効なものである。ディーゼル機関の排気タービンに適用した場合には、実際の使用頻度の高い低回転低負荷の状態でもより効率良く外部に動力を取り出すことができ、これまで実用されなかった排気回生が実用的に行える利点がある。

本発明によるタービンではガス流量の低下に対応するためには、すべてのタービンのポート数を同様に減少させるが、更に入口圧力の低下に対応するためには、圧力の低下と共に後段のタービンのポート数を余計に減少させる。タービン入口圧力が低下した場合はタービン一段当たり出口入口の圧力比が下がるので、一段当たりのガスの膨張比が小さくなり、後段に入るガス量は設計流量に対して余計に下がるのでこのようにすることが全体としての効率を向上させる。

第１０の発明は、タービン入口圧力が大きく低下した場合にタービンの回転数の低下を防ぎ、効率の低下を防ぐものである。タービン入口圧力が低下した場合に一段あたり出口入口の圧力比がり、ガス流速が低下するのでタービンの回転数が低下する。一度タービンの回転数が低下するとその慣性マスの影響で再度回転数を上げるのには時間が掛かるので、タービンの回転数は下げない方が望ましい。たとえば二段で３．６気圧用として設計されたタービンの入口圧力が１．９気圧まで下がった場合には、１段で対応した方が流速は高く、タービン回転数を高く維持することができる。このような場合に、後段のガスタービンから順に全てのポートを開くと、その段の出口入口の圧力比は１付近まで下がり、他の段の出口入口の圧力比を高めることができ、排気圧が低下した時にもタービン回転数を保つことが出来る。しかし、このとき全てのポートを開かれたタービンのノズル流速は低いものとなるので、そのタービンが主軸に固定されていると回転に対して抵抗となる。本発明では二段目以降のタービンは主軸との間にワンウェイクラッチを介して接続しており、このような場合に効率を下げることなくタービン回転数を高く維持することが出来る。

本発明によれば、タービンの一段の出口入口の圧力比を１．９とすると、二段にすれば３．６気圧、三段にすれば６．８気圧の圧力を最大圧として、ガス圧と流量の変化に対して、タービン速度を下げることなく効率良く回生することができる。本発明によるガスタービンは、ガス量が変動しかつ圧力が変動する小型のガスタービンとして利用する場合にもパーシャル時の効率が向上するため有効なものである。ディーゼル機関の排気タービンに適用した場合には、実際の使用頻度の高い低回転低負荷の状態でもより効率良く外部に動力を取り出すことができ、負荷変動に対してのタービンの回転数低下が少ないのでタイムラグが少なく、これまで実用されなかった排気回生が実用的に行える利点がある。

第１の発明の回生機付きの６サイクル機関は動力の少なからぬ部分を回生機から出力するが、車両用の機関として利用する場合に回生機の出力をどのようにして駆動輪に伝達するかが問題となる。また６サイクル機関に限らず、過給機付の２サイクルや４サイクルディーゼル機関に回生機を付したものを車両に適用しようとした場合も回生機の出力をどのようにして駆動輪に伝達するかが問題となる。

第１１の発明は、これら容積型機関からの出力は一般的車両と同様に変速機などを介して移動体駆動軸に伝達するとともに、回生機として第８から第１０までの発明のガスタービンを用い、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを移動体駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体である。このように回生機からの出力を一旦電力に変換し、それを駆動側のモーターに送り込むことにより駆動軸を効率良く駆動することが可能となり、回生機から取り出した動力を有効に駆動軸に伝達することができる。また電力を介することによりタービンと容積形機関との共振の問題は発生せず、発電機の吸収トルクを制御することにより最適な回転数で回生機を回すことができる。このとき移動体駆動用モーターの出力軸は容積形機関に接続されていても良いし、移動体を駆動する軸に接続されていても同様な効果がある。

過給機付の２サイクルや４サイクルディーゼル機関を小型車両に搭載する場合、その大きさとトルクが問題となる。これまでのタービンでは設計点から外れると効率が悪く、現在以上に過給し容積機関本体をコンパクトすることは、機関全体のパーシャル効率の低下に繋がり、実用的な車両では実用燃費が悪化するので２気圧以上の過給圧を用いることはできなかった。しかし第１１の発明による車両に搭載される機関であれば、第８から第１０までの発明のタービンを排気タービンとして用いるので、設計タービン流入圧に対して排気圧が下がったパーシャル状態の場合であっても効率が良く、より高い圧力、たとえば２気圧以上に過給しても機関全体の実用燃費の悪化が少なく、よりコンパクトで搭載性が良く低燃費の内燃機関となる特徴がある。高過給化により容積型機関の排気量が小さくて済むことによりバルブ開口面積当りの排気量が減るので高回転化することができ、またタービンに流入するガス容積が最大ガス容積から大きく低下しても効率の悪化が少ないので、タービンをより高い負荷に対して最適設計を行うことができ、最高回転付近までトルクの下がらない一般機関に近いトルク特性とすることができる。そのため一般機関とあまり変わらないトルク容量の変速機を用いることができるので、自動変速機と組み合わせて搭載することが可能となり、ハイブリット車両であれば一般機関と同様のハイブリットシステムの転用が可能となるため、一般機関を搭載している移動体と同等の形態と機能をとることができる。

第１２の発明は、６サイクル機関からの出力は一般的車両と同様に変速機などを介して駆動輪に伝達するとともに、回生機としてガスタービンを用い、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを移動体駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体である。このように回生機からの出力を一旦電力に変換し、それをモーターに送り込むことにより駆動軸を効率良く駆動することが可能となり、回生機から取り出した動力を有効に駆動軸に伝達することができるものとなる。また電力を介することによりタービンと容積形機関との共振の問題は発生せず、発電機の吸収トルクを制御することにより最適な回転数で回生機を回すことができる。このとき移動体駆動用モーターの出力軸は容積形機関に接続されていても良いし、移動体を駆動する軸に接続されていても同様な効果がある。

車両などの移動体では、定速走行状態から急に加速したい場合がある。低速走行時にも一般機関の場合では最大負荷付近で使用すると効率が良いので、可能な限り高負荷で運転するように自動変速機の設定を行っている。このとき機関の回転の最大負荷付近を使用している場合には機関はそれ以上トルクを上げることが出来ないので、一旦変速機の変速比を大きくして機関の回転を上げ、そこから加速を開始することになる。そのため加速を指示しているのに一時的に機関の回転数が上がるまで加速度が増えないタイムラグが生じることが多い。それに対して本発明の移動体は、機関の最高効率ポイントで運転していても排気圧を下げることにより、より高い出力を出すことができるので、定常走行時に効率を求めても常に余裕のある負荷で走行でき、タイムラグが少ない。例えば、全負荷で運転されていても、排気バルブは開く直前の圧力に等しい排気圧で運転されていた場合であれば、回生機が容積形のモーターであればその回転数を６サイクル機関の回転数に対して比例する速度より上げることにより、可変ベーン型のタービンであればノズルの面積を増やすことにより、第８から第１０までの発明のタービンを用いた場合にはノズルの数を増やすことにより、もしくは排気圧をブーストバルブからブーストすることにより、排気圧を一時的により低い圧力にコントロールすることにより、６サイクル機関単体の出力を更に上昇させることが出来る。そしてその間はタービンの出力は減少するが、タービンの慣性マスが大きいことにより発電を継続しても急激にはタービン回転は下がらず、低速走行状態から突然加速状態を移行したい場合にもタイムラグを短く、もしくは生じさせないことができる。

また車両は動力源として内燃機関を搭載している場合、その冷却のためラジエータとラジエータファンや水ポンプや冷却水タンクなどを必要とし、そのため多くのスペースが必要となる。またラジエータを冷やすために多くの冷却風を導入する必要から、自動車の前面には大きな冷却風取入口が必要となる。この冷却風取入口の存在は走行時の空気抵抗を増やし、燃費を悪化させる。それに対して本発明による回生機付６サイクル機関を利用した車両は、内燃機関の効率が高く、冷却損失を少なくできることにより、冷却装置を小型化でき、そのため内燃機関から外部に出る騒音や熱を少なくすることができ、乗車する人や周りの人がより快適な車両となる。同時に車両の空力抵抗を下げることができ、機関の特性以上に燃料消費の少ない車両とすることができる。

第１３の発明は、過給機付容積形機関と回生機を組み合わせた機関を搭載し、過給機を駆動するモーターを持ち、主にその回転数を制御することより過給圧を変化させ機関全体の出力を制御し、容積形機関からの出力を駆動輪に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした車両である。高い過給圧を用い、その過給機の回転数を制御して機関の出力を変化させるので機関はコンパクトになる上、モーターにより過給機を駆動しているので短時間で過給機の回転を変化させることが出来、そのためアクセルレスポンスが良いので出力を制御するのにスロットルバルブをほとんど使用しないですみ、ポンピングロスを無くすか削減することが出来、実用効率が向上するものである。このようにパーシャル状態の場合であっても効率が良いため、より高い圧力、たとえば２気圧以上に過給しても機関全体の実用燃費の悪化が少なく、よりコンパクトで搭載性が良く低燃費の内燃機関とすることができる特徴がある。高過給化により容積型機関の排気量を小さくすることが可能なことによりバルブ開口面積当りの排気量が減り、より高回転化することができ、最高回転付近までトルクの下がらない一般機関に近いトルク特性とすることができる。そのため一般機関とあまり変わらないトルク容量の変速機を用いることができるので、自動変速機と組み合わせて搭載することが可能となり、ハイブリット車両であれば一般機関と同様のハイブリットシステムが転用できるため、一般機関を搭載している車両と同様の形態と機能をとることができる。

このように本発明は、乗用車のみならずアイドル停止の燃費に対する影響の少ない、高速バスや大型トラック、船舶といった移動体に対しては、特にハイブリット車両のようにバッテリーなど持たずとも効率の良い内燃機関の駆動システムを持つ移動体を提供する。またアイドル停止や走行エネルギーの回生が燃費に影響する乗用車などでは、アイドル停止や走行エネルギーの回生の可能なハイブリット車両に対して、最低限の部品増で更に効率の良い内燃機関を搭載することを可能とし、相乗的効果により燃費の良い車両を得ることができる。更にハイブリット車両のようにバッテリーを持つことにより、回生機であるタービンが駆動する発電機からの電力がほとんどないときでもバッテリーから過給機を駆動するモーターに電力を供給することができるので、機関が停止状態からでも短時間に高負荷状態に移行できる相乗効果による利点があるものとなる。

発明を実施するための形態

以下、本発明の実施の形態を図１から図２１に基づいて説明する。

図１は本発明で用いる６サイクル機関の各工程を示したものである。吸気ポート２１にインジェクター２５を備え、ここで混合気が作られる。クランクシャフト５０は時計周りに回転している。（Ａ）図は▲１▼吸気工程を示しており、ビストン５５は下降しているので燃焼室１５の圧力は下がり、吸気ポートの混合気を吸気バルブ２２から燃焼室内に導入する。（Ｂ）図は▲２▼圧縮工程を示す。燃焼室内の壁面を構成するシリンダーヘッド２０、ピストンヘッド、シリンダー上部、及び各バルブの燃焼室側は断熱処理が施され、冷却損失を極力抑制している。燃焼室には点火プラグ２６の着火部があり、ピストンが上死点付近に来たとき混合気に着火する。（Ｃ）図は▲３▼膨張工程を示す。燃焼ガスの圧力エネルギーをクランクの回転エネルギーに変換する。（Ｄ）図は▲４▼排気工程を示す。排気ポート３１も断熱処理を施している。排気ガスの温度を維持するために内側を断熱材のポートとして二重構造とすることが望ましい。（Ｅ）図は▲５▼掃気導入工程を示す。本実施例の機関では第３図に示すように吸気バルブ２２、排気バルブ３２、掃気バルブ４２の３つの開閉バルブを持っている。吸気バルブ２２と掃気バルブ４２は同じ側にあるので、（Ａ）図から（Ｄ）図と（Ｆ）図では吸気ポート２１と吸気バルブ２２が、（Ｅ）図では掃気ポート４１と掃気バルブ４２が表示されている。表示されていないバルブは閉じている。掃気導入工程では掃気を導入し燃焼室を冷却する。（Ｆ）図は▲６▼掃気排気工程を示し、燃焼室を冷却した掃気が更に排気バルブ３２と排気ポート３１を冷却する。

このように６サイクル機関は燃焼室を内部から冷却する掃気工程を持つので、気筒内の温度を一般機関より低くできることにより圧縮比を高く設定することができ、冷却システムをシンプル化することが出来る。更に回生機を用いることにより、一度燃焼ガスから壁面に吸収された熱を圧縮した掃気に吸収させ、冷却損出の多くを回生機の出力として回生することが出来る特徴がある。

図２は第１の発明の回生機付６サイクル機関の模式図と、その効果として一般機関との熱サイクルの違いを燃焼室内の容積と圧力変化で模式的に表したグラフである。（Ａ）図のように無過給の６サイクル機関１の排気マニホールド８０に回生機である排気タービン１００が取り付けられ、排気に残る圧力を回転エネルギーに変換し、圧力の下がったガスを回生機の下流の排気マニホールド８０’から大気に排出している。排気側にタービンを置くことにより排気圧の圧力エネルギーの回生を行っているが、無過給の一般機関でこのようなことを行えば、排気圧が高まることにより異常燃焼やバックファイヤーが発生してしまう。

（Ｂ）図は一般機関と本機関の各工程の燃焼室の容積と圧力変化を示すグラフ（以下、ＰＶ線図）である。点線が同一の排気量の一般機関で圧縮比９．５の場合のＰＶ線図であり、実線が第１の発明の機関で圧縮比１２．２の場合のＰＶ線図である。それぞれａ１、ｂ１から圧縮工程が始まる。このときの圧力は共に大気圧であり、容積は一般機関の方が圧縮比が低いので上死点での容積が大きくその分圧縮開始時点の容積も大きい。圧縮工程で断熱圧縮されピストンが上死点の位置まで来た時それぞれａ２、ｂ２に達する。ピストン上死点で混合気が爆発すると燃焼熱により燃焼室内のガスは温度が上昇しそれぞれａ３、ｂ３まで圧力が上昇する。その後、膨張行程で断熱膨張し、一般機関の場合はピストンが下死点の位置ａ４まで膨張したときに排気バルブが開き、排気は大気圧であるａ１まで自由膨張し開放される。その後、排気工程、吸気工程を得て再びａ１に戻り１サイクルが終わる。それに対して本発明の機関では膨張行程でピストンが下死点の位置まで来た時、ｂ４で６サイクル機関の排気バルブは開くが、排気圧はほぼその時の圧を維持したまま６サイクル機関から回生機に送り込まれる。このときの回生機付６サイクル機関全体の理論効率は最大となるので、以後実線のようなＰＶ線図をとる排気圧を理想排気圧と呼ぶ。排気ガスはその後回生機の中で更にｂ５のポイントまで断熱膨張して大気圧で放出される。６サイクル機関の方はｂ４の後、排気、掃気導入、掃気排気、吸気の各工程を得て１サイクルを完了する。回生機に送り込まれるガスとしては、燃焼後の６サイクル機関の排気工程で送り出される排気ガス以外に掃気排気工程で排出される掃気ガスがあるが、エネルギー効率を考慮する際には、６サイクル機関の掃気を圧縮し排出するエネルギーをタービンがすべて回収するとすれば関係がないのでその分は考慮していないグラフとなっている。

本図点線と実線のそれぞれの線で囲まれた面積が、混合気の燃焼熱から回生できる可能性のあるエネルギーの理論値を示している。点線で囲まれた面積は、一般機関が１サイクルで燃焼エネルギーを動力に変換しうるエネルギー量を示しており、実線で囲まれた面積は、回生機付６サイクル機関が１サイクルで燃焼エネルギーを動力に変換しうるエネルギー量を示している。本図では実線で囲まれた面積の方が３０％広い。本図は、本発明である回生機付６サイクル機関の方が一般機関より１サイクル当りで３０％多くの出力が出ることを示している。本発明による機関は排気圧により燃焼室内に残留する掃気の量が多いので、このとき残留するガスの中に含まれる新気の量も考慮して、吸気に噴射される燃料の量が決められている。圧縮工程開始時の新気は本発明の機関の方がガス交換効率が３％高いので燃料も３％多く、総合すると熱効率は一般機関より２７％良いことになる。

図３は第２の発明の１実施例の多気筒機関６サイクル機関のシリンダーヘッド２０と各ポートとスロットルバルブの配置をピストン側から見た図である。本実施例は基本的な６サイクル機関のバルブとポート配置を持っている。吸気ポート２１と掃気ポート４１は独立しており、吸気ポートからは混合気が、吸気ポート２１からは新気が導入される。プラグ２６はバルブ面積を狭めないように配置されている。吸気ポート２１にはバタフライバルブ方式の吸気用スロットルバルブ２３が、掃気ポート４１には掃気用スロットルバルブ４３が、それぞれ独立して回転可能なシャフトに固定されている。

図４の（Ａ）図及び（Ｂ）図はそのリンク周りを示す側面図である。一般的に移動体ではアクセルペタルを踏み込むことによって、もしくはスロットルレバーを倒すことによって、吸気ポートにあるスロットルバルブを開く方向に連動して動作させるが、本発明の掃気ポート４１に取り付けてある掃気用スロットルバルブ４３は、更に吸気用スロットルバルブ２３に対して、レバー８１、ロッド８３、リンク８５、ロッド８４、レバー８２を介して連動している。アクチュエータ９１は排気ガス温度により外部からロッド９２の突き出し量を変えるように制御されている。定常状態ではアクチュエータ９１は（Ａ）図に示された状態にあり、掃気用スロットルバルブ４３はほぼ吸気用スロットルバルブ２３に比例した開度となる。排気ガス温度が高くなると（もしくは排気触媒温度が高くなると予想されると）（Ｂ）図のようにアクチュエータ９１からリンク８５の支点を支えているロッド９２を突き出す。その動きに伴いロッド８４は掃気用スロットルバルブ４３を余分に開き、吸気に対して大目の掃気を導入する。逆に排気ガス温度が低くなると（もしくは排気触媒温度が低くなると予想されると）アクチュエータ９１のロッド９２が引っ込み、掃気用スロットルバルブ４３を吸気用スロットルバルブ２３に対して閉じる方向に動作させ、吸気に対して少な目の掃気しか導入されないように作動する。

本発明の概念においては、アクセルペタルやスロットルレバーに連動するスロットルバルブを吸気ポートにあるスロットルバルブに限定するものでは無く、逆に掃気ポート４１に取り付けてある掃気用スロットルバルブ４３に連動し、そこからアクチュエータで動作する部材を含むリンク機構を介して吸気用スロットルバルブ２３に連動するものであっても良い。また吸気ポートと掃気ポート全体に対して、一つのスロットルバルブを持ち、その下流の吸気ポートか掃気ポートの片方にアクチュエータで開閉するスロットルバルブを持つ場合でも同様な効果があることは当業者にとっては明白なものであり、これらの構造は本発明の概念に含まれるものである。

図５は図４のアクチュエータ９１の制御をフローチャートで示したものである。排気温が高いとき（もしくは排気触媒温度が高くなると予想されるとき）は掃気のバルブは開く方に制御され、排気温が低いとき（もしくは排気触媒温度が低くなると予想されるとき）は掃気のバルブは閉じる側に制御される。

図６と図７は第３の発明による２つの実施例のシリンダーヘッド２０をピストン側から見た平面図である。図６は３バルブの実施例を、図７は５バルブの実施例を示している。図６の３バルブの実施例では掃気バルブ４２と排気バルブ３２は大きく、吸気バルブ２２は相対的に小さくなっている。図７の５バルブの実施例では掃気バルブ４２を２つ、吸気バルブ２２を１つとして掃気バルブ４２の合計面積を大きくとっている。掃気導入工程では掃気バルブのみが開くが、吸気工程では吸気バルブと同時に掃気バルブも開き混合気と新気を導入する。吸気ポートには１回の爆発に必要な燃料が噴射されており、一般機関の吸気と比べると濃い混合気となっており、吸気工程と圧縮工程の間に掃気バルブから導入された新気と混合されシリンダー内を所定の混合気状態とする。本発明の構造とすることにより、図３に表されている基本的な６サイクル機関のバルブ配置に比較して掃気導入時のバルブ開口面積を大きく取ることができ、出力に影響する混合気を燃焼室に導入する吸気時にはバルブ開口面積を一般機関以上にとることができ、一般機関と同等もしくはそれ以上の回転数を実現できるものである。

図８は第４の発明の実施例の筒内噴射を用いた６サイクル機関のシリンダーヘッド２０をピストン側から見た平面図である。燃焼室内に点火プラグ２６とインジェクター２５を含めて面積効率良く配置し、かつ高い回転数を実現するために図６の第３の発明による３バルブの実施例と同じバルブレイアウトを取っている。

図９は図８の機関の燃料を成層化して希薄混合気の燃焼を可能とする成層燃焼領域と均質燃焼領域を示す運転マップを示している。太い実線は気筒内にあるインジェクターのみで必要な燃料を供給可能な領域を示している。機関回転が上昇すると吸気から圧縮工程の間の燃料噴射可能な時間が短くなるので、運転可能領域は双曲線に近い形となる。本実施例では成層燃焼領域を気筒内にあるインジェクターからの燃料供給のみでまかなうことが出来る様に設定されている。最高回転数で最大負荷まで筒内燃料噴射のみで行おうとした場合の１／４程度の時間当たりの噴射量で済むので、インジェクターに供給する燃料の圧力を下げることが出来、燃料供給量が少なくて済む分燃料ポンプ小型化が可能となり、ポンプ駆動フリクションが大幅に低減される。またインジェクター自体も小型化することが出来、ヘッド周りのレイアウトが容易になり、燃料噴射量が減り圧力も減ることによりプラグなどが損傷したり、かぶりが生じたりすることが少なくなる利点がある。

第１０図は第５の発明の過給機回生機付６サイクルディーゼル機関の６サイクル機関単独の排気圧の異なる場合のＰＶ線図である。実線は回生機との総合効率が最高となる理想排気圧とした時の６サイクル機関の単独のＰＶ線図であり、点線は排気圧を理想排気圧より低くしたときのＰＶ線図である。大気圧であるｄ１から圧縮工程が始まり、圧縮工程で断熱圧縮されピストンが上死点の位置まで来た時ｄ２に達する。ここで燃焼室内に噴射した燃料を燃焼させると、燃焼熱により温度が上昇しｄ３まで圧力が上昇する。このとき排気圧が低い方が実際は新気との交換効率が高いので燃焼熱は大きくでき、圧力上昇を大きく出来るのであるが、ここでは判りやすくするために同一としている。膨張行程に入っても燃料を燃焼室内部に吹き込むことにより圧力はほぼ一定のまま燃焼は継続し、ｄ３’で燃焼が完了する。ディーゼル機関の場合上死点ｄ３で燃焼が完了せず、その後ピストンが下降しながらもまだ燃焼が継続するのがガソリン機関のＰＶ線図と異なる点である。その後は断熱膨張し、ｄ４まで膨張したときに排気バルブが開く。その後は実線と点線のＰＶ線図で異なるが、まず実線の場合で説明する。実線は理想排気圧の場合である。ピストンは上死点までほぼ同一の圧力で排気ガスを押し出しｄ６に達する。ここからピストンが下降を始めてややおいてｄ７で吸気バルブを開く（ディーゼル機関の場合掃気と吸気を分ける必要性は低く、分けるとするとＥＧＲの量を変える必要性がある場合であるが、本実施例では単純化するために掃気と吸気は共に吸気ポートから行われる。）。上死点で燃焼室に残るガスの圧力は排気圧であり、吸気圧より高いので、上死点でバルブを開けると燃焼室内の排気が吸気ポートに自由膨張しながら逆流するので、燃焼室内で膨張させた方が効率も良く音も静かだからである。掃気が燃焼室に導入され、ピストンが下死点に達したところｄ１で掃気導入工程は完了し、吸気バルブを閉じ、導入された掃気を圧縮し始める。ｄ８で再び排気バルブを開け、掃気を排気ポートに押し出す。ここからピストンは上死点まで排気圧で掃気を押し出しｄ６に達すると掃気排気工程は終わり、排気バルブを閉じる。ここからピストンが下降を始めてややおいてｄ７で再び吸気バルブを開き、吸気を導入しピストンが下死点に達したところｄ１で吸気工程は完了し、吸気バルブを閉じ１サイクルが完了する。

ｄ８、ｄ２、ｄ３、ｄ３’、ｄ４を結ぶ実線で囲まれた面積が、理想排気圧の時のｄ４からｄ８まで排気ガスを押し出す際に必要とするエネルギーを含めた燃焼ガスから６サイクル機関が受けるエネルギーを示し、ｄ１、ｄ８、ｄ６、ｄ７を結ぶ実線で囲まれた面積が排気ガスと掃気ガスをシリンダーから押し出すのに必要な６サイクル機関から持ち出されるエネルギーを示している。ここでｄ１、ｄ８、ｄ６、ｄ７を結ぶ実線で囲まれた面積の持ち出されるエネルギーは１サイクル内で排気工程と掃気排気工程の２回あるため、１サイクルでこの面積の２倍のエネルギーを持ち出されることに留意する必要がある。

点線は理想排気圧より排気圧が低い場合である。排気バルブが開くと燃焼室内の圧力はｄ４点から排気圧ｄ５まで自由膨張し低下し、ここからピストンは上死点まで排気圧で排気ガスを押し出しｄ６’に達する。ここで排気バルブを閉じ、ピストンが下降を始めてややおいてｄ７’で吸気バルブを開く。ピストンが下死点に達したところｄ１で掃気導入工程は完了し、吸気バルブを閉じ、掃気を圧縮し始め、ｄ８’で再び排気バルブを開け、掃気を排気ポートに押し出す。ここからピストンは上死点まで排気圧で掃気を押し出しｄ６’に達する。ここからピストンが下降を始めてややおいてｄ７’で再び吸気バルブを開き、ピストンが下死点に達したところｄ１で吸気工程は完了し、吸気バルブを閉じ１サイクルが終わる。排気圧が低い点線の熱サイクルの場合、ピストンが排気や掃気ガスを押し出す圧力が低いので、その分ピストンがガスを押し出すための仕事が少なく、６サイクル機関単体の出力は増えることが本図から理解される。

ｄ８’、ｄ２、ｄ３、ｄ３’、ｄ４、ｄ５を結ぶ実線と点線で囲まれた面積が、この時のｄ４からｄ８’まで排気ガスを押し出す差し引かれるエネルギーを含めた燃焼ガスから６サイクル機関が受けるエネルギーを示している。この部分のみを比較しても実線のみで囲まれた面積より広い。更にｄ１、ｄ８、ｄ６、ｄ７を結ぶ実線で囲まれた面積が排気ガスと掃気ガスをシリンダーから押し出すのに必要な６サイクル機関から持ち出されるエネルギーを示している。排気と掃気を押し出すために持ち出されるエネルギーを示すｄ１、ｄ８’、ｄ６’、ｄ７’を結ぶ実線と点線で囲まれた面積を実線のみで囲まれた面積と比較すると、点線で囲まれた面積の方がはるかに狭く、計算すると６サイクル機関が受けるエネルギーから持ち出されるエネルギーを差し引いた６サイクル機関の出力可能なエネルギーは、３５％も上昇している。実際には排気圧が低い後者の場合の方が新気との交換効率が高く、更に出力を高く取ることが出来る。

ここで実線と点線の掃気バルブの開口時期ｄ７、ｄ７’と掃気排気時の排気バルブ開口時期ｄ８、ｄ８’がややずれていることより、排気圧により可変バルタイ機構により多少バルブタイミングを変化させた方が理想的なバルブタイミングを取れることを示唆している。

第１１図（Ａ）図は第５の発明の４気圧で過給した過給機回生機付６サイクルディーゼル機関の回生機も含めた機関のＰＶ線図である。（Ｂ）図はその原点の付近の拡大図である。大気圧ｇ１で過給機に導入された新気は過給されてｇ２の圧となる。その過給された新気を６サイクル機関はｄ１の圧として吸気し、上死点ｄ２まで断熱圧縮し、そこで燃焼を開始し、ｄ３’で燃焼が完了する。その後膨張行程で断熱膨張し、ｄ４まで膨張したときに排気バルブが開く。本図ではその後、実線と点線と二点鎖線の３つのＰＶ線図がある。実線は理想排気圧の場合であり、第１０図の実線の場合に対応している。ｄ４の圧力で６サイクルから押し出された排気は、そのまま回生機の入口圧ｇ３となり回生機の内部で引き続き断熱膨張を行い、大気圧ｇ４で外部に排出される。

点線は第１０図の点線の場合に対応している。排気バルブが開くときにｄ４であった燃焼室内のガスは排気圧すなわち回生機の入り口圧ｇ３’まで自由膨張する。理想排気圧からの回生機の内部での断熱膨張より温度の低下が少ないので、このときの体積は理想排気圧の場合の回生機内で膨張している場合より大きく、ｇ３’点は実線より右側に来る。ｇ３’と等しいｄ５の圧力で６サイクルから押し出された排気は、そのまま回生機の入口圧ｇ３’となり回生機の内部で引き続き断熱膨張を行い、大気圧ｇ４’で外部に排出される。回生機で回生可能なエネルギー（ｇ３’とｇ４’を結ぶ点線の左側の面積）は理想排気圧の場合（ｇ３とｇ４を結ぶ実線の左側の面積）よりは少ないが、６サイクル機関の方の出力が大きくなることより総合効率の違いは２％程度であり、産業上十分利用可能なサイクルとなる。自由膨張した圧力エネルギーは単純に解放されたのではなく、ガスの熱エネルギーに変換されただけなので、その後回生機でその一部を回生することが可能だからである。この実線と点線の熱サイクルの違いは、効率の変化が少なく、６サイクル機関単独の出力と回生機の出力の割合を大きく変化させることができるので、２つの出力軸の必要な場合に非常に有意義なものとなる。

またこの事実は、たとえば車両などの移動体用の原動機として用いる場合に、回生機付６サイクル機関の排気圧の設定を全負荷時には点線の状態で回生機の入口圧の設定を行った方が、有利なものとなることを示唆している。車両の定速走行時の機関の負荷は小さく、頻度の高い負荷の低い時の効率を高めることが実用燃費向上に有効だからである。頻度の高いパーシャル時に総合効率が最高となる理想排気圧である回生機の入口圧を設定して回生機の設計を行うことにより、パーシャル時の効率を向上させ、車両の実燃費を向上させることができる。全負荷時には点線のように理想排気圧以下でパーシャル時と同じ圧力で回生を行うようにすれば、そのときの回生機を含めた機関の総合効率は低下するが６サイクル機関の出力は理想排気圧より高まる利点がある。車両用の原動機としては最高出力時には効率が多少低下することよりも、より高い出力が得られる利点が大きいからである。また全負荷時に回生機の出力が小さいと、その出力を吸収する発電機等も小さなものとすることができる。排気圧を下げることは、図では表していないが６サイクル機関のガスの交換効率を向上させ、回生機を含めた総合出力も向上させる要素がある。

二点鎖線は過給圧と同一の排気圧を持つ場合のＰＶ線図である。排気圧の変化により全体効率の低下は最高効率の圧からのずれに対して２次関数的なものであり、ここまで排気を自由膨張させると全体効率の低下は１１％に達する。しかし高い走行性能を持つ車両のように定速走行している領域の負荷が全負荷に比べてかなり低い場合には、このような圧力を回生機の設定圧力とすることが負荷の低いパーシャル域での燃費を向上させ、実用燃費を高める。したがって二点鎖線のような全負荷時のＰＶ線図をとる機関が一概に産業利用性が否定されるものとなるわけではない。事実二点鎖線のＰＶ線図でも第２図（Ｂ）の一般機関のＰＶ線図よりはかなり効率は高い。

逆に排気圧を６サイクル機関の排気バルブが開いた時のシリンダー内圧よりやや高い値に設定できないわけではない。６サイクル機関は排気ガスをシリンダー内から押し出させることにより排気圧をｄ４点より高く設定することは可能だからである。このときガスの交換効率は下がり、燃焼ガスの残留量は増え燃焼室内の温度は上がるが、排気圧を理想排気圧から下げた場合と同様に、排気圧を理想排気圧から大きく高くしなければ、その効率の変化は少ない。ただし火花着火型の機関では異常燃焼の発生しない範囲に限られる。アイドル時など６サイクル機関の出力は０で良いが、タービンに取り付けた補機には動力を与え続けたい場合など、機関全体が非常に低い負荷で使用される場合に積極的にそのような圧力設定とすることも考えられる。また排気圧を過給圧より低く設定できないわけでもない。ブーストバルブ等を作動させて回生機の入口圧を積極的に過給圧より下げることも可能である。このときは回生機を含めた全体効率は低下し、回生機の出力は無くなるが、６サイクル機関単体の出力は最大となる。

第１２図は第５の発明の第１の実施例を示す模式図である。６サイクル機関１の排気側に容積形のスクロール型のモーターを回生機１００として設置し、その出力を変速機１８０と駆動ベルト１８１を介して６サイクル機関１に動力として伝達している。回生機１００にかかれた点線の丸は回生機１００の下側に出ている排気マニホールド８０’を示し、回生機からの排気を排出する。変速機１８０が最も小さいレシオを持つ場合には６サイクル機関１の排気ガス容積と回生機１００の吸入ガス容積は等しく、排気圧は理想排気圧となる。変速機１８０のレシオが大きくなると、６サイクル機関１の排気ガス容積に比べて回生機の吸入ガス容積は大きくなり、排気は６サイクル機関の排気バルブが開いたときに自由膨張し、理想排気圧より排気圧は下がる。

第１３図は第５の発明の第２の実施例の模式図である。６サイクル機関１の排気側にはタービン型の回生機１００があり、発電機１５１と補機１５０を駆動している。またこの６サイクル機関１の排気部分にはブーストバルブ３５があり、必要に応じて排気を大気に開放する。発電機１５１の発電トルクを下げれば回生機であるタービンの回転数は上昇しタービンの管路抵抗は下がり排気圧は下がる。機関全体の効率はやや悪化するが６サイクル機関単独の出力は上がる。ブーストバルブ３５を開放してもまた排気圧は下がる。効率は悪化するが６サイクル機関単独の出力は最大となる。逆に発電トルクを上げれば回転は下がり排気圧は上がり、理想排気圧で全体効率は最大となるが、６サイクル機関は排気を押し出すのにエネルギーを必要とするし、ガスの交換効率も下がるので６サイクル機関単独の出力は下がる。ここでタービンに可変ベーン型タービンもしくは第８から第１０の発明のガスタービンを用いてノズル開口面積を制御することによっても排気圧は制御できる。ノズル開口面積を６サイクル機関の排出ガス容積にあわせて適切な広さに制御すれば、排気圧は常に理想排気圧付近で運転でき、理想排気圧となるノズル開口面積より広げるように制御すれば、管路抵抗は減り通過ガス容積は大きくなり、理想排気圧より低い排気圧で運転することができる。

第１３図は同時に第６の発明の実施例の模式図でもある。６サイクル機関１の吸気側には過給機であるタービン２００がモーター２５０で駆動されている。機関の出力は主に過給機であるタービン２００の回転数をモーター２５０で制御することにより過給圧をコントロールすることにより行う。スロットルバルブにより機関の出力を制御するのに比べて、機関に導入する空気を絞ることが無いのでポンピングロスが無く、特にパーシャル時の効率が向上する。そのため車両などに適用する場合に過給圧を上げても実用燃費が下がることが無く、コンパクトな機関とすることの出来る特徴がある。

図１４に６サイクルガスタービンと呼ぶべき第７の発明の１実施例を示す。本実施例では６サイクル機関１の出力は増速機２８０を介して過給機２００を駆動すると共に補機駆動ベルト１５５を介して補機１５０を駆動するのに用いられ、ほとんどすべての機関出力は回生機であるタービン１００で出力し発電機１５１で電力に変換される。タービンの回転数は６サイクル機関の回転数より高く、回転数が高い方が発電機の磁束を切る速度が速いので発電電圧を高く取れ、発電機が小型化できるので、機関を含めた発電機の容積をコンパクトにできるメリットがある。またガスタービンは通常、発電所の発電機や大型客船などの大出力でかつ高負荷で安定的に運転される分野に限定されて利用されているが、本発明による６サイクルガスタービンは負荷の変動の大きい分野でも効率よく運転できるので、より広い分野での利用が可能な利点がある。たとえばシリーズ型のハイブリット車両用の動力源として、また減速機を介してスクリューを直接駆動する構造を持つより小型の船舶などで利用可能となるものである。

図１５は第８の発明の１実施例であるスクロール型のガスタービン３００の断面図を示す。ノズル開閉バルブ３１０には外部から回転を受けるギヤが内側に切られており、駆動ギヤ３６１により外部より回転するアクチュエータ３６０で駆動される。本実施例ではノズル３３１、３３２はハウジング３３０に９０°毎に径方向と軸方向に４つずつまとまって交互に、点対称に全部で１６配置されている。図１５の拡大Ｚ−Ｚ断面図を図１６に示す。開閉バルブ３１０にはノズルの開閉のための開口部（３１１、３１２、３１１’、３１２’）がタービン３８０の回転軸を中心に点対称に合計４つ設けられている。このうち３１１と３１１’は開閉バルブ３１０の円筒面上にあり、３１２、３１２’は円盤上の面にある。一点鎖線より右側の部分はタービンハウジング３３０部分を省略し、ノズル３３２の入口形状の想像線を一点鎖線３３４で示している。ノズル開閉バルブ３１０の旋回によりノズルは開閉されるが、本図の位置では１６個のノズルのうち、入口が径方向を向いたノズル（３３１、３３１’）が点対称に２個ずつの計４個、入口が軸方向を向いたノズル（３３２、３３２’）が点対称に３個ずつ計６個の合計１０個のノズルが開き働いている状態となっている。ノズルの開閉バルブはノズル入口が半開状態になることがないように段階的に行う。ノズルが半開であるとノズル内のガス流速がバルブで絞られて他のノズルの流速より遅くなり、かえって抵抗となる場合があるからである。本実施例では最低は２個のノズルが開いた状態から点対称にあるノズルを２個ずつ同時に開くことにより、最大１６個のノズルを開口することができる。その間、ノズル開閉バルブ３１０は８０°弱回転する。

ここで各ノズルは流速が等しければ良く、通路面積は同一であることを要しない。たとえば最も狭いノズルは機関のアイドル時に必要な面積にあわせることも可能である。またタービンのノズル数が段階的に変化することにより、ノズル数が少なくなるとノズル数が２つ単位で増減すると１段階変化しただけでもノズル面積の変化は大きい。たとえばノズル数２で使用していた場合にノズル数を４に変化させた場合、ノズル面積は同一面積とすると２倍にも変化することとなる。このようなことを避けるためにノズル数が２から４となる際に開くノズルの通路面積を特に小さくして、この変化率を小さくすることも可能である。

第１７図は第９の発明の１実施例である軸流型の二段ガスタービン４００の第１８図のＩＩ−ＩＩ断面図を示す。ノズル開閉バルブ４１０、４２０には外部から回転を受けるギヤが切られており、駆動ギヤ４６１、４７１により外部より回転アクチュエータ４６０、４７０で駆動される。２段目のタービンのノズル開閉バルブ４２０とハウジング４４０のＺ視図を第１８図に示す。４２１、４２１’、４２２、４２２’はノズル開閉バルブ４２０の開口部であり、これらの開口部から２段目のタービンのノズルの入口４４１、４４２が見えている。ノズル開閉バルブ４２０は運転状態により外部から駆動され回転しノズルは開閉される。本実施例ではタービン軸から遠ざかる方向のノズル４４１が点対称に片側８個の計１６個、タービン軸に近づく方向のノズル４４２が点対称に片側８個の計１６個の全部で合計３２個のノズルがあり、ノズル位置は９０°毎に径方向に交互にまとまって配置されている。本図はこれらのノズルがすべて開いた時の開閉バルブ位置を示している。本実施例では最低は４個のノズルが開いた状態から９０°おきの位置にあるノズルを４個ずつ同時に段階的に開くことができ、最低は４つのノズルから全開状態であるすべてのノズルを開くまでに開閉バルブは８０°弱程度回転する。１段目もこのバルブの構成は同様となっている。

図１９は第１０の発明の１実施例の断面図を示す。ノズル開閉バルブの構造は図１６の実施例と構造は同一である。２段目のタービン４９０は主軸４８０に対してワンウェイクラッチ４９５を介して接続している。一段で吸収できるガス圧になると２段目の開閉バルブは全開となり、一段目のノズル出口流速を維持し、タービン軸の回転数を維持するように作動させる。このとき２段目のタービンノズルからの噴出ガス流速は遅くなるので、２段目のタービン４９０の回転数は下がりワンウェイクラッチ４９５はフリーになり、１段目のタービンのみで主軸４８０は駆動される。

図２０は第９と第１０の発明の実施例の開口ノズル数の制御マップを示す。横軸はガスタービンに流入するガスの圧力であり、縦軸はその時間当たりのガス容積、すなわちガス容積流量である。（Ａ）図は１段目のタービンのノズル開閉バルブによる開口ノズル数の制御マップである。基本的にはガス容積流量に比例したノズル数となっているが、流入ガス圧が大きく低下するとノズル出口の流速は下がり、面積当たりのガスの通過量が減少するためノズル数が多く必要となる。ガス圧が低くガス容積流量が多い左上の領域に全てのノズルを開いた場合でもノズル数が不足する領域が存在するが、この領域の状態にある場合にはタービンの管路抵抗によりガス圧が上がりガス容積流量が下がり、全てのノズルを開いた領域まで時間経過に従い移行していく。排気圧の回生用のタービンとして用いる場合にも機関の回転が高く低負荷で回転している場合であり、その頻度は低く効率は問題とならない。機関の排気に対して抵抗となることが懸念される場合はブーストバルブを開くことにより開口面積の不足を補う。

図２０の（Ｂ）図は第９の発明の実施例の２段目のタービンの開口ノズル数の制御マップである。流入ガス圧が最大のときは基本的にはガス容積流量に比例したノズル数となっている。しかしガス圧が最大圧から低下すると１段当たりのタービンの入口出口圧力比が下がり、１段目のタービンのガスの膨張率が下がるので最大圧のときと比較すると１段目のタービンへのガス容積流量の減少以上に２段目のガス容積流量の減少率が大きい。そのため２段目のタービンのノズル数はより多く減らす必要が生じる。更に大きくガス圧が低下すると一段目と同様な現象によりノズルの数は多く必要となるのでこのような制御マップとなる。

（Ｄ）図は２段目の第１０の発明の実施例のタービンの開口ノズル数の制御マップである。ガス圧が高いときは基本的に（Ｂ）図と同様である。ガス圧が最大圧から下がると１段当たりのタービンの入口出口圧力比が下がり、１段目のタービンのガスの膨張率が下がるので最大圧のときと比較すると１段目のタービンへのガス容積流量の減少比以上に２段目のガス容積流量が減少するからである。流入するガス圧が１段のタービンのみで対応できる圧となると、２段目のタービンのノズルを全部開くことにより２段目の入口ガス圧を下げ、１段目のタービンの入口出口圧力比を最大化し、全てのガス圧エネルギーを１段目のタービンのみで吸収させる。タービンハウジング４３０の二段目のタービンのノズル手前にブーストバルブを設けてそこを開放しても同様の効果があることは自明であるので、このことは本発明の入口ガス圧が所定圧以下に低下すると全ノズル入口を開口する本発明の概念に含まれるものである。このようにすることにより、低負荷時にも効率良く排気回生ができるばかりでなく、全負荷時のタービン回転数に近い回転を低負荷時にも得ることが出来、次に高負荷になった場合にタービン軸の回転変動が少なく速やかに定常状態に移行できる利点がある。

（Ｃ）図は第１０の発明の実施例のタービンの１段目の開口ノズル数の制御マップである。入口ガス圧が所定圧以下に低下し２段目のタービンのノズルが全部開くと、１段目のタービンの出口圧力は大気圧に近づくのでノズル出口のガス容積流量は多くなる反面、流速は上がる。実施例の切り替え圧では流速が上がる効果の方が大きく、２段目のバルブを全部開いた場合には１段目のノズルの数は多少減らす必要が出るためにこのような制御マップとなる。

第１１図（Ａ）、（Ｂ）図の二点鎖線のＰＶ線図は過給機を持つ回生機付２サイクルや４サイクルディーゼル機関のものとも等しい。２サイクルや４サイクル機関に回生機として第８から第１０の発明によるタービンを用いた場合の特徴は、過給圧が高い場合にも全負荷時の効率は同様に実現しながら、そのタービンの特徴により非常に低負荷な状態であっても排気圧がコントロールできるので、この二点鎖線で現されたＰＶ線図を圧力が低いパーシャル領域で同様な形で実現でき回生効率が維持できるので、回生機を含めた機関全体の実用効率を高く利点がある。この利点は、特に負荷の変動する移動体の原動機に用いる場合に、機関をコンパクトにしかつ実用燃費を向上することができるので有用である。

第２１図は第１１の発明の移動体である車両の模式図を示している。１は２サイクル、４サイクルもしくは６サイクルの容積型機関であり、回生機１００は第８の発明のガスタービンである。回生機１００の出力は発電機１５１で電力に変換され、モーター制御機５６０でモーター５５０を駆動するのに適切な電圧と周波数の交流にされ、再度モーター５５０で駆動力となり変速機５２０で適切な回転数に変えられ、ドライブシャフト５２２、５２２’を介して左右の駆動輪５２５、５２５’に伝達される。容積型機関１の出力軸はモーター５５０と共通しており、その出力はモーターの出力とともに変速機５２０を介して駆動輪に伝達される。

回生機１００として第８から第１０の発明のガスタービンを用いた場合、２気圧以上に過給しても設計タービン流入圧に対して排気圧が下がった低負荷状態の場合であっても効率が良く、機関全体の実用燃費の悪化が少なく、よりコンパクトで搭載性が良く低燃費の内燃機関となる特徴がある。高過給化により容積型機関の排気量が小さくて済むので高回転化することができ、またタービンに流入するガス容積が最大ガス容積から大きく低下しても効率の悪化が少ないので、タービンをより高い負荷に対して最適設計を行うことができ、最高回転付近までトルクが安定した一般機関に近いトルク特性とすることができる。そのため一般機関とあまり変わらないトルク容量の変速機を用いることができるので、自動変速機と組み合わせて搭載することが可能となる。更に本図の車両はバッテリー５８０を持ち、減速時には車両の運動エネルギーをモーター５５０で回生し電力に変換しバッテリー５８０で蓄え、加速時にはバッテリー５８０に蓄えた電力で機関の出力を補うことが出来るハイブリット車となっているが、一般機関と同様のハイブリットシステムの転用が可能となるため、一般機関を搭載している移動体と同等の形態と機能をとることができる。

回生機１００に第８から第１０の発明タービンを用いた場合、ノズル面積を段階的に変化させた場合に、排気圧が変化し容積型機関の出力が多少段階的に変動することがある。排気圧が充分高く取れている場合には、回生機１００からの出力で発電機１５１を回し、単純にその発電した電力はモーター制御機５６０を介してモーター５５０を駆動することに用いている。しかし、ノズル面積を段階的に変化させる必要から排気圧が意図する以上に低下した場合には、容積型機関１の出力は高くなるのでモーターの出力は下げ、回生機１００の出力は低下するが発電機は必要な量の発電のみを行うので、車両乗っている人に駆動力の変化を感じさせないように制御することができる。また逆に排気圧が正常に戻った場合には容積型機関１の出力は下がり回生機１００の出力は上がるので、発電機１５１の発電電力量を増やしモーター５５０の出力を上げ駆動力の変化を減らす。このような制御は特にバッテリー５８０を持たずとも可能である。

第２１図は１を６サイクル機関に限定して考えれば、第１２の発明の移動体である車両の模式図を示すものとしても理解される。６サイクル機関の場合、回生機を含めた機関の最高効率ポイントである理想排気圧で運転していても、６サイクル機関は常にそれより高い出力を出す状態に容易に移行することができる。例えば、機関は全負荷で運転されていても、理想排気圧で運転されていた場合であれば、回生機１００が容積形のモーターであればその回転数を６サイクル機関の回転数に対して比例する速度より上げることにより、可変ベーン型のタービンであればノズルの面積を増やすことにより、第８から第１０までの発明のタービンを用いた場合にはノズルの数を増やすことにより、もしくは排気圧をブーストバルブからブーストすることにより、排気圧を一時的により低い圧力にコントロールすることができ、６サイクル機関１の出力を更に上昇させることが出来る。このことにより低速走行状態から突然加速状態を移行したい場合にアクセルコントロールに対するタイムラグを短く、もしくは生じさせないことができる。その間、回生機１００の出力は減少するが、回生機１００としてタービンを用いた場合は、タービンの慣性マスが大きいことにより発電機１５１は発電を継続しても急激にはタービン回転は下がらず、モーター５５０の出力は維持でき一層その効果は大きい。また、回生機付６サイクル機関の特性から排気圧損失が少ないので騒音は少なく、冷却損失が少ないので周りへの熱の放射が少なく、冷却用の空気が少なくて済むので車両の空力抵抗を下げることができ機関の特性以上に燃料消費が少ない。人にも環境にもやさしい車両となる。

第２１図の車両の機関は過給機２００とそれを駆動するモーター２５０を持っている。この点に着目すれば第２１図は第１３の発明の車両の模式図を示すものとしても理解される。過給機２００とそれを駆動するモーター２５０は、過給圧を変化させ機関全体の出力を制御するためにモーター制御機５６０により回転数が制御される。最大過給圧は２気圧以上の高い過給圧を用いるので機関本体はコンパクトになり、搭載性が良い。モーターにより過給機のみを駆動しているので短時間で過給機の回転を変化させることが出来、アクセルレスポンスが良いのでスロットルバルブは車両停止時に機関を回し続けるアイドル状態を実現するときにのみ用いる。そのためポンピングロスを削減することが出来、特にパーシャル状態で効率が高く、実用燃費が良い。前記したように、過給機がタービン式のものである場合には複数のモーター駆動の過給機を持つことにより、これを低速から高速まで順次過給機を作動させることにより、すべての回転領域で過給を均等に働かせることができる。また、高過給化により容積型機関の排気量を小さくすることが可能なことによりバルブ開口面積当りの排気量が減り、より高回転化することができ、最高回転付近までトルクの下がらない無過給の一般機関に近いトルク特性とすることができる。そのため一般機関と同様のトルク容量の変速機を用いることができるので、自動変速機と組み合わせて搭載することが可能となり、ハイブリット車両であれば一般機関と同様のハイブリットシステムが転用できるため、一般機関を搭載している車両と同様の形態と機能をとることができる。

更に本実施例のように、バッテリー５８０を持つことにより、発電機１５１からの電力がほとんどないときでもバッテリー５８０から過給機２００を駆動するモーター２５０に電力を供給することができるので、容積型機関１がアイドル状態からでも短時間に高負荷状態に移行できる。バッテリー５８０は過給機２００を加速するだけのエネルギーを持っていれば良いので、ハイブリット車両用のバッテリーの大きさは必要ない。また、余剰電力が出た場合にはバッテリー５８０に蓄え、不足する場合はこのバッテリー５８０に蓄えられている電力により補うことができるので、何等かの理由で機関に出力段差が生じた場合を補うなど、多少の機関の出力を補う事ができ、回生機１００を適正な回転数に速やかに移行するように回生機に取り付けた発電機２００の発電量を制御することができる。さらに、車両停止時の機関停止や走行エネルギーの回生を望む場合にはこのバッテリー１８０を大きくする事によりハイブリット車両とすることができる。このような場合、機関は無負荷でアイドル回転数で機関を回し続ける必要がなくなるのでスロットルバルブは不要となる。このように本発明は一部の部品の大型化のみで更に燃費効率の良いハイブリット車両としてのシステムを車両に取り入れることができる。逆に言えばハイブリット車両に対して本発明を適用すれば、燃費効率の良い搭載可能なコンパクトな過給機付きの原動機を用いることができるものである。このように本発明はハイブリットシステムと相性の良いシステムであり、相乗的効果により燃費の良い車両を得ることができるものである。本発明は今後のハイブリット車両の利用数の増大により一層の産業利用性が高まると予想される発明である。

本実施例の車両では補機１５０の駆動に回生機である排気タービン１００を用いている。車両用の場合の補機１５０としては例えばエアコン用のポンプなどがあり、減速機１５２、クラッチ１５３を介して駆動される。このように回生機で補機を駆動することにより第１４図にあるような補機駆動用のベルト１５５の必要性が無くなり、その分機関１の全長が短縮でき、ハイブリット用の車両駆動用のモーター５５０のスペースを確保できるメリットがある。この減速機１５２の変わりに補機を駆動するモーターをもち、発電機１５１で発電された電力でそのモーターを駆動することによっても同一の目的が達せられる。

本実施例のハイブリット車両はモーター５５０と変速機５２０を備えているが、容積型機関１とモーター５５０との間にワンウェイクラッチを設け容積型機関１からモーター５５０への動力の流れを一方向とし、再始動用のモーターを容積型機関１に設けることにより走行中の機関停止を実現し更なる燃費の向上を図ることができる。同様にこのモーター５５０と変速機５２０を、モーター２つとプラネタリーギヤを用いたトルク分配システムによろハイブリットシステムに代替し、機関出力をプラネタリーで分配し、その一部で車両を駆動するとともに残る部分を片方のモーターによって発電し、別の駆動輪側に接続したモーターに送り込む形式のものとすることによっても、走行中の機関停止を実現し、更なる燃費の向上を図ることが出来るものである。

６サイクル機関の各工程の説明図。 （Ａ）図は第１の発明による回生機付６サイクル機関の概念図。（Ｂ）図は４サイクルガソリン機関と回生機付６サイクル機関のＰ−Ｖ線図の概念図。 第２の発明による多気筒機関のピストン側からシリンダーヘッドと吸気と掃気の各ポートを見た平面図。多気筒の内の１気筒の部分のポート配置を示している。 同 第３図のＺ視図。吸気と掃気にあるスロットルバルブを連動しているリンク機構を示す。（Ａ）図は標準状態を示し、（Ｂ）図は排気系の冷却を促進するため掃気側のスロットルを標準状態より多く開いた状態を示している。 第２の発明によるアクチュエータ９３の制御フローチャート。 第３の発明による３バルブの実施例のピストン側から見たシリンダーヘッドの平面図。 第３の発明による５バルブの実施例のピストン側から見たシリンダーヘッドの平面図。 第４の発明による筒内噴射を用いた６サイクル機関の３バルブの実施例のピストン側から見たシリンダーヘッドの平面図。 第４の発明による筒内噴射を用いた運転マップ。 第５の発明による回生機付６サイクルディーゼル機関の排気圧変化時の６サイクル機関単独のＰＶ線図。 第５の発明による過給機回生機付６サイクルディーゼル機関の排気圧変化時の機関全体のＰＶ線図の模式図。（Ａ）図はその全体図を示し、（Ｂ）図はその原点近傍の拡大図を示す。 第５の発明の第１の実施例の回生機付６サイクル機関の模式図（スクロール式のモーター回生機で変速機付のもの）。 第５の発明の第２の実施例の回生機付６サイクル機関の模式図（タービン回生機に発電機）。第６の発明の１実施例でもある。 第７の発明の１実施例の６サイクルガスタービンの模式図。 第８の発明の１実施例のガスタービンの断面図。 同 第１５図のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図。タービンノズルと開閉バルブは断面図としてあるが、タービンは正面図を示す。二点差線の右側はタービンハウジングを省略し、開閉バルブとノズル入口形状の想像先を二転鎖線で示している。 第９の発明の１実施例である二段ガスタービンの断面図。図１８のＩＩＩ−ＩＩＩ断面図となっている。 同 第１タービン側から第２タービンのノズル開閉バルブ４２０とタービンハウジング４４０にあるノズル入口を見た正面図。 第１０の発明の１実施例の断面図 同 第９および第１０の発明のタービンのノズル開口制御マップ。（Ａ）図は第９の発明の第１タービンのノズル開口制御マップであり、（Ｂ）図はその第２タービンのノズル開口制御マップを示す。（Ｃ）図は第１０の発明の第１タービンのノズル開口制御マップであり、（Ｄ）図はその第２タービンのノズル開口制御マップを示す。 第１１から第１３の発明の移動体である車両の動力部（パワープラント）の模式図。ハイブリット車両としてのものとなっている。

符号の説明

１ ６サイクル機関
１０ シリンダーブロック
１５ 燃焼室
２０ シリンダーヘッド
２１ 吸気ポート
２２ 吸気バルブ
２３ 吸気用スロットルバルブ
２５ インジェクター
２６ 点火プラグ
３１ 排気ポート
３２ 排気バルブ
３５ ブーストバルブ
４１ 掃気ポート
４２ 掃気バルブ
４３ 掃気用スロットルバルブ
５０ クランクシャフト
５５ ピストン
８０、８０’ 排気マニホールド
８１、８２ レバー
８３、８４ ロッド
８５ リンク
９１ アクチュエータ
１００ 回生機（または排気タービン）
１５０ 補機
１５１ 発電機
１５２ 補機用減速機
１５３ 補機用クラッチ
１５５ 補機駆動用ベルト
１８０ 変速機
１８１ 駆動ベルト
２００ 過給機
２５０ モーター
２８０ 増速機
３００ スクロール型ガスタービン
３１０ ノズル開閉バルブ
３１１、３１２、３１１’、３１２’ ノズル開閉バルブの開口部
３３０ タービンハウジング
３３１、３３２ ノズル
３３４ ３３２のノズル開口部
３６０ 回転アクチュエータ
３６１ 駆動ギヤ
３８０ タービン
４００ 軸流型ガスタービン
４１０ １段目のタービンのノズル開閉バルブ
４２０ ２段目のタービンのノズル開閉バルブ
４２１、４２１’、４２２、４２２’ ２段目のタービンのノズル開閉バルブの開口部
４３０、４３５、４４０ タービンハウジング
４４１、４４２ ２段目のタービンのノズル
４６０、４７０ 回転アクチュエータ
４６１、４７１ 駆動ギヤ
４８０ 主軸
４９０ ２段目のタービン
４９５ ワンウェイクラッチ
５２０ 変速機
５２２、５２２’ ドライブシャフト
５２５、５２５’ 駆動輪
５５０ モーター
５６０ モーター制御機
５６１ 動力線
５８０ バッテリー

Claims (13)

1. ▲１▼吸気、▲２▼圧縮、▲３▼爆発、膨張、▲４▼排気、▲５▼掃気導入、▲６▼掃気排気の全６工程を持つ内燃機関（以下、６サイクル機関という。）であって、排気側に排出ガスから圧力エネルギーを回生し外部に動力として出力する回生機（以下、回生機という。）を持つことを特徴とした内燃機関。
2. 吸気ポートと掃気ポートのそれぞれにスロットルバルブを持ち、それらのスロットルバルブは連動して動作し、排気触媒の温度が高い場合には吸気ポートのスロットルバルブに対して掃気ポートのスロットルバルブの開度を開く側に制御し、排気触媒の温度が低い場合には吸気ポートのスロットルバルブに対して掃気ポートのスロットルバルブの開度を閉じる側に制御することを特徴とする６サイクル機関。
3. １気筒当たりに吸気と掃気のための複数のポートとバルブを持ち、吸気を専用で担当するポートにインジェクターを持ち、吸気のときは吸気ポートと掃気ポートの両方のバルブが開き、掃気導入のときは掃気ポートのバルブのみが開くことを特徴とする火花着火式の６サイクル機関。
4. 各気筒に関与するインジェクターを吸気ポートと気筒内に持ち、その内の低負荷時に作動するインジェクターが気筒内に設置されていることを特徴とする火花着火式の内燃機関。
5. ６サイクル機関と回生機との間の排気圧を制御することにより、６サイクル機関の出力と回生機からの出力の割合を変化させることを特徴とした請求項１の内燃機関。
6. ６サイクル機関の吸気および掃気ポート側に過給気を供給する過給機とそれを駆動するモーターを持ち、その回転数の変化により過給圧を変化させることにより機関全体の出力を変化させることを特徴とした請求項１の内燃機関。
7. ６サイクル機関の吸気および掃気ポート側に過給気を持ち、かつ排気側に回生機をもち、回生機から主たる出力を取り出すことを特徴とした請求項１の内燃機関。
8. タービンへガスを供給する円弧上に配置された一連のノズルの入口部に共通した開閉バルブを設け、そのバルブをタービン軸を中心線として回転させることによりノズルの数を増減させることを特徴としたガスタービン。
9. 請求項７のガスタービンを直列に多段に置き、それぞれのタービンのノズル入口部に設けた開閉バルブによりガス容積流量の変化に従いそれぞれのノズルの数をほぼ比例する形で変化させ、流入するガス圧が下がるに従い後段のタービンのノズルの開閉バルブをより閉じることにより作動ノズルの数をより減少させることを特徴とした多段ガスタービン。
10. 後段側のタービンは主軸との間にワンウェイクラッチを介して接続しており、流入するガス圧が所定圧以下に低下すると当該ワンウェイクラッチを介して接続されているタービンの内、後段の側から順番にノズルの開閉弁を全開とすることを特徴とする請求項８の多段ガスタービン。
11. 過給機付容積形機関と回生機として請求項８のガスタービンを組み合わせた機関を搭載した移動体であって、容積形機関からの出力を移動体駆動軸に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体。
12. 請求項１の機関を搭載した移動体であって、６サイクル機関からの出力を駆動輪に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした移動体。
13. 過給機付容積形機関と回生機を組み合わせた機関を搭載し、過給機を駆動するモーターを持ち、主にその回転数を制御することより過給圧を変化させ機関全体の出力を制御し、容積形機関からの出力を駆動輪に伝達するとともに、回生機からの出力を発電機により電力に変換し、それを車両駆動用モーターに送り込み駆動力を補助することを特徴とした車両。

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