JP4405808B2 - 容積式ロータリーマシン - Google Patents

Description

本発明は、概して容積式ロータリーマシンに関する。

より具体的には、本発明は、ケーシング、旋回するロータおよびベーン部材を備えるマシンに関する。

火花点火式エンジンは、通常、吸気システムを通過する空気の量を制御することによりその出力を制御する。絞り弁が空気流量を調整する。すなわち、フルパワー時には、絞り弁は全開し、アイドル運転時には、絞り弁は実質的に閉じられている。絞り弁が部分的に閉じているときには、エンジンの吸気マニホルドは大気圧以下になり、エンジンは空気を吸い込むために働かなければならない。

火花点火式エンジンにおいて、圧縮行程の終わりでの最高温度は、十分な燃焼が必要であることおよび燃焼のタイミングによって制限され、通常の圧縮比では簡単に最高圧縮温度に達してしまう。エンジンが過給されると、一般的に、過給機による圧縮効率はエンジンの圧縮効率より低く、その結果、所与の圧力において、自然吸気エンジン自体より高い温度になる。過給機付きエンジンは、普通、過給空気を熱交換器内で冷却し、一般的に、圧縮温度限界があるため、エンジンの圧縮比を引き下げる必要がある。過給され、圧縮比が引き下げられたエンジンは、動力行程の終わりでの圧力は自然吸気エンジンより高くなる。すなわち、このエネルギーの無駄を捨てるために排気ガスをタービンに通す。

自家用自動車は、その時間の大部分を部分出力で過ごす。これは火花点火式エンジンにとって部分絞りを意味し、スロットル損失が付随する。スロットル損失をなくせれば、エンジン効率を改善することができる。スロットル損失を排除するには2つの方法がある。1つは、吸気部にタービンを置いて損失を回収すること、もう1つは、サイクルのいずれの部分をも大気圧以下にしないようにすることによってスロットル行程をなくすことである。後者を実現して許容される出力域を得るには、エンジンは、
・ アイドル時に、シリンダを大気圧の空気で満たし、
・ アイドル時に、圧縮比を減少させ、
・ フルパワーに達するまで、圧力比の値を徐々に増加させなければならない。

通常のエンジンは、フルパワー時そのシリンダ内に大気圧の空気が満たされているので、低速度またはアイドル速度時に、エンジンのシリンダが大気圧の空気で満たされ、それでもアイドル出力のみを出すには、同じ低い所要出力の場合に見合うかなり小さなエンジンにしなければならないことが理解されよう。あるいは、空気流を調整しなければならない。
国際公開第W002/04787 米国特許第6,226,986

エンジンに流入する空気の過給の程度および流れを調整するのは、困難であり効率が悪かった。これが難しかったのは、圧縮効率および空気流制御が不十分で不経済であったので、過給機が過給の程度を所要の範囲にわたって十分正確に制御できなかったからである。

火花点火式エンジンでは、燃焼は、非常に狭い空燃比の範囲でのみ生ずる。ガソリン直接噴射(GDI(登録商標))を使用して、エンジンのシリンダ内の特定の領域には燃焼可能な混合気を供給し、その他の領域では空気の割合を増すようにし、それにより所要の絞り量(amount of throttling)を減少させる。スロットル損失を排除する他の方法は、バルブのタイミングと開度を変化させる(VVT)ことであり、これにより、シリンダに入った空気の一部をバルブが閉じる前にピストンで押し出すことができる。GDIそして、特にVVTは、ともにエンジンのコストおよび複雑さを増す。

数年前から、電気モータと、使用時にはいつでも最大値付近で稼動する比較的小さなエンジンとの組合せであるハイブリッドエンジンが提案されてきた。つい最近、より高電圧の電気システムへ向かう動きがあり、これにより、車両が停止したときエンジンを停止できるようになり、次いで、車両は最初、電気モータを使用して動き出す。

本発明は、
動作チャンバを画定する円筒形の内側表面を有するケーシングと、
その動作チャンバ内のロータであって、前記内側表面の軸であるチャンバの軸の周りを旋回するように取り付けられ、円筒形の外側表面を有し、そのチャンバの軸がロータを通り、その外側表面の母線が前記内側表面に隣接しており、直径に対して反対側の母線が前記内側表面から隔てられている、ロータと、
ケーシングの上に取り付けられ、チャンバ軸と平行な軸の周りを旋回可能なベーン部材であって、ケーシング内の流体入口/出口アパーチャ内に収容され、ケーシング外部と動作チャンバの間を連絡する通路を有し、前記旋回軸と同軸でロータの長さと実質的に同じ長さの弓形の面を有し、その弓形のそれぞれの横方向端部から旋回軸に向かって延びる端面を有し、ロータに隣接して先端面を有し、前記面が、対応するケーシングの隙間およびロータに対して封止面であるベーン部材と、
ベーン部材の先端面がロータの外側表面と封止接触を保つようにベーン部材をロータに連結するリンク機構であって、そのリンク機構が連接軸を有する連接によってベーン部材に連結され、その連接軸および前記外側表面の軸を含む平面が封止接触領域を通過する、リンク機構とを備える容積式ロータリーマシンを提供する。

このマシンは、例えば、内燃エンジン用の過給機として、吸気マニホルドの圧力低下からエネルギーを回収するためのタービンとして、または排気からエネルギーを回収するためのタービンとして、あるいはヒートポンプの圧縮機またはエキスパンダとして使用することができる。

本発明者は、過給機(スロットル損失回収用タービンとして機能する)と内燃エンジンと排気タービンの組合せを提案する。排気タービンは、圧縮機または発電機あるいはその両方を駆動することができる。構成部品のこの組合せを効率的に使用できるようにする可能な(enabling)技術は、下記の特徴を組み込んだ容積式ロータリーマシンの使用である。この形式のマシンでは、内燃エンジンの空気流の制御が可能である。これは、各回転ごとに最大限の空気を取り入れ、ジェットまたはオリフィスを通して押し出すことによって不要な空気を排出し、残りをエンジンに放出することを可能にする。

十分な空気が排出され、残りの容量が、大気圧の空気でエンジンのシリンダを満たすのに必要な容量より少ない場合、シリンダの圧力は大気圧より下がり、それと共に過給機の出口の圧力も大気圧以下に下がる。大気圧と過給機の出口のこの差が過給機を駆動し、それによって、シリンダ内に部分真空を作り出すためにエンジンが使ったエネルギー(スロットル損失)を回収する。このようにして、過給機は、大気圧以下から最大過給機圧力までの空気を供給することができる。この形式の過給機は、エンジン内の圧縮動作の効率に匹敵する圧縮効率と空気流を正確に制御する能力とを有する。構成部品のこの組合せを用いると、高価なGDIおよびVVTが不要になり、GDIを使用すれば出力範囲を増大できるものの、過給機を除き、通常の構成部品および燃料システムしか必要でなくなる。この組合せに熱交換器を追加すると、約1リットルのエンジンで、2リットルエンジンと同じ出力を出すことができるうえに、相当の重量および燃料消費が削減される。

内燃エンジンの行程容量を知ることができれば、この形式の過給機を特定の過給機出力に合わせて設計することができ、入口制御により過給機圧力を、大気圧以下から最大圧力まで変化させることができる。このような条件下で、過給機の出口オリフィスの位置および寸法は一定であり変更は不要である。

本発明を、例としてのみ、添付図面を参照して説明する。

図1ないし図6に示す容積式ロータリーマシンは、過給機として、およびスロットル損失回収用タービンとして機能することができ、円筒形の内側表面3を有する周辺壁2を備えるステータまたはケーシング1を有する。ロータ4は、ステータ1内に配置されており、各端部にフランジまたはディスク6の形態のシャッタを備え、ディスク6は、それ自体と内側表面3の間に小さな隙間しかない円筒形周面7を有する。ディスク6は、その間を延びる内側表面3の一部と共に、ロータ4がその中で内側表面3の軸の周りを旋回できる円筒形の動作チャンバを画定する。ロータ4は、駆動軸9を備える。ロータ4は、その軸がロータ1の内側表面3の軸に対して偏心している円筒形の外側表面11を有する。内側表面の軸はロータ4を通る。外側表面11の一母線13は小さな間隙のみを有する。それと直径に対して反対側の母線は、内側表面3から離間している。この形式のマシンはWO 02/04787により詳しく記載されている。

図1ないし図6に示されるマシンの重要な特徴は、ベーン部材17が、流体の入口/出口アパーチャとして機能する、ケーシング1のアパーチャ18に収容されていることである。ベーン部材17は、ケーシングの外部と動作チャンバを連絡する通路17aを有する。

入口または出口のいずれかの制御は、オリフィス面積を増しまたは減少させることによって簡単に実現できる。これはロータディスク6内のアパーチャ、ケーシング1および外部リング16を設けることによって、最も容易に実施できる。中間に置いたケーシング1の上で外側リング16をスライドさせることによって、ケーシングのより多くのまたはより少ないアパーチャが露出され、ロータディスクのアパーチャが、ケーシングの露出されているアパーチャに隣接したとき、スライドの位置が許せば空気を通すことができる。この方法によって、圧力および質量流量を制御することができる。

車両に、より高電圧の電気システムの導入が広く行き渡ることが差し迫っている中で、補助装置は、ますます、直接に内燃エンジンによってではなく電気モータで駆動されるようになる。電気モータを使用し、エンジン速度に対してマシン速度を変えると、空気の流れをさらに制御することができる。

他の流体、例えば冷却剤を圧縮するために、同様のマシンを使用することができる。冷却剤を圧縮するマシンは、通常ヒートポンプと呼ばれる。ヒートポンプは、一般に一定速度で動き、ある期間中に普通は数回マシンを停止し始動して平均熱出力を制御する。スライドリングを使ってヒートポンプ中の、露出されているオリフィスの寸法と位置を変化させることにより、ヒートポンプの圧力と熱出力を変えることが可能である。可変速モータを加えることによって、マシンを停止および始動することなしに、全範囲の暖房出力および冷房出力を実現することができる。ここで説明するスライドリング16を使用する制御システムの更なる結果は、圧縮機の出口および/または入口の状態を制御することによって、エキスパンダの入口の状態が制御できることである。したがって、速度のパラメータや圧縮機からの圧力および熱出力が制御できるだけではなく、1つまたは多数の圧縮機出口パラメータを制御することによって、間接的にタービンエキスパンダ用の膨張入口の状態も制御することができる。

エキスパンダ入口のスライドリングは、エキスパンダ入口の制御用にも使用できることが理解されよう。しかし、エキスパンダ入口を制御するという利点より、冷却剤の急激な膨張つまり「フラッシング」による流体特性の喪失のほうが大きいかもしれない。したがって、圧縮機の流れを制御し、また定常膨張オリフィスおよび広いロータ側ディスク6を使用して滑らかな膨張を得るためにゆっくりと増加するオリフィスを生ずることによって、流れが間接的に制御できるという大きな利点がある。

現行のロータリーマシンまたは回転ピストンマシンでは、圧縮機として機能しているとき、ロータ4とベーン部材17との間に閉じ込められる流体の体積は、圧縮が始まる前に充填物(charge)が再度排出オリフィス14bから出られるようにすることにより、全充填(full charge)から最小充填(minimum charge)まで変化させることができる。過給機の場合では、全充填は、内燃エンジンのシリンダを設計圧力の空気で満たすのに要する量であり、最低充填は、シリンダを大気圧で満たすのに要する、あるいは部分真空が必要な場合には、その圧力にするのに必要な体積まで満たすのに要する量である。

ケーシング1をスライド16とロータ4との中間に置くことにより、3つの構成部品全てのオリフィスが一列に整列したとき、流体は、マシンに流入しまたはそこから流出することができる。

高い熱力学的効率を保つために、製造上のクリアランスは、0.02mm程度とする必要があり、そうすると、遠心力、慣性力、または流体圧力による許容変形が非常に小さくなる。圧力による力は、過給機では2バール、燃料電池用の圧縮機では3バール、ヒートポンプでは15〜90バールの範囲である。

自動車の適用例では、最大速度の最小値はおそらく1分間に6000回転、ヒートポンプでは1分間に3600回転である。自動車の適用例では、この速度およびサイズでは慣性負荷が生じ、ヒートポンプは高い圧力負荷を受ける。これら両方の負荷は、通常形のベーンの形状の変形をもたらし、この変形を許容するための隙間を増大させると、流体が漏出する可能性が生じて効率が失われる。本例では、ベーン部材17は、慣性および圧力による変形に対して最大限の抵抗をもつ形状になっている。ケーシングおよび負荷を最小にする動作機構に対してベーンがこうした形状および位置になっていることは、ベーンの下を流れてマシンに入る流体の面積に制約があることを意味することになる。入口流れへの制限を克服するために入口オリフィスの周囲長さを増大させると、マシンの容量が減少する。ベーン部材17を通して流体が流れ込めるようにすると、入口流れに対する制限を無くすことができる。したがってベーン部材17のこの形状は、慣性および圧力負荷に対する最大抵抗と、入口の流体の流れに対する最小抵抗を提供する。ベーン部材17は、弓形の端部壁17b、端部壁17bから旋回可能に取り付けられた端部片17dに向かって延びる横方向の壁17c、およびロータ4に対して封止面となる先端面17gを有する。

本マシンが過給機として使用されるとき、体積流量は内燃エンジンのシリンダの物理的な寸法によって決定されるが、質量流量は、エンジンの所要出力によって決まる。過給機の出口圧力を変えることによって、質量流量を変えることができる。本例では、過給機は、当初大気圧の空気で満たされ、ロータ4がベーン部材17の弓形表面17eに向かって回転するにしたがって空気が圧縮される。圧縮が始まる前に、いくらかの空気を排出できるようにして、圧縮しようとする空気の質量を変化させることができる(したがってその圧力を変化させることができる)。サイドディスク6に通路23を、ケーシング1に排出オリフィス14bを設けることによって、これが実現される。スライド16が、ケーシング1の穴14bを露出させたとき、空気は、通路23およびケーシングの穴14bを通って流れ出ることができる。ロータ4がベーン部材17に向かって進む時のわずかな空気圧力の上昇が、空気を排出するのに必要な圧力差を提供する。

空気の流出体積を変化させる必要がある可能性は低く、したがって出口上のスライドは必要なく、出口オリフィス14aを固定することができ、それらを通して圧縮空気を放出することができる。しかし、流出量用オリフィス面積を変化させる必要がある場合には、前記排出用に設けられたのと同様にスライドを設けることができる。

サイドディスク6は、軸方向で比較的長く、漏洩は圧力降下、径方向の隙間、表面粗さ、軸の長さおよび流体の性質によって決まる。本例では、漏洩は、マシンの温度変化による軸長さの変化および径方向隙間の変化を比較的受けにくく、圧力による端部荷重は無い。この径方向の出口の設計により、ロータの移動オリフィス量は、ディスクの幅と共に増加し、またそれと共に移動損失も増加する。

サイドディスク6を、ディスク6(図7および図8)中に軸方向の通路23'を持つマシンの半径方向断面でL字形にし、「L」の外形の周りにケーシング1を配置することにより、ディスクに関する漏洩を減少させることができる。サイドディスクの運転隙間と作業ボリュームは、ディスク通路を介して互いに直接連通しており、したがって、流体に対して2つの漏洩経路がある。ケーシングをスライドとロータの間に置き、表面スライドコントロールを取り付けることにより、前述と同様の方式で流れおよび圧力を制御することができる。

この種類の全てのマシンと同様に、その効率は漏洩の量に決定的に依存するが、非常に大きなマシンで摩擦のパーセンテージを許容限界内におくことができるものを除き、接触型シールは、許容されない高い摩擦損失を生ずる。軸方向から出入りするようにすると、熱の影響による軸方向隙間の変化がマシンの効率に影響を与え、それによってマシンの長さが制限を受けるようになる。このことが、いくつかの部品を正確に機械加工することおよびそれらを組み立て互いに支承するのが難しいこと、ならびに0.02mmの合計隙間が必要とされることと相まって、満足すべき設計をするのが難しくなっている。出入りを径方向にすると、2つの円形部品の製作を容易に制御することができる。同心に取り付ける部品の一方の構成部品に、例えばポリマー材料のライニングまたは磨耗性コーティングを取り付けると、これら部品の製作が容易になる。これらのライニングまたはコーティングは、最初の1回転で磨耗が可能で、次いで熱膨張の結果、最大隙間が得られる。

軸方向の出入りおよび表面スライド制御では、スライドを適正な位置に保持し、回転させ、また圧力がそれを表面から持ち上げようとするいかなる傾向にも完全に対応する必要がある。径方向のスライドの場合、スライドの直径をケーシングの直径にぴったりと適合させると、いかなる圧力負荷に対しても自動的に対応し、したがって回転だけが必要となる。

本マシンでは、空気または流体がマシンから出るのは、マシンが回転してオリフィスが1列に並んだときである。従来型のバルブは無く、製造コストは下がり、信頼性は増す。しかし、この単純化された設計には不都合がある。マシンから流体が押し出されると、オリフィスの両端で圧力低下が生じ、余分の圧力が寄生的損失となる。オリフィス面積を増加させることによって、この損失を少なくすることができるが、流体を高圧から低圧に移行させることによる損失が増加する。圧力損失のほとんど無い、径方向への流出の場合、移動流体からの損失は10%である。圧力損失と移動損失の妥協の結果、全損失は5%となる。軸方向の流出では、移動損失は少ないが漏洩が大きく、ディスクのリムを軸方向に延長すると漏洩は少なくなるが、5%の全損失を生ずるためには軸方向隙間を正確に制御することが必要である。スライド制御のコスト増加という不利益が加わり、この設計は魅力の無いものとなっている。しかし、内燃エンジンへの出口の場合で、スライド制御が必要でないときには、車両装備上の必要から軸方向流出が望ましくなる場合もあるかもしれない。したがって、軸方向流出および径方向流出と排出との組合せが、状況によっては必要となるかもしれない。

図4および図6、特に図6を参照すると、ベーン部材17の弓形の端面17eは、旋回軸と同軸であり、ケーシング1の静止適合面18aに対するシール面である。平坦な側面17fもケーシングに対するシール面である。レバーアーム19はベーン部材17と一体でもよいし、ベーン部材17に取り付けてもよい。重量削減のための任意の穴21も図示されている。

図4は、ケーシング内の流出穴14aおよび排出穴14bと、ベーン部材17およびロータの回転方向(矢印22)との関係を示す。ロータは図示されていない。流体入口アパーチャ18は、ベーン部材の端面17eがケーシングの内面3と交差する点(0°)から一般的に円周上で40°だけ(ただし任意選択で70°まで)延び、排出用領域(オリフィス14b)がさらに140°延びている。流出区域(オリフィス14a)は、一般に240°から360°である。各領域の度数は、マシンの大きさの変化に従って変化し、流体の圧力損失および移動損失がどの程度最適化されているかに依存する。

図5は、あるタイプの流出および排出用通路23をサイドディスク6内に有するロータ4を示す。ロータ4の両側に作用する圧力を等しくし、軸方向の終端負荷を防止するために、小さな流体移動用の穴26を設ける。ロータ4内に保持できる流体の体積を最少にするために、重量削減のための大きな穴27およびその他の重量または材料削減用の特徴部は安価で軽量な材料で充填するか中空にする。

図1に示すように、連接軸30および外側表面11の軸を含む平面が、ベーン部材の先端面17gと外側表面11との間の密封接触の領域を通過するように、連結リンク28は、一端28aが外側表面11の軸と一致する軸上でロータ4の延長部分29に連接され、他端28bが連接軸30上でレバーアーム19に連接される。

図7および図8は、L字形サイドディスク6'を通るロータの片側への軸方向流出に対応するように改変されたロータ4を示す2つの図である。

図9ないし図14は、様々な構成における流体の流れおよび流体漏洩経路を示す。文字「C」は流体が圧縮状態にある領域を、また文字「A」は流体が最低圧力状態にある領域を示す。図9および図10は、軸方向流出および径方向排出を示す。図11および図12は、径方向流出および排出を示す。図13および図14は、軸方向流出および排出を示す。

図9は、充填圧力がマシン内圧力より高いときの状態を示す。マシンに漏れ込む流体は、端部隙間を流れ下り、サイドディスク6'の軸方向の溝を介して直接、作動ボリュームに流れ込むことができる。他方の流入経路は、延長されたL字形ディスク6'の比較的長い直径方向の隙間を通り、反対側のサイドディスク6を通り、圧力平準用の穴を経由するものである。図10は、図9と同様であるが、マシンが放出しているときのものである。低圧領域への漏洩は、両方のディスク上の比較的長い直径方向の隙間を経由する。図11および図12は、排出および質量流量制御のためのスライドリング16を持つマシンを示す。図11および図12のどちらでも、漏洩は、両方のディスク上の比較的長い直径方向の隙間を通る。

図13および図14では、スライドリング16による排出制御も組み込んである。比較的狭いサイドディスク6'を経由する漏洩が顕著であること、またディスクを長くすれば移動損失が増すことが理解されよう。しかし、この設計は、低圧送風機で空気流量を制御するのには有用であるかもしれない。

上述のように、過給機からエンジンへの空気出口は、穴(またはスロット)がケーシングの開口に露出するようになったとき、その穴を通る。ガソリン直接噴射(GDI)、能動燃焼、電気駆動、回生制動、および説明したような過給機の開発により、内燃エンジンは、車両の性能を損なうことなくその寸法を更に減少することができる。この組合せにより、1.6リットルのエンジンを500ccのエンジンに置き換えることができる。1.6リットルの寸法のエンジンの機能を満足する500ccの寸法のエンジンは、スロットル損失をほとんどまたは全く有しない。スロットル損失をほとんどまたは全く有しないエンジンでは、スロットル損失を回収する機能を取り除くことによって前記過給機の効率を上げることができる。過給機とエンジンとの間の流れを提供するのに使用される、ロータ内のダクトまたは移動路が貯蔵空気(reservoir of air)を提供し、それが過給機の回転中その入口に戻され、10%の効率低下をもたらす。これら移動通路が、圧力を大気圧より高くするためにのみ必要な場合は、その体積を減少させ、過給機の効率を向上させることができ。エンジンへの代替出口を提供することもできるが、この縮小移動体積からの利点よりも損失が小さくなければならず、そうでなければ何ら利益はない。

1つの解決策(図15〜図18)は、ケーシング1内のサイドディスク6の平面間にバルブを置くことである。ケーシング1の内側表面3は曲面であり、それにより通常のポペットバルブの製作が難しく、また高価になる。リード型バルブ31は、一般的に隙間容積(寄生損失である)およびマシンへ戻る逆流(さらなる寄生損失)を生じる。ばね式バルブは、バルブが開く前にばね力に打ち勝つことが必要であり、空気はエンジンが必要とするよりその量だけ余分に加圧され、そのため効率のさらなる損失が生ずる。

本例では、リードバルブ31が逆流を可能にしているとき、ロータ4が出口オリフィス32を実質的に覆い、ケーシングの内面と緊密な共形になる。それによって、実質的な流れが発生する前に、閉じつつあるリードバルブの慣性を、戻り空気の圧力低下によって打ち勝つための時間が与えられ、軽いばね負荷によって閉じる動作をさらに助けることができる。

したがって、エンジンマニホルドへのケーシングの出口通路は、過給機のケーシング内で動くバルブで置き換えられ、このバルブは過給機内の圧力が増加してエンジンマニホルド内圧力を超えたときに開く。ロータ4内の移動通路23は、過給機入口への戻り流に十分な圧力降下と体積を提供するように体積が減少される。

図15は、リードバルブ(1つ、2つ、それ以上を取付け可能)の位置を示す略図である。図16は、通常のリードバルブの位置を示す。図17は、補強リブ33をもつ改変されたベーン部材17を示す。図18は、スライドリング16およびいくつかの排出穴14bを示す。

出口バルブに対する前記説明および理由から、これらがヒートポンプにおける冷却剤の圧縮にも適用できることが理解されよう。

しかし、今説明したように、エンジン寸法が所与のパワー出力に対して実質的に縮小されるエンジン構成は、最大パワー出力をも有し、この最大出力は、最も低い要求出力のときにスロットル動作をさせないための要件によって制限される。自動車エンジンの出力の大部分は加速に必要である。今日の車両はより速い加速を可能にするために、より大きなエンジンを備えることがあるが、これは、低出力時におけるより多くのスロットル動作および効率低下を意味する。今説明したような、今日の通常の車両重量用のエンジン構成は、この重量を時速0〜100キロメートルまで8〜10秒の時間で加速するのに十分な出力を備えている。これより短い加速時間を必要とするときにはより多くの出力が必要である。これは、電気モータ、またはより高い出力のより大きなエンジンによって実現できるが、より高い出力のエンジンでは、低出力時のエンジンスロットル動作が発生し、損失を避けるためにこれを回収する必要がある。本明細書に説明するタイプの過給機を、より大きなサイズのエンジン向けに、またスロットル損失を回収するために設計する場合、通常の隙間を持つ緊密取付部品間で漏洩する空気の質量は、エンジン吸気マニホルドの真空度が高い状態では、エンジンの空気の体積流の相当な部分を占める。運転隙間を減少させると製造コストが増大する。運転隙間を減少させ同時に拡張形スロットル損失回収機能を設けるための複雑さおよびコストを減少させることに代わる代替策は、2台以上の過給機/スロットル損失回収タービンを設けることである。1台のエンジンに空気を提供するために2台の過給機/タービンを使用し、低出力状態ではそのうちの一方だけを使用する場合、隙間容量は半分に減少し、同時にエンジンの吸気マニホルドの真空状態がもたらされる。

本発明は、2台以上の過給機/スロットル損失回収タービンを使用することによって、過給機圧力から大気圧以下までの範囲にわたって内燃エンジンに効率よく空気流を供給する手段を提供する。2台以上の過給機/スロットル損失回収タービンと内燃エンジンとの組合せ、および排気タービンを使用することを提案する。熱交換器を使用して、内燃エンジンに入る空気の温度を変化させてもよい。排気タービンで、圧縮機または発電機あるいはその両方を駆動することもできる。構成部品のこの組合せを効率的に使用できるようにする可能な技術は、このタイプの過給機/タービンを使用し、本明細書に記載した互換性機能を組み込むことである。互換性機能とは、当業者なら組み合わせるであろう機能を意味する。例えば、リードバルブを設けるのがよいか、設けないのがよいかは、全効率または製造コストによって決まる。

過給機の空気流制御により、過給機の吐出し圧力が大気圧以上から大気圧以下までの値をとることが可能になる。2台の過給機が1台のエンジンに空気を供給しており、それがエンジンに大気圧の吐出し圧力を供給するように制御されている場合、エンジンの吸気マニホルドおよびシリンダは大気圧になる。1台の過給機からの流れがエンジンに流れ込まないようになっている場合、空気流の体積は半分になり、シリンダおよび吸気マニホルドの圧力は約38kPaに減少する。過給機は、エンジンとは独立に、また互いに独立に、あるいは直接エンジンで駆動することができる。エンジンに空気を供給している方が独立に、たとえば電気モータで駆動される場合、その速度をエンジンよりも低くし、それによってより低い吐出し圧力を供給することができる。エンジンに空気を供給していない方の過給機は、大気圧を供給するように設定し、意味のある昇圧や仕事をすることなく回転し続け、周辺からまた周辺へ空気を循環させることができ、あるいは遮断することもできる。

過給機のベーン部材17は往復運動によって作動する。これによって、不平衡力が生ずる。1次不平衡力はバランスさせることができ、残る2次不平衡力は容認できるほど小さい。しかし、ロータのより大きなオフセットおよびより高い速度が設計されるときは2次不平衡力をバランスさせる必要がある。これは、連結した2本のアーム(バランスリンク)を過給機に加えることによって簡単に実現できる。1台のエンジンに複数の過給機を設けるとき、不平衡力が互いに対抗できるようにそれらを配置することができ、したがって連結したバランスアームの必要性をなくすことができる。しかし、装備上の必要により2台以上の過給機をバランスをとるための最適位置に配置することができず、複数の過給機を使用したとき平衡対からの外れを減少させるために、バランスリンクが必要になることもある。

図19は、(上述のような)2台の過給機/スロットル損失回収タービン42を備え、そのうちの1台がバルブ43によりエンジンの吸気マニホルド44に連結されているエンジン41の上面図である。図20は、4台の過給機/タービン42を備えるエンジン41の正面図である。図21は、2台の過給機/タービン42を他の配置で備えるエンジン41の他の正面図である。図22は、2台の過給機/タービン42を他の配置で備えるエンジン41の正面図である。図23は、1台の過給機/タービン42からエンジン吸気マニホルドへの空気流の方向制御用バルブ43の代表的な断面図である。図24は、空気流を過給機/タービン42から外気に向けるバルブ43を示す。図25は、1台の過給機/タービンからエンジン吸気マニホルドへの空気流の方向制御用の管路46の一部分および代表的なバルブ43を示す。図26は、過給機/タービンからの空気流を外気に向けるバルブ43を示す。図27は、代表的な連結したバランス用アーム51,52および固定アーム53を示す。図28は、他のバランス装置における代表的な連結されたバランス用アーム54,56を示す。

図19ないし図22までの図は、いくつかの可能な構成のうちの4つを例示したものにすぎない。過給機/タービンの位置は、車両の装備要件、位置、過給機の駆動タイプ、バランス錘の必要性の影響を受ける。

図23および図24は、過給機/タービン42から大気あるいはエンジン吸気マニホルド44へと空気流の行き先を変えることができるバルブ43の代表的な断面を示す。当技術分野で周知のいくつかのバルブがこの機能を提供することができる。これらのバルブの主な要件は、空力的および熱力学的に最少の損失で流れを提供し、エンジン吸気マニホルドおよび過給機/タービンへの空気の出入りに対するシールを提供することである。図示のバルブが、おそらく製造が最も容易で最も安価である。このバルブは、円形で管状であり、シールするためにかなりの周囲長さを有し、逆方向および順方向に約130°回転する必要がある。

図28に示す過給機/タービンは、いかなる2次不平衡力もバランスさせる、連結された2つのバランスアーム54,56を示す。コスト面および2次不平衡平面が近接していることから、一方のアームを連結ロッドの中心に、他方をベーン部材の旋回軸に取り付けるのが適切である。図27は、バランスアームのうちの1つのアームの一端を置くための代替位置である。

米国特許第6,226,986号に記載のように、過給機として使用される1台または複数の上述のマシンを使用し、ロータを大気と吸気マニホルドとの圧力差で駆動し、マシンをエネルギー使用装置に動作可能に連結して、スロットル損失を回収することができる。

本発明によるマシンの好ましい実施形態は、過給機モードでの圧縮機および損失回収モードでのタービンの効率を向上させる手段を提供する。この実施形態はまた、上述のマシンの適用範囲をディーゼルエンジンの充填、および排気ガスの処理に拡張する。

ラビリンスシールは、当技術分野で周知であり、ある部品が別の部品に極めて近接しているとき、ガスおよび蒸気の流れを少なくすることが知られている。本例(図29〜図31参照)では、ロータ4の先端が相手の表面3に極めて近接している。ロータ4および任意選択でサイドディスク6にラビリンスシール61を形成し、ピストン先端の先行側および後続側両方で弓形の経路に沿ったある距離にわたって延長させることによって、ピストンとケーシングの間、当面はピストンと連接ベーンとの間の流体漏洩を減少させることができる。ディスクの周面にラビリンスシールを周囲に沿って形成した場合、サイドディスクの周囲長さにわたる漏洩が減少する。ラビリンスシールは、溝の幅xと溝深さdが同じ寸法で、溝と溝の間に画定されたフィンの幅yが溝の幅xより小さい場合に最も効果的である。ラビリンスシールの角度範囲αは、図30に示すように一般に40°である。

現代のディーゼルエンジンは、窒素酸化物を生成することが多すぎ、その排気から外気に排出される粒子状物体が多すぎることが認識されている。このディーゼルエンジンは従来通り圧縮点火エンジンである。エンジンの圧縮比は、通常、寒い日にエンジンを始動するのに十分な圧縮温度を生成する必要があるかどうかによって決まる。エンジンが運転温度に達したとき、始動用に必要であった高い圧縮比を下げ、それによってシリンダ内の圧力も低下させることができる。シリンダ圧力を低下させることができると、エンジン材料の疲労寿命が延び、したがって同じ疲労寿命では、エンジンを小さく製作することができる。

上記タイプの過給機を使用することによって、エンジンに可変ブースト圧力を供給し、冷温始動の圧力および通常の運転圧力にとって望ましい状態をもたらすことができる。上述の過給機が、排出オリフィスを通してまたは出口オリフィスを通して空気をエンジンマニホルドに出すことができるということは、排気中の放出物の処理用に空気を直接排気システムに供給するために、これらどちらの出口も使用することができることを意味する。可能な1つの排出ガス処理は、窒素酸化物および微粒子を吸収し、それらを順に焼却することであり、この目的のために圧縮空気の供給が最も望ましい。

図32は、排気ガス処理用の空気を供給することのできる排出オリフィス14bを示す。図33は、排気ガス処理用の空気を供給することのできる出口オリフィス14aを示す。

ロータ4が旋回するにつれて、排出穴14bから押し出される空気を排気システムに押し込んで、排気ガス処理用の酸素を供給することができる。必要な空気供給圧力が低い、例えば大気圧より20kPa高い場合、空気をこの排気システム圧力に押し上げる効率は、かなり高く約80%となるが、このタイプの圧縮はルーツ(Roots)コンプレッサと同じで内部での圧縮を伴わないので、必要な圧力が高い、例えば大気圧より100kPa高い場合、効率は約40%となる。したがって、より高い圧力が必要な場合には、マシンのマニホルド出口側から空気を供給するとより効率的であり、空気を加圧するための内部圧縮があるので、圧縮効率は90%近くになる。

マシンの効率は、ラビリンスを組み込んで、高圧領域と低圧領域との間の漏れ流を制限することによって向上する。

上記マシンでは、旋回するロータ4の、ベーン部材17に対する位置は常に変化し、ロータ4の表面11上の単一点が、常にケーシング1のボアまたはベーン部材の先端を掃いている。ケーシング1とロータ4との間の流体漏れは、この2つの部品間のギャップ、ギャップの円周方向長さ、ラビリンスシールの有効性によって制御される。ベーン部材とロータの間の漏れは、主としてギャップおよびギャップの円周方向長さで制御される。ベーン先端の半径はロータ表面11と反対方向に曲がっているが、ケーシング表面3はロータ表面11と同じ方向に曲がっているので、ベーン部材とロータの間のギャップの円周方向の長さは、ケーシングとロータの間のギャップの円周方向の長さに比べて短くなる。熱膨張および機械的動作応力によるゆがみを許容する必要性により、ロータとケーシングおよびベーン部材との間の最小ギャップが決まる。ベーン部材とロータの間のギャップの円周方向の長さを増す方法、並びに熱および機械的負荷によるゆがみを軽減する方法を見出すことが望ましいであろう。

本発明の一実施形態(図34〜図41)では、ケーシングおよびベーンと極めて近接していたロータの部分4aの直径が減少し、この直径が減少した内部部分4aにベアリング(図示しない)が嵌められ、このベアリングの外径にリング状の外部部分4bが嵌められ、リング4bに固定された付属品71がベーン部材17に取り付けられている。ベアリングにより、リング4bおよびベーン部材17を互いに旋回しあうように取り付けることが可能になる。これらは互いに旋回しあえるので、リングつまり外部ロータ部分4bを、ベーン17の局部域で湾曲した凹部72の形状にし、ベーン部材17の先端面17gとリングの間に相当な長さの円周方向ギャップを提供することができる。リング4bとケーシング1の間のギャップは、ベアリングおよびリングを取り付けることによって実質的に変化しない。

リングの全周にわたってラビリンスシールを設けると、リングとケーシングの間の漏洩を少なくできる可能性が高くなる。

ラビリンスシールに加えてまたはその代わりに、図44または図45に示すようにリングの外面を可撓性材料73または74でコーティングすることができる。可撓性コーティング73,74は車両のタイヤのようなゴムとすることができる。熱膨張差および機械的応力たわみは200ミクロンより少ない可能性が高く、したがってこの値だけ圧縮できる可撓性コーティングで十分である。構成部品は、この圧縮量を見込んで組み立てることができる。図44および図45に示すように、可撓性材料73または74は、コーティングの変形性を高める軸方向の溝75を備える。図44では、溝75は急勾配の側壁75aおよび緩やかに傾斜する側壁75bを有する。

外部ロータ部分4bをベーン部材17に取り付けた構成では、リング形部分4bと外部ロータ部分4bのケーシングの間に転がり運動が生じ、この運動に伴う機械的損失は、車の転がり抵抗損失と同じであり、可撓性コーティングの周期的圧縮によってもたらされる。これらの損失は、漏洩の減少による効率の利得に比較すると小さい。ベーン先端とリングの関係は滑り運動であり、確実な隙間がない場合、若干の摩擦が発生するが、ギャップの円周方向長さを増加させると、またこの点でラビリンスシールを設けることが可能であると、この点での漏洩が実質的に減少することになる。

図40は、固定された付属品71およびベーン先端部に共形な局所的凹部72を持つリング形の外部部分4bを示す。図41はベーン部材17を示す。図37はリングとベーン部材の組立体を示す。図39は1つのディスクを取り外した内部ロータ部分4aである。図36は、ベーン部材、リング、内部部分、およびリングベアリング4cの組立体を示す。図35は、ケーシング1を取り付けた図36の組立体を示す。図38は、両方のサイドディスク6をもつ内部ロータ部分4aを示す。図34は、サイドディスク6およびエンドカバー73を取り付けた図35の組立体を示す。図42は、2台のユニットを互いにどのように配置することができるかを示す。図43は、図42の配置の代替配置にある2台のユニットを示す。

ピストンが図36に示すように回転すると、リング4bのケーシングボアへの最接近点は、偏心した内部部分4aと共に回転し、リング4aはそのベーン部材17への取付けによって、ケーシング1へのその取付部の周りを旋回するベーン部材17と回転部分4aの偏心した軸の中心とで画定される限度内しか動けないように制限される。

図42は、2台のユニットの構成であって、両方のユニット用の旋回するベーン部材17を1つの構成部品とすることができ、単一のベアリングのケーシングへの取付け部に作用する両方のリングの動きからの反作用が互いに打ち消し合って、ベアリングの応力を相当に減少させる構成を示す。図43は、2台のユニットの代替配置であって、ベーンからケーシング旋回ベアリングへの応力が図42のものより大きい配置である。

図46および図47は、それぞれ上記のような容積式ロータリーマシンで構成される、結合された圧縮機81およびタービン82を示す。各圧縮機またはタービンはそれぞれ基本的に不平衡であり、上記のような自動車の過給機の応用例の場合と同様に、各マシンの重さを持たせたリンクによって、あるいは不平衡力が互いに対抗する2台のマシンを運転することによってバランスさせる必要がある。

自動車の過給機/スロットル損失回収マシンの場合、マシンは一時に1つの機能を果たし、両方を一緒に行うことはない。ヒートポンプの場合、圧縮および膨張の両方が一緒に行われる。

図47に示すように、圧縮機ベアリングの中心軸を、回転の中心からタービンエキスパンダの中心軸と反対方向にずらせて設定することによって、ユニットをバランスさせることができる。これは、特にヒートポンプの場合に有用であり、過給機の場合にはより大きな融通性をもたらすことができる。

図46に示す、さらなる特徴は、スライドリング83である。このリングは過給機でスライドリング16が行うのと同じ機能をヒートポンプに対して果たし、つまりどのような速度または圧力のもとでも、圧縮される流体の質量を変えることができるようにする。これは、一定速度および吐出し圧力を保ちながら、暖房または冷房要件が変わるにつれて、すべりリングはその要求に適合させることができるので、特にヒートポンプでは有用である。

本発明によるマシンの一実施形態の透視図である。 本発明によるマシンの一実施形態の透視図である。 本発明によるマシンの一実施形態の透視図である。 ケーシングおよびベーン部材を示す切欠き斜視図である。 ロータおよび関連部品の斜視図である。 ベーン部材の拡大斜視図である。 ロータおよび関連部品の他の実施形態の斜視図である。 ロータおよび関連部品の他の実施形態の斜視図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 流体流路を示す、容積式ロータリーマシンの可能な実施形態の軸方向断面図である。 本発明によるマシンの他の実施形態の断面略図である。 図15に示すマシンのケーシングの切欠き斜視図である。 ベーン部材の他の実施形態の斜視図である。 マシンの斜視図である。 過給機/スロットル損失回収タービンとして機能する容積式ロータリーマシンを組み込んだエンジンシステムを示す図である。 過給機/スロットル損失回収タービンとして機能する容積式ロータリーマシンを組み込んだエンジンシステムを示す図である。 過給機/スロットル損失回収タービンとして機能する容積式ロータリーマシンを組み込んだエンジンシステムを示す図である。 過給機/スロットル損失回収タービンとして機能する容積式ロータリーマシンを組み込んだエンジンシステムを示す図である。 1つの過給機/タービンからエンジンの吸気マニホルドへの空気流の方向を制御するためのバルブの代表的な断面図である。 空気流を外気に通すバルブを示す、図23と同様の図である。 図23に対応する斜視図である。 図24に対応する斜視図である。 バランスリンク付き容積式ロータリーマシンの他の実施形態の部分斜視図である。 バランスリンクの異なる構成を示す、マシンの他の実施形態の端面図である。 ロータの外側表面とケーシングの内側表面の関係を示す線図である。 ラビリンスシールを示す、図29の拡大詳細図である。 ラビリンスシールを示す、ロータおよび関連部品の斜視図である。 過給機として使用するための容積式ロータリーマシンの斜視図である。 図32に示されたマシンの別の斜視図である。 ベーン部材の構成が前記実施形態と異なっている、本発明によるマシンの別の実施形態の斜視図である。 エンドカバーおよびサイドディスクが外されている、図34と同様な図である。 ケーシングが外されている、図35と同様な拡大斜視図である。 ベーン部材とロータの外部部分の関係を示す斜視図である。 ロータの内部部分および2つのサイドディスクを備えるアセンブリの斜視図である。 サイドディスクのうちの1つを取り外してある、図38と同様な図である。 ロータの外部部分の斜視図である。 ベーン部材の斜視図である。 ベーン部材が結合されている1対のマシンの端面略図である。 ベーン部材が分離されている1対のマシンの端面略図である。 可撓性材料のコーティングを備えるロータの部分の斜視図である。 可撓性材料のコーティングの異なる形態を示す、図44と同様な図である。 ヒートポンプ用の互いに結合された圧縮機およびエキスパンダの斜視図である。 互いに結合された圧縮機およびエキスパンダの軸の斜視図である。

符号の説明

1 ケーシング
2 周辺壁
3 内側表面
4 ロータ
4a ロータの内部部分
4b 外部部分
4c リングベアリング
6 サイドディスク
6' サイドディスク
7 周面
9 駆動軸
11 表面
13 母線
14a 出口オリフィス
14b 排出オリフィス
16 スライドリング
17 ベーン部材
17a 通路
17b 端部壁
17c 壁
17d 端部片
17e 弓形表面
17g 先端面
18 アパーチャ
19 レバーアーム
22 矢印
23 通路
23' 通路
26 流体移動穴
27 重量削減用穴
28 連結リンク
28a 一端
28b 他端
29 延長部分
30 連接軸
31 リードバルブ
32 出口オリフィス
33 補強用リブ
41 エンジン
42 損失回収タービン
43 バルブ
44 吸気マニホルド
46 管路
51 バランスアーム
52 バランスアーム
53 固定アーム
54 バランスアーム
56 バランスアーム
61 ラビリンスシール
71 付属物
72 凹部
73 可撓性材料、可撓性コーティング
74 可撓性材料、可撓性コーティング
75 軸方向溝
75a 側壁
75b 側壁
81 圧縮機
82 タービン
83 サイドリング

Claims (35)

1. 容積式ロータリーマシンであって、
   動作チャンバを画定する円筒形の内側表面(3)を有するケーシング(1)と、
   前記動作チャンバ内のロータ(4)であって、前記内側表面(3)の軸であるチャンバの軸の周りを旋回するように取り付けられ、円筒形の外側表面(11)を有し、前記チャンバの軸が前記ロータを通り、前記外側表面の母線(13)が前記内側表面に隣接しており、直径に対して反対側の母線が前記内側表面から隔てられているロータ(4)と、
   前記ケーシングの上に取り付けられ、前記チャンバ軸と平行な旋回軸の周りを旋回可能なベーン部材(17)であって、前記ケーシング内の流体入口および出口アパーチャ(18)内に収容され、前記ケーシング外部と前記動作チャンバとの間を、前記ベーン部材および前記ロータの旋回ポジションに関係なく、常時、連絡する通路(17a)を有し、前記旋回軸と同軸でロータ(4)の長さと同じ長さの弓形の面(17b)を有し、前記弓形の面のそれぞれの横方向端部から旋回軸に向かって延びる端面(17f)を有し、ロータに隣接して先端面(17g)を有し、前記面が、対応するケーシングのアパーチャ(18)および前記ロータに対して封止面であるベーン部材(17)と、
   前記ベーン部材(17)の前記先端面(17g)が前記ロータ(4)の前記外側表面と封止接触を保つように前記ベーン部材(17)を前記ロータに連結するリンク機構(19,28,30)であって、前記リンク機構が連接軸(30)を有する連接によって前記ベーン部材に連結され、前記連接軸および前記外側表面の前記軸を含む平面が前記ベーン部材先端面(17g)と前記ロータ(4)の前記円筒形の外側表面との間の封止接触領域を通過するリンク機構(19,28,30)と、を備えることを特徴とする容積式ロータリーマシン。
2. 前記ロータのそれぞれの端部に1対のディスクを含み、前記ディスクが前記チャンバ軸の周りを前記ロータの旋回と同期して回転し、前記動作チャンバのそれぞれの端部を画定することを特徴とする請求項1に記載のマシン。
3. 前記ディスクの少なくとも1つが、ケーシング内の少なくとも1つの入口/出口ポートを覆うシャッタを構成し、前記シャッタが、第1端部を前記動作チャンバ内に、第2端部を前記動作チャンバの外に有し、前記シャッタの回転につれて前記入口/出口ポートに周期的に重なり合う、少なくとも1つの通路を有することを特徴とする請求項2に記載のマシン。
4. 前記通路の第2端部が前記シャッタの周辺部にあることを特徴とする請求項3に記載のマシン。
5. 前記通路がシャッタの内面および周辺部で溝開口の形状であることを特徴とする請求項4に記載のマシン。
6. 複数の前記通路が円周方向に連続して配置されていることを特徴とする請求項3ないし請求項5のいずれか1項に記載のマシン。
7. 複数の前記入口/出口ポートが円周方向に連続して配置されていることを特徴とする請求項3ないし請求項6のいずれか1項に記載するマシン。
8. 前記ケーシングが複数の流体入口/出口ポートを有することを特徴とする請求項1ないし請求項6のいずれか1項に記載のマシン。
9. 前記流体入口/出口ポートを選択的に閉じる手段を含むことを特徴とする請求項8に記載のマシン。
10. 前記閉じる手段がスライダを含むことを特徴とする請求項9に記載のマシン。
11. 前記スライダが前記ケーシングの周りに延びるリングの形態であることを特徴とする請求項10に記載のマシン。
12. 前記ケーシング内の前記アパーチャが、前記ベーン部材の弓形表面に対応する表面を0°にとってそこから70°までの角度範囲、たとえば40°にわたって延びることを特徴とする請求項1ないし請求項11のいずれか1項に記載のマシン。
13. 流体が、前記ベーン部材内の前記通路を通って入り、ケーシングが、前記アパーチャの端部から140°の角度範囲内に少なくとも1つの排出オリフィスを有する圧縮機として機能することを特徴とする請求項12に記載のマシン。
14. 前記ケーシングが、角度範囲240°〜360°内に少なくとも1つの出口オリフィスを有することを特徴とする請求項12または請求項13に記載のマシン。
15. 前記ケーシングが、リードバルブを備える少なくとも1つの出口オリフィスを有することを特徴とする請求項1ないし請求項14のいずれか1項に記載のマシン。
16. 前記ロータの外側表面が、前記ロータと前記ケーシングとの間でラビリンス型のシールを提供する軸方向の溝を有することを特徴とする請求項1ないし請求項15のいずれか1項に記載のマシン。
17. 前記溝の深さが前記溝の幅に実質的に等しいことを特徴とする請求項16に記載のマシン。
18. 隣接する溝がその間に、前記溝の幅より小さな幅を有するフィンを画定することを特徴とする請求項16または請求項17に記載のマシン。
19. 前記ロータが回転する内部部分および回転しない外部部分を備えることを特徴とする請求項1ないし請求項18のいずれか1項に記載のマシン。
20. 前記ベーン部材の前記内側端部が、前記ロータの前記外部部分の前記外側表面の凹部で受けられることを特徴とする請求項19に記載のマシン。
21. 前記ロータの前記外部部分の前記外側表面が、可撓性材料、例えばゴムのコーティングを有することを特徴とする請求項19または請求項20に記載のマシン。
22. 前記コーティングが軸方向に延びる溝を有することを特徴とする請求項21に記載のマシン。
23. 端部溝が、1つの急勾配の側壁および1つの緩やかに傾斜する側壁を有することを特徴とする請求項22に記載のマシン。
24. 前記リンケージが、前記外側表面の軸と一体の軸上で前記ロータの延長部に連接されている一端と、前記連接軸上で前記ベーン部材に固定されたレバーアームに連接された他端とを有し、前記旋回軸の周りを旋回可能な連結リンクを備えることを特徴とする請求項1ないし請求項23のいずれかに記載のマシン。
25. 前記リンケージが、前記ロータ延長部と前記旋回軸との間に連結されたバランスリンクをさらに備えることを特徴とする請求項24に記載のマシン。
26. 吸気マニホルドを有する内燃エンジンと、前記マニホルドに連結された少なくとも1台の、請求項1ないし請求項25のいずれか1項に記載のマシンと、を備えることを特徴とするエンジンシステム。
27. 少なくとも2台の前記マシンが前記吸気マニホルドに連結されていることを特徴とする請求項26に記載のエンジンシステム。
28. 少なくとも1台の前記マシンが、前記マシンから前記吸気マニホルドまたは外気の方向へ選択的に空気流を向けるためのバルブによって前記吸気マニホルドに連結されることを特徴とする請求項27に記載のエンジンシステム。
29. 不平衡力が互いに対向するような方式で1対の前記マシンを配置することを特徴とする請求項27に記載のエンジンシステム。
30. 少なくとも1台の前記マシンがエネルギー使用装置に連結され、前記マシンのロータが、大気圧の空気と前記吸気マニホルド内の空気との間の圧力差によって駆動可能であることを特徴とする請求項26ないし請求項29のいずれか1項に記載のエンジンシステム。
31. 好ましくは圧縮機および/または発電機を駆動する排気タービンをさらに備えることを特徴とする請求項26ないし請求項30のいずれか1項に記載のエンジンシステム。
32. 前記排気タービンが、請求項13および請求項14を除く請求項1ないし請求項25のいずれか1項に記載のマシンによって構成されることを特徴とする請求項31に記載のエンジンシステム。
33. 圧縮機およびエキスパンダを含み、少なくともそのうちの1台が請求項1ないし請求項25のいずれか1項に記載のマシンで構成されていることを特徴とするヒートポンプ。
34. それぞれ請求項1ないし請求項25のいずれか1項に記載のマシンを備え、前記2台のマシンのケーシングが端と端を固定され、共通軸を有し、前記2台のマシンのロータが同期して旋回するように連動可能に連結されていることを特徴とする結合された圧縮機およびエキスパンダ。
35. 前記2台のマシンの前記ロータの軌道が、共通軸に対して反対方向へずれていることを特徴とする請求項34に記載の結合された圧縮機およびエキスパンダ。

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