JP5094890B2 - 内燃機関およびその作動方法 - Google Patents

Description

本発明は、広くはエンジン、ポンプ等の機械に関し、より詳しくは、容積式内燃機関（エンジン）およびその作動方法に関する。

１世紀以上に亘って、内燃機関は種々の用途の主動力源となっている。これらのエンジンのうち最も広く使用されているものは、自動車、他の輸送形態、並びに種々の工業および商業用途に使用されている往復動ピストンエンジンである。このようなエンジンは特定用途の出力条件に基いて、単気筒から３２気筒以上まで種々のサイズに作ることができる。ロータリエンジンおよび内燃タービン等の他の形式の内燃機関も多くの用途に使用されているが、往復動ピストンほど広く使用されてはいない。
殆どの自動車に使用されている内燃機関を含む小型内燃機関は、ガソリンを動力源とする。ディーゼルエンジンも或る自動車に使用されているが、ディーゼルエンジンは、機関車および船舶等の大型用途においてより一般的に使用されている。
これらの全てのエンジンは或る制限および欠点を有している。往復動ピストンエンジンでは、ピストンは、４ストロークエンジンでは出力軸１回転につき４回、２ストロークエンジンでは出力軸１回転につき２回停止しかつ方向を反転しなければならない。これらのエンジンはまた、燃料混合気および排気ガスを適正時点で燃焼室に出入りさせるためのかなり複雑なバルブシステムを必要とする。

ヴァンケルエンジン（特許文献１）ようなロータリエンジンは、ピストンの停止および反転の問題を回避でき、４ストローク往復動ピストンエンジンが軸の２回転毎に１つの爆発行程を有するに過ぎないのに対して、ロータおよび軸の１回転毎に１つの爆発行程が得られる。しかしながら、これらの長所を有するにもかかわらず、ロータリエンジンは、燃費が悪く、作動寿命が短く、排気ガスが汚いために使用が限定されている。

米国特許第２，９８８，０６５号明細書

本発明の広い目的は、新規で改善された内燃機関およびその作動方法を提供することにある。
本発明の他の目的は、従来技術の制限および欠点を解消できる、上記特徴をもつ内燃機関およびその作動方法を提供することにある。
本発明の他の目的は、軸の１回転当り爆発行程数が、これまでに提供されている往復動ピストンエンジンおよびロータリエンジンよりかなり多い、上記特徴をもつ内燃機関およびその作動方法を提供することにある。
本発明の他の目的は、小さいスペース内で大きい排気量が得られる、上記特徴をもつ内燃機関およびその作動方法を提供することにある。

上記および他の目的は、本発明により、異なるロータのピストンが相対移動して、トロイダルシリンダ内に可変容積のチャンバを形成する構成の内燃機関およびその作動方法を提供することにより達成される。ピストンは段階的態様で移動し、一方のロータのピストンが所定距離を移動する間に他方のロータのピストンは実質的に静止状態を維持する。燃料は、チャンバを形成する一方のピストンが他方のピストンから離れる方向に移動するときにチャンバ内に吸引され、次に第二ピストンが第一ピストンに向かって移動するときに圧縮される。燃料の燃焼により第一ピストンが第二ピストンから離れる方向に駆動され、次に、消費されたガスが、再び第一ピストンに向かって移動する第二ピストンによりチャンバから排出される。

ロータは、ピストンおよびロータが段階的態様で回転するときに出力軸が連続的に回転して、滑らかで連続した出力が得られるような態様で出力軸に連結される。本願に開示する実施形態では、出力軸に取付けられたキャリヤに１対のクランクシャフトが取付けられており、かつ該クランクシャフトは、ロータと一緒に回転するクランクに連結されたコネクティングロッドによりクランクシャフトの軸線の回りで連続的に回転される。クランクシャフトの歯車は、出力軸と同心状に配置された太陽歯車の回りで移動するときに、連続回転をキャリヤおよび出力軸に伝達する。
各ロータに４つのピストンが設けられかつ太陽歯車とクランクシャフトの歯車とのギヤ比が４：１であるとき、ピストン同士の間には８つのチャンバが形成され、これらの各チャンバには出力軸の１回転毎に２回の爆発行程が生じる。出力軸が２回するときには３２回の爆発行程が生じ、これは、３２気筒を備えた慣用の４ストロークエンジンに相当する。

本発明による容積式エンジンの一実施形態を示す中心線を通る断面図である。 図１の２−２線に沿う横断面図である。 図１の３−３線に沿う拡大横断面図である。 図１〜図３の実施形態でのロータおよびピストンの段階的移動と、出力軸の連続回転との間の一関係を示す図面である。 図１〜図３の実施形態でのロータおよびピストンの段階的移動と、出力軸の連続回転との間の一関係を示す図面である。 図１〜図３の実施形態でのロータおよびピストンの段階的移動と、出力軸の連続回転との間の一関係を示す図面である。 図１〜図３の実施形態でのロータおよびピストンの段階的移動と、出力軸の連続回転との間の一関係を示す図面である。 図１〜図３の実施形態でのロータおよびピストンの段階的移動と、出力軸の連続回転との間の一関係を示す図面である。 図１の実施形態と同様なプロトタイプエンジンにおけるピストン行程と出力軸回転との間の関係を示す表である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 図１〜図３の実施形態におけるの出力軸の１回転中にピストンにより行なわれる行程の１つを示す図面である。 出力軸の３６０°回転中の図１〜図３の実施形態における全てのチャンバに生じる行程を示す表である。 本発明による容積式エンジンの他の実施形態の一部を破断した斜視図である。 異なる作動位置にある図８の実施形態のクランクケース部品を示す部分斜視図である。 図８の実施形態のハウジングの斜視図であり、端カバーが開位置にあるところを示すものである。 図１０とほぼ同様な斜視図であり、端カバーが所定位置にあるところを示すものである。 図８の実施形態のロータのうちの１つを示す斜視図であり、トロイダルシリンダ内にあるピストンを示すものである。 図８の実施形態の出力軸を示す斜視図である。 図８の実施形態のロータを示す部分横断面図である。 図８の実施形態のクランクアームを示す横断面図である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ａと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｂと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｃと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｄと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｅと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｆと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｇと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｈと同様な図面である。 ポンプとして構成されたエンジンの作動を示す、図６Ｉと同様な図面である。 エンジンがポンプとして作動されるときに全てのチャンバに生じる行程を示す表である。

図１〜図３に示すように、エンジンは、ピストン２３、２４を備えた１対のロータ２１、２２を有し、ピストン２３、２４は、ロータの周方向に間隔を隔てておりかつトロイダルチャンバすなわちシリンダ２６内に配置されている。両ロータのピストンは、シリンダの周囲で相互のピストン間に介在する状態で配置されており、両ロータの隣接ピストン間にはチャンバ２７が形成される。以下により完全に説明するように、２つのロータは、一方のロータのピストンが実質的に静止している間に、他方のロータのピストンが前進するようにして、交互にかつ段階的態様で回転する。チャンバ２７は、移動するピストンの後側のチャンバの容積が増大しかつ前側のチャンバの容積が減少するようにして、ピストンが前進するにつれて容積が変化する。ロータが交互に移動すると、１つの段階中に容積が増大するチャンバは、次の段階中には容積が減少する。

燃料は吸気ポート２８を通ってチャンバ内に導入され、消費されたガスは排気ポート２９を通って排出される。図示の実施形態では、吸気ポートおよび排気ポートはシリンダの周囲に対をなして配置され、２対のポートは互いに直接対向して配置されている。これらのポートは、シリンダに開口しておりかつ直接シリンダに連通している。
出力軸３１はシリンダと同心状に延びており、ピストンおよびロータにより連続回転で駆動される。ロータ２２は、出力軸３１上で回転可能に取付けられた第一中空軸すなわちスリーブ３２に、スプライン連結により取付けられ、ロータ２１は、第一中空軸３２上で回転可能に取付けられた第二中空軸すなわちスリーブ３３に同様に取付けられている。クランクアーム３４、３６は、それぞれ、ロータ２１、２２と協働して移動できるように、スプラインにより中空軸３２、３３の他端に取付けられている。

キャリヤすなわちキャリジ３７が、スプライン連結により出力軸３１に取付けられ、１対のクランクシャフト３８、３９が、出力軸３１の軸線から等距離を隔てて、キャリヤ３７上で回転可能に取付けられている。クランクシャフト３８、３９の端部には遊星歯車４１が設けられており、該遊星歯車は、出力軸と同心状に固定位置に取付けられた太陽歯車４２と噛合っている。太陽歯車と遊星歯車との比は、各ロータのピストン数と同じ、すなわちｎ：１（ここで、ｎは、各ロータのピストン数である）であるのが好ましい。図１の実施形態では、各ロータには４つのピストンがあり、従ってギヤ比は４：１である。この比では、ピストンが作る段階は各々約９０°であり、各ピストンは、出力軸の１回転毎に４つのこのような段階を作る。

異なる数のピストンおよび異なるギヤ比を使用できることはもちろんであるが、各ロータ当りのピストン数およびギヤ比は同じ、すなわち、各ロータ当りｎ個のピストンで、ｎ：１のギヤ比が好ましい。ピストン数が多くかつギヤ比が大きいほど、ピストン段階は、そのサイズが減少しかつその数が増大する。一方、ピストン数が少なくかつギヤ比が小さいほど、ピストン段階は、そのサイズが増大しかつその数が減少する。かくして、例えば１つのロータに８つのピストンが設けられかつギヤ比が８：１であるときは、各ピストンは、出力軸の１回転につき、２２．５°の８つの段階を作ることになる。１つのロータにつき２つのピストンが設けられかつギヤ比が２：１であれば、ピストンは、各１８０°の２つの段階を作るに過ぎない。換言すれば、ｎ：１のギヤ比は、１回転当り各（３６０°／ｎ）のｎ個の段階を作る。
クランクアームおよびクランクシャフトはクランクピン４３、４４を有し、これらのクランクピンは、コネクティングロッド４６、４７により一緒に連結されている。クランクシャフトのスロー（throw：行程）はクランクアームのスローより小さく、このため、ピストンおよびロータが連続的に回転しなくても。クランクシャフトが連続的に回転することを可能にする。

図４Ａ〜図４Ｅには、ロータおよびピストンの段階的運動と出力軸の連続回転との関係が示されている。これらの図面には、下記符号が使用されている。
太陽歯車： Ｓ
クランクシャフト ＣＳ１、ＣＳ２
クランクピン Ｐ１、Ｐ２
遊星歯車 Ｇ１、Ｇ２
クランクアーム ＣＡ１、ＣＡ２
コネクティングロッド Ｒ１、Ｒ２
ギヤ比は４：１であり、クランクシャフトＣＳ１は上死点（ＴＤＣ）位置でスタートし、かつクランクシャフトＣＳ２は下死点（ＢＤＣ）でスタートするものと仮定する。これらの位置において、クランクシャフトおよびクランクアーム上のクランクピンは、クランクシャフトの軸線を通る直線上に整合している。ＴＤＣ位置では、クランクピンはクランクアームとクランクシャフトの軸線との間に位置しており、クランクアームはその最前進位置すなわちクランクシャフトの軸線から最も遠い位置にある。ＢＤＣ位置では、クランクピンはクランクシャフトの軸線を越えた位置に位置しており、クランクアームはその最小最前進位置すなわちクランクシャフトの軸線に最も近い位置にある。

出力軸に取付けられたキャリヤ上に取付けられているため、クランクシャフトおよび遊星歯車は、出力軸と協働して該出力軸の軸線の回りで回転する。遊星歯車が太陽歯車の回りを移動するとき、遊星歯車は、これらの軸線の回りでクランクシャフトを連続的に回転させ、クランクシャフトおよび遊星歯車は、出力軸の各９０°回転毎に１回転する。
出力軸が２２．５°回転すると、クランクシャフトおよび遊星歯車は、図４Ｂに示す位置へと回転する。この位置に至る間、クランクシャフトおよび遊星歯車は、太陽歯車の回りで２２．５°移動することに加え、これら自体の軸線の回りでも９０°回転する。クランクピンＰ１、Ｐ２の正味移動量は、これらの２つの回転によるこれらの移動の合計である。
遊星歯車Ｇ１自体の回りでの遊星歯車Ｇ１の回転によるクランクピンＰ１の移動は、太陽歯車の回りでの遊星歯車Ｇ１の移動方向と同じであるので、これらの２つの移動成分が加えられて、クランクアームＣＡ１をその前進位置へと移動させる。
しかしながら、サイクルのこの部分では、遊星歯車Ｇ２自体の軸線の回りでの遊星歯車の回転によるクランクピンＰ２の移動は、遊星歯車が太陽歯車の回りで移動する方向とは逆である。この結果、これらの２つの移動成分は互いに相殺されて、クランクアームＣＡ２はその元の位置に実質的に静止している。

出力軸の次の２２．５°の回転中、クランクシャフトおよび遊星歯車は太陽歯車の回りで更に２２．５°を移動し、かつこれら自体の軸線の回りで更に９０°回転して図４Ｃに示す位置を占め、クランクシャフトＣＳ１、ＣＳ２を、それぞれ、これらのＴＤＣ位置およびＢＤＣ位置に移動させる。サイクルのこの部分の間、クランクシャフトおよび遊星歯車の回転によるクランクピンＰ１の移動は、太陽歯車の回りの移動方向と同じ方向であることを続け、クランクアームＣＡ１は最前進位置へと前進される。クランクシャフトの回りでのクランクピンＣＰ２の回転移動は、太陽歯車の回りの移動とは依然として逆方向であり、これらの２つの移動成分は互いに相殺し続け、クランクアームＣＡ２は実質的に静止状態を維持する。
クランクシャフトＣＳ１がＴＤＣに到達すると、クランクシャフト軸線の回りでのクランクピンＰ２の回転移動は、太陽歯車の回りでの移動方向と同じであり、２つの成分が一緒に加えられ、クランクアームＣＡ２は前進を続ける。しかしながら、今や、そのクランクシャフト軸線の回りのクランクピンＣＡ１の回転移動は、太陽歯車の回りの移動方向とは逆であり、これらの２つの移動成分は互いに相殺し、クランクアームＣＡ１は実質的に静止状態に維持される。シャフトの２２．５°の回転後、歯車は図４Ｄに示す位置に到達する。

シャフトが次に２２．５°回転する間、クランクシャフトおよび遊星歯車は、これら自体の軸線の回りで次の９０°を回転し、かつ図４Ｅに示す位置まで太陽歯車の回りで次の２２．５°を移動する。サイクルのこの部分では、クランクピンＣＰ２の回転移動は依然として太陽歯車の回りでのその移動方向と同じであり、２つの成分は合成を続けてクランクアームＣＡ２を前進させる。クランクピンＰ１の回転移動は、太陽歯車の回りでのその移動とは逆であることを続け、かつこれらの２つの成分は互いに相殺することを続けて、クランクアームＣＡ１は実質的に静止状態に維持される。
この時点で、クランクシャフトおよび遊星歯車はこれら自体の軸線の回りで３６０°回転し、クランクシャフトおよび遊星歯車は太陽歯車の回りで９０°移動しかつ出力軸はその軸線の回りで９０°回転したことになる。クランクアームもまた、該クランクアームに連結されたピストンおよびロータと同様に、段階的態様で９０°前進されたことになる。

出力軸およびロータはコネクティングロッドにより一緒に連結されているので、これらは同じ全体的速度で一緒に回転し、出力軸の１回転毎に完全に１回転する。しかしながら、クランクシャフトおよびクランクアームの作用により、ロータはまた、実際にはこれらが出力軸とともに回転するときに前後に揺動し、段階的回転を行なう。
クランクアームの運動は、その一部がクランクシャフト上のクランクピンの円運動により拘束されるので、クランクアームおよびロータの運動は線型的ではない。クランクシャフトがＴＤＣおよびＢＤＣの近くにありかつ円運動がコネクティングロッドの軸線にほぼ垂直であるときに最も遅くなり、クランクシャフトがＴＤＣとＢＤＣとのほぼ中間位置にありかつ円運動がコネクティングロッドの軸線のより近くに整合するときに最も速くなる。この非線型性により、約９°の完遂期間（carry through duration）が生じ、これにより両ロータのピストンが、異なる時点で、吸気ポートと排気ポートとの間の実質的に同じ位置に休止するようになることが可能になる。

図５には、ピストン移動量と出力軸回転との間の関係が、より実験的に示されている。この表のデータは、４：１のギヤ比を有するプロトタイプエンジンで行なわれた測定により得られたものである。この例では、サイクルは、クランクシャフトがＢＤＣ（０°）にあり、かつクランクシャフトに連結されたロータのピストンがゼロ度（０°）の基準点にあるところからスタートしたものである。
このデータは、出力軸が１０〜４０°回転するとき、正味ピストン移動量は２．５°に過ぎないこと、および、このときピストンは１５〜３５°移動し、出力軸が２５〜３０°移動するときにピストンが事実上少量をバックアップして、正味ピストン移動量はゼロであることを示す。出力軸が４０°位置に到達すると、出力軸が４０〜９０°回転するときにピストンがより迅速に移動を開始して１２．５°から９０°へと進む。５０°と８５°との間の出力軸位置では、ピストンは、出力軸が各５°回転する毎に約８〜１０°移動して、出力軸が８５°に到達すると出力軸とほぼ同じ速度に再び低下する。サイクルの全体に亘って、出力軸およびクランクシャフトは、これらの運動時も規則的時間により示されるように、連続的かつ均一に回転する。

クランクシャフトがこれら自体の軸線のまわりを回転かつ太陽歯車の回りを移動するときのクランクシャフトの相殺運動により、ロータおよびピストンはこれらの実質的な静止位置に有効にロックされる。一方のロータおよび該ロータのピストンがロックされている間は、他方のロータおよび該ロータのピストンは自由に前進できる。かくして、爆発が生じたとき、ロックされたロータは実質的な静止状態を維持し、他方のロータのピストンは、膨張ガスの全力を受けて前方に駆動される。ロータの運動により、該ロータに連結されたクランクシャフトが駆動され、クランクシャフトの回転により、該クランクシャフト上の遊星歯車が太陽歯車の回りで移動され、最終的に、キャリヤに取付けられた出力軸が回転される。殆ど瞬時に開始される次の爆発行程では他方のロータが駆動され、該ロータに連結されたクランクシャフトが出力軸を駆動する。かくして、出力軸は、３６０°回転する度毎に１６回の爆発行程を受けて連続的に回転する。

ロータの段階的運動およびロックは、クランクシャフト、歯車および出力軸の回転の停止または反転を全く受けることなく達成される。このことは、ピストンが出力軸の１回転する毎に２回および各爆発行程毎に４回停止しかつ反転しなければならない従来技術のエンジンに比べて大きい改善である。
ロータは、各行程の開始時および終時にピストンの対向面が互いに非常に近接するように設定でき、エンジンの圧縮比を例えば３５：１以上のように非常に高くすることができる。この結果、エンジンは、スパークプラグまたはイグニッションワイヤリングおよびタイミングを全く使用しないディーゼルモードで作動できる。しかしながら、所望ならば、燃焼用スパークを必要とするガソリンその他の燃料で作動することもでき、この場合には適当なイグニッションシステムを使用できる。

エンジンは、図６Ａ〜図６Ｉに模式的に示す４ストロークサイクルで作動する。これらの図面において、ロータは符号Ａ、Ｂで示され、ロータ上のピストンは符号Ａ１、Ｂ１等で示されている。サイクルのスタート時には、ロータは図６Ａに示す位置にあり、ピストンＢ１、Ｂ３は吸気ポート２８と、排気ポート２９との間のシールを形成する。これらの図面において、吸気ポートおよび排気ポートは、それぞれ、符号「ＩＮ」および「ＥＸ」を付した矢印で示されている。
出力軸が最初の４５°を回転する間、ロータＡのピストンは図６Ｂに示す位置に向かって約９０°前進し、このときロータＢのピストンは実質的に静止した状態に維持されている。ロータＡのピストンが前進すると、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間に形成されるチャンバは吸気行程となって容積が増大し、吸気ポート２８を通して燃料混合気を吸入する。
出力軸の次の４５°回転の間、ロータＢのピストンは図６Ｃに示す位置に向かって約９０°前進し、このときロータＡのピストンは実質的に静止した状態に維持されている。ロータＢのピストンが前進すると、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間に形成されるチャンバは圧縮行程となって容積が減少し、これらのチャンバ内で燃料混合気を圧縮する。

燃料混合気が圧縮されると、混合気の温度は着火点に上昇し、この結果生じる燃焼により、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間のチャンバは容積が増大される。このときロータＢは実質的に静止した状態に維持され、ロータＡは図６Ｄに示す位置に向かって次の９０°を前進する。この爆発行程の間、出力軸は次の４５°を回転する。
この出力軸の次の４５°回転の間、ロータＢのピストンは図６Ｅに示す位置に向かって約９０°前進し、このときロータＡのピストンは実質的に静止した状態に維持され、ピストンＡ１、Ａ３は吸気ポートと排気ポートとの間のシールを形成する。ロータＢのピストンが前進すると、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間のチャンバは容積が減少され、消費した燃焼ガスを排気ポート２９を通して排出する。
排気行程の後はサイクルが反復され、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間のチャンバは次の吸気行程へと進み、ロータＡのピストンは図６Ｆに示す位置へと前進する。出力軸が次の４５°を回転する間、ロータＢのピストンは図６Ｇに示す位置に前進し、これらのチャンバ間の燃料混合気を圧縮する。圧縮された混合気が燃焼されると、ロータＡのピストンが図６Ｈに示す位置へと駆動され、出力軸を次の４５°前進させる。この出力軸の４５°回転の間、ロータＢのピストンは図６Ｉに示す位置へと前進され、消費したガスを排出させ、これによりサイクルが完了する。今やピストンおよび出力軸は完全に３６０°回転したことになり、ピストンは図６Ａに示す位置に戻り、次のサイクルの準備が整った状態になる。

同時に、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間に形成されたチャンバは、これらの作動サイクルを完了し、他のピストン間に形成されたチャンバに同様なサイクルが生じる。かくして、例えばロータＡが図６Ａに示す位置と図６Ｂに示す位置との間で移動するとき、ピストンＡ１とＢ１との間およびピストンＡ３とＢ３との間のチャンバ内には吸気行程が生じ、ピストンＡ１とＢ２との間およびピストンＡ３とＢ４との間のチャンバ内には圧縮行程が生じ、ピストンＡ２とＢ２との間およびピストンＡ４とＢ４との間のチャンバ内には爆発行程が生じ、かつピストンＡ２とＢ３との間およびピストンＡ４とＢ１との間のチャンバ内には排気行程が生じる。

図７には、出力軸が３６０°回転する間にチャンバ内に生じる行程が示されている。このチャートから、エンジンは、出力軸が１回転する度毎に、８つの各チャンバの内で２つの全作動サイクルを完了する。かくして、各チャンバには２つの爆発行程があり、出力軸が２回転する間に、８つのチャンバ内には全部で３２回の爆発行程が生じる。これは、慣用設計の３２気筒エンジンに相当する。
トロイダルシリンダ内で回転しかつトロイダルシリンダ内の同じスペースを共有する作動チャンバにより、エンジンは、比較的小さいスペース内で極めて大きい排気量を達成できる。例えば本発明の一実施形態では、トロイダルシリンダは１１．２５インチの外径を有し、各チャンバは３．０インチの直径および３．７５インチのストロークを有し、出力軸の１回転につき４２４立方インチの全有効排気量を有する。慣用の４ストロークエンジンにおけるように、出力軸が２回転する場合にはエンジンはほぼ８５０立方インチの有効排気量を有する。高強度軽量材料でエンジンを作る場合には、エンジンは、いずれも約１４インチの外径および長さと、約２００ポンドの重量とを有するものとなる。これは、同じ排気量を有する慣用の直列６気筒エンジン（該エンジンは、一般に約５フィートの長さ、約２フィートの幅、約４フィートの高さ、および約２５００ポンドの重量を有する）と比べて非常に顕著な改善であるといえる。
また、爆発出力は、同じ排気量の慣用エンジンの爆発出力よりもかなり大きい。上記８５０立方インチ排気量（cubic inch displacement：Ｃ．Ｉ．Ｄ.）のエンジンは２０００馬力以上の出力が得られると考えられるのに対し、慣用の８５０Ｃ．Ｉ．Ｄ．エンジンは、一般に僅かに約４００馬力程度である。

図８〜図１５には本発明の好ましい実施形態が示されており、この実施形態では、エンジンは、中央セクション５２および端カバー５３、５４を備えた円筒状ハウジング５１内に構成されており、３つの全てのセクションの外面には冷却フィンが設けられている。ハウジングの一端はエンジンブロック５５として機能し、他端にはクランクケースが収容されている。ブロックでは、中央セクション５２と端カバー５３との対向面内に、半円形断面をもつ円形凹部５６、５７が形成されており、該凹部５６、５７は、ピストン用のトロイダルチャンバすなわちシリンダを形成する。ラジアルボア５９、６１が対向面を貫通して開口しており、該ラジアルボアは一体結合されて吸気ポートおよび排気ポートを形成する。ピストンがポートを通って移動するときにピストンリングが損傷を受けることを防止するためのリングブリッジ（図示せず）が、ポート間をスパンしている。
出力軸６３はハウジングと同心状に延びており、かつ他の装置に連結できるように、両端カバーから突出している。出力軸の一端には外側スプライン６４が設けられておい、他端には対応する内側スプライン６６および環状カップリングフランジ６７が設けられている。これらのスプラインは、所望ならば、２つ以上のエンジンを容易に一体連結（すなわち段として連結）することを可能にする。

周方向に間隔を隔てて配置されたベーン状ピストン７１、７２を備えた１対のロータ６８、６９が出力軸と同心状に配置されており、２つのロータのピストンは、シリンダ５８の回りで互いの間に介在されている。この実施形態では、ロータおよびピストンは一体構造として形成されている。ピストンは円形横断面を有し、かつその両側には、約９°の挟み角を有するラジアル面７３、７４が設けられている。ロータはディスク状本体６８ａ、６９ａを有し、該本体は、凹部５６、５７の曲率と一致する凹状湾曲周面６８ｂ、６９ｂを備えかつシリンダ壁の一部として機能する。
両ロータ間のシールは、ロータディスクの内方面に設けられた環状溝６８ｃ、６９ｃ内のリング７６により形成される。両ロータとエンジンブロックとの間のシールは、両ロータの外方面およびハウジングセクション５２および端カバー５３の面に設けられた環状溝６８ｄ、６９ｄ内のリング７７により形成される。ピストンは、シリンダ壁に対するシールを形成する周方向リング溝およびリング７０を有している。
好ましい実施形態におけるように、ピストンおよびシリンダの横断面が円形である場合には、慣用のピストンリングを使用できる。しかしながら、ピストンおよびシリンダは円形にする必要はなく、矩形および台形を含む他の任意の所望横断面形状にすることができる。

ロータは、図１〜図３の実施形態における中空軸３１、３２と同様な中空軸すなわちスリーブ８１、８２を介して、クランクケース内のクランクアーム７８、７９に連結されている。これらの中空軸は出力軸６３と同心状に配置されており、内方の中空軸８１は出力軸６３上で回転可能に取付けられかつ外方の中空軸８２は内方の中空軸８１上で回転可能に取付けられている。内方中空軸は外方中空軸より幾分長く、ロータ６８およびクランクアーム７９は、スプライン８４により内方中空軸の突出端に取付けられる。
各クランクアームは半径方向に延びている２つのラジアルアーム７８ａ、７８ｂおよび７９ａ、７９ｂを有し、これらの１つのみが中空軸に取付けられている。他のラジアルアームは、強度および安定性を付与するため出力軸上で回転できるように取付けられている。各クランクの２つのアーム間にはクランクピン７８ｃ、７９ｃが延びている。
キャリジすなわちキャリヤ８６はスプライン８７により出力軸６３に取付けられており、１対のクランクシャフト８８、８９が、直径方向対向位置で、キャリヤ上に回転可能に取付けられる。クランクシャフトは、該クランクシャフトの一体部分として形成されている遊星歯車８８ａ、８９ａを有し、該遊星歯車は、ハウジングに取付けられかつ出力軸６３と同心状に配置された太陽歯車９１、９２と噛合っている。クランクシャフトはまた、コネクティングロッド９３、９４によりクランクアームのクランクピン７８ｃ、７９ｃに連結された偏心体を有している。

この実施形態の作動および使用方法は、前述したものと同じである。１つのロータにつき４つのピストンが設けられかつギヤ比が４：１であるときは、このエンジンも、出力軸１回転につき１６回点火し、２回転では３２回点火する。前述のように、このエンジンは、僅かに１４インチの直径、１４インチの長さおよび約２００ポンドの重量をもつに過ぎないパッケージから、２０００馬力以上の出力が得られる。
所望ならば、第二トロイダルシリンダをクランクケースの外端部に付加しかつ前記トロイダルシリンダ内のロータおよびピストンを既存の駆動機構に連結することにより、第二段を、図８〜図１５のエンジンに付加できる。これは、中空軸の一端をクランクアームの自由アーム７８ｂ、７９ｂにスプライン連結しかつ他端を付加ロータにスプライン連結することにより、出力軸６３を付加シリンダを通して延長し、付加した１対の中空軸を駆動軸の延長部分に取付けることにより行なわれる。これが行なわれるとき、単一駆動機構が２つのシリンダ内のピストンを受け持ち、エンジンのサイズを倍化することなく延長の出力が倍化される。

エンジンは非常に効率的に運転され、かつディーゼル燃料およびガソリン並びに他の種々の燃料を使用できる。エンジンはまた、液化されかつ他の燃料と組合されたごみ（混合物の約７０％まではごみである）を燃焼する焼却機としても使用できる。このエンジンはマイクロエンジンとしても構成でき、かつバッテリー充電動力パック等の用途にも使用できる。
エンジンはまた、ポートを変更しかつ出力軸を駆動することによりポンプとして使用するように構成できる。ポンプの場合には、ポートの数は、ロータのピストンの数に等しくするのが好ましい。かくして、例えば、１つのロータに４つのピストンが設けられる場合には、４対の吸込（ＩＮ）／排出（ＤＩＳ）ポートがシリンダの周囲に等間隔に配置される。図１６および図１７に示すように、ピストンが前進する度毎に、ピストンはその後方のチャンバ内に流体を吸込み、かつその前方のチャンバから流体を排出する。これにより、１つのコンパクトなユニットで、高体積、高流量および高圧の全ての能力をもつポンプが得られる。
所望ならば、このポンプは図８〜図１５のエンジンと組合せて、両方に単一駆動機構を使用することができる。

本発明は、多くの重要な特徴および長所を有している。本発明は、大型および小型を問わず種々の用途に使用でき、種々の燃料を燃焼でき、かつディーゼルモードまたはスパーク点火のいずれでも作動できる非常にコンパクトでかつ高効率のエンジンを提供する。自動車の用途では、高燃焼効率および高排気量により、非常に高い燃費効率および高出力が得られる。本発明のエンジンは、非常に少数の部品で済み、その設計は簡単ですっきりしたものにできる。基本機構を変更することなくポンプとして構成することもできる。
以上から、新規で改善された内燃機関およびその作動方法が提供されることは明白である。或る好ましい実施形態のみを詳細に説明したが、当業者ならば、特許請求の範囲に記載の本発明の範囲から逸脱することなく或る変更を行なうことができるであろう。

２１、２２ ロータ
２３、２４ ピストン
２６ トロイダルチャンバ（シリンダ）
２７ チャンバ
２８ 吸気ポート
２９ 排気ポート
３４、３６ クランクアーム
３８、３９ クランクシャフト
４１ 遊星歯車
４２ 太陽歯車

Claims (10)

1. トロイダルシリンダ(26; 58)と、
   シリンダと同心状に配置された出力軸(31; 63)と、
   出力軸に回転可能に取付けられた第一中空軸(32; 81)と、
   第一中空軸に回転可能に取付けられた第二中空軸(33; 82)と、
   それぞれの対応する中空軸に取付けられた第一ロータおよび第二ロータ(21, 22; 68, 69)と、
   前記２つのロータに設けられた複数のピストン(23, 24; 71, 72)と、を有し、前記２つのロータに設けられた前記複数のピストンは、シリンダの回りで互いの間に介在されて、シリンダを複数のチャンバ(27)に分割し、
   出力軸と同心状に配置された太陽歯車(42; 91, 92)と、
   出力軸に取付けられたキャリヤ(37; 86)と、
   キャリヤに回転可能に取付けられた１対のクランクシャフト(38; 39)と、を更に有し、クランクシャフトに設けられた歯車(41; 89a, 89b)が、クランクシャフトが該クランクシャフトの軸線を中心として回転するときに、出力軸の軸線を中心としてキャリヤおよび出力軸を回転させるように太陽歯車と噛合い係合し、
   １対のクランク(34, 36; 78, 79)を更に有し、該１対のクランクの各々は、前記中空軸のそれぞれの１つに取付けられた第一半径方向アーム(78b, 79b)と、前記中空軸と別体であり、出力軸に回転可能に取付けられ、かつ出力軸によって支持された第二半径方向アーム(78a, 79a)と、第一半径方向アームと第二半径方向アームとの間で延び、かつ両端が第一半径方向アームおよび第二半径方向アームによって支持されたクランクピン(43; 78c, 79c)と、を有し、
   クランクアームが段階的態様で交互に回転し、第二ロータに設けられたピストンが静止したままであり、クランクシャフトおよび出力軸が連続的に回転する間に、第一ロータに設けられたピストンが所定の距離移動するように、クランクとクランクシャフトとを相互連結するコネクティングロッド(46, 47; 93, 94)を更に有する、ことを特徴とする内燃機関。
2. シリンダの回りで対になって配置された吸気ポートおよび排気ポート(28, 29; 59, 61)を更に有し、前記第二ロータに設けられた静止ピストン(24; 72)が、吸気ポートと排気ポートの間をシールし、前記第一ロータに設けられた前進ピストン(23; 71)が吸気ポートに連通しているチャンバ内に燃料を吸引し、排気ポートに連通しているチャンバから排気ガスを排出することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 各ロータにはｎ個のピストンが設けられ、太陽歯車およびクランクシャフトの歯車は、ｎ：１の比を有することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
4. 円筒状ハウジング(51)を更に有し、該円筒状ハウジング(51)は、その一方の端部にシリンダブロック(55)を、その他方の端部にクランクケース(52)を備え、トロイダルシリンダ(58)およびロータ(68, 69)は、シリンダブロック内に配置されており、クランクシャフト(88, 89)、歯車(88a, 89a; 91, 92)、およびクランク(78, 79)は、クランクケース内に配置されており、ロータおよびクランクを相互連結する前記中空軸(81, 82)は、シリンダブロックとクランクケースの間で延びていることを特徴とする請求項１−３のいずれか１項に記載の内燃機関。
5. クランク(34, 36; 78, 79)は、クランクシャフト(38, 39; 88, 89)より長いスローを有していることを特徴とする請求項１−４のいずれか１項に記載の内燃機関。
6. 各ロータには、シリンダを８個のチャンバ分割する４つのピストン(23, 24; 71, 72)が設けられていることを特徴とする請求項１−５のいずれか１項に記載の内燃機関。
7. 出力または入力軸(31; 63)と、
   該出力または入力軸と同心状に配置された太陽歯車(42; 91, 92)と、
   前記出力または入力軸に取付けられたキャリヤ(37; 86)と、
   該キャリヤ上で回転できるように取付けられた偏心クランクピン(44)を備えたクランクシャフト(38; 89)とを有し、遊星歯車(41; 88a)が太陽歯車と噛合い係合し、これにより、遊星歯車が太陽歯車の回りを移動するときに出力または入力軸およびクランクシャフトはこれらの軸線の回りで連続回転し、
   前記出力または入力軸に回転可能に取付けられた第一中空軸(32; 81)と、
   前記第一中空軸に取付けられた第一半径方向アーム(78b)と、前記第一中空軸と別体であり、前記出力または入力軸(31; 63)に回転可能に取付けられ、かつ前記出力または入力軸(31; 63)によって支持された第二半径方向アーム(78a)と、前記半径方向アームの間に延び、両端が該半径方向アームによって支持されたクランクピン(43, 78c)とを有するクランク(34; 78）と、
   クランクシャフトのクランクピンとクランクのクランクピンとを相互連結するコネクティングロッド(46; 93)とを更に有し、これにより、クランクシャフトが連続的に回転すると、クランクは段階的態様で回転して、クランクシャフトの回転によるクランクピンの運動が太陽歯車の回りでの遊星歯車の移動によるピンの運動に加わると前進し、クランクシャフトの回転によるクランクピンの運動が遊星歯車の移動によるピンの運動を相殺するときは静止状態を維持することを特徴とする連続回転と段階的回転とを変換する機械。
8. キャリヤ上で回転できるように取付けられた偏心クランクピン(39; 89)を備えた第二クランクシャフト(39; 89)を更に有し、遊星歯車(41; 89a)が太陽歯車と噛合い係合し、これにより、遊星歯車が太陽歯車の回りを移動するときに出力または入力軸および第二クランクシャフトはこれらの軸線の回りで連続回転し、
   第一中空軸に回転可能に取付けられた第二中空軸(33; 82)と、
   前記第二中空軸に取付けられた第一半径方向アーム(79b)と、前記第二中空軸と別体であり、前記出力または入力軸(31; 63)に回転可能に取付けられ、かつ前記出力または入力軸(31; 63)によって支持された第二半径方向アーム(79a)と、前記半径方向アームの間に延び、両端が該半径方向アームによって支持されたクランクピン(43, 79c)とを有する第二クランク(36; 79)と、
   第二クランクシャフトのクランクピンとクランクのクランクピンとを相互連結する第二コネクティングロッド(47; 94)とを更に有し、これにより、第二クランクシャフトが連続的に回転すると、第二クランクは段階的態様で回転して、第二クランクシャフトの回転によるクランクピンの運動が太陽歯車の回りでの遊星歯車の移動によるピンの運動に加わると前進し、クランクシャフトの回転によるクランクピンの運動が遊星歯車の移動によるピンの運動を相殺するときは静止状態を維持することを特徴とする請求項７に記載の機械。
9. 他方のクランクが前進する間、一方のクランク(34, 36; 78, 79)が静止するように２つのクランクシャフト上のクランクピン(43; 78c, 79c)は、１８０°位相がずれていることを特徴とする請求項８に記載の機械。
10. 前記出力または入力軸(31; 63)および前記中空軸(32, 33; 81, 82)に同軸状に配置されたトロイダルシリンダ(26; 58)と、それぞれの対応する中空軸に取付けられた第一ロータおよび第二ロータ(21, 22; 68, 69)と、前記２つのロータに設けられた複数のピストン(23, 24; 71, 72)とを更に有し、前記２つのロータに設けられた前記複数のピストンは、シリンダの回りで互いの間に介在されて、シリンダを複数のチャンバ(27)に分割することを特徴とする請求項８または９に記載の機械。

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