JPS63502202A - タ−ボ複合２ストロ−クピストンエンジンの作動サイクル - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるため要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 この発明は、ターボ複合２ストロークピストンエンジンの改良された作動サイク ルに関するものである。

「ターボ複合２ストロークピストンエンジン」という用語は、タービン／ターボ 圧縮機セットに゛連結するように適合された２ストロークレシプロエンジンであ って、後者の排気が前者のタービンを駆動するか、または駆動を助け、このター ビンが′ターボ圧縮機を駆動し、この圧縮機がピストンエンジンをターボ過給す るようになっているエンジンのことである。タービン／ターボ圧縮機セットは、 ピストンエンジンとは独立に作動し得るガスタービンエンジンの部分であること もでき、まＩ；は単にターボチャージャーとして作動することもできる。

エンジンの比重量を小さくしながら、出力と燃料効率を大きくするために、２ス トロークで作動するピストンエンジンにターボ過給することが望ましいと考えら れて例は、例えば雑誌「フライト」６５巻、第４号、１９５４年４月、ｐｐ、５ ４３−５５１に記載されたｒＮａｐｉｅｒＮｏｍｘｄＪであった。このエンジン はターボ過給される１２シリンダーの２ストロークデイーゼルエンジンに、該エ ンジンの排気で駆動されるタービン／ターボ圧縮機セットを組み合わせてなるも のであり、このエンジンの二つの部分は過変速歯車を介して連結され、該歯車は このエンジンが搭載される航空機の飛行領域にわたって、二つの軸の速度を最適 に整合させた°。このエンジンは明らかに同等のターボジェットよりも重くかつ 複雑であったから、商業的には不成功であった。またターボジ−エツトは高速を 与えると同時に、当時の燃料は比較的安価でまり・欠点にならなかった。

最近、米国特許第４４４９３７０号は圧縮比の低いターボ過給されたディーゼル エンジンが、ディーゼルとは独立に作動し得るターボチャージャーを有している 航空機用複合エンジンを開示している。これは次の理由から可能となる。タービ ンはディーゼルの排気を受けるけれども、排気はまずサイクル中のタービンの前 に挿入された触媒式燃焼器を通過するので、必要とあれば何時でも燃料と空気が 触媒式燃焼器に供給されて排気を補足加熱することができる。さらにバルブとダ クトが与えられていて、ディーゼルエンジンを選択的にバイパスすることができ 、圧縮機（ブロワ−）の空気を直接触媒式燃焼器におくってタービンを駆動し、 ひいては始動シーケンス中に補助機器のための動力を卑見ることができる。

ターボ複合２ストロークエンジンのこれら及びその他の提案された実例を調査す ると、これらのエンジンの型式や構造は種々異なるけれども、ターボ過給空気が ピストンエンジンに供給される時の圧力は、ピストンエンジンからの燃焼ガスが タービンに排気される時の圧力よりも低いという、このエンジンの通例に従って いる事実が明らかになると思われる。

さらにターボ過給されない普通の場合の２ストロークピストンエンジンの作動サ イクルの実例を考えると、原則としてその圧縮比はその膨張比にほぼ等しいこと が観察される。この原則がエンジンをタービン／ターボ圧縮であると思われる。

後で判る理由により、ターボ複合２ストロークピストンエンジンの全体作動サイ クルの効率及び出力が可能値よりも低くなるので、上記二項に述べられた事実は 不利であると断言する。

本発明の目的は、従来よりもより高い効率、及び／または大きい出力を可能に− するターボ複合２ストロークピストンエンジンの作動サイクルを提供することで ある。

よって本発明は、ターボ複合２ストロークピストンエンジンに関する作動サイク ルであって、前記２ストロークピストンエンジンはタービン／ターボ圧縮機セッ トと組み合うように適合させられ、ピストンエンジンからの燃焼排気ガスは少な くとも一部がタービンを駆動し、次に該タービンはピストンエンジンに過給する ターボ圧縮機を駆動する、すなわち、圧縮行程及び膨張行程から成る前記作動サ イクルであって、燃焼ガスを過給圧より低ことにより促進されるピストンエンジ ンからの燃焼ガスの掃気によって、ピストンエンジンがその膨張比よりも十分に 小さい圧縮比を持つ作動サイクルを提供する。特に有利なことは、このサイクル は消費された燃焼生成物のピストンエンジンからの良好な掃気を確実にし、同時 にタービン／ターボ圧縮機セットとピストンエンジンの圧縮及び膨張特性に関し て良い整合が得られる。

望ましくはピストンエンジンの圧縮比は膨張比の約半分であり、または圧縮比は 膨張比の半分に０．１を加えたものである。

強制排気エンジンの膨張比の値は、３から１２の範囲である。水面上及び通常の 地上高度の運転では、膨張比は望ましくは３かも８の範囲であり、一方高高度の 運転では、６から１２の範囲が望ましい。タービン／ターボ圧縮機セットは、強 制排気エンジンの膨張比に相伴う圧力比を供給される。

さらにこの発明は、サイクルの圧縮部分の前半部の間にビス−トンエンジンに過 給空気が過給され、サイクルの圧縮部分の後半部の間に過給空気が圧縮され、ピ ストンエンジンからの燃焼ガスの掃気は、サイクルの前記圧縮部分の前記前半部 の少なくとも初期部分の間に、過給空気のパージによって促進されることを要求 する。

上述したタービン及びターボ圧縮機は、どちらの型が全作動サイクルの部分を最 も効果的に作動させることができるかによって、ラジアル７０−塁か、あるいは 軸流型になる。

上記の概念の主な利点は、それらがシリンダー内に高いピークの燃焼圧力を必ず しも発生することなく、与えられたサイズの２ストロークピストンエンジンを通 る空気流量、そしてひいては発生出力を大いに増す装置を与えることである。さ らに燃焼が生ずる前に、従来の工ンジンよりも吸気をきれいにすることができる 。２ストロークピストンエンジンがディーゼルエンジンである場合に上記の概念 の利用が極めて適しているが、火花点火エンジン及びガ２ス燃料エンジンの双方 にも適用することができる。

以下に添付図面を参照しつつ、実例のみにより本発明の具体化を記載する。

第１図は２ストロークレシプロピストンエンジンに連結されたガスタービンエン ジンを含む複合エンジンノ説明図、 第２図は第１図のピストンエンジンの作動サイクルを示すインジケーター線図、 第３図は第１図のピストンエンジンの圧縮比及び膨張比の可能範囲を追加して示 す、第２図に似たインジケーター線図、 第４図は第２図に示すサイクルを行う２ストロークピストンエンジンに適したシ リンダーヘッド形態の説明図的な側断面図、 第５図は第４図のｖ−Ｖ線に沿う断面図、第６（ａ）図ないし第９（ａ）図は、 第２図に示すサイクルの掃気・吸気部における継続する段階におけるシリンダー を示す、第４図に似た図、 第６（ｂ）図ないし第９（ｂ）図は、第６（ａ）図ないし第９（ａ）図に示すサ イクルの継続する段階における２ストロークサイクルのタイミング線図、第１０ （ａ）図及び第１０（ｂ）図は、膨張比の高いエンジンに使用する、第４図に示 すものの代替となる吸気バルブ装置の説明図的な正面断面図、第１１図は第４図 のそれに類似するが、第１０図の主要特徴をも組み込んだ、もう一つの代替シリ ダ−形態の説明図的な側断面図、 第１２図は第１１図のＸＩ［−ＸＩ［線に沿う断面図、。

第１３（ａ）図ないし第１６（ａ）図は、第２図に示すサイクルを行うエンジン に適した、さらにもう一つの代替シリンダー形態の、サイクルの掃気・吸気部に おける継続段階にあるシリンダーを示す説明図的な側断面図、第１３（ｂ）図な いし第１６（ｂ）図は、第１３（ａ）図ないし第１６（ａ）図に対応する継続す る段階におけるサイクルのタイミング線図である。

さて第１図を参照すると、そこには軸方向の断面図に一部が示されている空気吸 入をの、二軸、軸流ガスタービンエンジン１０２と組み合わされた、マルチシリ ンダー２ストロークデイーゼルエンジン１００から成る複合エンジンが概略図で 示されている。ディーゼルエンジン１００とガスタービンエンジン１０２は共に 、既知の型から推測されるが、発明を行うために必要な範囲へ変更することがで きる。通常どおり、ピストン（図示せず）は、低速出力軸１０４を駆動するクラ ンクシャフト（図示せず）に結合されている。後に説明されるように、二つのエ ンジンは、それらの個々の熱力学的サイクルが有効に整合されるような方法で組 み合わされる。

第１図から、ターボ複合ディーゼルエンジン１００は、過給機で過給することに よって、ターボ圧縮機１０６のとが分かる。この空気ダクト１０１ｉ１には、後 に説明されるように、ディーゼルエンジン１００の吸気を減らし、または止める 必要がある時、その空気ダクトが一部分あるいは完全にふさがれるように、空気 バルブ１０９が組み込まれている。・ 実際には、空気ダクト１０８内の過給空気は、°二つの通路に別れており、一つ の通路はシリンダーヘッド、シリンダーライナー、及びディーゼルエンジン１０ ０のその他の部品を冷却するための冷却空気として用いられるために、分岐ダク ト１１０を通り、もう一つはシリンダーに給気するために、空気ダクト１０ｇの 延長部分を通る。

ディーゼルエンジンを生新熱的にするための最適値に、過給空気の温度を調節す るため、おそらくダクト１０８に熱交換器１１２を組み込む必要がある。過給空 気の冷却が必要な場合、空気が熱交換する流体は、ガスタービンエンジン１０２ 及び、またはディーゼルエンジン１゜Ｏへの供給燃料であり、または、ファン付 きラジェーターによって熱は大気に放出される。過給空気の加熱が必要な璃合、 熱交換流体はディーゼルエンジン１００及び、またはガスタービンエンジン１０ ２の冷却装置からの排気ガスとなる。

の有益な効果は、熱の除去（作用する全熱量の３０％まで）が、ガスタービンエ ンジンの燃焼室における要求燃料の減少という結果を生じることである。故にガ スタービンエンジンは、ディーゼルのそれと同様のかなり改善された燃費で、力 を発生することができる。その結果、結合された装置の燃費は向上する。

熱交換器１１２に加えて、過給空気供給ダクト１０８は、複合エンジとの電気装 置（図示せず）によるか、または、むしろディーゼルエンジン１００またはガス タービンエンジン１０２の機械的動力伝達機構により駆動される、既知の型の低 圧力比の過給機の形式である掃気ポＯの中へ及び通して進めるために非常に必要 である。さもないと、ターボ圧縮機１０６の出口とディーゼルエンジンの排気出 口との圧力差が、シリンダーと冷却装置を通る空気に適当な循環を起こさせるの に不十分となるからである。

過給を行う代わりに、いくらか（もしバルブ１０９が閉じられていたら、全部） のターボ圧縮機１０６からの空気は、ガスタービンエンジン１０２の環状燃焼室 １１６へ直接送られ、燃料は、既知の方法で、ターボ圧縮機の送り出す空気と燃 焼させるために、燃料噴射ノズル１１８によって燃焼室内に噴射される。空気バ ルブ１０９を部分的あるいは完全に開けることで、燃焼は、ターボ圧縮機１０６ からの空気によつて起こるだけでなく、ディーゼルの冷却装置からの排気冷却空 気、及びディーゼルの排気ポートからの排気燃焼ガスによっても起こる。

空気バルブ１０９は、そのようなエンジンが使用されるための重要な用途として 、複合エンジンには必要な部品と考えられるが、単純化することが可能ならば、 それなしで行うことはもちろん好ましい。それは、それぞれの場合の設計の実際 問題になる。例えば、ディーゼルとバルブにするかについても考慮がされる。こ の選択は、ディーゼルエンジン１００に対する過給空気の供給のスロットル制御 が、その運°転範囲のいかなる部分においても適当であるかどうかによる。

ディーゼルエンジン１００を出ると、排気冷却空気及び排気燃焼ガスは、それぞ れの排気ダクト１２０，１２２によっテカスタービンエンジン１０２へ送られる 。環状燃焼室１１６の回りに、二つからのディーゼルの排気を確実に均等に配分 するために、排気ダクト１２０，１２２は、燃焼室を取り囲んでいるそれぞれの 環状分配ダクト１２４，１２６へ接続される。分配ダクト１２４からのディーゼ ル排気冷却空気は、等角の間隔を持ったいくつかの分配ポート１２８を通り、燃 焼室１１６の上流端を囲む領域のすぐ近くに送られ、その結果、室壁の空気希釈 孔（図示せず）を通り、燃焼室内に徐々に入っていき、既知のように、圧縮機１ ０６の出口から直接来る空気よりも少し後の段階で燃焼過程に参加する。しかし 、分配ダクト１２６のディーゼル排気燃焼ガスは、さらに後の段階で燃焼過程に 参加するように、分配ポート１３０を通り、直接燃焼室】１６の下流の内部領域 へ送られる。

ノズル案内翼リング１３２を通った後、ガスタービンの燃焼室１１６から出た燃 焼ガスは、燃焼ガスから十分なエネルギーを得る高圧タービン１３４を通って膨 張し、ターボ圧縮機１０６を駆動し、これは高圧タービンと同。

じ駆動軸１３６に収り付けられている。結局、ガスはフリーパワータービン１３ ８を通って大気圧まで膨張する。

これは、軸１３６の内部で回転する出力軸１４０に取り付けられ、ガスタービン エンジン１０２の前方端へ出力と、動力出力は、ディーゼルエンジン１００の低 速出力軸１０４とガスタービンエンジン１０２の高速出力軸１４０から成る。二 つの軸の機械的、流体的、または電気的結合は、エンジンが発生した動力及び得 られた動力の用途によって、望ましいものあるいは望ましくないものになる。そ のような機械的、流体的、または電気的結合は、もちろん当業者には公知である のでここでは詳細に記述されない。

例えば、高出力航空機エンジンへの適用では、発生しｔ；動力は、大きすぎて歯 車や流体継手を扱うのが容易ではなく、このため、大きくて比較的ゆっくり回る プロペラやダクテッドファンを駆動するために出力軸１０４を用い、一方、小さ くて比較的速い回転のプロペラやダクテッドファンを駆動するために出力軸１０ ４を使うことが有利である。これと対照的に、ヘリコプタ−エンジンの配置では 、二つの出力軸１０４，１４０は歯車で結合され、ヘリコプタ−減速歯車を通り 、メインローターを駆動する。

二つのエンジン１００，１０２の始動は、既知の技術による。従って、ガスター ビンエンジン１０２は、既知の形式の電動または気圧スターターを使って始動さ れる。

もしディーゼルエンジンの軸１０４が、ガスタービンエンジンの軸１４０と結合 されていなければ、ディーゼルエンジン１００の始動のためには、普通の型の電 動あるいは気圧スターターモーターを使う必要がある。

第１図に示された複合エンジンの始動及び操作順序を示すと、以下の通りである 。

（ａ）ガスタービンエンジン１０２は一個の装置として、最初に始動され、適切 なアイドリングまで回転が上げられる。空気バルブ１０９は閉じられており、そ のためディーゼルエンジン１００に空気は供給されない。

（ｂ）ガスタービンエンジン１０２のアイドリングが持続し、少しの力が発生し てから、軸１０４に取り付けられた分割スターターモーターを使うか、軸１０４ と軸１４０の間を結合して駆動することによって、ディーゼルエンジン１００が 始動される。

（ｃ）ディーゼルエンジン１００が通常運転域まで加速されると、ガスタービン エンジン１０２とディーゼルエンジンは共に、分割されて燃料が供給される装置 として運転を続ける一方、複合エンジンとして相互依存的に共同しており、ガス タービンエンジンはディーゼルエンジンに過給し、ディーゼルエンジンの排気は ガスタービンエンジンによって発生する動力の御坊となっている。

（ａ）作動中に、それぞれのエンジンによって発生した動力の大きさは、最適な 性能すなわち効率を与えるｔ；めに、それぞれに関して変化させることができる 。過給されたディーゼルエンジンは、ガスタービンエンジンよりも良い燃料効率 であるため、可能な場合は、複合エンジンとして要求された全出力が、中位ある いは低し°ベルで定常的な期間において、その出力の大部分がディーゼルエンジ ン部により供給され、ガスタービンエンジンはスロットルが閉じられ、燃焼が停 止されるように調整すると有利になる。すなわち後者については、過給機として 作用するが、動力タービンによって発生したいくらかの力も持っている。しかし 、より大きな動力は、ガスタービンエンジンをより大きな動力レベルで燃焼、運 転するように調整することで容易に供給され、従って、さらに大きな複合エンジ ンの全出力を供給する。

ガスタービンエンジン１０２は、むしろ高圧力比で作動するように設計されるこ とに注目すべきである。これゆえ、むしろ燃焼させない過給機としての運転より 、ガスタービンエンジンを燃焼させた複合エンジンの運転の方が、極端な燃費へ の影響がない。

第１図に示す装置は、ターボ複合装置の他の型と同じように多くの設計変更が可 能であり、ざらに熱交換器、回生サイクル、及びボトミングサイクルのような特 色が含まれる。

さて第２図を参照すると、第１図に関して議論された複合エンジンの全作動サイ クルを表す理想インジケーター線図が示されており、そこには空気及び燃焼ガス の圧力が、その行程のいろいろな段階におけるディーゼルエンジンとガスタービ ンエンジンの対応する体積比に対する縦座標として、−平方インチ当たりのボン ドの絶対圧でプロットされている。

全体のサイクルは、以下に記述する通りである。

（ｉ）大気圧の空気は、点Ｊでターボ圧縮機ば入り、過給空気としてディーゼル エンジン１００のシリンダーへ運ばれ、点Ａで過給圧ＰＡを持つ。

（ム）点Ａと点Ｇの間で、ディーゼルエンジンのシリンダー内の供給空気は、ピ ストンが上死点へ向かってシリンダーを上昇することで圧縮される。

（ｉ）燃焼は、点Ｇと点にの間でほぼ等容積で起こり、また点にと点りの間はほ ぼ等圧である。

（ｉｖ　）点りから点Ｂの間では、シリンダー内で膨張が発生して、ピストンは シリンダーを下死点Ｂに向かって下降し、その後、ディーゼルからの燃焼ガスは 、ガスタービンエンジンのタービンへ排気され、圧力ＰＢとなる。

さらに膨張はタービン内で続けられ、ガスタービンエンジンからの排気を表す大 気圧近くの点Ｍまで下降する。

（ｖ）点Ｂから点Ａへの傾斜線は、特に注目されるべきである。それは要するに 、シリンダーから消費された燃焼ガスを掃気し、次のサイクルの圧縮のために過 給空気の新たな充填の「吸気」の過程を表すからである。すなわち、線ＡＢは、 ディーゼルエンジンの「掃気」ト「吸気」が、圧縮行程の最初の部分の間でピス トンが下死点から上昇する時に、生じなければならないことを示している。

さらに第１図の複合エンジンの特色を、第２図を参照して説明する。

第一に、ダクト１０Ｂの過給空気はディーゼルエンジン１００のシリンダーへ送 られ、シリンダーからの燃焼ガスがダクト１２２を通り、タービン１３４へ排気 されるところの圧力ＰＢよりも高い圧力ＰＡを示す。前に述べたように、このデ ィーゼルエンジン１００の圧力降下は、ディーゼルのシリンダーで過給空気を適 当な循環で進めるのを助け、空気ダクト１０８に掃気ポンプ１１４を組み込むこ とで確実にされる。その他の利点は、ＰＡは決してＰＢより低くならないので、 吸気バルブが開いた時に爆発的な減圧は起こらないことである。ＰＡをＰＢより 低くするという従来の実施は、そのような減圧を生じ、消費された燃焼ガスと新 しい流入充填空気との好ましくない混合を生じる結果となる。

第二に、ディーゼルエンジン１００の圧縮比ＲＡは大体において、その膨張比Ｒ Ｂより小さく、ＲＡはおよそＲＢの半分の値である。実際には理想的な理論上の 関係は、ＲＡ−０，５ＲＢ＋０．１となる。

第三に、第２図の完全なインジケーター線図の全体が傾斜線Ａ−Ｂで分割される という事実は、ディーゼルエンジン１００とガスタービンエンジン１０２の特徴 を持つ圧縮と膨張において良い整合を意味し、下部の線図Ｊ−Ａ−Ｂ−Ｍは、典 型的なガスタービンのインジケーター線図であるが、ディーゼルエンジンに関す る上部のＡ−Ｇ−に−Ｌ−Ｂ−Ａは、圧縮比と膨張比がほぼ等しくクルは、ガス タービンエンジンにより良く整合させる改良がされている。

傾斜線Ａ−Ｂによって完全なインジケーター線図が、はぼ水平に分割されること の利点は、ディーゼルエンジンとガスタービンエンジンの間の関係がその大きさ に関して、設計の融通性があることである。第３図を参照すると、傾斜線Ａ−Ｂ は、インジケーター線図の理論的面積やシリンダー圧の最高値に影響を及ぼすこ となく、どのレベルの過給圧においても引くことができ、ディーゼルエンジンの 圧縮比と膨張比は、いくらの過給圧が使われるかにはかかわらず、相互に等しい 比例関係を持つ。

故に、線Ａ−Ｂが線図の上の方へ移動すると、そこを通る、与えられたどんな空 気の流れをも使うことを要求されたディーゼルエンジンの大きさは減少するが、 これは、ディーゼルエンジンの圧縮比及び膨張比が減少したからである。ディー ゼルエンジンの出力は、ターボ圧縮機の圧力比の作用となっており、二倍の圧力 比は出力をさらで生じる力が、主に上死点におけるシリンダーのすきま容積内に 含まれた空気の量によることに注目すべきである。第２図を見ると、圧縮比ＲＡ は、ピストンによって掃気されたシリンダー容積Ｖに、未掃気、すなわちシリン ダーのすきま容積Ｖを加え、テきま容積で割った“ものと定義される。すなわち 、 ＲＡ＝　（ｖ＋Ｖ）／ｖ よってｖ＝Ｖ／（ＲＡ−１） 故に、圧縮比が低い値まで減少すると、シリンダーすきま容積は大きくなる。こ の関係は、本発明に関して、低圧縮比の設計により有利に利用される。何故なら 、たとえ多くの空気流量が処理され、大きな出力が発生したとしても、高圧力比 ターボ圧縮機を使用することによって、シリンダーの圧縮行程の上端で保持され た空気の圧力と温度を、普通のディーゼルにおける値にするのを可能にする。代 わりに、もし超合金や強力セラミックスのような革新的な耐熱材料をピストンや シリンダーヘッドに用いて、シリンダーの圧力や温度の最高値を増加させること ができれば、さらに高出力が得られる。このようにガスタービンエンジンの圧縮 と膨張がもたらされると、ディーゼルエンジンはこれに対応して減少する。

第３図は、第１図の２ストロークデイーゼルエンジンの圧縮比及び膨張比につい て、実用できそうな全ての範囲をある程度示している。全体として、膨張比の値 は３から１２の範囲外にはならず、水面上及び通常の地上高度での運転では、膨 張比の好ましい範囲は３かも８である。高高度（例えば２００００から４０００ ０フイート、複合エンジンは輸送機の動力源である）での膨張比の好ましい範囲 は６から１２となる゛。それらの範囲は、ディーゼルエンジンとそれと複合され た（ターボ圧縮機及びタービンの圧力比は、前に述べたようにディーゼルエンジ ンの圧縮比と膨張比に整合するように選択される）ガスタービンエンジンについ て、実用的な設計パラメーターとして好ましいが、できる限り低い圧縮比のディ ーゼルエンジンが与えられることの有利なことも記憶されるべきである。ディー ゼルエンジンは、種々の圧縮比のシリンダ−ヘッドを組み込むことができること に注目すべきである。これは約５０％まで圧縮比を変化させることを可能にする 。

さて第４図及び第５図を参照すると、第１図のピストンエンジン１００に組み込 むことができ、特に本発明で提案された２ストロークサイクルに適合するような 形状のシリンダーヘッドを持つシリンダー４６０の、側面の立断面図、及びｖ− ■で断面をとった図がそれぞれ示されている。シリンダーヘッド４０１は、燃焼 を助けるｔ；めのヒーター４０４（そ゛れ自体は既知）、及び普通の型で、矢印 によってのみ示されている燃料噴射器４０６を持つ間接燃焼室４０２を組み込ん でいる。間接燃焼室、スワール室、及びアトマイザ−は、既にレシプロピストン エンジンで広く使われているが、その使用は小さなエンジンに限られている。間 接燃焼室の使用による有利なピークの燃焼圧を用いることができることである。

これらの利点に対する欠点は、ポンピングロスが増加することである。

しかしながら、間接燃焼室の形態が、提案された２ストロークサイクルに関連し て利用される場合は、さらにある利点が生じるようにすることができる。これら はそのサイクルに関して、燃焼ガスは、過給空気がシリンダーへ送られる圧力よ り低い圧力で、シリンダーからタービンへ排気されるという事実と、シリンダー の圧縮比が、膨張比の約半分で好ましいという事実が関連している。

第２図に関して前に述べたように、これは、２ストロークピストンエンジンサイ クルに、航空機型ガスタービンエンジンからの派生であるような高圧力比タービ ン／ターボ圧縮機セ、ットを加えて、良好に組み合わせ、またピストンエンジン の膨張比、特に圧縮比を小さくすることができる。第４図及び第５図に示される ように、これは、大径の吸気バルブ４０８をそこに取り付けるために、十分に大 きな間接燃焼室を与え、シリンダーヘッドの残りの部分には、排気バルブ４１０ が用いるために大きなバルブ面積が提供される。これは、シリンダーを通る過給 空気と燃焼ガスの質量流量を最大にし、その結果、出力を増加させるのに有利で ある。

また、提案されたサイクルは、ピストンエンジンの圧縮比を小さくするので、そ の圧縮を始める前に、より小さい体積の過給空気がシリンダー内に導入される。

つまり、過給圧における新規の空気の導入は、シリンダーの全容積の小部分を単 に占めるだけであることが、当業者には理解される。しかしながら、従来の技、 術では、圧縮比と膨張比はほぼ等しく、それ故、シリンダーは完全に過給空気で 満たされていなければならない。流入吸気の一部は、シリンダーから燃焼ガスを 掃気するのに利用されるので、提案されたサイクルは、掃気行程における過給空 気の消費を少なくするのに用いられていることは当然であり、第４図及び第５図 に示されている形態は、この可能性を理解するのに役立つ。

よって、このサイクルが吸気バルブ４０８を大形間接燃焼室４０２に組み込むこ とを可能にしたために、間接燃焼室４０２とシリンダー４００の上部のすきま容 積４１３を接続する通路４１２が、流入過給空気（恐らく小さい角度で）を、ピ ストンクラウン４１４に向けることに使用される。吸気バルブ４０８の後ろの吸 ′入通路４１８に、吸入空気整流翼４１６を含むこともまた、流入空気の向きを 決めるのに役立つ。このようにして、きれいな過給空気の「気泡」は、圧縮行程 の初期部分の間は、ピストン４１４のクラウン上に位置しており、また、ピスト ンの上昇運動が排気ガスを排気バルブ４１０を通して押し出す間、燃焼ガスとの 混合は最小に保たれる。この段階でのピストンの上方への加速は、おそらくピス トンクラウンの領域における、より密集した冷たい過給空気を優先的に維持する ことの助けとなっている。よって、掃気行程における過給空気の消費は最小とな る。

さて、第４図及び第５図に示されたシリンダー形態の作動サイクルは、このサイ クルの連続的段階について描かれた第６図から第９図を参照することで、より詳 細に記述される。第２図もまた考慮されるべきである。記述した目的のために、 圧縮行程は、第一部（または前半部）及び第二部（または後半部）に分割され、 第一部は初期部分に関してさらに細分化される。

第６（ａ）図は、膨張行程の終わり近くの下死点（ＢＤＣ）付近にあるシリンダ ー４００内のピストン４１４を示している。第６（ｂ）図のタイミング線図にお ける位置は、下部近くの大きな矢印で示されている。Ｂ　Ｄ−Ｃに達する前に、 排気バルブ４１０はちょうど開き、吸気バルブ４０８はちょうど開こうとしてい る。少量の燃焼ガスは、既にタービンへ排気されている。

第７（ａ）図及び第７（ｂ）図は、吸気バルブ４０Ｂも排気バルブ４１０も共に 開いている、ちょうどＢＤＣ前のピストンを示している。この位置は、はぼ第２ 図のシリンダーに入り、通路４１２によってシリンダー壁４２４へ向かわされ（ 恐らくシリンダーにいくらかのスワールを起こすために、小さい角度で）、ピス トンクララ焼ガスの一部を排気バルブ４１０を通してシリンダーの外へ出し、こ のように、シリンダーの積極的な掃気が始まる。

そのサイクルの第一行程、すなわち圧縮行程の第一部、すなわち前半部の前記初 期部分で、ピストンがＢＤＣから上昇する間、吸気バルブ４０８及び排気バルブ ４１０は共に開いＩ；ままである。上昇行程の第一部のこの初期部分は、半行径 の少し前の吸気バルブ４０８が閉じる時に終了する。第８（ａ）図および第８（ ｂ）図は、ちょうど半行程前で、吸気バルブが閉じた後の位置にあるピストンを 示している。吸気バルブが閉じた時に、過給空気の流れによる積極的な掃気は終 わり、ピストンの上昇運動は、ピストンの頂部上の比較的きれいな過給空気の「 気泡」が、燃焼ガスを、排気バルブ４１０を通して外へ押し出すことを助けてい る。

さらに、シリンダーから燃焼ガスを掃気してきれいにすることを確実にするため 、排気バルブ４１０は、吸気バルブ４０ｇより少し長い間、開いていることが望 ましい。この段階では、シリンダーに残っている燃焼ガスは排気バルブの近くに 集まり、排気バルブが閉じる前のピストンの上昇運動は、燃焼ガスをシリンダー の外へ押し出す。

排気バルブ４１０は、結局半行程より少し後に閉じることが望ましく、第９（ａ ）図及び第９（ｂ）図は、ちょうど排気バルブ４１０が閉じた後の、半行程のや や後の状況を示している。排気バルブ４１０の閉鎖は、上昇行程の第一部すなわ ち前半部の終わりを示し、過給圧以上の過給空気の圧縮が発生する第二部すなわ ち後半部の初めを示している。この位置は第２図の点Ａに示されている。

第９（ａ）図に示されるように、圧縮行程の第二部の間、吸気４２６は間゛接燃 焼室４２６へ押し戻され、燃料は、上死点（ＴＤＣ）の少し前の圧縮行程の第二 部のある点で、燃料噴射器４０６によって室４０２内へ噴射される。燃焼は、ピ ストンがＴＤＣを通過する時に発生し、第２図の点Ｇがおおよそのところを示し ている。

サイクルの第二行程、すなわち下降行程の全ては膨張に使われ、ＴＤＣからＢＤ Ｃへ戻り、サイクルは繰り返ｇＦ″６・　７．−ン 従って要約すれば、過給空気にょる÷幌を含めた、消費された燃焼ガスの掃気は 、もちろん過給による吸気と共に、ピストン上昇の落一部、すなわち第２図にお ける点Ｂと点Ａの間の圧縮行程の間に行われる。しかしながら、これらの過程も また、膨張行程の終わりと僅かに重なることに注目すべきである。

ディーゼルエンジンの圧縮比が、膨張比よりかなり小さい理由は、第６図から第 ９図により明らかになる。それは掃気及び吸気過程が、サイクルの圧縮行程の間 の、実際に圧縮が始まる前に起こるために当然である。

しかし今のところ、圧縮行程の第一部すなわち前半部を、過給空気によって吸気 と掃気の両方が発生する間の初期部分と、たとえ吸気バルブが閉じていても、ピ ストンの上昇運動によって過給圧がシリンダー内で維持されている間にさらに掃 気が生じる後期部分とに、分割することが望ましいと思われるが、実験的経験及 びさらに理論的考察に照らすと、吸気バルブは、排気バルブと同時か、若干遅れ て閉じるように、バルブタイミングを調整するとさらに望ましくなることが分か る。

第４図から第９図に関して記載されたシリンダーへツ使用されるのに適している 。さらに大きな膨張比に適応させるために、さらに大きな吸気バルブ面積が要求 され、この目的は、シリンダーの縦軸方向に平行な断面をとった間接燃焼室の図 面を示す、第１’０（ａ）図及び第１０（ｂ）図に示されｔ；配置により達成さ れる。第１０（ａ）図は、吸気バルブ４４０，４４２が開いているところを示し 、第１０（ｂ）図は、それらが閉じているところを示す。間接燃焼室４５０は、 いわゆる「ホットマスノ４５４（それ自体は既知）を収容し、この目的は、燃焼 過程を助け、前のサイクルからの熱を保持することによって、たとえ吸入空気温 度が燃焼を補助するのに低すぎなとしでも、燃焼は、間接燃焼室４５０の中でさ らに進行することができる。この「ホットマス」は、例えば、燃焼を助けるため の゛触媒皮膜を持つ金属格子であることが気バルブ４４０，４４２がそれぞれ開 いた時に、過給空気４６０が通ることができる、二つの全く反対方向の吸気ダク ｌ−４５６，４５８を持つ。吸気バルブ４４０，４４２は同じ寸法かつ形状であ り、運動の共通の軸４６２に沿って、相互に向かい合って動くことにより、吸気 ダクト４５６，４５８を開き、またこの配置は、それらが全開した時に、ホット マス４５４をその間に挟み込むので、それは流入過給空気４６０の冷却効果から 保護され、そして、過給空気は、第４図の通路４１２と同様の通路４６４を通っ て、シリンダー（図示せず）の中に流れる。

矢印４６４で示されｊ；燃料噴射器は、第１０（ｂ）図のように吸気バルブが閉 じた後に、燃料を間接燃焼室４５０へ噴射し、上記の実施例のようなに燃焼が起 こる。二つの対向する吸気バルブ４４０，４４２は、単に一つの吸気バルブで可 能なことよりも、より大きな質量流量を与え、故にシリンダーの膨張比を約１２ まで上げることを可能にすることが理解される。

さて第１１図及び第１２図を一照すると、第４図及び第５図に示されているのと 同様のシリンダーへラド５０１を持つシリンダー５００が示されているが、第１ ０図の二つの対向する吸気バルブ４４０，４４２とホット・マス４５４が加えら れている。その要素が、前記の図に関して既に記述されたことと同様の場合は、 それらは同じ参照数字が付けられ、その要素も機能も繰り返して記述はされない 。特記することは、ホットマス４５４は、便利なようにヒーター４０４の端に取 り付けられ、エンジンが種鳥の圧縮比を持てるために、第３図に関して述べられ たように、間接燃焼室５０２は、ダクト５０６中を矢印の方向へ室５０２に向か って前後に動くことができる対向ピストン５０４が提供されることである。もち ろん、この対向ピストンは、室５０２の容積を変化させることによって、圧縮比 を変える効果を持っている。

第４図から第１２図は、シリンダーヘッドが間接燃焼室を組み込んでいるシリン ダーの聾から成る、提案された２ストロークサイクルの実行方法に関するもので あるのに対し、第１３図から第１６図は、そのサイクルがシリンダー６００の異 なる形状を用いてどのように達成されるか、すなわち、いわゆる「単流」配置で あり、そこでは、過給空気がシリンダー６００の下部の固定吸気ポー）６０２を 通って入り、消費された燃焼ガスが、シリンダーへラド６０６の普通のポペット バルブ６０４を通って出ていくことを示している。燃料噴射器６０７は、燃料を 直接シリンダーの上部に噴射する。それらの図面からすぐに分かるように、排気 バルブタイミングは、第６図から第９図のように、排気バルブ４１０の開閉が吸 気バルブ４０８の開閉に関係を持つのと同様に、排気バルブ６０４の開閉が吸気 ボート６０２をふさいだり、開いたりすることと、はぼ同様の関係を持つように 調整されている。

特に吸気ポートが、流入過給空気によって、シリンダー６００にスワール運動６ ０６〔第１４（ａ）図］を伝えるように適合させられた場合、ピストンが上昇圧 縮行程を受ける時に、ゼストン６１０のクラウン部の上にきれいな過給空気の望 ましい「気泡」６０８を得ることが可能となる。その結果、前述した実施例にお いてなされたのと同じ方法で、消費されｔ；燃焼ガスを排気バルブを通して放出 する。

ＡＮＮＥＸＴｏＴ；ジ＝Ｉｈｒ：ＥＦじＮＡＴＩＣＮＡＬＳ三ＡＲＣＦミＲＥ： ’ＯＲ’：’０ＮＵＳ−Ａ−３２４２６６５Ｎｏｎｅ ＵＳ−Ａ−４５０２２８２０Ｓ１０３７８５　Ｎｏｒ、ｅＧＥ−Ａ−４８５７５ ５Ｎｏｎ＠ ｔｌＳ−Ａ−３４９８０５３０３１０３／７０　Ｎｏｎ＠

Claims (7)

【特許請求の範囲】
1. １．ターボ複合２ストロークピストンエンジン用の作動サイクルであって、前記 ２ストロークピストンエンジンはタービン／ターボ圧縮機セットと組み合うよう になっており、その結果、ピストンエンジンからの燃焼排気ガスは少なくとも一 部がタービンを駆動し、該タービンはピストンエンジンに過給するターボ圧縮機 を駆動するようになっている、作動サイクルにおいて、前記作動サイクルは圧縮 行程及び膨張行程から成り、前記膨張行程は燃焼ガスを過給圧より低い圧力まで 膨張させ、前記ピストンエンジンからの燃焼ガスの掃気が各圧縮行程の前半部分 で前記ピストンエンジンを過給空気でバージすることにより促進され、これによ り、前記ピストンエンジンがその膨張比よりも十分に小さい圧縮比を持つことを 特徴とする、作動サイクル。
2. ２．前記ピストンエンジンの圧縮比が膨張比の約半分である請求の範囲第１項記 載の作動サイクル。
3. ３．前記ピストンエンジンの圧縮比が膨張比の約半分に０．１を加えたものであ る請求の範囲第２項記載の作動サイクル。
4. ４．前記ピストンエンジンの圧縮比が３から１２の範囲にある請求の範囲第１項 ないし第３項のうちいずれか一つの項に記載の作動サイクル。
5. ５．水面上及び普通の陸地の高度での使用では、膨張比が３から８の範囲にある 請求の範囲第４項記載の作動サイクル。
6. ６．高高度での使用では、膨張比が６から１２の範囲にある請求の範囲第４項記 載の作動サイクル。
7. ７．前記サイクルの圧縮部分の前半部の間に前記ピストンエンジンに過給空気が 過給され、サイクルの圧縮部分の後半部の間に過給空気は圧縮され、前記ピスト ンエンジンからの燃焼ガスの掃気は、少なくともサイクルの前記圧縮部分の前記 前半部の初期部分の間に過給空気によるパージによって促進される請求の範囲第 １項ないし第６項のうちいずれか一つの項に記載の作動サイクル。