JPH08296447A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 燃焼温度と最高圧力と排気量を増加させるこ
となく、熱効率と単位排気量当たりの出力を向上させる
ことのできる内燃機関を提供する。 【構成】 内燃機関１００は、等温的圧縮機構１２で吸
気を等温的に圧縮して低温中圧の空気とし、これを熱交
換器１４で中温中圧の排気と熱交換を行わせて中温中圧
の空気とし、これをピストンシリンダー機構１６で燃料
の燃焼によって加熱して燃焼ガスとし、これを膨張させ
て機械的エネルギーを発生させ、その後これを中温中圧
の排気として排出して熱交換器１４を通過させ、排気熱
を圧縮後の吸気の加熱に再利用する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、発電、自動車、鉄道、
船舶等の動力源として利用される内燃機関に関し、特に
燃焼温度と最高圧力と排気量の何れをも増加させること
なく、熱効率と出力を増加させた内燃機関に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来のレシプロ式内燃機関としては、例
えば、自動車などに用いられる４サイクルの内燃機関が
知られている。図１２はこうした従来の４サイクル内燃
機関１０の構造を示すものである。従来の４サイクル内
燃機関は図１２に示すように、クランクシャフト７と連
結棒８によって往復運動させられるピストン２、シリン
ダー１、吸入弁３、吐出弁４、点火栓若しくは燃料噴射
弁９などを備え、ピストンの２往復によって１サイクル
を完了するが、その１サイクルは吸入、圧縮、燃焼膨
張、排出の４行程から成っている。また４サイクル内燃
機関は火花点火機関と圧縮点火機関に２大別されるが、
火花点火機関では吸入行程で空気と燃料の混合物を吸入
し、燃焼膨張行程の始めに火花によって燃焼を開始させ
るが、圧縮点火機関の吸入行程では空気のみを吸入し、
圧縮行程によって高温となった空気の中に燃料を噴射す
ることによって燃焼を開始させる相違がある。

【０００３】また自動車用の内燃機関では公害防止の目
的で排気処理の触媒装置を設け、これによって排気中の
ＮＯｘ（窒素酸化物）を分解し、炭化水素、炭素（す
す）及び一酸化炭素の酸化をすることが広く行われてい
る。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】先ず、従来の４サイク
ル内燃機関がその作動原理の基準としてきた熱力学サイ
クルの概要を下記にしるす。つまり、図１は、内燃機関
の作業流体である空気が内燃機関の１サイクル中に起こ
す状態の変化を圧力比容積線図（ｐ−ｖ線図とも言う）
に示したものであり、特にサイクル１−１２−１３−１
４−１は火花点火機関の基本サイクルとして知られるオ
ットーサイクルを示し、１−１２の断熱圧縮、１２−１
３の等容加熱（燃焼）、１３−１４の断熱膨張、１４−
１の等容冷却（点１４の状態での排出と点１の状態での
吸入を代表する）の４行程からなる。

【０００５】図２も同様のｐ−ｖ線図であるが、特にサ
イクル１−２−３−４−１は圧縮点火機関の基本サイク
ルとして知られるデイーゼルサイクルを示し、１−２の
断熱圧縮、２−３の等圧加熱（燃焼）、３−４の断熱膨
張、４−１の等容冷却（点４の状態での排出と点１の状
態での吸入を代表する）の４行程からなる。またサイク
ル１−２−３−４−１は図１と図２の何れの場合におい
ても、点３で最高温度と最高圧力に達する。また一般に
ｐ−ｖ線図上の１サイクルで圧縮比とは点１の比容積を
点１２または点２の比容積で除した値であり、デイーゼ
ルサイクルの面積１−２−３−４−１などｐ−ｖ線図上
の１サイクルが取り囲むサイクル面積は作業流体の単位
流量当たりの機関出力に相当し、機関の熱効率はこのサ
イクル面積を燃焼行程１２−１３、２−３などで供給さ
れた熱量で除したものに等しい。

【０００６】上記サイクル面積はまた、内燃機関の回転
数が変化しない場合については、単位排気量当たりの機
関出力を代表するものでもある。

【０００７】このような原理に基づく、従来のレシプロ
型内燃機関の熱効率は圧縮比に左右される所が大きいの
で、一定水準の圧縮比を確保せねばならず、また経済性
の観点から単位排気量当たりの出力も一定水準以上を必
要とし、このためには最高圧力を上げることが望まし
い。しかし高い圧縮比と高い最高圧力は最高温度を高い
ものとし、その結果排気ガス中の窒素酸化物（ＮＯｘ）
の量が多くなって、低公害化を求める近年の社会的要請
に答え難くなるので、最高温度には一定の限度がある。
更にデイーゼル機関の高い最高圧力は騒音の水準を高く
し、また圧力に耐える強度を確保する必要から機関の重
量を大きくしている。従って最高温度だけでなく最高圧
力にも一定の限度がある。この結果現在の内燃機関、特
にデイーゼル機関は、これ以上熱効率と単位排気量当た
りの出力を上げることが難しくなっている。

【０００８】また従来の内燃機関では、排気を常温より
も高い温度で排出することによって生ずる排気熱損が相
当の量となり、機関の熱効率を低いものにする重要な一
因となっている。図３の自動車用内燃機関の熱勘定図は
このことを示す一例である。

【０００９】また従来の自動車では行われていないが、
実現すれば望ましい技術として、地球環境上好ましくな
いフロンガスを使用しない自動車冷房、制動時に失われ
る車両の運動エネルギーの回収、排気の触媒処理によっ
て発生する熱の回収がある。更に、以上に述べた各種の
問題点は内燃機関の熱力学サイクル及びその周辺の技術
の改善によって一挙に解決する可能性があり、本発明の
着想の発端となった。

【００１０】本発明は、従来の技術の有するこのような
問題点に鑑みてなされたものであり、その目的とする所
は、燃焼温度と最高圧力と排気量を増加させることな
く、熱効率と単位排気量当たりの出力を向上させると同
時に上記の自動車に関する各種の望ましい技術の実現を
可能ならしめようとするものである。

【００１１】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明の内燃機関は、常温の空気を等温的に圧縮す
る手段と、圧縮された空気を中温の排気との熱交換によ
って予熱する熱交換器と、ピストンシリンダー機構とを
備え、当該ピストンシリンダー機構の容積最小点付近で
前記圧縮予熱された空気と燃料を化合させて高温高圧の
燃焼ガスとし、これを当該ピストンシリンダー機構の膨
脹行程で膨脹させて機械的エネルギーを取り出し、当該
ピストンシリンダー機構の収縮行程で中温の排気ガスと
して前記熱交換器に送出することを特徴とする。

【００１２】請求項２記載の内燃機関は、請求項１記載
の内燃機関において、圧縮後の空気との熱交換を終えて
低温となりながら、依然として、中程度の圧力を有する
中圧の排気を大気圧まで膨脹させ、排気の圧力エネルギ
ーを回収する排圧回収手段を備えたことを特徴とする。

【００１３】請求項３記載の内燃機関は、請求項１〜２
記載の内燃機関において、前記熱交換後の中圧の排気を
さらに室温近くまで冷却したもの及び／或いは前記の等
温的に圧縮した空気を、前記排圧回収手段を用いて大気
圧まで膨脹させて外気温よりも低くし、冷房に利用する
ことを特徴とする。

【００１４】請求項４記載の内燃機関は、請求項１〜３
記載の内燃機関において、前記熱交換器が、互いに熱を
交換する２つの流体を、当該２流体間の圧力差に耐える
材質で作られた耐圧壁で分離し、当該２流体は互いに逆
方向に対向して流し、当該２流体の内、少なくとも一方
の流体中にあって、前記耐圧壁に略接触し、当該流体の
流れる方向と直角方向に広がる高熱伝導率材質の薄板を
配し、当該薄板には前記流体が通過することによって当
該流体と薄板の間の熱抵抗を減少させる細孔群又は溝群
を穿設し、当該薄板を、前記流体の流れ方向に僅少な間
隙を設けて複数並設して流体の流れ方向への熱伝導を減
少せしめるとともに、前記細孔群又は溝群内の流体圧力
を均一ならしめたものであることを特徴とする。

【００１５】請求項５記載の内燃機関は、請求項１〜４
記載の内燃機関において、触媒による排気中のＮＯｘの
分解及び／或いは炭化水素、一酸化炭素、炭素（すす）
の酸化によって発生する熱を、前記排気熱回収用の熱交
換器によって、圧縮された吸入空気中に回収することを
特徴とする。

【００１６】請求項６記載の内燃機関は、請求項５記載
の内燃機関において、前記排気熱回収用の熱交換器の伝
熱面にＮＯｘを分解及び／或いは炭化水素、一酸化炭
素、炭素（すす）の酸化を促進する触媒を備えることを
特徴とする。

【００１７】請求項７記載の内燃機関は、請求項１〜６
記載の内燃機関において、前記空気を等温的に圧縮する
手段によって圧縮された空気を一時貯溜する空気槽を備
え、車両を制動減速する時に車輪の駆動軸を経由して放
出される車両の運動エネルギーを用いて、前記の空気を
等温的に圧縮する手段を駆動することで、車両の運動エ
ネルギーをこの空気槽に貯溜された空気の圧力エネルギ
ーとして回収し、車両を再発進するときにこの回収エネ
ルギーを、前記等温的圧縮手段を膨張手段に切り替えた
もの、及び／或いは、前記ピストンシリンダー機構、及
び／或いは、前記排圧回収手段に供給して車両の加速に
再利用することを特徴とする。

【００１８】請求項８記載の内燃機関は、請求項１〜７
記載の内燃機関において、ピストンシリンダー機構のク
ランクシャフト側の空間を前記等温的圧縮手段及び／或
いは排圧回収手段として利用することを特徴とする。

【００１９】請求項９記載の内燃機関は、請求項８記載
の内燃機関において、前記ピストンシリンダー機構のク
ランクシャフト側の空間にピストンの往復運動と連結し
て運動する連結体を設け、当該連結体とクランクシャフ
トの偏心部との間に揺動リンク機構を設け、当該連結体
とエンジンブロックに固定された直線ベアリングを設け
ることによって等温的圧縮手段及び／或いは排圧回収手
段のポンプとして利用することを特徴とする。

【００２０】請求項１０記載の内燃機関は、請求項８〜
９記載の内燃機関において、前記連結体とピストンの結
合部に、軸と直角の方向に両者が互いに自由に動き得る
ようにボールベアリングを設けることにより、ピストン
シリンダー間の動摩擦を減少せしめることを特徴とす
る。

【００２１】

【作用】本発明による内燃機関においては、圧縮行程が
断熱圧縮ではなしに等温的に行われることが従来の内燃
機関と異なり、その結果、ｐ−ｖ線図の上で内燃機関の
１サイクルが取り囲む面積が増大し、排気量、最高温
度、最高圧力の何れをも増加させることなく、機関の出
力を従来のオットーサイクルやデイーゼルサイクルに基
づく内燃機関よりも大幅に増加させることができ、また
これに加えて熱交換器によって中温の排気と前記の等温
的に圧縮した空気の間に熱交換を行って吸入空気を予熱
することによって、前記の機関出力増加に加えて、機関
の熱効率を従来のオットーサイクルやデイーゼルサイク
ルに基づく内燃機関よりも高いものとすることができ
る。

【００２２】また排気を触媒処理して、排気中の公害物
質であるＮＯｘを分解し、炭化水素、一酸化炭素、炭素
（すす）を酸化することは広く行われているが、本発明
による内燃機関においては、前記の排気熱回収用の熱交
換器を、排気の触媒処理装置の下流に設置するか、或い
はこの熱交換器を構成する伝熱面、例えば、細孔群付き
薄板の細孔の内表面に排気処理用の触媒を設けることに
より、排気の触媒処理によって発生する熱量を圧縮吸気
中に回収回収し、従来は法規則による公害物質の排気条
件規則によって設置され、消費者に経済的負担を強いる
ばかりであった排気の触媒処理装置に、触媒発熱の回収
による燃費の節約という経済的魅力を新たに付与するこ
とを可能とする。

【００２３】さらに、本発明による内燃機関において
は、ピストンシリンダー機構等より成る排圧回収手段に
よって排気を大気圧まで膨張させることによって、排気
に残る圧力エネルギーをクランクシャフトに回収し、或
いは、前記熱交換器によって大気温度近くまで冷却され
た排気または前記等温的に圧縮された吸入空気を、この
排圧回収手段によって大気圧まで膨張させて低温とし、
車両の冷房に利用することができる。

【００２４】さらにまた、本発明による内燃機関におい
ては、前記空気を等温的に圧縮する手段によって圧縮さ
れた空気を一時貯溜する空気槽を備え、車輪の駆動軸を
経由して放出される車両の運動エネルギーを用いて、前
記の空気を等温的に圧縮する手段を駆動することで、車
両の運動エネルギーをこの空気槽に貯溜された空気の圧
力エネルギーとして回収し、車両を再発進するときにこ
の回収エネルギーを、前記等温的圧縮手段（この場合膨
張手段として用いる）、ピストンシリンダー機構、排圧
回収手段の少なくとも何れかを用いて車両の加速に再利
用することにより市街地等における車両の燃費の向上を
可能とする。

【００２５】また、本発明の内燃機関においては、ピス
トンシリンダー機構のクランクシャフト側の空間を前記
等温的圧縮手段及び／或いは排圧回収手段として利用す
ることにより、機関の容積を節減する。

【００２６】さらに、本発明の内燃機関においては、前
記連結体とピストンの結合部に軸と直角の方向に両者が
互いに自由に動き得るようにボールベアリングを設ける
ことにより、ピストンシリンダー間の動摩擦を減少せし
め燃費の向上を実現する。

【００２７】

【実施例】以下図面に基づいて、本発明による内燃機関
の実施例を説明する。

【００２８】図４は、本発明の実施例による内燃機関全
てに適用可能の構成説明図である。この実施例による内
燃機関１００では、等温的圧縮機構１２を用いて吸気を
等温的に圧縮して低温中圧の空気とし、これを熱交換器
１４により中温中圧の排気と熱交換を行わせて中温中圧
の空気とし、これをピストンシリンダー機構１６で燃料
の燃焼によって加熱して燃焼ガスとし、これを膨張させ
て機械的エネルギーを発生させ、その後これを中温中圧
の排気として排出して熱交換器１４を通過させて排気熱
を上記のように圧縮後の吸気の加熱に再利用し、更にこ
の排気熱回収後の排気をピストンシリンダー機構または
タービンとターボ圧縮機の組み合わせから成る排圧エネ
ルギー回収装置１８を通過させて排圧エネルギーの回収
を行った後大気中に排出するか、或いは、この排気熱回
収後の排気を放熱器１５で冷却して常温中圧の排気ガス
とした後に、排圧エネルギー回収装置１８で膨張させて
更に低温とした上で熱交換器２１を介して冷房に利用し
た後に大気中に放出する。

【００２９】このとき熱交換器１４は等温的に圧縮され
た吸気を排気の熱によって理想的には排気温度迄加熱昇
温させる。また等温的圧縮機構１２は吸入と圧縮の２行
程を担当するので通常の４サイクル機関の前半のみの機
能を持ち、ピストンシリンダー機構１６は燃焼膨張と排
気の排出の２行程のみを担当するので通常の４サイクル
機関の後半のみの機能を持つ。

【００３０】また、図４に示す内燃機関が車両の駆動に
用いられるときは、車両の制動時に車輪の駆動軸を通っ
て還流する車両の運動エネルギーによって等温的圧縮機
構１２を駆動せしめる切り替えを行い、これによって車
両の運動エネルギーを空気の圧力エネルギーに変換して
空気槽１９に蓄え、車両の再発進時には空気槽１９内の
圧縮空気を、等温的圧縮機構１２を切り替えによって膨
張手段としたもの、ピストンシリンダー機構１６、排圧
エネルギー回収装置１８の３者の何れか或いは全部に供
給して車両の加速に再利用することにより、特に市街地
での車両の燃費の改善を実現する。

【００３１】さらに、近年は公害防止の観点から自動車
用内燃機関に排気の触媒処理装置２０を設けて公害物質
であるであるＮＯｘを分解し、炭化水素、一酸化炭素及
び炭素（すす）を酸化することは広く行われているが、
排気の触媒処理からは多大の熱が発生する。図４に示す
実施例１００では排気熱回収用の熱交換器１４を排気の
触媒処理装置２０の下流に配するか、或いは熱交換器１
４の排気側の伝熱面に排気処理用の触媒を装架して熱交
換器１４を排気の触媒処理装置を兼ねるものとすること
によって、排気の触媒処理からの発生熱を圧縮吸気中に
回収して燃費の改善を実現し、現在一部で法的に設置が
義務付けられているものの、相当な負担となっている触
媒処理装置に経済的な魅力を与えることができる。

【００３２】以下に、この図４に示した構成の内燃機関
が従来よりも高い燃焼温度と最高圧力を用いることなし
に、オットーサイクル或いはデイーゼルサイクルを基礎
とする従来の内燃機関におけるよりも高い熱効率と高い
単位排気量当たりの出力を実現させ得る理由を図１、図
２のｐ−ｖ線図を用いて説明する。

【００３３】図１、図２は作業流体の絶対圧力ｐ（Ｐ
ａ）と比容積ｖ（ｍ³ Ｋｇ）を両軸に取った（ｐ，ｖ）
状態図の上に内燃機関の熱力学サイクルを描いたもので
ある。さて任意の熱力学サイクル（閉曲線）に沿って状
態変化をする作業流体に対して外部から入る機械的エネ
ルギーをＷ（Ｊ＝Joule)、作業流体から外部に出る熱量
をＱ （Ｊ）とし、Ｔ（Ｋ），ｃ_p （ＪＫｇ^-1Ｋ^-1），
γ，Ｒをそれぞれ作業流体の温度、定圧比熱、比熱比及
び気体定数とし、作業流体が理想気体で近似できるもの
とすると、熱力学法則 ｄＱ＝ｃ_v ｄＴ＋ｐｄｖ （１） ｄＷ＝ｐｄｖ （２） γ＝ｃ_p ／ｃ_v （３） Ｒ＝ｃ_p −ｃ_v （４） ｐｖ＝ＲＴ （５） が作業流体に対して一般的に成り立つ。式（２）を或る
熱力学サイクルの一周に渡って積分すれば、作業流体の
単位流量当たりの熱機関出力Ｗが得られ、式（１）をサ
イクル上のｄＱが負の部分に渡って積分すれば、熱機関
への熱エネルギー流入量Ｑ_inがえられる。また熱機関の
熱効率ηは両者の比 η＝Ｗ／Ｑ_in （６） である。

【００３４】先ず、火花点火機関の基本的な熱力学サイ
クルであるオットーサイクル（図１にサイクル１−１２
−１３−１４−１として示されている）に式（１）−
（６）を適用した結果は次の通りである。

【００３５】つまり、サイクル１−１２−１３−１４−
１の最高温度Ｔ₁₃と最低温度Ｔ₁ の比を ｍ＝Ｔ₁₃／Ｔ₁ （７） 圧縮比を ε＝ｖ₁ ／ｖ₁₂ （８） とすると Ｗ＝ｃ_v （−Ｔ₁₂＋Ｔ₁ −Ｔ₁₄＋Ｔ₁₃） ＝ｃ_v Ｔ₁ （ｍ−ε^γ−１）（１−ε^１−γ） （９） Ｑ_in＝ｃ_v （Ｔ₁₃−Ｔ₅ ）＝ｃ_v Ｔ₁ （ｍ−ε^γ−１） （１０） η＝Ｗ／Ｑ_in＝１−ε^１−γ （１１） Ｔ₁₂／Ｔ₁ ＝ε^γ−１ Ｐ₁₂／Ｐ₁ ＝ε^γ ｖ₁₂／ｖ₁ ＝ε^-1 Ｔ₁₃／Ｔ₁ ＝ｍ Ｐ₁₃／Ｐ₁ ＝ｍε ｖ₁₃／ｖ₁ ＝ε^-1 Ｔ₁₄／Ｔ₁ ＝ｍε^１−γ Ｐ₁₄／Ｐ₁ ＝ｍε^１−γ ｖ₁₄／ｖ₁ ＝１ （１２） が得られる。既によく知られていように熱効率ηは圧縮
比εのみの関数となる。尚このとき、出力が正であるた
めには ｍ＞ε^γ−１ （１３） の制限条件を満たさねばならない。

【００３６】以下に示す表１、表２、表３に記したもの
は、サイクルの最高温度2300Ｋの条件の下で、圧縮比ε
の値を１０、１６、２０の３種に選んだときの各種サイ
クルの性能とサイクル上の各点の温度圧力値であるが、
オットーサイクルについては圧縮比と共に熱効率が上昇
し、機関出力は殆ど変化しないことが分かる。

【００３７】

【表１】

【００３８】

【表２】

【００３９】

【表３】 次に圧縮点火機関の基本的熱力学サイクルとして知られ
るディーゼルサイクルは、図２のサイクル１−２−３−
４−１であるが、これに式（１）−（６）を適用した結
果は圧縮比εの定義を ε＝ｖ₁ ／ｖ₂ （１４） としたとき Ｗ＝−ｃ_v （Ｔ₄ −Ｔ₁ ）＋ｃ_p （Ｔ₃ −Ｔ₂ ） ＝ｃ_v Ｔ₁ （γｍ−γε^γ−１−ｍ^γε^γ−γγ＋１） （１５） Ｑ_in＝Ｑ₂₃＝ｃ_p （Ｔ₃ −Ｔ₂ ） ＝ｃ_v Ｔ₁ γ（ｍ−ε^γ−１ ） （１６） η＝Ｗ／Ｑ₂₃＝１−（ｍ^γε^γ−γγ−１）／（ｍ−ε^γ−１） （１７） Ｔ₂ ／Ｔ₁ ＝ε^γ−１ Ｐ₂ ／Ｐ₁ ＝ε^γ ｖ₂ ／ｖ₁ ＝ε^-1 Ｔ₃ ／Ｔ₁ ＝ｍ Ｐ₃ ／Ｐ₁ ＝ε^γ ｖ₃ ／ｖ₁ ＝ｍε^−γ Ｔ₄ ／Ｔ₁ ＝ｍ^γε^γ−γγ Ｐ₄ ／Ｐ₁ ＝ｍ^γε^γ−γγ ｖ₄ ／ｖ₁ ＝１ （１８） であり、また締切比ζを ζ＝ｖ₃ ／ｖ₂ ＝ｍε^１−γ （１９） と定義しｍの代わりにζを使うと式（１７）は次の表現
となる。

【００４０】 η＝１−（ζ^γ−１）／（γε^γ−１（ζ−１）） （２０） 前記した表１〜３に見る通り、最高温度2300Ｋのデイー
ゼルサイクルでは、圧縮比の上昇と共に熱効率は急激に
増加し、機関出力も相当程度上昇する。

【００４１】以上は従来型の内燃機関の基本的熱力学サ
イクルとして知られるオットーサイクルとデイーゼルサ
イクルの性能であるが、本発明による内燃機関は、熱交
換器と言う等圧行程を含むので、オットーサイクルより
もデイーゼルサイクルに近いものとなる。

【００４２】本発明による内燃機関の第１の特徴は吸気
の圧縮を等温的に行うことであるが、図２に示すサイク
ル１−５−３−４−１は等温圧縮行程１−５を含んでお
り、残りの５−３−４−１の諸行程はデイーゼルサイク
ルと同一であり、従って最高圧力と最高温度はデイーゼ
ルサイクルと同一である。このようなサイクル１−５−
３−４−１ではＰ₅ ＝Ｐ₂ とならねばならず、そのため
には行程１−５の圧縮比ｖ₁ ／ｖ₅ をデイーゼルサイク
ルの圧力比Ｐ₂ ／Ｐ₁ に等しくとればよい。今後このサ
イクル１−５−３−４−１を等温圧縮化デイーゼルサイ
クルと呼ぶことがあるが、これに式（１）−（６）を適
用し、εの定義はデイーゼルサイクルに対する式（１
４）に従うものとしたとき ｖ₁ ／ｖ₅ ＝Ｐ₂ ／Ｐ₁ ＝ε^γ （２１） Ｗ＝（ｃ_p −ｃ_v ）（Ｔ₃ −Ｔ₁ −Ｔ₁ γlog ε）−ｃ_v （Ｔ₄ −Ｔ₁ ） ＝ｃ_v Ｔ₁ （γ（ｍ−１）＋１−γ（γ−１）log ε−ｍ^γε^{γ（１−γ）}） （２２） Ｑ_in＝Ｑ₅₃＝ｃ_p （Ｔ₃ −Ｔ₁ ）＝ｃ_v Ｔ₁ γ（ｍ−１） （２３） η＝１−（ｍ^γε^{γ（１−γ）}＋γ（γ−１）log ε−１） ／（γ（ｍ−１）） （２４） ζ＝ｖ₃ ／ｖ₅ ＝ｍ （２５） Ｔ₅ ／Ｔ₁ ＝１ Ｐ₅ ／Ｐ₁ ＝ε^γ ｖ₅ ／ｖ₁ ＝ε^−γ Ｔ₃ ／Ｔ₁ ＝ｍ Ｐ₃ ／Ｐ₁ ＝ε^γ ｖ₃ ／ｖ₁ ＝ｍ Ｔ₄ ／Ｔ₁ ＝ｍ^γε^{γ（１−γ）} Ｐ₄ ／Ｐ₁ ＝ｍ^γε^{γ（１−γ）} ｖ₄ ／ｖ₁ ＝１ （２６） が得られる。

【００４３】表１〜３の等温圧縮化デイーゼルサイクル
の欄に見る通り、最高温度と最高圧力を一定に保ったま
ま圧縮を等温化すると機関出力が79％（圧縮比20）と言
う大幅な増加を示す。

【００４４】これは同じ圧力まで圧縮するに要する仕事
が断熱圧縮のときよりも等温圧縮のときの方が際立って
小さく、その結果１サイクルがｐ−ｖ線図上で囲む面積
が圧縮の等温化によって大幅に増加するからである。し
かし圧縮の等温化は熱効率の若干の低下をきたす。これ
は圧縮後の空気の温度が圧縮の等温化によって大気温度
近くまで低下し、その分だけ空気の加熱に要する燃料の
量が増加するが、その燃料の増加割合が機関出力の増加
割合を上回るからである。

【００４５】次は熱交換器による排気熱回収の効果を調
べる。デイーゼルサイクルを基本サイクルとする内燃機
関が断熱膨張行程、つまり図２の行程３−４、を終えて
点４に達すると、図１２の排気弁４が開いて排気は急速
に排気管６に流出し、圧力と温度が瞬時に低下する。

【００４６】このときの温度低下は最も大きい場合で
も、点４の状態から大気圧まで断熱膨張する場合の温度
低下よりも大きいことはない。従ってこの断熱膨張の場
合の温度低下を排気熱回収の計算に採用すれば控えめな
熱効率見積りとなる。そこで、図２及び式（２６）の示
す点４の状態から出発して大気圧まで断熱膨張して到達
する点を図２に点８として示せば、この点８の状態は Ｔ₈ ／Ｔ₁ ＝ｍε^γ−１ Ｐ₈ ／Ｐ₁ ＝１ ｖ₈ ／ｖ₁ ＝ｍε^γ−１ （２７） である。つまりこの常圧で温度Ｔ₈ の排気と熱交換を行
うことで、等温的に圧縮された吸入空気を温度Ｔ₈ まで
予熱することが可能となる。この場合の機関出力Ｗは式
（２１）に与えられている通りであって変化はないが、
燃料によって供給すべき熱量Ｑ_inは Ｑ_in＝Ｑ₅₃−Ｑ₈₁＝ｃ_v Ｔ₁ γｍ（１−ε^γ−１） （２８） に減少し、機関の熱効率ηは η＝１−（γ（γ−１）log ε＋（ｍε^γ−１）^γ−１−γ（ｍε^γ−１）） ／（γｍ（１−ε^γ−１）） （２９） に改善される。このような排気熱の回収は圧縮の等温化
によって圧縮後の空気温度が低い値に抑制されるからで
あって、断熱圧縮の場合には圧縮後の空気温度が高いた
めに殆どの場合排気熱の回収は不可能である。言い換え
れば排気熱の回収と圧縮の等温化は互いに相手に依存し
ており、二者は同時に実施せねばならないのである。

【００４７】表１〜３に見る通り、排気熱の回収を加え
ると圧縮の等温化によって一旦低下した熱効率は大幅上
昇し、元のデイーゼルサイクルを大幅に上回り70％を超
える値も得られるようになる。

【００４８】さて上記の式（２１）の以降の計算に用い
た図２の行程１−５は完全な等温圧縮であってその実現
は必ずしも容易ではない。しかし等温的な圧縮、つまり
近似的な等温圧縮、は例えば図２に１−２１−２２−２
３−２４−などで示すように、断熱圧縮行程１−２１と
熱交換器による等圧冷却行程２１−２２をＮ段に渡って
直列に結合することで実現することができる。今後この
サイクル１−２１−２２−２３−・・・−３−４−１を
多段圧縮化デイーゼルサイクルと呼ぶことがあるが、こ
の場合は各々の断熱圧縮行程の圧力比を等しくするのが
出力損失、つまり１−２１−２２−１などの面積の合
計、を最小とする方法であり、その場合は２１、２３、
２５などの諸点の温度（この温度をＴ₂₃とする）は相等
しくなり、また１−２１−２２−１、２２−２３−２４
−２２など各段の出力損失も互いに相等しくなる。そし
て、この時に圧縮比εの定義は、図２のデイーゼルサイ
クル１−２−３−４−１に対する式（１４）に従うもの
としたとき、出力損失の総合計Ｗ_lossは Ｗ_loss＝ｃ_v Ｔ₁ γ（ε^{（γ−１）／Ｎ}−１−（γ−１）（log ε）／Ｎ） （３０） となる。従って、機関出力Ｗは式（２２）による値より
もこの式（３０）によるＷ_lossだけ減少して Ｗ＝ｃ_v Ｔ₁ （γｍ＋１−（１−１／Ｎ）γ（γ−１）log ε −ｍ^γε^{γ（１−γ）}−γε^{（γ−１）／Ｎ} ） （３１） となり、機関熱効率ηとＴ₂₃はこの式（３１）によるＷ
と式（２８）によるＱ_inを用いて、 η＝Ｗ／Ｑ_in （３２） Ｔ₂₃／Ｔ₁ ＝ε^{（γ−１）／Ｎ} （３３） となる。

【００４９】多段圧縮による等温圧縮の近似はあくまで
近似であるので表１〜３に見る通り機関出力も、熱効率
も完全な等温圧縮の場合より若干低くなるが、内燃機関
の実現は一段と容易となる。

【００５０】上記の説明では、主にデイーゼルサイクル
を例示したが、オットーサイクルや、本発明者等が先に
出願されている特願平６−１５３５７０号等で提案して
いる空気バネサイクル（空気バネとして作用し、かつ、
膨張工程でこの空気を燃焼に利用可能とする機構をシリ
ンダ内に配置した内燃機関を使用する。）についても同
様な効果が得られる。

【００５１】図５は、本発明の第２の実施例による内燃
機関２００の構成説明図である。この内燃機関２００で
は、第１段圧縮用ピストンシリンダー機構３０と、中間
冷却用の熱交換器７４と、第２段圧縮用ピストンシリン
ダー機構３４の組み合わせによって前記内燃機関１００
の等温的圧縮機構１２に相当するものを構成しており、
上記式（３０）−（３３）のＮ＝２の場合に当たる。

【００５２】図６には、本発明の第３の実施例による内
燃機関３００が模式的に示されており、一定のストロー
クで上昇下降を繰り返すピストン４２とシリンダー４４
より成るピストンシリンダー機構４５（１基）を備え、
図４に示す等温的圧縮機構１２とピストンシリンダー機
構１６の役割を、前記ピストンシリンダー機構４５が兼
ね備え、全体として６サイクルの内燃機関として機能す
るものである。

【００５３】図４に示す等温的圧縮機構１２は、図６に
示す実施例では断熱圧縮−等温冷却−断熱圧縮の３行程
から成る２段圧縮で近似的に達成し、ピストンシリンダ
ー機構４５と放熱器７４を用いてこれを実現する。

【００５４】図６に示すように、シリンダー４４は３個
の吸入弁４６、４８、５２と３個の排気弁５４、５６、
５８を備え、ピストンの第１行程では燃焼と燃焼ガスの
膨張を、第２行程では排気弁５８を開いての排気を、第
３行程では吸気弁４６を開いての等温的圧縮第１段の吸
気を、第４行程では等温的圧縮第１段の圧縮排気を、第
５行程では等温的圧縮第２段の吸気を、第６行程では等
温的圧縮第２段の圧縮排気をそれぞれ行うものとする。

【００５５】この実施例による６サイクル内燃機関の出
力と、同一ストロークの通常のオットーサイクルによる
４サイクル内燃機関の出力の比を原理的に概算すると、
４サイクルから６サイクルに変わったことで、出力は４
／６＝２／３に減少するが、ピストンシリンダー機構４
５と放熱器７４で構成する等温的圧縮機構と熱交換器１
４の採用によって前述のように出力が20％増加するの
で、出力比は概略（２／３）× 1.2＝ 0.8となる。

【００５６】図７には、本発明の第４の実施例による内
燃機関４００が模式的に示されており、１個のピストン
シリンダー機構６５は一定ストロークで往復運動するピ
ストン６２とシリンダー６４と４個の吸入弁６６、６
７、６８、６９と４個の排出弁７６、７７、７８、７９
を備え、シリンダー６４内の空間はピストン６２を介し
てその両側、Ａ空間とＢ空間の両面を機関のサイクルに
利用し、４サイクルの内燃機関として機能する。

【００５７】先ずＡ空間については、ピストンの第１行
程で燃焼と燃焼ガスの膨脹を、第２行程では排気弁７７
を開いて排気を、第３行程では等温的圧縮第２段の吸入
を、第４行程では等温的圧縮第２段の圧縮と排出を、そ
れぞれ行う。

【００５８】一方、シリンダーのＢ空間については、ピ
ストンの第１行程で排気圧エネルギー回収の排出を、第
２行程で等温的圧縮第１段の吸入を、第３行程で等温的
圧縮第１段の圧縮と排出を、第４行程では排気圧エネル
ギー回収の吸入を、それぞれ行う。

【００５９】この第４の実施例による４サイクルの内燃
機関４００の出力と、同一ストロークのオットーサイク
ル機関の出力、との比は等温的圧縮、つまり図２の行程
１−２１−２２−２３（Ｎ＝２）の採用と、熱交換器１
４の採用の結果として約 1.2、つまり20％の向上が期待
される。

【００６０】図８には、本発明の第５の実施例による内
燃機関５００が模式的に示されており、第４の実施例に
よる内燃機関４００と同様な、ピストンの両面の空間を
利用する方式のピストンシリンダー機構４個を備える。

【００６１】この内燃機関５００は２サイクル機関、４
サイクル機関の何れの構成も可能であり、それぞれの場
合についてのピストンの各行程への役割の割り当てには
多くの異なった組み合わせが有り得るが、図８に示す例
では、ピストン両面の８個の空間のうち、Ｂ₁ とＢ₂ が
等温圧縮の近似としての中間冷却付き３段圧縮の第１段
圧縮、Ａ₃ が第２段圧縮、Ａ₄ が第３段圧縮、７３と７
４は段間の中間冷却用の熱交換器であり、排気熱回収用
の熱交換器１４を経てＡ₁ とＡ₂ が出力を発生する燃
焼、膨脹、排出であり、排気熱回収用熱交換器１４を経
て、Ｂ₁ とＢ₂ が排気圧回収にそれぞれ充てられてい
る。

【００６２】図４に示す排熱回収用の熱交換器１４は、
図９（ａ）、（ｂ）に示す細孔群型の熱交換器を用いる
ことができる。図９で流体Ｆ１（流体１）、つまり等温
的に圧縮された給気は、耐圧円管９０の内側の空間９１
をｚ方向に流れ、流体Ｆ２（流体２）、つまりピストン
シリンダー機構１６から排出される排気は、耐圧円管９
０の外側であって耐圧円管９５の内側の空間９３を流体
Ｆ１とは反対の−ｚ方向に流れる。空間９１と空間９３
にはそれぞれ多数の円孔９２を穿って円孔群とした高熱
伝導率材質の薄板９６を流体の流れ方向（＋−ｚ方向）
に僅少な間隙９７を介して積み重ねて流体の流れ方向へ
の熱伝導を減少せしめるととともに、細孔群９２内の流
体圧力を均一ならしめ、その結果薄板９６には静水圧的
な応力以外の応力がかからず、従って長寿命が得られる
ようにする。この薄板９６の存在によって流体Ｆ１と流
体Ｆ２の間の熱伝達が著しく促進され熱交換器が通常の
ものよりも極めて小型となる。後述するように熱交換器
の容積は細孔９２の半径Ｒ₀ の２乗に比例するのでＲ₀
を小さくすることで熱交換器容積はどのようにでも小さ
くすることができるのである。

【００６３】この細孔群型熱交換器の中での流体の流動
と熱伝導については円管内の層流についてのハーゲン・
ポアゾイユの論理が適用でき、厳密な計算が可能である
が、以下にその詳細を述べる。

【００６４】先ず、円孔９２内の流れが、円孔軸をｚ軸
とする直交座標系（ｘ，ｙ，ｚ）の上の速度ベクトル
（ｕ，ｖ，ｗ）によって表されるとき （ｕ，ｖ，ｗ）＝（０，０，ｗ（ｒ）） ｒ² ＝ｘ² ＋ｙ² （３４） ｗ（ｒ）＝２Ｗ_A （１−（ｒ／Ｒ₀ ）² ） （３５） Ｗ_A ＝−Ｐ_z Ｒ₀ ² ／（８η）＝−ＺＰ_z Ｌ／（８η） （３６） Ｌ＝Ｒ₀ ² ／Ｚ （３７） Ｐ_z ＝（∂Ｐ／∂ｚ）＝ｇｒａｄＰ＝定数 （３８） が成立するものと仮定すると、この流れベクトルはニュ
ートン流体の流動を支配するナビエ・ストークス方程式 Ｄ（ｕ，ｖ，ｗ）／Ｄｔ＝−ｇｒａｄＰ＋ηΔ（ｕ，ｖ，ｗ） Ｄ／Ｄｔ＝ （∂／∂ｔ）＋ｕ（∂／∂ｘ）＋ｖ（∂／∂ｙ）＋ｗ（∂／∂ｚ） （３９） 或いは、式（３９）を円孔９２内の軸対称で軸方向のみ
の流れに即した表現に書き直した Ｐ_z ／η＝（１／ｒ）（∂／∂ｒ）（ｒ（∂Ｗ／∂ｒ）） （４０） および境界条件 ｒ＝０で ∂Ｗ／∂ｒ＝０ および ｒ＝Ｒ₀ で ｗ＝０ （４１） を満足する。これがハーゲン・ポアゾイユ流れとして知
られるものである。なおｔは時間、ｒは円孔９２の半径
方向の距離変数、ηは流体の粘性係数、Ｒ₀ は円孔９２
の半径、Ｚは円孔９２の軸方向長さであって図９に示す
薄板９６の厚みの総合計を代表するものであり、ｗ_A は
円孔９２内の平均流速、式（３７）のＬは特徴長さ、Ｐ
は静圧であり、Ｐ_z はＰのｚ方向微分であって、定数で
あるものとする。

【００６５】更にＴ、ρ、ｃ_p 、κをそれぞれ流体の温
度、密度、定圧比熱、熱伝導率とするとき、円孔内の温
度分布は熱伝導の方程式 ρｃ_p （ＤＴ／Ｄｔ）＝κΔＴ＋（ｕ，ｖ，ｗ）∇Ｐ （４２） に従う。さらに詳しくは、この式（４２）の右辺第２項
（粘性発熱項）を省略し、さらにこの式を円孔９２の形
状に即した表現に書き直した上で、Ｔを孔壁からの温度
差Ｔ_R に置き換えた方程式 Ｔ（ｒ，ｚ）＝Ｔ_z （ｚ）＋Ｔ_R （ｒ） （４３） ｗＴ_z ／ａ＝（１／ｒ）（∂／∂ｒ）（ｒ（∂Ｔ_R ／∂ｒ）） （４４） 並びに境界条件 ｒ＝０で ∂Ｔ_R ／∂ｒ＝０ および ｒ＝Ｒ₀ で Ｔ_R ＝０ （４５） に円孔内の温度分布が従うことになる。さて温度分布 Ｔ_z ＝（∂Ｔ_z （ｚ）／∂ｚ）＝const. （４６） Ｔ_R ＝（１８／１１）Ｔ_RA（１−（４／３）（ｒ／Ｒ₀ ）² ＋（１／３）（ｒ／Ｒ₀ ）⁴ ） （４７） Ｔ_RA＝１１Ｐ_z Ｔ_z Ｒ₀ ⁴ ／（３８４ａη） （４８） ａ＝κ／（ρｃ_p ） （４９） ＝κ（１−１／γ）Ｔ_A ／Ｐ_A （理想気体の場合） （５０） は式（４４）式（４５）を満足し、熱伝導の微分方程式
（４２）の右辺第２項の流体の粘性に伴う発熱を無視し
た場合を満足する。但しＴ_Z （ｚ）は円孔９２の内壁の
温度、Ｔ_RAは流体と孔壁の温度差を流速ｗで加重して求
めた平均温度差であり、Ｔ_A とＰ_A は熱交換器内の流体
の平均温度と平均圧力である。式（４２）の右辺第２項
は他の項よりも小さいので式（４５）−（５０）の温度
分布は式（４２）の十分満足できる近似解であり、この
近似解を用いて式（４２）の粘性損失項（右辺第２項）
は別途に計算することができる。

【００６６】式（３５）、（３６）のハーゲン・ポアゾ
イユ流れに対してこの粘性損失項は （ｕ，ｖ，ｗ）∇Ｐ＝｜Ｗ_A Ｐ_z ｜ ＝８ηＷ_A ² Ｒ₀ ^-2＝Ｐ_z ² Ｒ₀ ² ／（８η） （５１） となり、この粘性発熱損失を熱交換器の全容積について
積分した値をＥとすると Ｆ＝Ｇ／ρ Ｅ＝ＦＺＰ_z （５２） となる。但しＧは流体の質量流量、Ｆは熱交換器内の平
均的な温度圧力条件（Ｔ_A ，Ｐ_A ）の下での流体の容積
流量である。ここでは上記の通りこの粘性発熱損失は充
分に小さく無視できるものとして論じたが、後に実際に
無視できることを数値的に確認する。

【００６７】以上の解析は既知であり［Sellers,J.R.ほ
か２名Trans.ＡＳＭＥ，７８−２，４４１（１９５
６）] 等の文献がある。また式（３７）の特徴長さＬと
積Ｌｗ_Aについては Ｌ＝Ｒ₀ ² ／Ｚ＝（３８４ａηＴ_RA）^1/2 （１１ＺＴ_z ＺＰ_z ）^-1/2 （５３） Ｒ₀ ＝（ＺＬ）^1/2 ＝Ｚ^1/2 （３８４ａηＴ_RA）^1/4 （１１ＺＴ_z ＺＰ_z ）^-1/4 （５４） Ｌｗ_A ＝４８ａＴ_RA／（１１ＺＴ_z ） （５５） が成り立つ。ここにＺＴ_z とＺＰ_z はそれぞれ円孔９２
の長手方向両端の温度差と圧力差であり、流体の物性
ａ，ηおよびＺＴ_z ，ＺＰ_z ，Ｔ_RA，Ｆは熱交換器の満
たすべき能力条件として外部から与えられる外部仕様で
あるが、式（５３）と式（５５）に見る通りＬとＬｗ_A
が外部仕様のみによって決まってしまうことは重要であ
る。これに反してＲ₀ とＺは外部仕様を与えただけでは
決定できず、二者の内何れか一者を任意に決めうる自由
度を残している。以下に熱交換器の要目に関する幾つか
の重要な量をこれら外部仕様及びＲ₀ の関数として示す
が、先ず外部仕様値を与えるだけで決まってしまう諸量
の数式的な表現を示す。

【００６８】先ず式（３６）の孔内平均流速Ｗ_A は式
（５３）と組み合わせることにより Ｗ_A ＝（６ａＺＰ_z Ｔ_RA）^1/2 （１１ηＺＴ_z ）^-1/2 （５６） の表現となり、外部仕様のみで定まる量であることが分
かる。

【００６９】一般には複数（Ｎ₁ 本）ある耐圧円管９０
の内断面積の総合計をＡとすると、Ａは耐圧円管９０内
に設置された薄板９６の前面面積の総合計でもあり、こ
のＡを流体１、流体２の双方に対して計算して合計すれ
ばその合計が熱交換器の前面面積を決定することになる
が、このＡの表現も Ａ＝Ｆ／（ｈｗ_A ） ＝（Ｆ／ｈ）（６ａＺＰ_z Ｔ_RA）^-1/2（１１ηＺＴ_z ）^1/2 （５７） となって、外部仕様のみで決定してしまうことが分か
る。この式（５７）でｈは薄板９６の開口率、つまり薄
板９６の合計前面面積（＝耐圧円管９０の内断面積Ａ）
に占める薄板９６上の多数の円孔９２の総断面積の割合
である。またこの面積Ａは複数個Ｎ₁ の耐圧円管９０に
分割されることもある。

【００７０】また熱交換器の熱負荷、つまり単位時間に
交換される熱量Ｑは Ｑ＝Ｆρｃ_p ＺＴ_z （５８） であり、このＱと式（５２）のＥの比 Ｅ／Ｑ＝ＺＰ_z ／（ρｃ_p ＺＴ_z ） （５９） が熱交換器の全伝熱量に対する粘性発熱損失の割合を表
す。またこの比Ｅ／Ｑは粘性発熱によるエントロピー生
成損失Ｓ_η ^＊とエントロピー流量Ｓの比 Ｓ_η ^＊／Ｓ＝（ＺＰ_z Ｖ_A ／Ｔ_A ）／（ｃ_p ＺＴ_z ／Ｔ_A ）＝Ｅ／Ｑ （６０） として表現することができる。但しＶ_A は流体のモル当
たりの容積である。このＳ_η ^＊／Ｓが式（４２）右辺第
２項の粘性発熱損失の相対的な大きさを示すことにな
る。

【００７１】この値は圧力損失ＺＰ_z を小さく設定する
ことにより如何ほどでも小さくすることができるが、後
に述べる実施例では１％前後に選択しており、この１％
程度の値は式（４２）の右辺第２項（粘性発熱項）を略
無視しうるほど小さくするものだと言える。

【００７２】次に円孔９２内を流れる流体中の熱伝導に
よるエントロピー生成損失を計算する。半径ｒの方向の
熱伝導のみを考えるものとすると、局所の単位容積当た
りのエントロピー生成率ｓ^＊は、Ｔ_A を円孔９２内の平
均温度として ｓ^＊＝κ（∇Ｔ）² ／Ｔ² ＝κ（∂Ｔ／∂ｒ）² ／Ｔ_A ² （６１） であり、これを円孔９２の全断面に渡って積分した値Ｓ
^* は Ｓ^＊＝∫２πｒｓ^＊ｄｒ＝（48／11）πκＴ_RA ² ／Ｔ_A ² （６２） と計算される。一方円孔壁から流出するエントロピーの
総量Ｓは Ｓ＝２πＲ₀ κ｜∇Ｔ／Ｔ｜ ＝（２πＲ₀ κ／Ｔ_A ）｜∂Ｔ／∂ｒ｜ （ｒ＝Ｒ₀ ） ＝（48／11）πκＴ_RA／Ｔ_A （６３） と計算され、両者の比 Ｓ^* ／Ｓ＝Ｔ_RA／Ｔ_A （６４） が全伝熱量に対するエントロピー生成による損失の割合
を与える。この式（６４）に含まれ式（４８）で規定さ
れた平均温度差Ｔ_RAは円孔９２の出口でもそのまま存在
し続けるので、熱交換器が流体を加熱又は冷却すること
ができる温度幅は、このＴ_RAの分だけ減少することにな
り、従ってこのＴ_RAは熱交換器設計の上での重要な値で
あるが、そのＴ_RAがＳ^* ／Ｓを指定すれば定まることは
重要である。 以上が外部仕様を与えただけで値の決ま
る諸量であるが、これ以降はＲ₀ の影響を受ける諸量を
外部仕様とＲ₀ の関数として示す。上記のように、Ｒ₀
は外部仕様とは独立に自由に値を決めることのできる量
である。

【００７３】円孔９２の長さＺと、円孔９２の長さ直径
比Ｚ／（２Ｒ₀ ）、つまり円孔９２の細長さは、 Ｚ＝Ｒ₀ ² ／Ｌ ＝Ｒ₀ ² （３８４ａηＴ_RA）^-1/2（１１ＺＴ_z ＺＰ_z ）^1/2 （６５） Ｚ／（２Ｒ₀ ）＝Ｒ₀ （１５３６ａηＴ_RA）^-1/2（１１ＺＴ_z ＺＰ_z ）^1/2 （６６） 円孔９２内の流体の滞在時間τは τ＝Ｚ／ｗ_A ＝Ｒ₀ ² ／（Ｌｗ_A ）＝Ｒ₀ ² （１１ＺＴ_z ）（４８ａＴ_RA）^-1 （６７） であり Ｖ＝Ｆτ／ｈ＝Ｒ₀ ² （Ｆ／ｈ）（１１ＺＴ_z ）（４８ａＴ_RA）^-1 （６８） が熱交換器内に滞在する流体の容積である。このＶを熱
交換をする二流体の両方に対して計算して両者の和を求
めると、その和が熱交換器の全容積となる。Ｖは流体物
性ａと管内温度差Ｔ_RAに逆比例し、要求れさる昇温ＺＴ
_z に正比例するが、孔半径Ｒ₀ の２乗にも比例するの
で、孔径Ｒ₀ を小さくすることによって、外部仕様を一
定に保ったまま熱交換器容積Ｖを思いの侭に小さくする
ことを、この理論が示していることになる。

【００７４】この事実は、ハーゲン・ポアゾイユ流れそ
のものが長年に渡って知られていたにも拘らず、特に強
調されることがなかったものである。また熱交換器の前
面面積の総合計Ａの上に設けられる円孔の総数Ｎは Ｎ＝Ａｈ／（πＲ₀ ² ） ＝Ｒ₀ ^-2（Ｆ／π）（１１ηＺＴ_z ）^1/2 （６ａＺＰ_z Ｔ_RA）^-1/2 （６９） であり、Ｒ₀ ^-2に比例する。ただしこのＮは流体１を流
す円孔の総合計であって、複数個の耐圧円管９０に分散
して存在する。

【００７５】尚上記の解析は総てハーゲン・ポアゾイユ
流れ、つまり層流、の場合に限って成り立つものである
が層流は次に定義するレイノズル数Ｒｅが2000以下のと
きに存在し、Ｒｅが2000を超えると流れが乱流に移行す
るために、上記の解析は適用できなくなることに注意せ
ねばならない。Ｒｅの表現は Ｒｅ＝ｗ_A （２Ｒ₀ ）ρ／η ＝Ｒ₀ （２４ａρ² ＺＰ_z Ｔ_RA）^1/2 （１１η³ ＺＴ_z ）^-1/2 ＝Ｒ₀ （２４κρＺＰ_z Ｔ_RA）^1/2 （１１ｃ_p η³ ＺＴ_z ）^-1/2 （７０） であって、外部仕様が決定した後はＲ₀ に正比例する。

【００７６】この他、熱交換器の総伝熱面積は Ａ_H ＝２πＲ₀ ＺＮ＝Ｒ₀ （１１ＦＺＴ_z ）／（２４ａＴ_RA） （７１） 円孔内壁の熱伝達係数は α＝Ｑ／（Ａ_H Ｔ_RA）＝Ｒ₀ ^-1（２４／１１）κ （７２） であり、αを無次元の表現としたヌッセルト数Ｎｕは Ｎｕ＝α（２Ｒ₀ ／κ）＝４８／１１＝４．３６ （７３） と定数であり、円孔内のハーゲン・ポアゾイユ流れの抵
抗係数は λ＝４Ｐ_z Ｒ₀ ρ^-1ｗ_A ^-2＝（２２／３）ηＴ_z Ｒ₀ ／（ρａＴ_RA） ＝２５６η² （ρＰ_z ）^-1Ｒ₀ ^-3＝６４Ｒｅ^-1 （７４） である。

【００７７】次は薄板９６に穿たれた円孔９２と円孔９
２の間の金属部分の熱伝導であるが、半径Ｒ₀ の円孔９
２が多数軸方向に貫通した半径Ｒ₁ の薄板９６（図９参
照）が内半径Ｒ₁ の耐圧円管９０に固くはめ込まれてい
るときの熱伝導は全面に一様熱源ｂを有する円板内の軸
対称熱伝導で近似することができる。この熱伝導を支配
する方程式はκを流体の熱伝導率、κ₁ を金属部分の熱
伝導率、κ₁ ^＊を開孔による伝熱疎害効果を加味した薄
板９６内の有効熱伝導率とするとき ∇² Ｔ＝（∂／∂ｒ）² Ｔ＋（１／ｒ）（∂Ｔ／∂ｒ）＝−ｂ （７５） ｂ＝−ρｃ_p ｈｗ_A ＺＴ_z ／（Ｚκ₁ ^＊） ＝（４８／１１）（κ／κ₁ ^＊）ｈＴ_RAＲ₀ ^-2 （７６） 方程式（７６）の解は軸対称性を考慮すると、内管壁の
温度をＴ₁ とするとき Ｔ＝Ｔ₁ ＋（ｂ／４）（Ｒ₁ ² −ｒ² ） （７７） と２次曲線の温度分布になる。

【００７８】またこの熱伝導によるエントロピー生成の
損失率Ｓ₁ ^＊／Ｓ₁ を式（６１）−（６４）のＴ_A ，
κ，Ｒ₀ をそれぞれＴ_A1，κ₁ ，Ｒ₁ に置き換えた式に
よってつぎのように求められる。

【００７９】 Ｓ₁ ^＊／Ｓ₁ ＝ｂＲ₁ ² ／（８Ｔ_A1） ＝ｈＲ₁ ² （Ｔ_A1κ₁ ^＊）^-1 ×（３κρｃ_p ＺＴ_z ＺＰ_z Ｔ_RA）^1/2 （３５２η）^-1/2 ＝Ｔ_RA1 ／Ｔ_A1 （７８） この式（７８）でＴ_RA1 は温度差Ｔ−Ｔ₁ を面積２πｄ
ｒで加重して平均したものであり、式（６４）と完全に
対応した比例関係がある。損失率Ｓ₁ ^＊／Ｓ₁はＲ₁ ²
に比例して増大するのでＳ₁ ^＊／Ｓ₁ の値を一定水準に
定め、外部仕様値を与えると内管の半径Ｒ₁ の値が Ｒ₁ ＝（（Ｓ₁ ^＊／Ｓ₁ ）（８Ｔ_A1）／ｂ）^1/2 ＝Ｒ₀ （（１１／６）（Ｓ₁ ^＊／Ｓ₁ ）（Ｔ_A1／Ｔ_RA）（κ₁ ^＊／κ） ／ｈ）^1/2 ＝Ｒ₀ （（１１／６）（Ｔ_RA1 ／Ｔ_RA）（κ₁ ^＊／κ）／ｈ）^1/2 （７９） として決定し、その結果、１本の耐圧円管９０を通過す
る流体の流量も定まり、総流量Ｆを確保するのに必要な
内管の本数Ｎ₁ も Ｎ₁ ＝Ａｈ／（πＲ₁ ² ）＝Ｆ／（ｗ_A πＲ₁ ² ） （８０） として決定する。

【００８０】また図９に示す外側の耐圧管９５の内径Ｒ
₂ は、ＡとＡ^＊をそれぞれ流体１と流体２に対して式
（５７）が与える薄板９６の前面面積の総合計とすると
き Ｒ₂ ＝（Ａ＋Ａ^＊）^1/2 π^-1/2 （８１） で与えられる。

【００８１】さて前記金属部分の熱伝導率κ₁ と開孔に
よる伝熱疎害効果を加味した有効熱伝導率κ₁ ^＊の関係
であるが、多数の円孔９２を穿たれた薄板９６内の２次
元熱伝導が厳密にはコーシー・リーマン方程式に従うこ
とに着目すると、無限に広がる平面状の薄板に正方格子
状に無数の円孔が穿たれた場合の熱伝導は楕円関数の一
種に支配されることを示すことができ、これより隣接す
る円孔の中心間隔が 2ｍである時 β＝Ｒ₀ ／ｍ （８２） と置くとκ₁ ^＊とκ₁ の比を κ₁ ^＊／κ₁ ＝（１−β² ）／（１＋β² ） （８３） と表現することができる。このβは薄板９６の開口率ｈ
の関数 β＝（４ｈ／π）^0.5 （８４） であるので結局 κ₁ ^＊／κ₁ ＝（１−４ｈ／π）／（１＋４ｈ／π） （８５） が得られる。この式（８５）はこの熱伝導問題に対する
厳密解の高精度な近似である。

【００８２】さて、図５に示す実施例２００の排熱回収
用熱交換器１４の仕様は、上記の式（３４）−（８５）
を用いて次のように算出することができる。つまり熱交
換器内の空気の平均温度は２段圧縮後の給気温度４８１
Ｋと排気温度７５９Ｋの平均を取れば給気側、排気側と
もに Ｔ_A ＝６２０Ｋ であり、平均圧力は排気側が 2.5ａｔｍ、給気側が25.4
ａｔｍであるのに対して、後者を［ ］内の数字で示せ
ば Ｐ_A ＝2.52×10⁵ Ｐａ ［2.52×10⁶ ］ である。空気の物性は ρ＝1.42ｋｇｍ^-3 ［14.2ｋｇｍ^-3］ ｃ_p ＝1005Ｊｋｇ^-1Ｋ^-1 ［1005］ κ＝ 4.8×10^-2Ｊｓ^-1ｍ^-1Ｋ^-1［ 4.8×10^-2］ η＝ 3.1×10^-5Ｐａ・ｓ［ 3.1×10^-5］ ａ＝κ／（ρｃ_p ）＝3.36×10^-5ｍ² ／ｓ ［3.36×10^-6ｍ² ／ｓ］ ａη＝1.04×10^-9Ｎ［1.04×10^-10 Ｎ］ であり、熱交換器に求められる昇温幅が ＺＴ_z ＝ 278ｄｅｇ であり、Ｔ_RAについては式（６３）、（６４）のエント
ロピー生成による損失の割合が Ｓ^＊／Ｓ＝０．０５ であると任意に決めたことに対応して Ｔ_RA＝（Ｓ^＊／Ｓ）Ｔ_A ＝15ｄｅｇ であるものとし、管内の圧力損失は式（５９）、（６
０）で Ｓ_η ^＊／Ｓ＝０．０５ ［０．００５］ と任意に定めたことにより ＺＰ_z ＝（Ｓ_η ^＊／Ｓ）ρｃ_p ＺＴ_z ＝０．０５×１．４２×１００５×２７８＝１．９８×１０⁴ Ｐａ ＝０．２ａｔｍ ［１．９８×１０⁴ Ｐａ＝０．２ａｔｍ］ であるものと任意に決めることとする。さて上記の諸値
を式（５３）−（５５）に代入して Ｌ＝３．１３×１０^-7ｍ＝０．３１３μ ［０．９９×１０^-7ｍ］ Ｌｗ_A ＝０．７９１×１０^-5ｍ² ｓ^-1 ［０．７９１×１０^-6ｍｓ^-1］ ｗ_A ＝２５．３ｍｓ^-1＝９１ｋｍ／ｈ ［７．９１ｍｓ^-1］ が得られる。

【００８３】ここで管半径を Ｒ₀ ＝０．３５ｍｍ＝３．５×１０^-4ｍ ［２．０×１０^-4ｍ］ に選べば管の長さは式（３７）または式（５３）より Ｚ＝Ｒ₀ ² ／Ｌ＝０．３９１ｍ＝３９．１ｃｍ ［０．３９１ｍ］ Ｚ／（２Ｒ₀ ）＝５４９ ［９７８］ となり、熱交換器内の空気の滞在時間は上記の数値を式
（６７）に用いることにより τ＝Ｚ／ｗ_A ＝１．５５×１０^-2ｓ［４．８９×１０^-2ｓ］ となり、またこの内燃機関の排気量が1000ｃｃで、回転
数が50Ｈｚ（50×60＝3000ｒｐｍ）であるとき、排気お
よび圧縮後の給気それぞれの温度圧力条件での容積流量
Ｆは Ｆ＝１０００×５０×（６２０Ｋ／２９３Ｋ）×（１ａｔｍ／２．５ａｔｍ） ＝４２３００ｃｃ／ｓ ［１０００×５０×（６２０Ｋ／２９３Ｋ）×（１ａｔｍ／２５ａｔｍ） ＝４２３０ｃｃ／ｓ］ であるので、熱交換器の正味容積Ｖは式（６８）から Ｖ＝４２３００×１．５５×１０^-2＝６５６ｃｃ ［４２３０×４．８９×１０^-2＝２０７ｃｃ］ となって排気量の略半分の容積の熱交換器で事足りるこ
とが分かる。また開口率がｈ＝０．７のときは式（７
９）により Ｒ₁ ＝２．７６×１０^-2ｍ＝２．７６ｃｍ ［１．５７×１０^-2＝１．５７ｃｍ相当］ Ｎ＝４３４４ ［４２５６］ となり、レイノズル数は式（７０）により Ｒｅ＝８１１＜２０００ ［１４６４＜２０００］ と層流域である。

【００８４】吸気２段圧縮の中間冷却用熱交換器７４に
ついては表１〜３に記した温度圧力条件から圧縮比１６
の場合に対して排気からの熱回収の場合と同様に、高圧
側と低圧側（外気側）に分けて計算した要目は次の通り
である。但し圧力損失ＺＴ_zと孔内温度差Ｔ_RAは仕様と
して与えたものであり、低圧側に対する数字は［］内に
示す。

【００８５】 Ｔ_A ＝（３０３＋４８１）／２＝３９２Ｋ Ｐ_A ＝５．０３×１０⁵ Ｐａ ［１×１０⁵ ］ ＺＴ_z ＝１７８Ｋ ρ＝４．４４Ｋｇｍ^-3 ［０．８８４］ ｃ_p ＝１０１０ＪＫｇ^-1Ｋ^-1 κ＝３．２×１０^-2Ｗｍ^-1Ｋ^-1 η＝３．３×１０^-5Ｐａｓ Ｆ＝１．３３×１０^-2ｍ³ ｓ^-1 ［６．６９×１０^-2］ Ｔ_RA＝５Ｋ ＺＰ_z ＝１×１０⁴ Ｐａ Ｓ^＊／Ｓ＝Ｔ_RA／Ｔ_A ＝０．０１２８ Ｓ_η ^＊／Ｓ＝０．０１２５ ［０．０６２９］ ａ＝７．１４×１０^-6ｍ² ｓ^-1 ［３．５８×１０^-5］ Ｌ＝１．５２×１０^-7ｍ ［３．４０×１０^-7］ Ｌｗ_A ＝０．８７５×１０^-6 ［４．３９×１０^-6］ ｗ_A ＝５．７６ｍｓ^-1 ［１２．９］ Ｒ₁ ＝０．０３２４ｍ ［０．０４８６］ Ｒ₀ ＝２．０×１０^-4ｍ［３．０×１０^-4］ Ｚ＝０．２６３ｍ ［０．２６３］ Ｚ／（２Ｒ₀ ）＝６５８ ［４３８］ τ＝４．５７×１０^-2ｓ［２．０４×１０^-2］ Ｖ＝６０８ｃｃ ［１３６０］ Ｎ＝１８３７５ ［１８３４２］ Ｒｅ＝３１０＜２０００ ［２０７＜２０００］ これら数値の示す通り中間冷却用熱交換器７４内の薄板
上の孔半径Ｒ₀ は排熱回収用熱交換器１４と同程度であ
り、容積Ｖは 608＋1360＝1968ｃｃと特に低圧の外気に
対して大きく、流れは層流域にあることが分かる。

【００８６】図１０は本発明の第６の実施例による内燃
機関６００の断面図である。この内燃機関６００は図１
２に示す従来の内燃機関１０と外形寸法は略同一である
が、従来の内燃機関１０の持つ揺動式の連結棒８に代え
て直線往復運動をするピストン連結棒結合体８１を備
え、このピストン連結棒結合体８１には溝８３が穿た
れ、溝８３にはクランクシャフト８７と一体で回転する
ベアリング８５が挿入され、クランクシャフト８７の回
転によってピストン８２に往復直線運動を起こさせる揺
動スライダーリンク機構を形成し、またシリンダーブロ
ック８９には、ピストン連結棒結合体８１の直線往復運
動を支持する直線ベアリング８４を２組備えピストン連
結棒結合体８１の直線往復運動に伴う動摩擦力を小さい
ものとし、また軸封シール８６を設けてシリンダー８２
のクランクシャフト側の空間の気密性を保つとともに、
直線ベアリング８４を保護している。

【００８７】またこの内燃機関６００ではピストンのク
ランクシャフト側の空間２７を本発明による機関の主要
行程の実現に用いるものとし、その目的でこの空間２７
の気密性を高いものにするのみでなく、この空間２７の
容積がピストン８２の後退時に充分小となって高い圧縮
比の実現が可能となるように設計されている。

【００８８】図１１にピストン連結棒結合体８１の結合
部の詳細を示す。ピストン８２と結合体８１は平面用ボ
ールベアリング１８５を介して結合され、ピストンと結
合体はピストンの走行方向には互いに動かぬように固定
されるが、ピストンの走行方向と直角の方向には互いに
自由に動き得る構造となり、その結果、ピストン８２と
シリンダー８９の間の圧着力が小さいものとなり、ピス
トン８２の走行時の摩擦損失を最小に抑制することがで
きる。

【００８９】さらに、クランクシャフト室２８は請求項
７記載の空気槽として利用するものとし、別個に空気槽
と空気槽が専有する空間を設けることなしに、制動時に
放出される車両の運動エネルギーを圧縮空気の形で貯溜
することを可能ならしめるものとする。

【００９０】

【発明の効果】本発明による内燃機関は以上の説明の通
り、吸入された空気を等温的に圧縮する手段と圧縮され
た空気を排気と熱交換させる手段を有する。この等温的
圧縮は、従来の内燃機関で行われている断熱圧縮より
も、同一の圧力に到達するに要する動力が大幅に少な
い。また等温的に圧縮された空気は断熱的に圧縮された
空気よりも遥かに低温であるので、中温の排気との熱交
換によって排気の持つ熱を空気の予熱に再利用すること
が可能となる。その結果、本発明による内燃機関は最高
温度と最高圧力と排気量の増加なしに、熱効率と出力を
従来の内燃機関よりも大幅に高いものとすることができ
る。さらに、この等温的圧縮の手段と排気との熱交換の
手段をそのまま利用して、排気の触媒処理による発生熱
の回収、制動時の車両の運動エネルギーの回収などを同
時に行うことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】オットーサイクルを説明するためのｐ−ｖ線
図。

【図２】各種のサイクルを説明するためのｐ−ｖ線図。

【図３】自動車用内燃機関の熱勘定図。

【図４】本発明の第１の実施例による内燃機関のブロッ
ク図。

【図５】本発明の第２の実施例による内燃機関のブロッ
ク図。

【図６】本発明の第３の実施例による内燃機関のブロッ
ク図。

【図７】本発明の第４の実施例による内燃機関のブロッ
ク図。

【図８】本発明の第５の実施例による内燃機関のブロッ
ク図。

【図９】本発明の第１の実施例による内燃機関に使用す
る熱交換器の構造を示す図。

【図１０】本発明の第６の実施例による内燃機関の構造
を示す図。

【図１１】ピストン連結棒結合体の結合部の詳細説明
図。

【図１２】従来のレシプロ型内燃機関の構造を示す図。

【符号の説明】

１２………等温的圧縮機構 １４………排気熱回収用の熱交換器 １５………放熱器 １６………ピストンシリンダー機構 １８………排圧エネルギー回収装置 １９………空気槽 ２０………触媒処理装置 ２１………熱交換器 １００……本発明の第１の実施例による内燃機関

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (71)出願人 592073101 日本アイ・ビー・エム株式会社 東京都港区六本木３丁目２番12号 (71)出願人 000004237 日本電気株式会社 東京都港区芝五丁目７番１号 (72)発明者 後藤 英一 神奈川県藤沢市辻堂東海岸３−９−305 (72)発明者 加瀬 晋 東京都町田市広袴町710−67 (72)発明者 丁 懐東 埼玉県和光市広沢２番１号 理化学研究所 内

Claims (10)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 常温の空気を等温的に圧縮する手段と、 圧縮された空気を中温の排気との熱交換によって予熱す
   る熱交換器と、 ピストンシリンダー機構とを備え、 当該ピストンシリンダー機構の容積最小点付近で前記圧
   縮予熱された空気と燃料を化合させて高温高圧の燃焼ガ
   スとし、これを当該ピストンシリンダー機構の膨脹行程
   で膨脹させて機械的エネルギーを取り出し、当該ピスト
   ンシリンダー機構の収縮行程で中温の排気ガスとして前
   記熱交換器に送出することを特徴とする内燃機関。
2. 【請求項２】 請求項１記載の内燃機関において、 圧縮後の空気との熱交換を終えて低温となりながら、依
   然として、中程度の圧力を有する中圧の排気を大気圧ま
   で膨脹させ、排気の圧力エネルギーを回収する排圧回収
   手段を備えたことを特徴とする内燃機関。
3. 【請求項３】 請求項１〜２記載の内燃機関において、 前記熱交換後の中圧の排気をさらに室温近くまで冷却し
   たもの及び／或いは前記の等温的に圧縮した空気を、前
   記排圧回収手段を用いて大気圧まで膨脹させて外気温よ
   りも低くし、冷房に利用することを特徴とする内燃機
   関。
4. 【請求項４】 請求項１〜３記載の内燃機関において、 前記熱交換器が、互いに熱を交換する２つの流体を、当
   該２流体間の圧力差に耐える材質で作られた耐圧壁で分
   離し、 当該２流体は互いに逆方向に対向して流し、 当該２流体の内、少なくとも一方の流体中にあって、前
   記耐圧壁に略接触し、当該流体の流れる方向と直角方向
   に広がる高熱伝導率材質の薄板を配し、 当該薄板には前記流体が通過することによって当該流体
   と薄板の間の熱抵抗を減少させる細孔群又は溝群を穿設
   し、 当該薄板を、前記流体の流れ方向に僅少な間隙を設けて
   複数並設して流体の流れ方向への熱伝導を減少せしめる
   とともに、前記細孔群又は溝群内の流体圧力を均一なら
   しめたものであることを特徴とする内燃機関。
5. 【請求項５】 請求項１〜４記載の内燃機関において、 触媒による排気中のＮＯｘの分解及び／或いは炭化水
   素、一酸化炭素、炭素（すす）の酸化によって発生する
   熱を、前記排気熱回収用の熱交換器によって、圧縮され
   た吸入空気中に回収することを特徴とする内燃機関。
6. 【請求項６】 請求項５記載の内燃機関において、 前記排気熱回収用の熱交換器の伝熱面にＮＯｘを分解及
   び／或いは炭化水素、一酸化炭素、炭素（すす）の酸化
   を促進する触媒を備えることを特徴とする内燃機関。
7. 【請求項７】 請求項１〜６記載の内燃機関において、 前記空気を等温的に圧縮する手段によって圧縮された空
   気を一時貯溜する空気槽を備え、車両を制動減速する時
   に車輪の駆動軸を経由して放出される車両の運動エネル
   ギーを用いて、前記の空気を等温的に圧縮する手段を駆
   動することで、車両の運動エネルギーをこの空気槽に貯
   溜された空気の圧力エネルギーとして回収し、車両を再
   発進するときにこの回収エネルギーを、前記等温的圧縮
   手段を膨張手段に切り替えたもの、及び／或いは、前記
   ピストンシリンダー機構、及び／或いは、前記排圧回収
   手段に供給して車両の加速に再利用することを特徴とす
   る内燃機関。
8. 【請求項８】 請求項１〜７記載の内燃機関において、 ピストンシリンダー機構のクランクシャフト側の空間を
   前記等温的圧縮手段及び／或いは排圧回収手段として利
   用することを特徴とする内燃機関。
9. 【請求項９】 請求項８記載の内燃機関において、 前記ピストンシリンダー機構のクランクシャフト側の空
   間にピストンの往復運動と連結して運動する連結体を設
   け、当該連結体とクランクシャフトの偏心部との間に揺
   動リンク機構を設け、当該連結体とエンジンブロックに
   固定された直線ベアリングを設けることによって等温的
   圧縮手段及び／或いは排圧回収手段のポンプとして利用
   することを特徴とする内燃機関。
10. 【請求項１０】 請求項８〜９記載の内燃機関におい
    て、 前記連結体とピストンの結合部に、軸と直角の方向に両
    者が互いに自由に動き得るようにボールベアリングを設
    けることにより、ピストンシリンダー間の動摩擦を減少
    せしめることを特徴とする内燃機関。