JPS591331B2 - 内燃機関装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は内燃機関装置に関する。

特に、本発明は４行程圧縮点火方式内燃機関と、当該圧
縮装置を駆動するタービンと、好ましくは連続的に前記
圧縮装置排気口部とタービン吸気口部とに連通しており
、且つ機関を通過しない圧縮装置からの給気のすべての
部分を前記タービンに戻す作用を行う通路とから成って
いるターボコンプレッサユニットと、前記タービンに入
るガスを加熱するための装置とから成っており、前記機
関は前記通路と並列になる様に吸気ダクトを経て前記圧
縮装置の排気口部と、且つ排気ダクトを経てタービンの
吸気口部と連通している可変容量作動室から成っており
、更に前記加熱装置は空気の吸入口およびガスの排出口
から成っており、当該排出口は前記排気ダクトと結合す
る前記通路の部分の上流部に接続されているように構成
されている型の内燃機関装置に関する。

「可変容量作動室を有する内燃機関」なる術語は吸気、
圧縮、燃焼／膨張および排気工程を行う作動室を少くと
も１つ備えているすべての内燃機関の事を意味している
。

この術語は一般にはその作動室または個々の作動室が固
定した容積の作動室を有しているガスタービンの様な内
燃機関とは異り、シリンダまたはケーシングに関して往
復運動または回転運動（ワンケルまたは他の機関）して
いるピストンに依って規定されているような内燃機関に
関するものである。

これまで述べて来た型の動力装置は特に、本出願人の名
で出願された英国特許第１２９１０３０号の発明に依っ
て示されている。

この種の機関には低い周囲温度を処理するのが困難であ
る始動および低速運転に関連する問題がある。

同様に、もし機関圧縮比が低く、例えば１２以下である
ならば、ディーゼルエンジンにおいてはこの問題は益々
深刻である。

特に困難である主な理由は圧縮行程の終末においてシリ
ンダの中で燃料−空気の混合物が点火する時間が過度に
延びる事であり、点火に要する時間は主として温度に左
右され、且つ混合物の圧力にも幾分左右される。

この困難な問題を避けるために従来様々の提案が行われ
て来ている１、即ち機関を始動させる前に始動装置に依
ってターボコンプレッサユニットを始動させる事（米国
特許明細書第２６３３６９８号、仏国特許明細書第１５
７４１９３号、英国特許第１２９１０３０号）、および
機関排気ガス、または補助燃焼室からのガス、またはこ
の様な種類の両者のガスの混合物からなる高温ガスを再
循環させる事（米国特許明細書第２６３３６９８号、仏
国特許明細書第１４９７４２８号）などである。

ターボコンプレッサユニットが機関に先立って始動され
る場合に、圧縮行程の終末において燃料−空気混合物の
自己点火に適当な熱力学的な圧力および温度条件は、外
界の気候上の条件に無関係に機関の取り入れ口に与える
ことができる。

この様な状況においてターボコンプレッサユニットヲ作
動させる動力はタービンの上流部に配置され、且つたっ
た今略述された熱力学的な圧力および温度条件が与えら
れる様に燃料が供給されている補助燃焼室に依って与え
られる。

機関の圧縮比が低くなればなる程また周囲温度が低くな
るほど、ますます燃料を補助燃焼室で燃焼させる事が必
要となる。

機関は、例えば最大速度の１／２の速度で最大出力の約
１２％を、また最大速度の２５係の速度で最大出力の約
２％を奪う固定ピッチのスクリューを駆動している舶用
機関の場合の様に、低出力条件で長期間作動されなけれ
ばならない場合ある。

明らかに、補助燃焼室中の燃料の消費は上記した様に作
用している機関の燃料消費を増加させる。

一般には補助燃焼室を通過した後の機関排気ガスである
高温ガスの再循環をターボコンプレッサの吸気パイプお
よび送出パイプの間発生させることが米国特許明細書第
２６３３６９８号に記載されている通りである。

このシステムには非常に大きい流量のガスを使用し、且
つ機関全体が上記吸気パイプおよび送出パイプからなる
特殊な装置に左右されると云う欠点がある。

この種のガス循環を使用し、且つ圧縮装置の排気口をタ
ービンの吸気口に接続している通路と、タービンの上流
部に設けた補助燃焼室とを備えている内燃機関において
は、機関からの高温ガス、または補助燃焼室からの高温
ガスを、該機関吸気マニホルドを機関排気マニホルドま
たは補助燃焼室とタービンとの間のある場所のいずれか
と接続しているパイプを通して再循環させる事は可能で
ある。

再循環が起り得るためには、排気マニホルド圧力は吸気
マニホルド圧力よりも高くなければならない。

この為に、米国特許明細書第２６３３６９８号に示唆さ
れている様に、圧縮装置排気口と吸気マニホルドとの間
に圧力降下を生じさせるための装置を設けることができ
る。

明らかにこの様な装置は機関掃気を妨げると云う欠点が
ある。

英国特許第１２９１０３０号によると、機関は圧縮装置
からタービン直接に、且つ連続的に空気を流させるため
の通路を有しており、該通路は空気流通を制限する制限
装置を欠いており、且つ圧縮装置からの全給気が通る様
な寸法で作られており、タービン吸気口における静圧は
一旦通路の中ヘガスが流れると圧縮装置の排気口におけ
る静圧よりも明らかに常に低くなる。

通路の中に制限装置を備えるとこの様な圧力差効果を一
層増大させる。

したがってこの周知技術では、特殊な装置を設けないと
補助燃焼室からの高温ガス出力を再循環させる事は不可
能である。

この様な再循環は、もしターボコンプレッサユニットが
機関が始動される前にそれ自体を始動させるための装置
を持っているならば、機関始動および低速運動に適する
熱力学的な圧力および温度条件を機関の吸気口の中に生
じさせられる。

（この可能性は英国特許第１２９１０３０号に示唆され
ている）。

このさいｔこ、圧縮装置に依って送出される空気が所望
の熱力学的な圧力および温度条件を有するように補助燃
焼室は燃料の供給を受ける。

ところが、今概略を述べた方法は高価であり、機関圧縮
比と周囲温度の低さに比例して経済性が著しく下がる。

例えば圧縮比７で３０００馬力の機関の場合について考
えてみると、もし機関空気取入れ口温度が１１０°Ｃで
あるならばそれは始動し且つ容易に低出力作動する。

周囲温度が一３０℃においては、圧縮装置での７５係の
効率における空気の断熱圧縮に依って１１０℃程度にま
で加熱するためには３．５の圧縮比必要である。

燃料を燃焼室に毎時１４０１の割合で供給しなければこ
のような圧縮比が得られない。

本発明の目的は前記の困難な諸問題を克服または少なく
とも減少させ、周囲温度が低温時の始動および低速、低
出力作動が容易な内燃機関装置を提供することである。

本発明を容易に理解するために、本発明の実施例は付属
図面と関連して以下に詳細に述べられている。

第１図および第２図の内燃機関装置において、ディーゼ
ル機関１は、圧縮装置３、シャフト４を介して圧縮装置
３を駆動しているタービン２、連続的に圧縮装置の排気
口部５Ａとタービンの吸気口部５Ｂとを連通させている
通路５とからなるタービンコンプレッサ装置に依って過
給される。

第１図および第２図中の矢印は空気および他の気体混合
物の流れの方向を示している。

機関１は多くのシリンダとピストンにより形成される可
変容量の作動室６を有しており、第１図では４室（第２
図では３室）の作動室が示されており、それらは一般に
吸気マニホルド７を経て圧縮装置の排気口部５Ａと連通
している。

作動室６ハ排気マニホルド８を介してタービン２の吸気
口部５Ｂと連通しているので、作動室６は吸気マニホル
ド７および排気マニホルド８を介して通路５と並列に接
続されている。

過給エアクーラー（図示せず）は吸気マニホルド７に設
けである。

この動力装置はまた空気吸入口１０とガス排出口１１を
有する加熱装置９を含んでおり、ガス排出口１１は排気
マニホルド８が接続されている通路５の部分１２の上流
部に接続されている。

加熱装置は、空気を通路５を介して、且つ燃料を燃料供
給システム１３から受は入れる補助燃焼室からできてい
る。

通路５は、吸気マニホルド７と別れる個所さ排気マニー
トルド８と合流する部分１２の間のどこかに、制限装置
１４を有しており、該制限装置は、上流から下流に圧力
差を生じさせ、その圧力差は制限装置１４のすぐ上流部
の任意の圧力値においてこの制限装置１４の流量に無関
係であるが、この圧力値の増加関係である。

ターボコンプレッサ装置はまたタービン２および圧縮装
置３のローターを始動させるための始動装置１９を備え
ている。

機関１は勿論図示しない別の始動装置を備えている。

本発明に依れば吸気マニホルド７および排気マニホルド
８は、それぞれの作動室６と連結されている分配装置１
５および１６を備えており、分配装置１５と１６は作動
室６をそれぞれの転移時期の少くさも一時期に吸、排気
マニホルド７および８に対して同時に開くように作られ
ている。

また前記一時期は排気工程の終末近く且つ吸気工程の始
め頃とするのが有利である。

勿論、作動が連続する作動室６相互間では、この開口を
同時ではなく、ずらせである。

吸気マニホルド７内は弁装置１８を設けである。

この弁装置１８は、その下流（通常の流れの方向の）の
圧力を減少させて、加熱装置９に加熱されるガスの作動
室６への周期的な逆流を許すような、同時期の排気マニ
ホルド８の圧力に対応する圧力値にする装置である。

弁装置１８は、高温ガスの周期的な逆流がないと作動室
６に入いる空気が自己点火するには温度も圧力も低すぎ
る場合に動作する様に作られている。

第１図（第２および第４図）に示している様に、加熱装
置９は通路５の中に直列に配設されており、空気吸入口
１０は加熱装置９が設けられている通路５の上流の少く
とも一部分（実施例に示されているように）により形成
される。

弁装置１８は圧縮装置の排気口部５Ａにおける空気圧力
にしたがって作動する弁作動装置に依って作動され、弁
装置１８が吸気マニホルド７中の空気に対して開いてい
る開放横断面積は、排気口部５Ａの空気圧力と共に増加
し、且圧縮工程の終末近くの時期において作動室６にお
いて燃料に自己点火の条件を与えるのに十分な臨界圧力
値に達したとき最大となる。

圧縮装置の排気口における空気圧の代りに、通路５の他
の場所における圧力を検出して弁装置１８を制−するこ
ともできる。

第１図の実施例において、例えば蝶型弁である弁装置１
８は、シリンダ２１のピストン２０により、直線運動を
回転運動に変換する周知の変換機構２０Ａを介してその
弁体が回転される。

このピストン２０には゛、圧縮装置の排気口における空
気圧Ｐ３ （この空気圧はダクト１７を介して作用する
）と、バネ２２および可変背圧との組み合った力とが加
わる。

ピストン２０を貫通する小さな一定断面のオリフィス２
３により形成されるピストン２０の両面間の連通と、シ
リンダ２１から大気への調節可能な洩れとにより上記背
圧が生じる。

上記の調節可能な洩れはノズル２４とノズル２５の両方
あるいは一方によって発生することができる。

ノズル２４の横断面積は圧縮装置３に取り入れられる空
気の温度に従って増加し、ノズル２５の横断面積は機関
の速度と逆に変化する。

シリンダ２１は管路２６に依ってノズル２４を設けたボ
ックス２７へ接続され、ノズル２４は圧縮装置３の吸気
口３０に収容されている膨張ベローズ２９に依って作動
されるニードルバルブ２８と共働しており、更にシリン
ダ２１は、機関速度感知装置３３に依って作動されるニ
ードルバルブ３２さ共働しているノズル２５を有するボ
ックス３１に管路２６によって接続される。

感知装置３３は遠心ボール型調速機として第１図に図式
的に示されている。

このようにして圧力Ｐ７が吸気マニホルド７の弁装置１
８の下流部に生じ、そしてそれは始動時および低出力時
においては排気マニホルド８における圧力Ｐ３より低い
ので、転移時期装置９に依って加熱される高温ガスのう
ちいくらかの逆流が作動している作動室６に生じる。

この結果は作動室６の壁を加熱する事および逆流の結果
として圧縮装置が送出し、且つ作動室に達した空気を加
熱する事になり、斯様にして各サイクルの間に作動室６
の中へ導入された燃料が自己点火する様にしている。

圧力Ｐ３が所定の臨界圧力値に達した時、弁装置１８は
十分に開き、且つ機関は正常な条件、即ち排気マニホル
ド８を介して高温ガスの逆流がない条件のもとで動作す
る。

臨界圧力値は、圧縮装置に取り入れられる空気の温度が
高ければ高い程（ノズル２４の影響）低く、且つ機関速
度が低い程（ノズル２５の影響に依る）低い。

第２図に示されている実施例をこおいては、弁装置１８
による開放横断面積は第１図の実施例と同様には変化し
ない。

特に、第２図の弁装置１８の弁体の位置は吸気マニホｌ
レドと排気マニホルドとの間の圧力降下に依って主とし
て制御されるので、第１図の弁装置１８とは違って圧縮
装置３に依って送出される空気の圧力Ｐ３の値にも機関
１の速度にも直接に左右されない。

機関１の動作に依って、第２図の弁装置１８はこれまで
述べられた臨界圧力に到達するまで吸気マニホルドおよ
び排気マニホルドの間の圧力降下を一定に保つように開
いたり、閉じたりする様に作られている。

圧力Ｐ３が臨界圧力の値に近すいた時、弁装置１８は全
開するまで除々に開き、それに応じて吸気マニホルドと
排気マニホルドとの間の圧力降下が消滅し、それから通
路５の中に設けられている制限装置１４に依って決定さ
れる値を取る。

蝶型弁また１、」プラグまたはコックまたは類似のもの
を用いる弁装置１８はジヤツキまたはラムまたは類似の
手段３４に依って作動されており、前記手段３４におい
てはシリンダ３６の中を滑動しているピストン３５は、
その１つの面に流体充填室３８の圧力を受けている。

流体充填室３８は、歯車ポンプの様な定圧ポンプ４０に
依って固定ノズル３９を介して加圧流体（この実施例で
は油圧オイル）が供給されている。

流体充填室３８中の帽体圧力は、ダクト４４，４５を介
してパン４３への戻り流量を制御するたみの２つの可変
ノズル４１．４２の作用により変えられている。

ノズル４１および４２の開放はそれぞれサーボユニット
４６およびパイロットユニット４７に依って制御される
。

パイロットユニット４７を停止しておくと、弁装置１８
により形成される開放横断面積は排気マニホルド８Ｐ５
と弁装置１８の下流部Ｐ７の吸気マニホルド７との間の
圧力差により決定される。

サーボユニット４６はシリンダ４９の中で滑動するピス
トン４８を有し、このピストン４８は一方の面に圧力Ｐ
８を受は他方の面にスプリング５０の力と圧力Ｐ７を受
けている。

必然的に、ピストン４８はその断面積に依って割られた
スプリング５０の力、（単位面積当りの力）に圧力差Ｐ
８Ｐ７が等しい時に均衡している。

ピストン４８に剛固に取り付けられ、且つ可変ノズル４
１のオリフィスと共働しているニードル５１は可変ノズ
ル４１の開口を制御する装置きして作用している。

もし吸気マニホルドにおける圧力降下が過度であるなら
ば、即ちＰ７が低すぎる場合には可変ノズル４１の開口
は、第２図における右方向のピストン４８およびニード
ル５１の運動に依って増加し、しだがって流体充填室３
８中の圧力が降下する、その結果ピストン３５は下降し
、そして圧力Ｐ７が正常に戻るまで弁装置１８を開放す
る。

パイロットユニット４７はサーボユニット４６の動作範
囲を変える装置である。

パイロットユニット４７はシリンダ５３の中を滑動する
ピストン５２を有し、このピストン５２は、可変ノズル
４２のオリフィスと共働し可変ノズル４２の開口を変化
するように作られているニードル５４へ剛固に固着さた
ている。

ピストン５２は１つの面において、通路５の中の任意の
場所の、且つシリンダ５３のチャンバ５６へ伝達される
圧力Ｐ、６、また他の面では、スプリング５５と、チャ
ンバ５６と対抗しているシリンダ５３のチャンバ５７に
おける背圧Ｐ、７とが組合った力とを受けている。

この実施例においては、ダクト１７を介して働らいてい
る圧力Ｐ５６は圧縮装置の排気口圧力Ｐ３ど等しい。

背圧Ｐ５７は大気圧と排気口圧力Ｐ３の間の値をとる。

個数ならばチャンバ５７は固定ノズル５８を介して過給
気を供給されており、且つ亦第１図を参照して述べた様
に作られているノズル２４を経て大気と連通しているか
らである。

必然的にピストン５２上のＰ５６ Ｐ５７からなる圧
力差は圧力Ｐ３の増加に比例して除々に増加する。

圧力Ｐ３が増加するにつれて、即ち機関１に依る出力が
増加するにつれて、ピストン５２が第２図左方に動き、
そして可変ノズル４２の開口を増大させる。

そうすると流体充填室３８中の圧力が降下し、弁装置１
８が開く作用をパイロットユニット４７がするが、その
時サーボユニット４６が作動して弁装置１８の位置を修
正して、サーボユニット４６がその行程の終端、即ち該
サーボユニット４６がそれ以後では無効になる位置に−
ドルパルプ５１がノズル４１を閉じる位置）に到達する
まで圧力差Ｐ７−Ｐ８を一定に保つ。

パイロットユニット４７に作用する圧力がさらに増すと
、弁装置１８が十分に開くまで可変ノズル４２の開口面
積が増加する。

サーボユニット４６がその行程の終端に到達した場合に
おける圧力Ｐ３が前述の臨界圧力値となる。

可変ノズル４２の開口面積の増加が速いほどつまり、チ
ャンバ５７の圧力が低いほど、それだけサーボユニット
４６は行程が早く終了し、臨界圧力値に早く達する。

従って、臨界圧力値はノズル２４の作用に依って変化さ
せる事が出来る。

ノズル２４の開口面積は圧縮装置３の空気吸入口３０の
温度Ｔ。

が上がるにつれて増加する。

結果として、チャンバ５７の中の圧力Ｐ５７は温度Ｔ。

の上昇度が大きい程降下が大きく臨界圧力に早く到達す
る。

この臨界圧力以上では弁装置１８は全開するので、高温
ガスの周期的な逆流を制御している弁装置１８は一旦機
関１に依って発生された動力が所望のレベルに到達する
と機能しなくなり、この所望動力レベルは圧縮装置の空
気吸入口の温度Ｔ。

、即ち周囲温度がより高くなるにつれて小さくなってい
る。

第３図の上部には圧力Ｐ５６およびＰ５７の変化と、同
図の下部には圧力差Ｐ８−Ｐ７と圧力Ｐ３との間の関係
が示されている。

それを越える値では弁装置１８が機能しなくなる臨界圧
力は参照番号Ｐａにより示しである。

排気マニホルド８へ接続されている部分１２の上流部に
加熱装置９を配置するこきは非常に重要である。

その理由はこの様な位置は加熱装置９から出る高温ガス
を作動室６に逆流させ得るものであり、この様な逆流は
もし加熱装置９が通路５の部分１２の下流に配置されて
いるならば不可能である。

以上のいずれの実施例においても、機関は以下の様に始
動され得る。

ターボコンプレッサ装置２−４は始動装置１９に依って
始動され、燃料供給システム１３はターボコンプレッサ
装置が独立して作動するのに十分な量の燃料を補助燃焼
室からなる加熱装置９へ導入する。

それから、機関１の始動時において、加熱装置９から送
出された燃焼した高温ガスが機関１が始動し得るのに十
分な量周期的な逆流を生ずる様に、弁装置１８はその空
気に対する開放面積が適当となるように作動する。

その後機関１はその始動装置に依って始動される。

ターボコンプレッサ装置２−４の速度は機関１のアイド
リングおよび抵出状態をも含む全作動状態においである
最少値以上を保っており、弁装置１８は排気マニホルド
８および吸気マニホルド７の間の圧力差を生ずる。

該圧力差により、自然の圧力および温度状態、即ちもし
弁装置１８を欠いた場合の圧力温度状態において作動室
において自己点火できない間中、これらの状態を自己点
火に適するように変える事が出来る。

本発明の別利点は、すべての状態下で作動室６において
自己点火を確実に行うために適当なタービン１２の最低
速度に対して、燃料供給システム１３に依って送給され
る燃料の消費を１００乃至２００％も大幅に減少させる
のに役立つ事である。

本発明は勿論これまで述べて来た実施例に限定されるも
のではなく、種々の変型かり能である。

例えば、第４図に見られる様に、弁装置１８にオンオフ
制御を施すことができる。

ここでも弁装置１８をシリンダ６０の中で運動している
ピストン５９に依って作動させる。

ピストン５９は戻りスプリング６１の力に抗して、第２
図に示されているポンプと同様なポンプ４０に依って送
給される加圧液体の圧力に依って弁装置１８を閉じるよ
うに動かす事が可能である。

ポンプ４０とシリンダ６０の間に分配装置６２が介装さ
れ、この分配装置はダクト１７を経て一端を通路５へ、
またダクト２６を介して他端をノズル２４へ接続されて
いるシリンダ６４を有し、シリンダ６４内にはスプール
６３が滑動自在に設けである。

スプール６３の両端面は狭いオリフィス２３を介して連
通しており、スプリング２２はスプール６３の（第４図
において）上方の端面に作用する。

第４図に示されている部材１７，２２，２３゜２４、お
よび２６は第１図および第２図において同じ参照番号を
有している部材と類似のものである。

第４図に示されている位置にある時、分配装置層６２は
ポンプ４０をシリンダ６０へ接続しているので弁装置１
８は充分に閉じられる。

圧縮装置３の空気吸入口の温度が上昇した時、ノズル２
４は開き、そしてオリフィス２３における圧力降下が増
大してスプリング２２に抗してスプール６３を上昇させ
るので、ポンプ４０とシリンダ６０間の連通が妨げられ
るようになり、臨界圧力において弁装置を充分に開ける
。

第１図、２図および第４図において、各作動室６の排気
ガスは補助燃焼室である加熱装置９のガス排気口の下流
部分へ接続されている単一のダクトである排気マニホル
ド８へ流れる。

この様なシステムは、逆掃気作用により逆流するガス（
はとんど未燃焼成分を含まない）が加熱装置９から供給
されるのである状態においては満足に動作しないかも知
れない。

もし排気マニホルド８の容積が大きすきると、逆掃気に
依って逆流するガスは加熱装置９から来ないで、隣接の
作動室６から来るので、所望の効果は期待できないし、
また機関１は未燃焼成分を再び吸い込む事に依って止ま
るかも知れない。

第５図に示されている様に、この不利な点を除くために
、排気マニホルド８を設ける代りに、各作動室６は個々
の排気パイプ８ａに依って加熱装置９のガス排出口１１
へ接続されている。

更に逆掃気作用により逆流される高温ガスの体積は対応
する作動室６の排気領域を加熱装置９のガス排出口１１
へ接続している各排気パイプ８ａの容積より大きくなけ
ればならない。

この事により加熱装置９の燃焼ガスの逆流が確実となる
。

前記いずれの実施例でも、加熱装置により得られる高温
ガス（約４００°Ｃ〜６００℃）の一部を機関の各サイ
クルに機関の作動室に逆流させるため、周囲温度が一３
０℃程度の厳寒条件においても吸気温度を２０°Ｃの程
度に設定でき、排気ガス温度を加熱装置から出る高温ガ
スよりずうっと低い２００°Ｃ以下とすることができる
。

加熱装置からの高温ガスは作動室の壁および吸気路の端
部の壁を加熱し、且つ圧縮装置が送出し吸気路を介して
機関作動室に入って来た空気と混合する。

従って寒冷状態における始動、低速および低出力作動の
いずれも容易である。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明を具体化している過給デーセル動力装置
部分断面概略図である。 第２図は本発明の第２の実施例に依る過給デーセル動力
装置の第１図と同様であり、第１図の部材のうちいくら
かが（通路の端部、タービンと、タービンと圧縮装置と
の間の接続ンヤフト）省略されている図であり、第３図
は第２図に示されている動力装置内の種々の圧力の変化
を示す図であり、第４図は本発明の第３の実施例に依る
過給デーセル動力装置の第１図と同様の図であり、第５
図は第１、第２および第４図の実施例の変形を示してい
る図である。 １・・・・・・機関、２・・・・・・タービン、３・・
・・・・圧縮装置、５・・・・・・通路、６・・・・・
・作動室、７・・・・・・吸気マニホルド、８・・・・
・・排気マニホルド、９・・・・・・加熱装置、１４・
・・・・・制限装置、１８・・・・・・弁装置、２０・
・・・・・ピストン、２１・・・・・・シリンダ、２４
．２５・・・・・・ノズ／Ｌ／。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １４行程圧縮点火内燃機関１と、圧縮装置３、圧縮装置
   ３を駆動するタービン２、および圧縮装置３の排気口部
   ５Ａとタービン２の吸気口部５Ｂとを連通し圧縮装置３
   により過給される空気のうち内燃機関１を通らない全部
   分をタービン２に送るための通路５を備えたターボコン
   プレッサユニット２、３、５と、タービン２に入るガス
   を加熱する加熱装置９とを有し、上記内燃機関１は、吸
   気ダクト７を介して圧縮装置３の排気口部５Ａに排気ダ
   クト８を介してタービン２の吸気口部５Ｂに、通路５と
   並例となるように連通した可変容量作動室６を有し、上
   記加熱装置９は、排気ダクト８と連通した通路５の部分
   の上流側において通路５に連通されるガス排出口１１と
   、空気吸入口１０とを有する内燃機関装置において、 （イ）吸気ダクト７と排気ダクト８に設けられ、内燃機
   関１の各転移時期の少くとも一部分において吸気ダクト
   ７と排気ダクト８を同時に開放するように設定された分
   配装置１５．１６と、（ロ）吸気ダクト７内に配置され
   同時期における排気ダクト８内の圧力に対して下流側の
   吸気ダクト７内の圧力を下げるための弁装置１８と、（
   ハ）圧縮装置３により過給される空気の圧力を検出する
   圧力検出装置１７と、 に）内燃機関１に供給すべき空気の温度を検出する温度
   検出装置２４．２７，２８．２９と、（ホ）弁装置１８
   を作動するための作動装置２〇−２３，３４，４３−４
   ５，４７，５８，５９−６２とを備え、 この作動装置は、その値を越すと作動室６内に入れた空
   気の圧力条件が自己着火に適当となる臨界圧力値以下に
   圧力検出装置１７により検出された空気の圧力があると
   き、加熱装置９により加熱されたガスが排気ダクト８を
   介して作動室６内に逆流するように弁装置１８の下流側
   の上記圧力を下げるように上記検出された空気側の圧力
   にしたがって弁装置１８を作動するとともに、上記作動
   装置は内燃機関１に供給すべき空気の温度の増減に対し
   て上記臨界圧力値を、上記温度検出装置により検出した
   空気の温度にしたがって逆に増減するように設定された
   内燃機関装置。