JPS63502201A - タ−ビン複合２ストロ−ク・ピストンエンジン - 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】 −ビン　合２ストローク・ピストンエンジン「タービン複合２ストローク・ピス トンエンジン、」という語は、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ストローク往復動ピストンエンジンであって、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ｍ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ｔａ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、または単にターボ チャージャーとして作動することもできる。

ボ過給することが望ましいと考えられてきた。

航空機推進用としてのこの型式のエンジンの初期の好例は、例えば雑誌「フライ ト（Ｆ　ｌｉｇｈｔ）」６５巻、第４号１９５４年４月、ｐｐ、５４３〜５５１ に記載された「ナビャ・ノーマッド（Ｎ　ａｐｉｅｒ　Ｎ　ｏｍａｄ）　Ｊであ った。このエンジンは、ターボ過給される１２シリンダの２ストローク・ディー 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 組合せて成るものであり、このエンジンの２つの部分は可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２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。またターボジェットは高速を与えると同時に、当 時の燃料は比較的安価であっなので、ターボジェットの燃料消費が高いこともあ 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する。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、排気は先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。さらに弁と配管が与え 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−）の空気を直接に触媒式燃焼器に送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与えることができる。

ターボ複合２ストロークエンジンの上記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／ターボ圧縮機セットと組合 せた時にも当てはまったことは事実であると思われる。

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 クルの効率および出力が可能値よりも低くなるので、上記２項に述べられた事実 は不利であると断言する。

従来よりも効率が高く、出力の大きい作動サイクルを用いるようにされたターボ 複合２ストローク・ピストンエンジンを与えることが本発明の一目的である。

従って本発明は、ピストンエンジンのシリンダ毎に、間接添板 焼室と、タービン過給空気をシリンダに入れる輸入弁装置と、燃焼ガスをシリン ダから排気するための排気弁装置と、組込んだシリンダヘッドを有するターボ複 合２ストローク・ピストンエンジンを与える。このピストンエンジンは圧縮行程 と膨張行程から成る作動サイクルを行うようにされ、膨張行程は燃焼ガスを流入 ターボ過給空気よりも低い圧力まで膨張させ、圧縮行程の初期段階の間に過給空 気でシリンダを掃気するように圧縮行程の初期段階の間に吸気弁装置と排気弁装 置とが同時に開くように段取りすることによりシリンダからの燃焼ガスの掃気が 助けられ、それによりシリンダの圧縮比はその膨張比よりもかなり小さくなり、 また入口弁装置が開いている時に流入過給空気が間接燃焼室を通った後でシリン ダに入るように吸気弁装置が間接燃焼室の中に組込まれており、流入過給空気を ピストンに振向けて燃焼ガスを排気弁装置に向けて排除して前記掃気の効率を最 大限にするための通路装置により、間接燃焼室がシリンダに接続されている。こ のエンジンは他に利点もあるが、使用済みの燃焼生成物をシリンダから良く掃気 する傾向があり、低い圧縮比を用いることを可能とする。

望ましくは、過給空気をピストンに振向けるための通路装置がシリンダヘッドの 面積に占める部分は排気弁ｉ置よりも小さく、そのために掃気過程を助ける。

ピストンエンジンの高い膨張比に対処する助けとして、間接燃焼室は、弁が開い た時に弁の吸気閉鎖部分が相互に向って動くように間接燃焼室を間にして相互に 対向して配設された２個の吸気弁を組込むことができる。望ましくは、燃焼を助 ける保熱質量体が２つの吸気弁の間にあって、弁が開いた時に弁の吸気閉鎖部分 によって該質量体が流入過給空気の流れから遮蔽されるようにされる。

間接燃焼室はまたその壁に可動ピストン装置を組込んで、それによりエンジンの 圧縮比を変えることができる。

いま１つの局面において、本発明はターボ複合２ストローク・ピストンエンジン のためのシリンダヘッドをも含む。

ピストンエンジンに組合せるタービンおよびターボ圧縮機は半径流型でも軸流型 でも良く、その型式によって全体作動サイクルのその部分を最も効率的に遂行す るようにすることができることは当然である。

上記の概念の主な利点は、それらがシリンダ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、従来のエンジンよりも給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 の概念の利用が掻く適しているが、火花点火エンジンおよびガス燃料エンジンの 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ストローク往復動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の説明図、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線図、 第３図は第１図のピストンエンジンの圧縮比およ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ヘッド形態の説明図的な側断面 図、第５図は第４図の■−Ｖ線に沿う断面図、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行程サイクルのタイミング線図、 第１０（ａ）図および第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弁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込んだ、いま １つの代替シリンダ形態の説明図的な側断面図、 第１２図は第１１図のｆｆ−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、さらにいま１つの 代替シリンダ形態の、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。

第１図を参照すると、部分的に縦断面図で示される、大気吸込み、２軸、軸流ガ スタービンエンジン１０２と組合せた多シリンダ、２ストローク・ディーゼルエ ンジン１００を含む複合エンジンが説明図の形で示される。ディーゼルエンジン １００もガスシービンエンジン１０２も共に公知の型式からの派生型であること ができるが、本発明を適用するのに必要な範囲まで改造されることができる０通 常通り、ピストン（図示せず）は低速出力軸１０４を駆動するクランク軸（図示 せず）に連結される。後述するように、この２つのエンジンは個々の熱力学サイ クルが効率良く整合するように組合せられる。

第１図から判るように、ターボ複合ディーゼルエンジン１００はガスタービンエ ンジン１０２のターボ圧ｗＩ機の出力からターボ過給器空気管１０８を介して過 給することにより吸気する。こ９の空気管１０８は空気弁１０９を組込んでおり 、この弁によって、後述するように、ディーゼルエンジン１００の吸気を滅じ、 または停止するように、必要に応じて空気管を部分的、または完全に閉鎖するこ とができる。

実際には、空気管１０８内のタービン過給空気は２つの途に分岐され、一方はデ ィーゼルエンジン１００のシリンダヘッド、シリンダライナー、その他の要素を 冷却するための冷却空気として用いられるように分岐管１１０を通り、他方はシ リンダに給気するために、管１０８の延長部を通る。

ディーゼルエンジンを生餅熱性にするのに最適な値に過給空気の温度を調整する ために、管１０８の中に熱交換器１１２を組込むことがおそらく必要である。過 給空気の冷却が必要な場合、空はファン付き放熱器を介して熱を大気に放散する であろう、過給空気の加熱が必要な場合、熱交換流体はディーゼルエンジン１０ ０および／またはガスタービンエンジン１０２の冷却系からの排出空気であろう 。

シリンダ要素を冷却するのに過給空気を用いることの利点は、熱の抽出（発生す る全熱量の３０％まで？シスタービンエンジン燃焼室で必要な燃料を少なくする ことになることである。よってガスタービンエンジンはディーゼルに近い著しく 向上した燃料消費量にて出力を発生することができる。複合エンジンの燃料消費 はそれによって向上する。

熱交換器１１２の他に、過給空気供給ダクト１０８はおそらく公知型式の低圧力 比の過給機の形の掃気ポンプ１１４を含み、これは複合エンジンの電気系（図示 せず）から、もしくはディーゼルエンジン１００またはガスタービンエンジン１ ０２の機械的動力取出し部（図示せず）により駆動されることができる。本発明 が要求するように、ディーゼルエンジン１００の中への、またそれを通しての過 給空気の流れを促進するために当然、掃気ポンプ１１４が必要となる。さもない と、ターボ圧縮ｆｉ１０６の出口とディーゼルエンジン排気出口との圧力差はシ リンダおよび冷却系を通して適正に空気を循環させるには不充分かも知れないか らである。

過給に使用される他に、ターボ圧縮機１０６からの空気の幾らか（弁１０９が閉 じていれば全部）はガスタービンエンジン１０２の円環形燃焼室１１６に直接に 送られ、燃料噴射ノズル１１８により公知の仕方で燃料が燃焼室内に噴射されて ターボ圧縮機から送られた空気と共に燃焼する。空気弁１０９が部分的または完 全に開いてい基モ焼はターボ圧縮機１０６からの空気だけでなく、ディーゼル冷 却系からの排出冷却空気およびディーゼル排気口からの燃焼排気ガスと共に生ず る。

複合エンジンを使用する大抵の目的のためには、空気弁１０９はそのエンジンの 必要要素と考えられるけれども、できれば単純性のために空気弁を省いた方がも ちろん望ましい。これは事例毎に設計の実用性によって決まることであり、例え ば、ディーゼルおよびガスタービンエンジン、ならびにそれらの補機の設計が両 エンジンを同時始動し得るものであるかにより決まる。

複合エンジンの設計中、もしも空気弁１０９を使用する場合、空気弁１０９は前 記のように漸進的に開放および閉鎖作用を行うべきか、またはそうでなく、単に 開および閉の２位置弁とすべきかをも考慮すべきである。ディーゼルエンジン１ ００への過給空気の供給量の制御がその作動範囲の任意の部分で望ましかどうか によりこの選択が決まる。

ディーゼルエンジン１００を出た後、冷却排気と燃焼排気ガスはそれぞれ排気管 １２０．１２２によりガスタービンエンジン１０２に運ばれる。両方のディーゼ ル排気を円環形燃焼室１１６の回りに均等に配分するために、排気管１２０．１ ２２は燃焼室を取巻くそれぞれの環状分配管１２４，１２６に接続する。分配管 １２４からディーゼ孔（図示せず）を通って徐々に燃焼室内に入って、公知のよ うに、圧！ｉ！ｆｉ１０６の出口から直接に入ってくる空気よりも少し後れたデ ィーゼル燃焼排カスは分配口１３０を通過し燃焼室１１６の下流内部に直接に入 り、さらに遅い段階で燃焼過程に参加する。

ノズル案内翼リング１３２を通過した後、ガスタービンエンジン燃焼室１１６を 出た燃焼ガスは高圧タービン１３４を通って膨張し、タービンは燃焼ガスから充 分なエネルギーを抽出して高圧りしビンと同じ駆動軸１３６に取付けられたター ボ圧縮機１０６を駆動する。最後にガスはフリーパワータービン１４０を通って 大気圧まで膨張する。パワータービンは軸１３６の内側を走る出力軸１４０に取 付けられ、出力をガスタービンエンジン１０２の前端に伝える。

第１図に示す複合エンジンの全体図を参照すると、出力はディーゼルエンジン１ ００からの低速出力軸１０４と、ガスタービンエンジン１０２からの高速出力軸 １４０とを含む。エンジンが発生する動力およびその動力の用途により、２本の 軸の機械的、流体的または電気的な結合が望まれることもあり、望まれないこと もある。そのようなりｌＨ的、流体的または電気的な結合はもちろん当業者にと って公知の二とであるから、本明細書では詳細に記載しない。

例えば、高出力の航空エンジンの用途においては、発生する動力は大き過ぎて歯 車や流体継手で扱うのは容易でないことも有り得るので、出力軸１０４を、大形 で比較的低速のプロペラまたはダクテッドファンを駆動するのに用い、他方、出 力軸１４０を、より小形で比較的高速のプロペラまたはダクテッドファンを駆動 するのに用いるのが有利かも知れない。それと対照的に、ヘリコプタ−用エンジ ン装備では、２本の出力軸１０４，１４０を歯車結合して、ヘリコプタ−用減速 歯車の変形を介して主ロータを駆動することができるであろう。

２つのエンジン１００，１０２の始動は公知の技術による。すなわち、ガスター ビンエンジン１０２は公知の型式の電気式または空気式スタータを用いて始動さ せることができる。ディーゼルエンジン軸１０４がガスタービンエンジン軸１４ ０に結合されていない場合は、ディーゼルエンジン１００を始動するのに従来型 式の電気式または空気式スタータモータを用いることが必要であろう。

第１図の複合エンジンの提案される始動および運転手順は次の通りである： （ａ）　先ずガスタービンエンジンを独立ユニットとして始動し適正なアイドリ ング速度まで運転する。空気弁１０９は閉じているのでディーゼルエンジン１０ ０／＼の空気供給はない。

（ｂ）　ガスタービンエンジン１０２が自立運転して幾らかの動力を発生してい る時、軸１０４に取付けた別個のスタータを用いるか、または軸１０４．１４０ の継手を介して駆動することにより、ディーゼルエンジン１００を始動する。空 気弁１０９を開き、掃気ポンプ１１４を始動し、燃料をディーゼルエンジンに送 る。

（ｃ）　ディーゼルエンジン１００が正規の運転領域まで加速するにつれ、ガス タービンエンジン１０２およびディーゼルエンジン１００は共に別々に燃料供給 されるユニットとして運転を続けると同時に複合エンジンとして相乗的に協働し 、ガスタービンエンジンはディーゼルエンジンを過給し、ディーゼルエンジンの 排気はガスタービンエンジンが発生する動力に寄与している。

（ｄ）　運転中、各エンジ〉′が発生する動力の量は最適な性能、つまり効率を 与えるように相互に対して変えることができる。

過給されたディーゼルエンジンの燃料効率はガスタービンエンジンよりも良いの で、できれば、複合エンジンに要求される全出力が中位または低位のレベルで定 常的である期間は、出力の大部分をディーゼルエンジン要素が供給し、ガスター ビンエンジンは絞るかまたは燃焼停止させるように段取りするのが有利であろう 。燃焼停止の場合、ガスタービンエンジンはターボ過給機として機能するが、幾 らかの動力がパワータービンにより発生している。しかし、より高い動力レベル でガスタービンエンジンが燃焼運転されて複合エンジンの全動力のうちの過半部 分を供給するように段取りすることにより、容易に、より高い動力レベルを供給 することができるであろう。

ガスタービンエンジンは高い圧力比で運転されるように設計されるのが望ましい ことに注目すべきである。よって、ガスタービンエンジンが着火されずにターボ 過給機として作動するのではなく、着火した状態で複合エンジンが運転されると 、過度の燃料消費を伴わないであろう。

第１図に示す装置は他の形のターボ複合ユニットと同様に多くの設計変更を行う ことができ、さらに他の熱交換器、再生サイクルおよびボトミングサイクル（ｂ ｏｔＬｏｍｉｎＨｃｙｃｌｅ）のような特性を含めることができるであろう。

つぎに第２図を参照すると、第１図に関連して述べた複合エンジ゛ンの全体運転 サイクルを表わす理想インジケータ線図が示され、ここではｌｂｏ／ｉｎ２絶対 圧（ｐｓｉａ）で表わした空気圧および燃焼ガス圧が、サイクル中の種々の段階 におけるディーゼルエンジンおよびガスタービンエンジンの対応する容積比に対 して縦座標にプロットされる。

全体サイクルはつぎのように説明されることができる：（ｉ）　大気圧における 空気が点Ｊにてターボ圧縮機１ｏ６（第１図）に入り、点Ａにてディーゼルエン ジン１００に過給圧Ｐ　を有へ する過給空気として供給される０点Ａは望ましい２行程サイクルの第１の、つま り圧縮行程中の下死点の後の点である。

（ｉｉ）　点Ａと点Ｇの間で、ピストンがシリンダ内を上死点に向って上るにつ れてディーゼルエンジンのシリンダ内の給気は圧縮される。

（ｉｉｉ）　点Ｇと点にの間でほぼ一定容積で、また点にと点りの間でほぼ一定 圧力で、燃焼が生じる。

（ｉｖ）　点りから点Ｂまで、ピストンがシリンダ内を点Ｂの下死点に向けて下 りるつれてシリンダ内にて膨張が生じ、下死点Ｂにて燃焼ガスは圧力Ｐ　にてデ ィーゼルから出てガスタービンエンジンのタービンに排出され、膨張はタービン 内で継続して点Ｍにて大気圧近くまで戻り１点Ｍはガスタービンエンジンからの 排気を表わす。

（ｖ）　点Ｂから点Ａへの傾斜線に特に注目すべきである。と吸 にディーゼルエンジン内の「掃気」と「粘気」が生じなければならないことを意 味する。

つぎに第１図の複合エンジンの、他の特徴を、第２図を参照して説明する。

第１に、ダクト１０８内の過給空気は圧力Ｐ　にてディーゼル＾ る時の圧力Ｐ　Ｂよりも高い。前述のように１デイーゼルエンジン１００の前後 のこの圧力降下はディーゼルのシリンダの中に過給空気を正しく流通させるのを 助けるもので、空気管１０８内に掃気ポンプ１１４を組込むことにより確保する ことができる。

その他の利点は、ＰＡが決してＰＢより低くないので、吸気弁が開いた時に急激 な減圧が生じないことである。Ｐ　をＰ　よΔ　Ｂ いう結果を生じた。

第２に、ディーゼルエンジン１００の圧縮比Ｒはその膨張比＾ 理想的な理論的関係は、Ｒ＝０．５Ｒ＋０．１であると思われる。

Ｂ 第３に、第２図の完全なインジケータ線区全体を傾斜線Ａ−Ｂにより分割すると いう事実は、ディーゼルエンジン１００とガスタービン１０２との圧縮および膨 張特性が良く整合していることを意味する。というのは、線図の下部Ｊ−Ａ−Ｂ −Ｍは典型的なガスタービンエンジンのインジケータ線図であるのに対し、ディ ーゼルエンジンの上部Ａ−Ｇ−に−Ｌ−Ｂ−Ａは圧縮比と膨張比をほぼ等しくし ないという点で慣例を破っている。つまり、ディーゼルのサイクルをガスタービ ンエンジンによりよく整合するように変更しである。

完全なインジケータ線図を傾斜線Ａ−Ｂによりこのようにほぼ水平に分割するこ 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大きさの関係に 関して与えられる設計の融通性にある。第３図を参照すると明らかであるが、傾 斜線Ａ〜Ｂを過給圧のどのレベルに引いても、インジケータ線図の理論面積にも シリンダのピーク圧にも影響することがなく、ディーゼルエンジンの圧縮、比と 膨張比は採用する過給圧にかかわりなく相互に等しい比例関係を有することがで きる。よって、線Ａ−Ｂが線図の上方に動くにつれて、中を通る一定の空気流量 を処理するのに必要なディーゼルエンジンの大きさは、ディーゼルエンジンの圧 縮比および膨張比が下るので、小さくなる。

ディーゼルエンジンからの出力はターボ圧縮機の圧力比の関数であり、圧力比を ２倍にすると、出力は約３分の２だけ増すことに注目すべきである。これは、各 シリンダ内に生ずる動力は上死点におけるシリンダのすきま容積に含まれる空気 の質量に主として関係するからである。第２図を見て、圧縮比Ｒの定＾ 義はピストンが排除するシリンダの容積ｖに、シリンダの未排除容積、つまりす きま容積Ｖを加えたものをすきま容積Ｖで除したものであり、つまり　Ｒ＝　（ ｖ　＋　Ｖ　）　／　ｖ、　よってよって圧縮比を低くすると、シリンダすきま 容積は大きくなる。

この関係は本発明による低圧縮比の設計によって有利に利用し得る。それは、た とえ大量の空気流量を処理して高出力を発生している時でも、高圧縮比のターボ 圧縮機の使用により、圧縮行程の最上端にてシリンダ内に残る空気の圧力と温度 を正規のディーゼルの値に保つことができるからである０代りに、超合金や強力 セラミックのような革新的な耐熱材料を用いることによってシリンダの圧力およ び温度のピークを高めることができれば、もっと高い出力を得ることが可能にな る。このようにして、ガスタービンエンジンの行う圧縮および膨張を高めて、デ ィーゼルエンジンの行う圧縮および膨張をそれに応じて低くする。

第３図は第１図の２ストローク・ディーゼルの圧縮および膨張の実用的と思われ る全体範囲を成る程度、示す、全体として、膨張比の値は３〜１２の範囲の外側 にくることはなさそうであり、海面上および通常の地面高さにおける運転では、 ｍ張比の望ましい範囲は３〜８であろう。高高度（例えば、複合エンジンは輸送 機のエンジンであるから、２０，０００〜４０，０００ｆｔ（６０００〜１２． ０００ｍ））では、望ましい膨張比の範囲は６〜１２であろう。

これらの範囲はディーゼルエンジンとそれが組合せられるガスタービンエンジン とについての実用的設計パラメータとしテ提案された（前述のようにターボ圧縮 機とタービンの圧力比は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 選ばれている）けれども、ディーゼルエンジンの圧縮比をできるだけ低くするこ との利点を忘れるべきでない、ディーゼルエンジンに、圧縮比が可変であるシリ ンダヘッドを組込むができることに注目すべきである。このシリンダヘッドは圧 縮比を約５０％変えることができる。

つぎに第４図および第５図を参照すると、第１図のピストンエンジンに組込むこ とができ１０本発明の提案された２行程サイクルに特に適したシリンダヘッド形 態を有するシリンダ４００の部分の側断面図およびＶ−Ｖ線に沿う断面図がそれ ぞれ示される。燃焼を助けるためのヒーター４ｏ４（それ自体は公知のもの）と 、従来型であって単に矢印だけで示された燃料噴射器４０６とが設けられた間接 燃焼室４０２がシリンダヘッド４０１に組込まれる。

間接燃焼室、渦流室または噴霧器は様々な往復動ピストンエンジンに既に用いら れているけれども、小形のエンジンに用途が限られている。間接燃焼室音用いる ことの利点は、比較的高い燃料／空気混合比を使用し得ること、簡単な「単孔」 燃料噴射器を用いることができること、着火性の悪い燃料を用いることができる こと、そして高いピーク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プ圧送損失が増すことである。

しかし、提案された２行程サイクルに関連して間接燃焼室形態を利用する時、さ らに幾つかの利点を生むよ゛うにすることができる。このサイクルによれば、燃 焼ガスがシリンダからタービンに排出される時の圧力は過給空気がシリンダに入 る時の圧力よりも低いという事実、そしてシリンダの圧縮比が膨張比の用ガスタ ービンエンジンからの派生型のような高圧力比タービジンのサイクルを良く整合 させ、ピストンエンジンの膨張比、殊に圧縮比を少なくすることができる。この ことは第４図および第５図のように、大きな直径の吸気弁４０８と取付けるのに 充分な大きさの間接燃焼室を与え、シリンダヘッド面積の残りを排気弁４１０の ために用いて大きな弁面積を与えるようにする。

このことはシリンダを通る過給空気および燃焼ガスの質量流量を大きくして出力 を増す上で有利である。

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、圧縮 が始まる前に、より少ない体積の過給空気がシリンダ内に導入される、つまり、 過給圧における新鮮な給気は単にシリンダの全容積の一小部分を占めるにすぎな いことは、当業者にとって明らかである。しがし、従来技術においては、圧縮比 と膨張比はもっと近似的に等しく、従ってシリンダに過給空気を完全に満たさな ければならない。流入給気は一部はシリンダから燃焼ガスを掃気するのに使われ るので、提案サイクルは掃気過程における過給空気の無駄使いを少なくするのに 用いられることは当然であり、第４図および第５図に示す形態はこの可能性を認 識する助けとなる。

すなわち、このサイクルは吸気弁４０８を大形の間接燃焼室４０２に組込むこと を可能にするというえ事実により、間接燃焼室４０２をシリンダ４００の上部の すきま容積４１３に接続する通路４１２が流入過給空気をピストンクラウン４１ ４に振向ける（恐らく小さな角度にて）のに使われるようにする。吸気弁４０８ の背後の入口通路４１８に入口空気整流翼４１６を設けることも、流入空気を指 向させる助けとなる。このようにして、圧縮行程の初期部分中にきれいな過給空 気の「気泡」がピストンクラウン４１４の上に配置され、ピストンの上昇運動が 排気弁４１０を通して排気ガスを押し出す間に燃焼ガスとの混合が最少限に保た れる。この段階におけるピストンの上方加速はピストンクラウンの領域に密度の 高い、より冷たい過給空気を選択的に保持する上で助けとなるであろう、よって 、掃気過程における過給空気の無駄使いが少なくされる。

つぎに、このサイクルの継続段階を図解する第６図ないし第９図を参照して、第 ４図および第５図に示すシリンダ形態の作動サイクルをより詳細に記載する。第 ２図も参照すべきである。

説明上１．圧縮行程を第１（前半）部と第２（後半）部に分割し、第１部を初期 部分に言及してさらに細区分することに注目すべきである。

第６（ａ）図は膨張行程の終り近くで下死点（ＢＤＣ）ら近い位置における、シ リンダ４００の中のピストン４１４を示す。第６（ｂ）図のタイミング線図にお ける位置は、その下端に近い大きな矢印により示される。排気弁４１０はちょう ど開いて、吸気弁４０８はちょうど開こうとして、その後にＢＤＣが来る。少量 の燃焼ガス４２０が既にタービンに排出されている。

第７　ｂ）図および第７（ｂ）図は、ＢＤＣの直前のピストンを示し、吸気弁４ ０８も排気弁４１０も共に開いている。この位置はほぼ第２図の点Ｂに相当する 。ここで、きれいな過給空気４２２はシリンダ内に入り、通路４１２によってシ リンダ壁４２４を下方に（おそらくシリンダ内りに成る程度の渦巻を生ずるよう に小さな角度を付けて）振向けられて、ピストンクラウン上にきれいな空気の「 気泡」を形成する。この点にて、ピストンはほとんど静止し、流入過給空気４２ ２は排気弁４１０を通して燃焼ガス４２０の幾らかをシリンダの外へ排除し、能 動的なシリンダの掃気を開始する。

サイクルの第１の、つまり圧縮行程の第１の、つまり前半部の前記初期部分中に ピストンがＢＤＣから上方に動く間に、吸気弁４０８および排気弁４１０は開い たままである。上昇行程の第１部のこの初期部分は、吸気弁４０８が半行程の少 し前で閉じる時に終る。第８（ａ）図および第８（ｂ）図は、半行程の直前であ るが吸気弁が閉じた後の位置におけるピストンを示す。吸気弁が閉じた時に過給 空気の流通による能動的掃気は終り、ピストンの上昇運動はピストン頂部の比較 的きれいな過給空気の気泡が燃焼ガスを排気弁４１０から押し出すのを助けてい る。

シリンダが燃焼ガスをいっそうきれいな掃気されるように、排気弁４１０を吸気 弁４０８よりも少し長く開いたままにすることが望ましい。この段階でシリンダ 内に残る燃焼ガスは排気弁の近くに集中され、排気弁が閉じる前のピストンのい っそうの上昇運動が燃焼ガスをシリンダから押し出す。

、排気弁４１０は半行程の少し後で最終的に閉じることが望ましく、第９（ａ） 図および第９（ｂ）図は半行程の少し後の、排気弁４１０が閉じた直後の状況な 示す。排気弁４】０の閉止は上昇行程の第１部、つまり前半部の終りと第２部、 つまり後半部の始まりを示し、後半部で過給圧をこえる過給空気の圧縮が生ずる 。この位置は第２図に点Ａで示される。

第９（ａ）図で示されるように、圧縮行程の第２部中、給気４２６は間接燃焼室 ４０２に押し戻され、圧縮行程の第２部の、上死点（Ｔ　Ｄ　Ｃ’）の少し前の 点で燃料噴射器４０６がら室４０２の中へ燃料が噴射される。ピストンがＴＤＣ を通過するにつれて燃焼が生じ、これは第２図でほぼ点Ｇで示される。

サイクルの第２の、つまり下降行程の全ては膨張に用いられ、ＴＤＣからＢＤＣ に戻り、サイクルが繰り返される。

Ｂと点Ａの間の、ピストン゛の上昇、つまり圧縮行程の第１部中に実施される。

しかしこれらの過程は本例では膨張行程の終りとも僅かに重なることに注目すべ きである。

第６図ないし第９図から、ディーゼルエンジンの圧縮比が膨が閉じていてもピス トンの上昇運動によって過給圧が維持されている間にいっそうの掃気が生ずる後 期部分とに、圧縮行程の第１部、つまり前半部を分割することが今のところ望ま しいと思われるが、実験的経験、またはいっそうの理論的考察に照らして、吸気 弁が排気弁と同時に、またはそれよりもさらにあとに閉じるように弁タイミング を調整する方が望ましいことが判るかも知れない。

第４図ないし第９図を参照しつつ記載されたシリンダヘッド形態は、シリンダの 膨張比が約８未満である時に用いるのに適していると考えられる。より大きな膨 張比に対応するためには、もっと大きい吸気弁面積が必要であり、これは、シリ ンダの縦軸線に平行な断面で切った間接燃焼室の断面図を示す第１０（ａ）図お よび第１０　（ｂ）図に示す装置によって達成される。第１０（ａ）図は吸気弁 ４４０，４４２が開いているところを示し、第１０　（ｂ）図は閉じているとこ ろを示す。間接燃焼室４５０はいわゆる「ホットマス（熱気塊）Ｊ４５４（それ 自体は公知）を収容し、この目的は燃焼過程を助け、先行サイクルからの熱を保 留してエンジンの作動エンベロープを延張することにある。このように、吸気温 度が焼が進行することができる。「ホットマス」は例えば燃焼を補助するための 触媒皮膜を施こした金属格子であることができる。

燃焼室４５０の基本形状は球形であるが、２本の直径上に対向する吸気管４５６ ，４５８を有し、それぞれの吸気弁４４０，４４２が開いた時に過給空気４６０ が中を通ることができる。吸気弁４４０，４４２の寸法および形状は等しく、共 通の運動軸線にそって相互に向って動くことにより吸気管４５６，４５８を開く 。この配置は、２つの弁が全開した時に、間にホットマス４５４をはさみ込むの で、流入過給空気４６０の冷却効果からそれを遮蔽するようになっており、過給 空気はそこで第４図の通路４１２に似た通路４６４を通ってシリンダ（図示せず ）の中に流れる。矢印４６４で示される燃料噴射器は、第１０（ｂ）図のように 吸気弁が閉じた後、間接燃焼室４５０の中に燃料を噴霧する。２個の対向する吸 気弁４４０，４４２は１個の。

吸気弁で可能なよりも高い質量流量を与えるので、シリンダの膨張比を約１２に 上げることができる。

つぎに第１１図および第１２図を参照すると、第４図および第５図に示すものと 類似しているが、第１０図の２個の対向する吸気弁４４０，４４２およびホット マス４５４を組込んだシリンダヘッド５０１を有するシリンダ５００が示される 。要素が前記の図について既に述べたものに似ている場合は、それらに同じ参照 番号が付せられ、その要素も機能も繰返えし述べない。特記することは、ホット マス４５４が便宜上、ヒーター４０４の端に取付けられていること、また第３図 に関連して述べたようにエンジンの圧縮比を可変にするために、管５０６の中を 矢印の方向に間接燃焼室５０２に向って前後に動くことのできる対向ピストン５ ０４が設けられること、である、対向ピストンはもちろん、室５０２の容積を変 えることによって圧−縮比を変えるように働く。

国際調査報告 ＡＮＮ：１．Ｘ７Ｑ　？：Ｅ　：　ＮτＥ史・ＩＡτＩｃ’ｌＡＬ　！：Ｅλ玉 ３Ｒ三ＦＯＲＴＯＮＯ３−Ａ−３７２５５６Ｎｏｒ、ｅ

Claims (11)

【特許請求の範囲】
1. １．シリンダ毎に、間接燃焼室と、ターボ過給空気を該シリンダに導入する吸気 弁装置と、該シリンダから燃焼ガスを排気する排気弁装置と、を組込んだシリン ダヘッドを有し、圧縮行程と膨張行程から成る作動サイクルを行うようにされた ターボ複合２ストローク・ピストンエンジンであって、前記膨張行程は燃焼ガス を流入過給空気よりも低い圧力まで膨張させ、前記圧縮行程の初期段階中に前記 シリンダを過給空気で掃気するように、前記圧縮行程の初期段階中に前記吸気弁 装置および排気弁装置の両方が同時に開くように段取りすることにより前記シリ ンダからの燃焼ガスの掃気が促進され、それにより前記シリンダの圧縮比が膨張 比よりもかなり低くなり、また前記吸気弁装置が開いている時に流入過給空気が 前記シリンダに入る前に前記間接燃焼室を通過するように、前記吸気弁装置が前 記間接燃焼室の中に組込まれており、流入過給空気を前記ピストンに振向けるこ とにより、燃焼ガスを前記排気弁装置に向けて排除すると共に前記掃気の効率を 最大にする通路装置によって、前記間接燃焼室が前記シリンダに接続されている 、ターボ複合２ストローク・ピストンエンジン。
2. ２．過給空気を前記ピストンに振向けるための前記通路装置が前記シリンダヘッ ドの面積に占める部分は前記排気弁装置よりも小さくて、前記掃気過程を助けて いる、請求の範囲第１項に記載のエンジン。
3. ３．前記間接燃焼室が該燃焼室をはさんで相互に対向配置された２個の吸気弁を 組込んでいて、前記弁が開く時に弁の吸気閉鎖部分が相互に向って動くようにな っている、請求の範囲第１項または第２項に記載のエンジン。
4. ４．燃焼を助けるための熱保有質量体が前記２個の吸気弁の間に配置されていて 、前記弁が開いた時に前記弁の吸気閉鎖部分によって、前記質量体が流入過給空 気流から遮蔽されるようになっている、請求の範囲第３項に記載のエンジン。
5. ５．前記間接燃焼室がその壁の中に可動ピストン装置を組込んでいて、それによ ってエンジンの圧縮比を変えることができる、請求の範囲第１項ないし第４項の いずれか一つの項に記載のエンジン。
6. ６．排気弁装置と、少なくとも１個の間接燃焼室と、該間接燃焼室をエンジンの シリンダに接続する通路装置と、前記間接燃焼室内に設けられ、かつ、前記間接 燃焼室および前記通路装置を通して前記シリンダにターボ過給空気を流すための 、吸気弁装置と、を組込んだ、ターボ複合２ストローク・ピストンエンジンのシ リンダヘッド。
7. ７．前記通路装置は、燃焼ガスを前記排気弁装置に向けて排除するように流入過 給空気をピストンの方に振向けるようにされている、請求の範囲第６項に記載の シリンダヘッド。
8. ８．前記通路装置がシリンダの面積に占める部分は前記排気弁装置よりも小さい 、請求の範囲第６項または第７項に記載のシリンダヘッド。
9. ９．前記間接燃焼室をはさんで相互に対向配設される２個の弁が前記間接燃焼室 に設けられていて、前記弁が開く時に該弁の吸気閉鎖部分が相互に向って動くよ うになっている、請求の範囲第６項ないし第８項のいずれか一つの項に記載のシ リンダヘッド。
10. １０．燃焼を助ける熱保有質量体が前記２個の吸気弁の間に配置され、前記吸気 弁が開く時に該弁の吸気閉鎖部分によって流入過給空気流から遮蔽される、請求 の範囲第９項に記載のシリンダヘッド。
11. １１．前記間接燃焼室の壁の中に可動ピストン装置を有していて、前記シリンダ ヘッドが取付けられるエンジンの圧縮比を変えることができる、請求の範囲第６ 項ないし第１０項のいずれか一つの項に記載のシリンダヘッド。