JP2003517526A - デュアル−シリンダ・エキスパンダ・エンジンおよび１サイクル２膨張行程を有する燃焼方法 - Google Patents

デュアル−シリンダ・エキスパンダ・エンジンおよび１サイクル２膨張行程を有する燃焼方法

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エル グレイ ジュニア チャールズ
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Abstract

(57)【要約】 一つの膨張シリンダ、および少なくとも一つの燃焼シリンダ、好ましくは一つの膨張シリンダ当たり二つまたは四つの燃焼シリンダを備えた内燃機関。混合気が燃焼シリンダ内で燃焼され、燃焼ピストンを駆動し、次いでエンジン・クランクシャフトを駆動する。燃焼によるガス生成物は実質的に大気圧を超える圧力で膨張シリンダに排出される。膨張シリンダでは、ガス生成物がさらにエキスパンダ・ピストンに対して膨張し、エキスパンダ・クランクシャフトを駆動する。エンジン・クランクシャフトに発生したトルクとエキスパンダ・クランクシャフトに発生したトルクは結合されて車輪を駆動する。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の背景】 【発明の技術分野】
本発明の技術分野は自動車用内燃機関である。
【０００２】
【関連技術】
自動車の利用が増えるのに伴い、窒素酸化物や、二酸化炭素のような温室ガス
を含む汚染物質が大気中に非常に増大している。それに応じて、ＮＯｘの放出を
低レベルに抑えつつ自動車動力系における燃料の利用効率を大幅に改善できる新
規な方法が求められている。
【０００３】 内燃機関は、圧縮、燃焼、および膨張から（部分的に）なる熱力学的サイクル
を経て燃料を燃焼させることによる燃料エネルギーから機械仕事を生成している
。この有効な燃料エネルギーから変換された機械仕事の効率はこのサイクルの熱
力学的効率によって決まる。また、熱力学的効率は、（ａ）燃焼前における混合
気の圧縮の程度（圧縮比）、および、（ｂ）パワー、すなわち膨張行程の膨張比
に関連する、ピストンに対する有効な仕事を行いながら、燃焼した混合気が膨張
できる最終圧によって部分的に決まる。概して、ピストンに対する膨張時に得ら
れる最終圧が低ければ低いほど、引き出される仕事量はより大きくなる。圧力の
低下はシリンダの一定の最大容積によって制限される。これは、燃焼ガスが膨張
し、さらにピストンに対して仕事を行うのに利用可能な有限の容積だけがあるか
らである。あるポイントでピストンは下死点に到達し、その後ガスは、まだ仕事
をなすのに十分な高圧で、ピストンが再度上昇するのに伴ってシリンダから排出
されなければならない。
【０００４】 燃焼ガスの圧力を完全に利用するには、ピストンを押している間に、この燃焼
ガスを大気圧まで膨張させる必要がある。この現象が図１に示されている。通常
、ガスは、燃焼シリンダの膨張が停止したときに排出される。引き出された仕事
のいくらかは曲線下の陰影のない領域に示されている。この排気ガスの圧力はま
だ大気圧より高い。もしもこの残存圧力が他のピストンに対して大気圧まで膨張
すれば、この付加的仕事は曲線下の陰影領域によって示される領域と等しい。こ
の付加的仕事（「Ａ」）のいくらかはエンジンそれ自体を作動させるのに向かう
が、かなりの量（「Ｂ」）はそのまま残って引き出されることとなる増大した正
味仕事をなす。
【０００５】 このような低圧力に達するには、燃焼生成物を膨張させるため、より大きな容
積を必要とし、これは、ピストンの行程すなわちシリンダの最大容積が膨張行程
時に増大しなければならないことを示唆している。もちろん、圧縮比もそのとき
には同様な状態で大きくなる。というのは、圧縮比もシリンダの最大容積に左右
されるからである。その結果は、単により大きなエンジンシリンダか、受け入れ
がたい大きな圧縮比となる。
【０００６】 従来のエンジンは圧縮比に概略等しい膨張比を有するように制限されている。
これは一定の最大・最小容積を有する単一のシリンダ内で圧縮と膨張の両方が発
生しているからである。混合気の特性を操作することによって二つの相互の比を
効果的に変えることは可能である。例えば、排気式過給および機械式過給を利用
することによって膨張比に対する有効圧縮比が増大する。これは、大質量空気（
および基本的には混合気）を実際の容積圧縮比を変えることなく燃焼室へ押し込
むことによってなされる。これによって所定のエンジン排気量に対するパワーが
増大することになる。しかしこの方法は関連する実際の容積に影響を与えること
はなく、また、圧縮比に対する膨張比を改善する方法を提供することはできない
。同様に、吸気行程時にシリンダに吸気される空気流量を制限することによって
、あるいは、排気弁または吸気弁の他の操作によって、膨張比に対する有効圧縮
比を減少させることができる。しかしながら、これは流体機械的問題を招来して
しまうが、これは、空気流およびシリンダ圧がおそらく微妙なタイミング操作を
必要とし、かつ、熱力学的サイクルの効率に悪影響を与えるためである。
【０００７】 デュアルシリンダの膨張によって圧縮比に対する膨張比を増大するエンジンの
デザインが、自動車技術者協会によって１９９３年に発行された論文（ＳＡＥ
Ｎｏ．９３０９８６）において開示されている。この開示されたデザインには、
主燃焼シリンダから排出されたガスをさらにピストンに対して膨張させるための
補助シリンダが含まれている。またこの装置には過給能力を提供する圧縮シリン
ダも含まれている。しかしながら、この装置のバルブ配置は一シリンダ当たり二
つのバルブをさらに必要としている。一つは過給用であり、一つは膨張用であり
、一つの燃焼シリンダに合計四つのバルブとなる。加えて、このＳＡＢ論文に開
示されているデザインでは別々の膨張シリンダとコンパニオンシリンダに対して
それぞれ二つのバルブを使用している。図示の形態においては燃焼シリンダと補
助シリンダ間に長い通路を必要としており、この通路は有効膨張容積を増大し、
圧力損失を招来し、そして、おそらく、複雑な弁装置とこれを克服するための制
御を必要とする背圧の問題を招いてしまう。その主な目的は、組み込まれた過給
器によって示されるように、ＮＯｘ排出物を減少させるよりもむしろパワー出力
を改善し、かつ、エネルギー変換効率を改善することであるようにみえる。
【０００８】
【発明の要約】
本発明は、圧縮比に対する膨張比を大きくして、膨張ガスの付加的圧力を大気
圧に近づけると同時に有益な仕事をなす、単純化されたバルブ構成および／また
は駆動出力装置を備えた独特な機構である。エンジン燃焼シリンダ（以下、エン
ジンシリンダと称する）が通路長を短縮するかあるいは不要とするように構成で
きる膨張シリンダに連結されている。バルブ構成は膨張シリンダおよび燃焼シリ
ンダ間の一つの排気弁を除く他のすべてを不要とすることによって単純化される
。少なくとも一つの実施態様において、膨張シリンダの一つの全サイクルが、連
結された４−ストローク燃焼シリンダの全ての行程に対応する。したがって、４
−ストロークエンジンの四つの燃焼シリンダまでは一つの膨張シリンダで間に合
わせることができる。
【０００９】 少なくとも一つの実施態様において、ガスは、エンジンシリンダで最大膨張に
達するまで膨張シリンダに供給されることはなく、その結果、膨張シリンダ内で
膨張によって発生した全てのエネルギーはそうでなければ無駄に捨てられるエネ
ルギーとなる。本発明は、サイクルの熱力学的効率の改善に寄与するものであっ
て、パワー改善のために過給あるいは他の手段の付加的エネルギーを要求するも
のではなく、一方、これらは非常に効率的に付加することができる。
【００１０】 本発明の装置を用いることによって、燃焼シリンダは燃料の遅い燃焼で作動で
きて窒素酸化物の形成を最少化でき、一方、膨張チャンバは燃焼ガスを最大限に
膨張させることができる。
【００１１】 そのため、本発明は、燃焼ピストンが内部に往復動可能に取り付けられた少な
くとも一つの燃焼シリンダと、膨張ピストンが内部に往復動可能に取り付けられ
た膨張シリンダとを含む内燃機関を提供するものである。各燃焼シリンダは、燃
焼用空気を吸気するための少なくとも一つの吸気ポートと、燃焼ガス生成物を排
気するための少なくとも一つの排気ポートと、その中の混合気を燃焼させて燃焼
ガス生成物を発生させる燃焼手段とを有している。一つ以上の燃焼ピストンがエ
ンジン・クランクシャフトに連結され、それによってこのエンジンクランクシャ
フトは一つ以上の燃焼シリンダ内の燃焼に応じて駆動される。膨張シリンダには
、燃焼シリンダを大気圧を超える圧力で出た燃焼ガス生成物を受け入れるガス入
口ポート、および、さらなる膨張をしてエキスパンダ・ピストンを駆動した後の
排気ガスを大気に排出するガス出口ポートが具備されている。エキスパンダ・ピ
ストンはエキスパンダ・クランクシャフトに連結され、それによって、エキスパ
ンダ・クランクシャフトは駆動され、その出力は駆動軸でエンジン・クランクシ
ャフトの出力と結合され、車両の車輪を駆動する。燃焼シリンダから排気されて
膨張シリンダへ入る燃焼ガスの流量、および燃焼シリンダへ入る燃焼用空気の吸
気は燃焼シリンダを閉じるシリンダヘッドに取り付けられたポペットバルブによ
って制御される。別法として、燃焼シリンダは、燃焼用空気の吸気ダクトと、燃
焼シリンダの排気ポートをエキスパンダ・シリンダのガス入口ポートに連結する
ガス通路内とにそれぞれ配置された二つのバルブだけを用いて、エキスパンダ・
シリンダと共に作動される。この後者の実施態様において、ガス入口ポートはエ
キスパンダ・シリンダ内の上死点の上方に位置し、ガス出口ポートは下死点の近
傍に位置するが、エキスパンダ・ピストンがその往復動作の過程でガス出口バル
ブを開閉するように、上死点と下死点の間にある。
【００１２】 また本発明は、燃焼シリンダの一サイクル当たり二膨張行程でエンジン車両を
駆動する方法を提供するものである。混合気が燃焼シリンダ内で燃焼され、燃焼
ガス生成物が燃焼ピストンに対して膨張し第１のトルク量でエンジン・クランク
シャフトを駆動する。燃焼ガス生成物は燃焼シリンダから実質的に大気圧より高
い圧力で膨張シリンダに移送され、膨張シリンダ内でエキスパンダ・ピストンに
対して膨張し、第２の増大トルクでエキスパンダ・クランクシャフトを駆動する
。次いで第２のトルク量が結合されて車両の車輪を駆動する。
【００１３】 また本発明は、効率を犠牲にすることなく窒素酸化物の生成を減少させるよう
にして、内燃機関を作動させる。内燃機関における窒素酸化物の生成は最高燃焼
温度の高温化と非常に関係が深い。最高燃焼温度、それによる窒素酸化物の生成
を減少させる一般的な手段は、最高燃焼温度が、エンジンがその膨張行程を開始
した後に発生するように、圧縮行程の遅めに、すなわち膨張行程の早めに燃料を
燃焼させ、そして、膨張行程が燃焼ガスに対して冷却効果を付与し、それによっ
て、最高燃焼温度を低下させるものである。残念ながら、このような従来のエン
ジンにおける遅延燃焼は、燃焼による圧が膨張行程が開始した後に発生するので
、燃料効率を減少させ、また残存有効膨張比は圧縮比よりも小さい。その結果、
燃焼圧力は、それが持っていたかもしれない燃焼ほど、かつ、膨張行程が始まる
前に発生したかもしれない圧力の解放ほど、完全に膨張はしない。排気弁が開い
たとき、より高い圧力のガスが排出され、その残存エネルギーが無駄になる。こ
れと対照的に、本発明では遅延燃焼および低窒素酸化物生成であるが、従来のエ
ンジンの作動に関連した燃料経済性のペナルティなしで作動する。この組み合わ
せが可能なのは、第２のエキスパンダ・シリンダにおいても燃焼ガス圧力の最大
限膨張が可能なことによる。
【００１４】 本発明のユニークな特徴によって、従来のエンジンと、圧縮比に対する膨張比
を増大する従来の方法とを超える下記の利点を得ることができる。
【００１５】 一番目に、従来のエンジンに比して、本発明は、実際の圧縮比に対する実際の
容積膨張比を増大し、燃料に含有される化学的エネルギーの利用を増すことがで
きる。
【００１６】 二番目に、圧縮比に対する膨張比を増大させる従来の方法に比して、本発明は
、必要なバルブ装置の単純化（付加的なバルブ装置に対する要求を不要とする点
に対して）、通路容積および関連する背圧問題の最小化、および、通路内に含ま
れる無駄な膨張容積の最小化を提供する。
【００１７】 三番目に、本発明は、デュアル・シリンダの膨張を利用して、燃焼シリンダの
バルブの数を増すことなく、圧縮比より大きな膨張比を得ることができる。
【００１８】 四番目に、本発明では、一つのエキスパンダ・シリンダ／ピストンが多数の（
すなわち、二つあるいは四つの）主エンジン・シリンダ／ピストンに対応する。
【００１９】 五番目に、好適な実施態様において、本発明は、吸気弁あるいは排気弁なしで
作動するエキスパンダの設計を提供し、この場合、排気ガスは下方のシリンダ排
気ポートから排出される。
【００２０】 六番目に、他の好適な実施態様において、本発明は、ユニークなダブル−ピス
トン・クランク・ループ機構を使用するエキスパンダの設計を提供する。
【００２１】
【好適な実施態様の説明】
図２は本発明の一実施例を示しており、少なくとも二つのシリンダ（あるいは
回転機関用ロータ）からなり、その一つは内燃機関のシリンダ１０であり、他方
は膨張シリンダ２０をなすものである。シリンダ１０はスパークプラグ４９を具
備しているが、膨張シリンダ２０にはスパークプラグやグロープラグ、あるいは
他の点火装置が全くない。これらのシリンダは短管すなわちポート３０によって
連結され、ポート３０は、ガスを燃焼シリンダ１０から膨張シリンダ２０へ流す
一方向バルブ３３によって制御される。また、燃焼シリンダ１０に設けられた従
来の吸気路およびバルブ３２、および、膨張シリンダ２０に設けられた最終排気
路３４もある。両シリンダは、ピストン１３、２８を有し、このピストンに対す
る膨張ガスが、有益な仕事を行い、かつその仕事を回転クランクシャフト３８、
４０に伝達する。このエキスパンダ・ピストン２８はエンジンのクランクシャフ
ト３８とは別のクランクシャフト４０を駆動する。両方のクランクシャフト３８
、４０は、連結されており、一方、異なるタイミングをとる、つまり、異なる回
転速度を有する（単一のエキスパンダ・ピストンによって駆動されるパワーシリ
ンダの数に左右される）。
【００２２】 この二つのシリンダ・アセンブリ１０、２０は協力して従来の単一エンジンシ
リンダと同様の役割を果たす。燃焼、点火、および膨張は通常の態様でエンジン
シリンダ１０で発生する。膨張シリンダ２０は、ガスをエンジンシリンダから大
気に直接排出する代わりに、第２段階の膨張を発生する手段を提供する。このよ
うにして、膨張比は、エンジンシリンダ１０から独立した第２の膨張容積を付加
することによって、圧縮比に対して効果的に増大する。この圧縮行程はそれでも
エンジンシリンダ１０内で全体的に発生するので、不変のままである。
【００２３】 膨張シリンダ２０は、すでにエンジンピストン１３に対して仕事を行った、エ
ンジンシリンダからきた膨張ガスが作用するピストン２８を有し、ピストン２８
は有益な仕事を続けることができる。両シリンダとその中の膨張／仕事を考察す
ると、エキスパンダ排気ポート３４から最後に出た排気ガスの圧力は、さらなる
膨張がなくてエンジンシリンダ単独から排出された場合よりも低く、これは付加
的な仕事が膨張シリンダ２０から引き出されたことを示している。膨張シリンダ
によって、エンジンシリンダ１０の膨張行程の最後に通常排出される比較的高圧
のガスが、最終的に大気に排出される前に膨張シリンダの新たな膨張行程に使用
される。
【００２４】 図３に示されるような他の好適な実施例においては、全サイクルがつぎのよう
に発生する。吸気サイクル時には、ポイント（Ａ）（上死点すなわち「ＴＤＣ」
）であるいはその近くで始まって、吸気弁５１が開き、一方、一方向弁５４は閉
じたままである。エンジンピストン５３が下方に移動し、空気あるいは混合気が
、典型的なディーゼルすなわちオットーサイクルエンジンにおけるように、燃焼
シリンダ５０内に吸気される。ポイント（Ｂ）（下死点すなわちで、ピストン５
３が上方に移動するに伴い圧縮が始まる（圧縮が始まる実際のポイントはバルブ
タイミングによって変動する）。（Ａ）の位置に戻ったとき、混合気の圧縮は完
了し、そして燃焼が始まる。燃焼生成物の膨張によって、ピストンが下方に移動
するに伴い、ピストン５３に対する仕事をなし、機械仕事がクランクシャフト５
５に伝達される。（Ｂ）の位置に到達したとき、シリンダ５０内の膨張は最大に
達し、そしてピストン５３に対する仕事をなすことはできない。このポイントに
おいて、一方向弁５４が開き、疲弊したガスは連結通路５６を介してエキスパン
ダ５２へと排出される。ガスがエキスパンダ５２へ入り始めると、ピストン５３
は（Ｂ）の位置を離れ始め、エキスパンダ・ピストン５７はその行程の頂点近く
の位置（Ｄ）（実際の位置は相対的なクランク角度タイミングとともに変動する
）に来ることになる。エンジンピストン５３がポイント（Ｂ）からポイント（Ｃ
）へと移動する間、エキスパンダ・ピストン５７はポイント（Ｄ）からその行程
の下死点のポイント（Ｂ）に移動し、その間に、燃焼シリンダ５０からの疲弊し
たガスはエキスパンダ・ピストン５７に対して付加的仕事を行う。本実施例にお
いて、エキスパンダ・クランクシャフト５８の速度はエンジン・クランクシャフ
ト５５の２倍であり、エキスパンダ５２の一つの全サイクルが燃焼シリンダ５０
の各排気サイクルに対して発生する。この仕事がエキスパンダ・クランクシャフ
ト５８を駆動する。一方、エンジンピストン５３は、ポイント（Ｃ）からポイン
ト（Ａ）に移動することによって、その排気行程の最終部分を終了する。エキス
パンダ５２の排気は、エキスパンダ・ピストン５７が位置「Ｅ」のＢＤＣに近づ
きつつ排気ポート５９を開放するときに、起こる。
【００２５】 前述の実施例における一つの特徴はエキスパンダが弁を備えていないことであ
る。図３において、例えば、通路５６を通りエキスパンダに入るガスの流れはエ
ンジン排気弁５４の開閉によって制御される。エキスパンダ５２の排気ガスは、
エキスパンダ・ピストン５７が下死点（ＢＤＣ）（図３の位置「Ｅ」）に近づく
に伴い、エキスパンダ・シリンダの開口（排気ポート５９）を開放することによ
って制御される。エンジン・クランクシャフト５５とエキスパンダ・クランクシ
ャフト５８のタイミングは適当な機能を提供するため、かなり偏位しなければな
らない。例えば、エンジン５０とエキスパンダ５２の速度が等しい構成において
、エンジンは４−ストロークサイクルで動作する二つのシリンダを有し、エキス
パンダ５２は一つのシリンダを有し、エキスパンダ・ピストン５７の掃気容積は
エンジンピストン５３の掃気容積の２．５倍である。エンジンピストン５３がそ
の膨張行程を終了しつつあるとき、エキスパンダ・ピストン５９は、前サイクル
の残排気ガスを圧縮する上方への行程を終了する。エンジン・シリンダ５０内の
圧力とエキスパンダ５２内の圧力が等しいポイントにおいて、エンジンの排気弁
５４は開き始める。エンジンピストン５３がその膨張行程におけるＢＤＣに達し
、そしてその「排気」行程における上方への移動を始めると、エキスパンダ・ピ
ストン５７は上死点（ＴＤＣ）に達し、そして下方への行程すなわち膨張行程を
始める。エキスパンダ・ピストン５７の掃気容積はエンジン・ピストン５３より
大きいので、燃焼ガスはエンジンだけの場合にするであろう膨張よりも大きい膨
張をなす。エンジン・ピストン６３がＴＤＣに到達するに伴い、その排気弁５４
は閉じ始め、そしてエキスパンダ・ピストン５７はＢＤＣ（位置「Ｅ」）に近づ
く。エキスパンダ排気ポート５９は、最後のエンジンサイクルの排気ガス質量と
等しい排気ガスが排出されるのに十分な期間（すなわちクランク角度）、開いて
いなければならない。エキスパンダ・ピストン５７がＢＤＣに達し、そしてその
上方への「圧縮」行程を始めると、他のエンジンシリンダのピストンがその膨張
行程を開始し、そしてエキスパンダサイクルが繰り返される。図４および図５に
、エンジンシリンダおよびエキスパンダ容積、弁およびポート流動面積（すなわ
ち、弁の開閉タイミング）、エンジンシリンダおよびエキスパンダ圧力、および
クランク角度の関数としてのエキスパンダ・ピストンを示すが、この場合、クラ
ンク角度の偏位は１２０°で、エキスパンダ排気ポートの「エベント」は１８４
°のクランク角度である。
【００２６】 多くの実施例において、エキスパンダ・クランクシャフト５８の速度はエンジ
ン・クランクシャフトよりも速く、またクランク角度は異なるが、これらの関係
がすべての実施例を保持する必要はない。図３の実施例において、エキスパンダ
はエンジンの速度の２倍で作動し、その結果、エキスパンダ５２における一つの
完全な膨張・排気サイクルはエンジンシリンダ５０の各排気ストロークに対して
起こる。このようにして、四つのエンジンシリンダまでは一つのエキスパンダで
間に合う。
【００２７】 図５に示すように、本発明に従って作動する燃焼シリンダの膨張比は、標準的
にはほぼ１：１８であるが、その範囲はほぼ１：１０から１：２５を超える間で
あり、膨張シリンダの膨張比は、標準的にはほぼ１：１０であるが、その範囲は
ほぼ１：８からほぼ１：１２の間である。図４から理解されるように、燃焼シリ
ンダの排気は一般的に膨張シリンダによって３．５〜４．０バールで受けられ、
１バール（大気）で排気される。クランク角度間の関係も図４および図５に示さ
れている。窒素酸化物の生成を最少とするため、点火は、圧縮行程において上死
点の前１０°から膨張行程における上死点の後５°までの期間内で開始される。
【００２８】 エンジンの残存排気ガス圧のさらなる膨張から確実な正味仕事を発生させるた
め、エキスパンダの摩擦損失はエキスパンダによって引き出される潜在的仕事よ
りも少なくしなければならない。図６に特異なダブルピストン・クランク・ルー
プ・エキスパンダ・デザインを示す。シングル・ピストン・ループ・デザインは
、低摩擦特性を有するものとして、周知であるのに対して、シングル・クランク
・ループ機構の各端部にピストンを使用することによって、エキスパンダの容量
が２倍になり、これは二つの独立したシングル−ピストン・クランク・ループを
使用することと比較してコストがやや増えるだけである。図６に示されるように
、第１および第２のエキスパンダ・シリンダ６０、６２が、カムフォロア６８の
連続カム面６９と係合するカム６６を備えたエキスパンダ・クランクシャフト６
４の反対側に一直線に並んでいる。エキスパンダ・シリンダ６０のピストン７０
はピストンシャフト７２を介してカムフォロア６８に連結され、ＴＤＣとＢＤＣ
間で往復運動を行い、その直線性はピストンシャフトを囲繞するブッシュによっ
て保証されている。同様に、エキスパンダ・シリンダ６２内のピストン７６は第
２のピストンシャフト７７を介してカムフォロア６８に連結されている。ピスト
ン６６およびピストンシャフト７７の往復運動における直進性は、同様に、ブッ
シュ７８によって保証されている。図６に示された実施例において、ピストンシ
ャフト７２、７７はカムフォロア６８と一体である。
【００２９】 図７は、エンジン・クランクシャフト３８およびエキスパンダ・クランクシャ
フト４０の出力をシングル駆動軸４８で結合する歯車装置を示しており、シング
ル駆動軸４８は、従来の差動装置と連結され、かつこの差動装置を介して左右の
車軸と連結されている。１８には、二つのクランクシャフト４０、４６の出力を
結合する歯車装置が概略的に示されている。図７に示される実施例において、シ
ングル膨張シリンダ２０は燃焼シリンダ１０の各排気行程に対して一つのサイク
ル（圧縮行程および膨張行程）を完了し、かつ四つの燃焼シリンダ１０から排気
ガスを受ける。
【００３０】 前述の検討において、本発明の効率は上述した多くのパラメータによって最適
化できることを示唆している。例えば、エキスパンダがエンジン排気ポートの流
動面積よりかなり大きい排気ガスの流動面積を有すること、エンジンクランクシ
ャフトと同速度で動作するエキスパンダ・クランクシャフトを有すること、およ
び、各エキスパンダシリンダに対する二つのエンジンシリンダと、エンジンシリ
ンダ排気量の約２．５倍のエキスパンダ排気量を有することの利益があることが
判明した。これらの変動は、本発明の基本的設計および作動原理から離脱するも
のであると考えるべきではない。当然ながら、特定の目的すなわち最大効率に対
する設計の最適化には、エンジンおよびエキスパンダの相対的クランク角度のタ
イミング、相対的クランクシャフトの速度、バルブタイミング、バルブのタイプ
、燃焼シリンダとエキスパンダ間のバルブの有無、エンジンとエキスパンダの排
気における相対的な流動面積、エンジンシリンダとエキスパンダ・シリンダの相
対的排気量、エキスパンダにおける容積上の膨張比、および各エキスパンダが対
応する燃焼シリンダの数などのようなパラメータの変更が要求されることになる
。この変更は本発明の精神と矛盾するものではなく、かつ特許請求の範囲内にあ
ると考えるべきである。
【００３１】 本発明は、その精神すなわちその本質的特性から逸脱することなく他の特定の
形態で具現化できる。従って本実施例は、例示されかつ制限されることのない全
ての面が考えられるべきであり、本発明の範囲は前述の説明によるよりも特許請
求の範囲によって指示され、従って、特許請求の範囲と等しい意味および範囲内
における全ての変更は、特許請求の範囲内に含まれるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】 燃焼で発生する圧力から引き出される仕事を示す、燃焼シリンダ内における圧
力対容積のグラフである。
【図２】 本発明の第１実施例の概略図である。
【図３】 本発明の第２実施例の概略図である。
【図４】 二つの燃焼シリンダ内の圧力、および両燃焼シリンダの排気ガスを受ける一つ
のエキスパンダ・シリンダ内の圧力に対するクランク角度、エキスパンダの仕事
に対する同クランク角度のグラフである。
【図５】 一つの燃焼室と連結エキスパンダ・シリンダの容積に対するクランク角度、お
よび排気ポートの流動面積に対する同クランク角度のグラフである。
【図６】 本発明の第３実施例における対の膨張シリンダを示す概略図である。
【図７】 エンジン・クランクシャフトをエキスパンダ・クランクシャフトに連結する歯
車装置の概略図である。
【符号の説明】
１０ シリンダ １３ ピストン ２０ 膨張シリンダ ２８ エキスパンダ・ピストン ３０ ポート ３２ バルブ ３３ バルブ ３４ エキスパンダ排気ポート ３８ エンジン・クランクシャフト ４０ エキスパンダ・クランクシャフト ４８ 駆動軸 ４９ スパークプラグ ５０ シリンダ ５２ エキスパンダ ５３ エンジンピストン ５４ 一方向弁 ５５ クランクシャフト ５７ エキスパンダ・ピストン ５８ バルブ ５９ エキスパンダ・クランクシャフト ６０ シリンダ ６２ エンジン排気弁 ６３ エンジンピストン ６５ エンジン・クランクシャフト ６６ ガス通路 ６８ エキスパンダ・ピストン ６９ エキスパンダ・クランクシャフト ７０ エキスパンダ

Claims (9)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 内燃機関であって、 少なくとも一つの燃焼シリンダを有し、該燃焼シリンダは、燃焼用空気を吸気
    するための吸気ポートと、前記燃焼シリンダ内の燃焼ガス生成物を排気するため
    の排気ポートと、前記燃焼シリンダ内の混合気を点火して燃焼を発生させる点火
    手段とを有し、 さらに、前記燃焼シリンダ内の燃焼に応じて往復運動を行う、前記燃焼シリン
    ダ内に設けられた燃焼ピストンと、 前記燃焼ピストンに連結され、かつ前記燃焼ピストンの往復運動によって回転
    可能に駆動されるエンジン・クランクシャフトと、 少なくとも一つの膨張シリンダとを有し、前記膨張シリンダは、前記燃焼シリ
    ンダ内に存在する燃焼ガス生成物を吸気するためのガス入口ポートと、前記膨張
    シリンダ内の膨張後におけるすべてのガス生成物を排出するためのガス出口ポー
    トとを有し、 さらに、前記膨張シリンダ内に設けられ、燃焼ガス生成物の膨張に応じその中
    で上死点および下死点間を往復運動するエキスパンダ・ピストンを有し、前記ガ
    ス出口ポートは前記上死点により近い、前記上死点と前記下死点の間に位置し、
    それによって、前記エキスパンダ・ピストンは前記ガス出口ポートに対する弁と
    して作用して、前記エキスパンダ・ピストンが下死点に近づきつつ前記ガス出口
    ポートを開くときに前記エキスパンダ・シリンダからのガス生成物を排出させ、 さらに、前記エキスパンダ・ピストンに連結され、かつ前記エキスパンダ・ピ
    ストンの往復運動によって回転可能に駆動されるエキスパンダ・クランクシャフ
    トと、 前記燃焼シリンダの前記排気ポートを前記膨張シリンダの前記ガス入口ポート
    に連結するガス通路と、 前記燃焼シリンダのガス生成物の排出と、前記膨張シリンダへの前記ガス生成
    物の吸気とを調整する、前記排気ポートおよび前記ガス入口ポートの間に位置す
    るシングル弁と、 前記エンジン・クランクシャフトおよび前記エキスパンダ・クランクシャフト
    によって回転可能に駆動される駆動軸と、を有することを特徴とする内燃機関。
  2. 【請求項２】 さらに、前記燃焼シリンダを閉じ、かつ前記吸気ポートおよ
    び排気ポートが形成された燃焼シリンダヘッドと、 前記吸気ポートおよび前記排気ポートを開閉する、前記燃焼シリンダ内に設け
    られた第１および第２のポペットバルブとを有し、前記第２のポペットバルブは
    前記シングル弁であることを特徴とする請求項１の内燃機関。
  3. 【請求項３】 四つの前記燃焼シリンダおよび前記エンジン・クランクシャ
    フトに連結された四つの前記燃焼ピストンと、前記四つの燃焼シリンダを前記ガ
    ス入口ポートに連結する前記ガス通路とを有し、さらに、前記四つの燃焼シリン
    ダの燃焼生成物を続いて前記膨張シリンダに供給するバルブ手段を有することを
    特徴とする請求項１の内燃機関。
  4. 【請求項４】 前記エキスパンダ・シリンダは前記燃焼シリンダの２．５倍
    の排気量を有することを特徴とする請求項１の内燃機関。
  5. 【請求項５】 さらに、第２の膨張シリンダを有し、前記第２の膨張シリン
    ダは、燃焼ガス生成物を吸気するためのガス入口ポートと、前記第２の膨張シリ
    ンダ内の膨張後のガス生成物を排出するガス出口ポートとを有し、 さらに、前記一つの膨張シリンダのエキスパンダ・ピストンを一つのカムフォ
    ロアに連結する第１のピストンシャフトと、前記第２の膨張シリンダのエキスパ
    ンダ・ピストンを前記第１のピストンシャフトに対向しかつ直線上に並んだ前記
    カムフォロアに連結する第２のピストンシャフトとを有し、前記カムフォロアは
    、連続カム面を形成する一つの開口を有し、前記カムフォロアは、前記連続カム
    面が前記エキスパンダ・クランクシャフトのカムに接触するように、前記エキス
    パンダ・クランクシャフトに取り付けられてなることを特徴とする請求項１の内
    燃機関。
  6. 【請求項６】 車両の駆動方法であって、 混合気を燃焼シリンダ内で燃焼させ、燃焼ガス生成物を前記燃焼シリンダ内で
    膨張させてその中の燃焼ピストンを上死点と下死点の間で往復運動するように駆
    動し、前記燃焼ピストンはエンジン・クランクシャフトに連結され膨張行程にお
    いて前記エンジン・クランクシャフトを介して第１のトルクを出力し、かつ圧縮
    行程において前記クランクシャフトから動力を受け、 前記燃焼が、前記圧縮行程における上死点の前１０°から前記膨張行程におけ
    る上死点の後５°までのエンジン・クランクシャフト角度で発生するように進角
    させ、 前記燃焼シリンダの燃焼ガス生成物を実質的に大気圧より高い圧力で排出し、
    前記燃焼ガス生成物を膨張シリンダ内に導入し、前記膨張シリンダ内で前記燃焼
    ガス生成物をさらなる燃焼をさせることなく膨張させてエキスパンダ・ピストン
    を駆動し、 前記エキスパンダ・ピストンの駆動をエキスパンダ・クランクシャフトを介し
    て第２のトルクを引き出し、 前記膨張シリンダから前記膨張ガス生成物を大気に排出し、そして、 前記第１のトルクと前記第２のトルクを結合して前記車両の車輪を駆動するこ
    とを特徴とする方法。
  7. 【請求項７】 混合気は偶数の燃焼シリンダ内で燃焼され、続いて、前記燃
    焼ガス生成物は前記偶数の燃焼シリンダから前記膨張シリンダに供給されること
    を特徴とする請求項６の方法。
  8. 【請求項８】 前記エキスパンダ・クランクシャフトは、前記エンジン・ク
    ランクシャフトが駆動される回転速度の２倍の回転速度で駆動されることを特徴
    とする請求項７の方法。
  9. 【請求項９】 前記燃焼ガス生成物は前記燃焼シリンダから排出され、かつ
    前記膨張シリンダへ３．５〜４．０バールで導入されることを特徴とする請求項
    ６の方法。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008002375A (ja) * 2006-06-23 2008-01-10 Koji Miyazaki エンジン用補助駆動装置及び補助駆動装置付きエンジン

Families Citing this family (32)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8177009B2 (en) * 2000-01-10 2012-05-15 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Independent displacement opposing pump/motors and method of operation
US7337869B2 (en) * 2000-01-10 2008-03-04 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The United States Environmental Protection Agency Hydraulic hybrid vehicle with integrated hydraulic drive module and four-wheel-drive, and method of operation thereof
US7374005B2 (en) * 2000-01-10 2008-05-20 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Opposing pump/motors
US6719080B1 (en) 2000-01-10 2004-04-13 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Hydraulic hybrid vehicle
US6543225B2 (en) * 2001-07-20 2003-04-08 Scuderi Group Llc Split four stroke cycle internal combustion engine
WO2003040530A2 (en) 2001-11-02 2003-05-15 Scuderi Group Llc Split four stroke engine
EP1485577A4 (en) * 2002-02-28 2005-10-26 Nikolay Shkolnik LIQUID PISTON DRIVE SYSTEM WITH INTERNAL COMBUSTION
US6752105B2 (en) 2002-08-09 2004-06-22 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The United States Environmental Protection Agency Piston-in-piston variable compression ratio engine
US6998727B2 (en) * 2003-03-10 2006-02-14 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Methods of operating a parallel hybrid vehicle having an internal combustion engine and a secondary power source
MY165298A (en) * 2003-06-20 2018-03-21 Scuderi Group Llc Split-cycle four-stroke engine
US6986329B2 (en) * 2003-07-23 2006-01-17 Scuderi Salvatore C Split-cycle engine with dwell piston motion
US6876098B1 (en) * 2003-09-25 2005-04-05 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Methods of operating a series hybrid vehicle
JP4964598B2 (ja) 2004-01-12 2012-07-04 リキッドピストン， インコーポレイテッド 混成サイクル燃焼エンジンおよび方法
JP4389699B2 (ja) * 2004-07-07 2009-12-24 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
US7909013B2 (en) 2006-08-02 2011-03-22 Liquidpiston, Inc. Hybrid cycle rotary engine
US20090049822A1 (en) * 2007-08-23 2009-02-26 James Michael Fichera Method, apparatus and system for thermal regeneration
US8850815B2 (en) * 2007-10-31 2014-10-07 14007 Mining Inc. Hybrid engine
US8449270B2 (en) * 2008-04-02 2013-05-28 Frank Michael Washko Hydraulic powertrain system
EP2108797A1 (en) * 2008-04-07 2009-10-14 Giulio Martinozzi Low consumption internal combustion engine, incorporating a system for the super-expansion of the exhaust gases
US8028665B2 (en) 2008-06-05 2011-10-04 Mark Dixon Ralston Selective compound engine
DE102008027172A1 (de) 2008-06-06 2009-12-10 Daimler Ag Antriebssystem
CN102203384A (zh) 2008-08-04 2011-09-28 流体活塞有限公司 等容加热发动机和方法
US8851025B2 (en) * 2008-09-26 2014-10-07 Ronald D. Voisin Powering an internal combustion engine
US8505504B2 (en) * 2009-04-09 2013-08-13 Louis A. Green Two-stroke engine and related methods
US8371256B2 (en) * 2009-05-27 2013-02-12 GM Global Technology Operations LLC Internal combustion engine utilizing dual compression and dual expansion processes
US20110297753A1 (en) 2010-12-06 2011-12-08 Mcalister Roy E Integrated fuel injector igniters configured to inject multiple fuels and/or coolants and associated methods of use and manufacture
EP3173579B1 (en) 2011-03-29 2019-05-08 LiquidPiston, Inc. Cycloid rotor engine
US8607566B2 (en) 2011-04-15 2013-12-17 GM Global Technology Operations LLC Internal combustion engine with emission treatment interposed between two expansion phases
EP2948630B1 (en) 2013-01-25 2019-08-21 LiquidPiston, Inc. Air-cooled rotary engine
WO2014127146A1 (en) * 2013-02-13 2014-08-21 Mcalister Technologies, Llc Systems and methods for improved engine cooling and energy generation
US8910613B2 (en) * 2013-03-14 2014-12-16 Kurt Amplatz Internal combustion engine
CN103244259B (zh) * 2013-05-29 2015-05-27 长城汽车股份有限公司 连通缸四冲程发动机及相应的汽车

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1213917A (en) 1915-02-12 1917-01-30 August Steinhauer Double-acting pump.
FR614873A (fr) 1926-04-21 1926-12-24 Automobiles Delahaye Soc D Perfectionnements aux moteurs à combustion interne
DE509556C (de) 1926-09-28 1930-10-10 Fried Krupp Akt Ges Lokomotive mit einer Brennkraftmaschine und Ausnutzung entspannter Verbrennungsgase und verdichteter Luft zum Antrieb
FR791417A (fr) * 1934-06-29 1935-12-11 Mitsubishi Jukogyo Zabushiki K Moteur compound à combustion interne
DE3318136A1 (de) * 1983-05-18 1984-11-22 Oskar Dr.-Ing. 8035 Gauting Schatz Ladevorrichtung zum aufladen von verbrennungsmotoren
US5199262A (en) * 1991-11-05 1993-04-06 Inco Limited Compound four stroke internal combustion engine with crossover overcharging

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008002375A (ja) * 2006-06-23 2008-01-10 Koji Miyazaki エンジン用補助駆動装置及び補助駆動装置付きエンジン

Also Published As

Publication number Publication date
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EP1105635A1 (en) 2001-06-13
US6202416B1 (en) 2001-03-20
CA2340196A1 (en) 2000-02-24
EP1105635A4 (en) 2004-06-30

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