JP2006517638A - 空気噴射エンジン - Google Patents

Abstract

本発明の内燃機関は、別個の圧縮サイクルと膨張サイクルとを特徴とする。エンジンは、15:1より大きい比率で空気を圧縮する別個の圧縮機装置と、少なくとも1つの2ストローク燃焼シリンダと、圧縮した空気を圧縮機から少なくとも1つの燃焼シリンダへと移送する圧縮空気導管とを含む。空気噴射弁が、燃焼シリンダの戻り行程の後半部分で、圧縮空気を燃焼シリンダ内に噴射する。圧縮した空気は、動力行程中に燃料と混合し、膨張するために燃焼する。このエンジンでは、圧縮は燃焼シリンダ内で小さい程度までしか生じない。したがって、本発明のエンジンの圧縮比は、燃焼シリンダの容積膨張比より非常に高いか、低くてよく、その結果、それぞれ動力密度または熱力学的効率が対応して増加する。

Description

本出願は2003年2月12日出願の米国暫定特許出願第60/446,934号に対する優先権を主張する。

本発明は内燃機関に関する。

当技術分野では多くのタイプの内燃機関が知られている。内燃機関の圧縮比を増加させると、その結果として熱力学的効率が上昇することがよく知られている。多くの先行技術のエンジンでは、エンジンの圧縮比がエンジンのシリンダの膨張比によって制限される。先行技術のエンジンには、サイクル中に圧縮空気が燃料の自動点火温度より上まで到達して、混合気の自動点火が生じるのが早すぎるので、エンジンの圧縮比が比較的低い値に制限されるものもある。

本発明の実施形態では、エンジンのサイクルの圧縮および膨張部分と、圧縮比および膨張比とが独立している内燃機関を提供することにより、上述の問題に対処する。本発明のエンジンは、ほぼ15:1より大きいような比率だけ空気を圧縮する圧縮機と、動力行程中に上死点位置と下死点位置の間で、および戻り行程中に下死点位置と上死点位置の間で往復動する往復運動ピストンを含む燃焼シリンダと、圧縮した空気を圧縮機から燃焼シリンダへと移送する圧縮空気導管とを含む。圧縮空気導管と燃焼シリンダとの間の空気連絡は、ピストンが戻り行程の後半部分にある場合に断続的に開放して、加圧空気を燃焼シリンダへと解放するようにタイミングをとった弁によって支配される。燃料噴射器を使用して、燃料を加圧空気と混合し、混合気を作成し、これが燃焼して、高温高圧の気体状燃焼生成物を生成し、動力行程中に膨張する。この本発明のエンジンでは、サイクルの燃焼部分で使用する空気の圧縮が別個に実行され、次に必要なときに燃焼シリンダに噴射または解放され、圧縮比を膨張比より有意に高く、または低くすることができる。膨張比の方を高くすると、熱力学的効率が大幅に増加し、圧縮比の方を高くすると、出力密度が大幅に増加する。さらに、本発明のエンジンは圧縮と膨張とを別個に実行するので、燃焼シリンダで使用する圧縮空気は、混合気の早期の点火を防止するために冷却し、圧縮比を上げることができる。

圧縮空気導管から燃焼シリンダへの圧縮空気の噴射は、燃焼シリンダサイクルの比較的小さい部分で実行することが好ましく、ピストンが戻り行程の後半にある場合が好ましい。したがって、比較的大きい流れ領域を呈する間欠割出回転弁のようなタイミングをとった弁を使用して、圧縮空気導管と燃焼シリンダとの間に断続的でタイミングをとった空気連絡を提供することができる。したがって、このような弁構成は、燃焼シリンダのピストンが戻り行程の後半にある場合に、燃焼シリンダサイクルの比較的小さい部分で圧縮空気導管と燃焼室との空気圧をほぼ等しくできるように、圧縮空気導管と燃焼シリンダとの間に断続的でタイミングをとった空気連絡を提供しなければならない。

図面を参照すると、図1は本発明の実施形態による内燃機関10を示す。図1では、内燃機関10は、圧縮機12、圧縮空気導管50および燃焼シリンダ70を含む状態で図示されている。燃焼シリンダ70はシリンダ74および往復運動ピストン76を含み、これは最小容積と最大容積の間で循環する燃焼室を特徴とする内燃機関を画定する機械的構成の1つである。燃焼シリンダ70は、共通クランクシャフト76D上で相互に結合した2つ以上の燃焼シリンダの1つでよい。同様に、圧縮機12は図1で示すような圧縮シリンダ13を含む。圧縮機12は圧縮空気を圧縮空気導管50に提供する。圧縮機12と圧縮空気導管50とは一緒になって、燃焼シリンダ70が使用する圧縮空気の供給源を提供する。

図1Aは、共通クランクシャフト76D上で関連した3つの燃焼シリンダ70と、共通の圧縮機クランクシャフト18D上で関連した2つの圧縮シリンダ13を備える圧縮機12とを有する本発明のエンジン10Aの例示的実施形態を概略的に示す。図1Aでは、クランクシャフト76Dと圧縮機クランクシャフト18Dとが可変比ギアボックス12Aによって結合される。この可変比ギアボックスは、圧縮空気導管50内の圧縮空気の圧力を調節するように調節することができる。導管50内の圧縮空気の圧力を変化させる能力を有することの利点は、以下で詳細に説明するが、一般的に、熱力学的効率を最大にする比較的低い容積圧縮比と比較的高い膨張比とを有するモードと、出力密度を最大にする比較的厚い容積圧縮比と比較的低い膨張比とを有するモードとの間で動作状態を調節することができる。例示的エンジン10Aの燃焼シリンダ70はそれぞれ、吸気弁72A、排気弁72B、燃料噴射器72Cおよび燃焼イニシエータ72Dを含む。図1Aは、噴射弁72A、排気弁72B、燃料噴射器72Cおよび燃焼イニシエータ72Dの動作のタイミングをとるタイミングシステム300も示す。このようなタイミングシステムは、内燃機関の動作のために必要であるが、明快さを期して他の図の多くでは削除されている。タイミングシステム300は、この例ではカムシャフト302、燃料噴射タイマ304および点火タイマ306を含む。カムシャフト302はクランクシャフト76Dに機械的に結合され、噴射弁72Aおよび排気弁72Bの動作を支配する一連の偏心カムを担持する。燃料噴射タイマ304は燃料噴射器72Cの動作を支配し、点火タイマ306は点火イニシエータ72Dの動作を支配する。燃料噴射タイマ304と点火タイマ306は両方ともクランクシャフト76Dに結合される。本明細書で提示するようなタイミングシステム300は、多くの可能なタイミングシステムの1つにすぎず、特定タイプの構成要素をここで選択したのは、本発明の範囲を制限するものではない。図1Aは、燃焼シリンダ70が、共通クランクシャフトによって結合された複数の燃焼シリンダの1つでよいことも示す。図1Aは、圧縮機12がシリンダ-ピストンタイプの圧縮機であるべき、または圧縮機12が2つの圧縮シリンダを有するように制限されるということを示唆するものではない。

圧縮機12は外部環境から空気を取り入れて、圧縮した空気を圧縮空気導管50に送出する。図1で示す実施形態では、圧縮機12は、圧縮シリンダヘッド14、圧縮シリンダ本体16および圧縮ピストン18を含んでいる圧縮シリンダ13である。圧縮ピストン18の上面、圧縮シリンダ本体16の内壁および圧縮シリンダヘッド14が、圧縮室16Aを画定し、これは圧縮ピストンが圧縮シリンダ13とともに往復運動するにつれて容積を絶えず変化させる。圧縮ピストン18は、連接棒18Cによって圧縮クランクシャフト18Dに接続する。圧縮シリンダヘッド14は吸気弁14Aおよび出口弁14Dを含む。吸気弁14Aは、外部環境につながる吸気口14Bと圧縮室16Aとの間の空気連絡を支配する。出口弁14Dは、圧縮室16Aと圧縮空気導管50につながる出口ポート14Eとの間の空気連絡を支配する。

圧縮空気導管50は、圧縮機12によって生成された圧縮空気を保持し、圧縮空気を燃焼シリンダ70に搬送する。図1で示す実施形態では、圧縮空気導管50は一般的に、保存手段および冷却手段を含み、したがって燃焼シリンダ70が使用するために温度を調整した加圧空気の供給が入手可能である。図1で示す実施形態では、圧縮空気導管50はさらに、吸気部分52、断熱リザーバ54、熱除去フィン56Aを有する熱除去部分56、低温圧縮空気弁60、断熱高温空気導管54A、高温圧縮空気弁62、圧力供給弁64および出口部分66を含む。低温圧縮空気弁60および高温圧縮空気弁62は、以下でさらに詳細に説明するように、出口部分66の空気の温度を調節するために調節することができる。圧力調整器64は、出口部分66の加圧空気の圧力を調整するためのものである。リザーバ54は、燃焼シリンダ70が使用するために圧縮空気の安定供給を提供するのに十分な容積を含むことが好ましい。

燃焼シリンダ70は、圧縮空気導管50からの圧縮空気、さらに燃料を受け取り、これは動力行程における燃焼および膨張のために圧縮空気と混合される。図1で示す実施形態では、燃焼シリンダ70は、ピストンが上死点位置から下死点位置へと移動する動力行程と、ピストンが下死点位置から上死点位置へと移動する戻りストロークとを含むサイクルで往復するピストンを有する2ストロークシリンダである。一般的に、圧縮空気導管50から燃焼シリンダ70への圧縮空気の噴射は、ピストンが戻り行程の後半にあるサイクルの比較的小さい部分で行われるようにタイミングがとられている。また一般的に、燃焼シリンダ70への燃料の噴射は、圧縮空気の噴射が開始した後に生じるようにタイミングをとることが好ましい。混合気の燃焼は、圧縮空気および燃料の噴射の後に生じることが好ましく、ピストンが上死点に到達するよりはるかに前ではないことが好ましい。図1で示す実施形態では、燃焼シリンダ70はさらに燃焼シリンダヘッド72、燃焼シリンダ本体74、およびピストン上面76Aを有する燃焼ピストン76を含む。連接棒76Cは、ピストンの往復運動をクランクシャフト76Dでの回転動力に変換するために、燃焼ピストン76を関連するクランクシャフト76Dに連結する。燃焼シリンダ本体74は円筒形内壁74Aを含み、これは任意選択の排気ポート74Cが貫通してよい。排気ポート74Cおよび排気弁72Bは、燃焼室から排気を解放するために使用する典型的な装置または手段の例である。燃焼シリンダヘッド72はさらに、加圧空気弁72A、排気弁72B、燃料噴射器72Cを含み、図1では点火プラグとして図示された点火イニシエータ72Dも含んでよい。燃焼シリンダ70は任意選択で、混合気を十分な圧力まで圧縮して、混合物の自動点火を引き起こすディーゼルシリンダとして配置構成してもよい。ディーゼルシリンダでは、燃焼シリンダ70は点火イニシエータ72Dを必要としない。燃焼シリンダヘッド72、シリンダ本体74の内壁74A、およびピストン上面76Aは燃焼室74Bを画定し、これはピストン76が図3Hまたは図4Hで示すような下死点位置と、図3Eおよび図3Fまたは図4Eおよび図4Fで示した位置との間の中間であるように見える上死点との間で移動するにつれて、容積を絶えず変化させる。

図1は、加圧空気弁72Aが従来通りのステムバルブであるような燃焼シリンダ70を示す。図3Aから図3Hは、従来のステムバルブでの動力シリンダ70の動作を示す。典型的な先行技術のエンジンでは、吸気を調整するステムバルブが、クランクシャフト回転の約180°に対応するクランクシャフトサイクルの比較的大きい部分で開放している。本発明のエンジンでは、加圧空気弁72Aが、クランクシャフト回転の10°から15°に対応するクランクシャフトサイクルの比較的小さい部分で開放している。ステムバルブの機械的特性のせいで、クランクシャフトサイクルのこのような小さい部分におけるステムバルブの作動は、動力シリンダ70のRPMの作動を制限する。したがって、RPMを上げるためには、クランクシャフトサイクルの比較的小さい部分で、圧縮空気導管50の出口部分66のようなシステムの加圧部分と燃焼室74Bとの間の圧力をほぼ均等にできる弁構成を使用することが好ましい。図3Jから図3Nは、サイクルの比較的小さい部分で燃焼室74Bに加圧空気を充填するような構成である間欠割出回転弁（インデックス回転弁）82を示す。図3Iには例示的タイミングシステム300も図示され、これは排気弁72Bを作動するカムシャフト302を駆動するためにクランクシャフト76Dに結合されたタイミング鎖300B、タイミング鎖300Bによっても駆動される回転弁82の駆動輪92と関連するタイミングセンサ300A、および燃料噴射器72Cおよび点火イニシエータ72Dのタイミングを制御するためにタイミングセンサ300Aからの入力を受信するタイミングユニット305を含む。

図3Iに関して見られるように、回転弁82は一般的に、弁部分84および間欠割出部分90を含む。弁部分84は、図3Iで示すように動力シリンダ70に装着される。弁部分84は、図3Jから図3Mを参照して最もよく理解される。図3Jの断面図は、図3Iの面A-Aから切り取ったものであるが、図3Jの弁体88は、図3Mに示したものに対応する位置まで回転している。図3Jで最もよく見られるように、弁部分84は、弁体88を回転自在に担持する弁ハウジング86を含む。弁体88は相互に対して直角に配置構成された概ね楕円形断面の2本の交差する通路88Aを含む。弁ハウジング86は、弁体88を担持する適合性の長手方向ボア86A、さらに弁体を高速回転させるように構成された軸受けを有する。弁ハウジング86は加圧空気導管開口86Bを含み、これは概ね楕円形の吸気ポート86Cに対して開放している。吸気ポート86Cは概ね、弁体88の通路88Aの形状と一致するように成形される。しかし、吸気ポート86Cは、弁体88に対して密封しないことが好ましく、したがって通路88Aはハウジング86内の加圧した容積と加圧導管50の出口部分66と常に連絡する。このような通路88Aの絶え間ない加圧は、弁ハウジング86内のその回転位置に関係なく実行される。弁ハウジング86は楕円形噴射ポート86Dを含み、これは通路88Aの形状に一致するように成形された楕円形である。しかし、吸気ポート86Cとは異なり、噴射ポート86Dは弁体88と弁ハウジング86の絶えず加圧された内部体積との間で噴射シール88Eによって密封される。第2ハウジングシール88Fは、弁ハウジング86の加圧された内部体積と通路88Aを外部環境から密封する。上述した適合性のポートおよび通路は、システムの加圧部分と燃焼室74Bとの間の空気連絡を最大にするような構成であることが好ましい。

間欠割出部分90の目的は、絶えず回転するクランクシャフト76Dの完全なサイクルのうち90°の部分で弁体88の断続的な(または「間欠割出し」)90°の回転を引き起こすことである。間欠割出部分90は、絶え間ない回転のためにクランクシャフト76Dに機械的に結合された駆動輪92、および断続的な間欠割出回転のために弁体88に機械的に結合された間欠割出輪（インデックス輪）94を含む。駆動輪92は、はめ歯92Aと、スカラップ部分（扇形切欠部分）92Cおよび非スカラップ円形保持部分92Dを有するスカラップ保持ディスク92Bとを含む。間欠割出輪94は、はめ歯92Aを受ける溝94Aと、保持ディスク92Bの非スカラップ保持部分92Dを受ける外部スカラップ94Bを含む。図3Kから図3Nは、連続的に回転する駆動輪92および断続的に回転する間欠割出輪94の相対運動を示す。弁ハウジング86は、図3Kから図3Nでは明快さを期して除去されている。図3Kでは、駆動輪92が、時計回りに270°回転する回転の周期を開始し、間欠割出輪94は吸気通路86Cと燃焼シリンダ70の間の連絡を遮断する位置で静止状態を維持する。図3Lでは、駆動輪92のはめ歯92Aが時計回りに270°移動して、間欠割出輪94の溝94Aとの係合を開始し、したがって間欠割出輪94が反時計回り方向に回転を開始する。図3Mでは、間欠割出輪94がクランクシャフト76Dおよび駆動輪92に対して高速で回転している。図3Mで示した弁体88と弁ハウジング84との相対的位置を、図3Jの断面図でも示す。図3Nでは、間欠割出輪94が図3Mで示した位置から90°前進して、再び静止状態にあり、連続的に回転する駆動輪92は図3Kで示した位置に戻っている。図3Pは一定であるクランクシャフト76Dの回転速度と、クランクシャフトサイクルの90°部分で大幅に変動する弁体88の回転速度との相関をとるプロットを提供する。回転弁の駆動に関して本明細書で説明する機構は、ゼネバ機構として一般的に知られ、クランクシャフトサイクルの比較的小さい部分で高速かつ断続的な方法にて加圧容積と燃焼室74Bとの間の連絡を開き、システムの加圧容積と燃焼室との間の空気圧をほぼ均等にできるように十分にこのような連絡を開くという、上述した目的を達成するために可能な多くの方法の1つにすぎない。

図1は、吸気行程のほぼ半分までいった圧縮シリンダ13、および戻り行程の後半開始時の燃焼シリンダ70を示す。しかし、これらの相対的位置は、2つのシリンダの関係を暗示するものではない。図1では、圧縮シリンダ13と燃焼シリンダ70との間に直接的な機械的接続が図示されていない。圧縮シリンダ13および燃焼シリンダ70は、共通クランクシャフトで結合するか、非常に異なる速度で作動するように結合することができる。しかし、出願人は、燃焼シリンダ70の作動から得られる動力の一部を使用して、圧縮機12に動力を付与するために使用するように意図している。

図1は、量、サイズおよび形状が同等であるものとして圧縮シリンダ13および燃焼シリンダ70を図示する。こうならない場合もある。

図2Aから図2Cは、圧縮シリンダ13の作動を示す。図2Aは、吸気行程中の圧縮シリンダ13を示す。図2Aでは、吸気弁14Aが開放し、出口弁14Bが閉鎖して、空気が圧縮室16Aに引き込まれるにつれて、圧縮ピストン18が下降する。図2Bでは、圧縮シリンダが下死点にあり、吸気弁14Aおよび出口弁14Bの両方が閉鎖している。図2Cでは、上昇する圧縮ピストン18が圧縮空気を圧縮空気導管50の吸気部分52に押し込むにつれて、吸気弁14Aが閉鎖し、出口弁14Bが開放している。図1および図2Aから図2Cで示すこの容積式圧縮機は、当技術分野でよく知られているタイプである。しかし、約15:1の圧縮比を有する圧縮空気を送出可能である任意の適切な圧縮機手段を代わりに使用することができる。

圧縮空気導管50は、圧縮空気を受け取って保存し、次に所望の温度および圧力範囲内で燃焼シリンダ70にこれを送出するように意図されている。図2Aで図示するような圧縮シリンダ13は、15:1を有意に上回る比率で空気を圧縮するように意図されている。周囲温度および圧力(20℃および1大気圧など)の空気は、15:1に圧縮されると、温度が所望の燃料の自動点火温度より高い温度まで上昇することに留意されたい。したがって、圧縮空気導管50は、圧縮シリンダ13を出る圧縮空気内に存在する熱の一部を除去する熱除去フィン56Aを有する熱除去部分56A＿を含む。これに対して、圧縮空気50の断熱リザーバ54は、最小の熱損失で圧縮空気を保存する。高温導管54Aを通る流れを調節する低温圧縮空気弁60および高温圧縮空気弁62は、所望の燃料の自動点火温度より低い事前選択温度範囲内に制御された空気流を混合するように調節することができる。この温度制御形体の存在は、自動点火する燃料を燃焼するように意図されたエンジンで使用するための好ましい形体にすぎない。代替法では、この温度制御形体は、時期尚早の自動点火が問題にならない場合でも有用である。

図3Aから図3Hは、燃焼シリンダ70の動作図である。図4Aから図4Hは、ステムタイプの噴射弁72Aの代わりに図3Iから図3Nで示した回転弁82を有する燃焼シリンダ70の動作図である。図3は対応するタイミング図を提供し、これは図3Aから図3Hおよび図4Aから図4Hで示した位置の相対的タイミングを示す。図3のタイミング図は、重複する区画に分割するものとして見ることができる。これらの区画はさらに、図3Aから図3Pおよび図4Aから図4Hを含む他の図で図示した様々な形状に対応する。区画Aは、図3Aおよび図4Aの弁72Bが区画A中に開放するが、区画Aは、クランクシャフトサイクルの比較的大きい部分にも対応するという範囲で、図3Aおよび図4Aに対応するが、図3Aおよび図4Aは、ある範囲の位置ではなく、1つの位置でピストン76および連接棒76Cを図示しているだけである。この区画の間、ピストン76がその戻り行程の一部を実行するにつれて、燃焼シリンダ70から排気ガスが排出される。図3の区画B1は、間欠割出回転弁82の弁体88の断続的回転に対応し、図3Iから図3Nおよび図4Aから図4Hで図示した回転弁形状にしか当てはまらない。区画B2は、区画B1の中心に配置することが好ましい。区画B2は、弁体88の通路88Aの1つが弁ハウジング86の噴射ポート86Dと連絡し、したがって弁ハウジング86(したがって延長圧縮空気導管50)と燃焼室74Bとの間に開放連絡を提供するサイクルの部分に対応する。回転弁の場合は、区画B2の中心が、図3Jで図示したような1つの通路88Aと噴射ポート86Dとの位置合わせに対応する。それでも、ステムバルブの場合、区画B2は、噴射弁72Aが開放しているサイクルの部分にも対応する。区画Aおよび区画B2はわずかに重複し、燃焼室74Bからの排気ガスの掃気を示すことに留意されたい。このような掃気を図3Bおよび図4Bで示す。噴射弁に単純なステムバルブを使用する場合は、区画B1が削除され、区画Aおよび区画B2の重複部分が図3Bと対応する。この場合も、ステムタイプの噴射弁を使用すると、区画Aと重複していない区画B2の部分が、燃焼シリンダ70内に加圧空気が噴射される図3Cに対応する。区画Cは、図3Dおよび図4Dで示す燃料の噴射に対応する。位置Dは、図3Eおよび図4Eで示すような点火イニシエータまたは点火プラグの起動に対応する。上述したように、位置D、さらに点火イニシエータ72Dは任意選択であり、ディーゼルタイプのエンジンが望ましい場合は削除してよい。図3の区画Cの燃料噴射は、エンジン設計者の所望に従い、空気噴射部分B2と重複するか、完全にその中に入ってもよい。エンジン設計の当業者は、空気噴射部分B2と燃料噴射部分Cとの両方を、点火イニシエータ72Dの動作の前に完了するか、ディーゼルの場合は、自動点火をもたらす燃料噴射の前に、空気の噴射が完了しなければならないことを理解するはずである。燃焼ピストン76は、サイクルのこれらの区画の間に上死点位置に向かって上方向に進行しているので、噴射した混合気のわずかな再圧縮が生じる。この再圧縮効果は、エンジンサイクルの適切な設計によって最小限に抑えるか補償することができる。区画Eは、図3Fおよび図4Fで示した燃焼段階に対応する。区画Fは、図3Gおよび図4Gで示したサイクルの膨張部分に対応する。任意選択で、区画Gは、図3Aから図3Hでは図示されるが図4Aから図4Hでは削除されている、任意選択の排気ポート74Cの露出を示す。

図3の図のようなタイミング図は、本明細書では図2Aから図2Cで示したような圧縮シリンダ13の動作を示すために提供されたものではない。これは、圧縮シリンダ13の吸気および圧縮部分のタイミングが非常に単純で、ばね式弁の使用でも管理できるからである。しかし、上述した様々なプロセスは、熱力学的な図である図5および図6に関連づけることができる。本発明のエンジンは、燃焼サイクルから機械的に分離した圧縮サイクルでもよいが、図5および図6は、これらの別個の機械的サイクルが1つの熱力学的サイクルでいかに相互に関係するかを示す。

図5および図6は、熱力学的サイクルを図解するために当業者が通常使用するタイプの熱力学的プロットである。これらのプロットは、この場合は空気である作動流体の各サイクルの過程における状態を表す。図5および図6の点1、2、3および4の間に引いた経路は、典型的な先行技術の内燃機関の標準的オットーサイクルを表す。点1、2A、2B、3Aおよび4Aの間に引いた経路は、本発明の内燃機関10の熱力学的サイクルを表す。

図5は、圧力と比容積との熱力学的プロットであり、図6は、温度とエントロピとの熱力学的プロットを与える。比容積は、密度の逆数にすぎず、キログラム当たりの立方メートル数で表すことができる。多くにとって、エントロピは把握するのが比較的困難な概念である。これは、作動流体(本発明のエンジンの空気など)が周囲環境の主流の状態から逸脱した程度として理解することができる。したがって、例えば図6では、状態点3Aが、燃焼室74Bの気体が非常に高温で、非常に高圧である燃焼プロセスの終了時に対応し、これは周囲状態からは大きく異なる高いエントロピ状態である。これに対して、図6の状態点1は、圧縮シリンダ13の圧縮行程において吸気前の大気に対応し、周囲環境の低いエントロピ状態とは異ならない状態である。

上述したように、図5および図6では典型的な先行技術のオットーサイクルエンジンの熱力学的サイクルが、状態点1、2、3および4を含む経路を辿るサイクルとして表される。圧縮は状態点1と2の間で生じ、燃焼は状態点2と3の間で生じ、燃焼ガスの膨張は状態点3と4の間で生じ、気体状燃焼生成物の排気は、状態点4と1の間で生じる。概して、典型的な先行技術のエンジンでは、熱力学的効率が、状態点3と4の間で捕捉した有用な作業と、状態点1と3の間に生じる圧縮および燃料燃焼に必要なエネルギ入力との比率として理解される。

図5および図6では、図1のエンジンの好ましい実施形態の熱力学的サイクルが、状態点1、2A、2B、3Aおよび4Aを通る経路で表される。シリンダ13の圧縮は点1と点2Aの間で生じる。圧縮空気導管50内におけるシリンダ12からの圧縮空気の任意選択の冷却は、点2Aと点2Bの間で生じる。この任意選択の冷却がない場合、プロセスは点2Aから点3Aへと直接進む。図6では、状態点2Bが燃料の点火温度より低い温度であることに留意されたい。これによって、火花点火するように適合された燃料を使用するエンジンの自動点火とは反対に、火花を制御した点火が可能になる。このように自動点火温度より下まで冷却すると、少しエネルギ損になるが、追加圧縮の熱力学的利点の多くが保持される。

この追加圧縮は、図5および図6の点2から点2Aまでの経路に対応する。

例えば、典型的オットーサイクルエンジンについて上述した状態点1、2、3および4は、下表で示すように、以下のように与えることができる。

点 説明 圧力(P) 比容積(v) 温度T
(MPa) (ｍ^３/kg) (°K)
1 圧縮開始 0.100 MPa 0.829ｍ^３/kg 289°K
(14.4 psia) (60°F)
2 圧縮終了 1.825 Mpa 0.104ｍ^３/kg 663°K
3 燃焼終了 8.739 Mpa 0.104ｍ^３/kg 3175°K
4 排気終了 0.475 Mpa 0.829 ｍ^３/kg 1382°K
(69.0 psia) (2028°F)
上表は、典型的な8:1の圧縮比を特徴とする例示的プロセスを示し、加えた熱は1900KJ/Kg、熱損は783KJ/Kg、有効作業は1017KJ/Kgである。これは、56.5%の熱力学的効率を生じる。

これに対して、図5および図6で示す状態点1、2、2A、2B、3Aおよび4Aは、例えば以下の第2表で説明することができる。

点 説明 圧力(P) 比容積(v) 温度T
(MPa) (ｍ^３/kg) (°K)
1 圧縮開始 0.100 MPa 0.829 m3/kg 289°K
(14.4 psia) (60°F)
2A 圧縮終了 6.597 MPa 0.041ｍ^３/kg 957°K
2B 中間冷却器出口 4.569 MPa 0.041ｍ^３/kg 663°K
3A 燃焼終了 21.878 MPa 0.041ｍ^３/kg 3175°K
4A 排気終了 0.329 Mpa 0.829ｍ^３/kg 957°K
(48.0 psia) (1264°F)
上表は、図5および図6で示した点1、2A、2B、3Aおよび4Aを辿る例示的プロセスを説明する。この変形プロセスは、本発明のエンジンで達成可能である増強された20:1の圧縮比を特徴とする。この高い圧縮プロセスでは、加えた熱は1800KJ/Kg、熱損は690KJ/Kg、有効作業は1010KJ/Kgである。これは、61.7%の熱力学的効率を生じ、これは典型的な8:1の圧縮比を有する上記のプロセスの56.5%という理論的熱力学的効率よりはるかに高い。

したがって、本明細書では、より高い熱力学的効率または動力密度を達成できるように、オットーサイクルで圧縮空気の圧力および温度を制御する手段、および概ねピストンの戻り行程の後半で燃焼シリンダへの圧縮空気の噴射を制御する手段を有するエンジンを提示する。

本発明の特定の形態を図示し、説明してきたが、請求の範囲および許容可能なその均等物に含まれる限り、本発明はこれに制限されないことを理解されたい。

本発明の内燃機関の線図である。 3つの燃焼シリンダと2つの圧縮シリンダを備える圧縮機とを有する本発明のエンジンの例示的実施形態の概略図を示す。 吸気行程中の圧縮シリンダを示す。 下死点における圧縮シリンダを示す。 圧縮行程中の圧縮シリンダを示す。 図3Aから図3Hで示した燃焼シリンダサイクルおよび図4Aから図4Hで示した燃焼シリンダサイクルの区画A〜Gのタイミングを示すタイミング図である。 先行サイクルから残った気体状燃焼生成物が排気弁を通して排出されるサイクル区画Aの間の燃焼シリンダを示す。 先行サイクルからの最後に残った気体状燃焼生成物を掃気するために、加圧空気噴射弁と排気弁との両方が開放しているAとB2とが重なったサイクル区画中の燃焼シリンダを示す。 加圧空気を燃焼シリンダ内に噴射するサイクル区画B2中の燃焼シリンダを示す。 燃料を燃焼シリンダ内に噴射するサイクル区画C中の燃焼シリンダを示す。 燃焼ピストンが上死点に近く、混合気が点火プラグによって点火されているサイクル点D中の燃焼シリンダを示す。 混合気が燃焼プロセス中に燃焼ピストンが上死点にあるサイクル区画E中の燃焼シリンダを示す。 燃焼生成物の気体が膨張する動力行程中のサイクル区画F中の燃焼シリンダを示す。 気体状燃焼生成物が露出した排気ポートを通して逃げるにつれ、燃焼ピストンが下死点にある任意選択のサイクル区画G中の燃焼シリンダを示す。 間欠割出回転弁を有する燃焼シリンダの等角図である。 図3Lで示した位置の弁体を除き、ほぼ図3Iの面A-Aから得た弁ハウジング、弁体および燃焼シリンダの断面を示す断面図である。 弁体が90°回転の終了時に休止した時に、明快さを期して弁ハウジングが除去されている間欠割出回転弁の等角図である。 弁体が次の90°回転を開始した時に、明快さを期して弁ハウジングが除去されている間欠割出回転弁の等角図である。 弁体が高速で回転している時に、明快さを期して弁ハウジングが除去されている間欠割出回転弁の等角図である。 弁体が90°回転の終了時に休止した時に、明快さを期して弁体が除去されている間欠割出回転弁の等角図である。 図3Iから図3Nで示した間欠割出回転弁構成のクランクシャフト位置の関数として弁体の回転速度を示すプロット図である。 先行サイクルから残った気体状燃焼生成物が排気弁を通して排出されるサイクル区画Aの間の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 先行サイクルからの最後に残った気体状燃焼生成物を掃気するために、加圧空気噴射弁と排気弁との両方が開放しているAとB2とが重なったサイクル区画中の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 加圧空気を燃焼シリンダ内に噴射するサイクル区画B2中の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 燃料を燃焼シリンダ内に噴射するサイクル区画C中の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 燃焼ピストンが上死点に近く、混合気が点火プラグによって点火されているサイクル点D中の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 混合気が燃焼プロセス中に燃焼ピストンが上死点にあるサイクル区画E中の回転噴射弁を含む燃焼シリンダを示す。 燃焼生成物の気体が膨張する動力行程中のサイクル区画F中の燃焼シリンダを示す。 気体状燃焼生成物が露出した排気ポートを通して逃げるにつれ、燃焼ピストンが下死点にある任意選択のサイクル区画G中の燃焼シリンダを示す。 加圧空気を冷却する中間冷却器を有する本発明の内燃機関の実施形態の熱力学的サイクルを示す圧力と比容積のグラフである。 加圧空気を冷却する中間冷却器を有する本発明の内燃機関の実施形態の熱力学的サイクルを示す温度とエントロピのグラフである。 膨張比の設定値の曲線を示す動力と圧縮比の例示的プロットである。 膨張比の設定値の曲線を示す熱力学的効率と圧縮比の例示的プロットである。

Claims (25)

1. 内燃機関であって、
   (a)シリンダおよび往復運動ピストンを含む燃焼シリンダを備え、前記往復運動ピストンは、前記ピストンが上死点位置から下死点位置へと移動する動力行程と、前記ピストンが前記下死点位置から前記上死点位置へと移動する戻り行程とを含むサイクルにて前記シリンダ内で往復し、前記動力行程がさらに、前半部分と後半部分に分割され、前記戻り行程がさらに、前半部分と後半部分とに分割され、さらに、
   (b)圧縮空気を生成する圧縮機と、
   (c)圧縮機と前記燃焼シリンダとの間を連絡する圧縮空気導管と、
   (d)前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダとの間の連絡を開閉し、それによってある体積の圧縮空気が前記燃焼シリンダへと断続的に通過できるようにする圧縮空気弁と、
   (e)燃料を前記体積の圧縮空気内へ噴射する燃料噴射器と、
   (f)前記燃焼シリンダから排気を解放する排気手段と、
   (g)(ｉ)前記燃焼シリンダの前記ピストンが、概ね前記戻り行程の前記後半部分にあるときに、前記体積の圧縮空気を前記燃焼シリンダ内へと移送するために、前記圧縮空気弁を開放し、
   (ii)前記圧縮空気弁が開放して、燃料を前記体積の圧縮空気に噴射した後、前記動力行程にてその後の燃焼および膨張のために燃焼可能な混合気を生成するために、前記燃料噴射器を起動し、
   (iii)前記ピストンが前記動力行程の前記後半部分に入った後に、排気ガスが逃げられるように前記排気手段を開放するタイミングシステムと
   を備える内燃機関。
2. 前記混合気の燃焼を開始する燃焼イニシエータをさらに備え、前記タイミングシステムによってタイミングをとった前記燃焼イニシエータの起動は、前記燃料噴射器が起動した後に実行される、請求項1に記載の内燃機関。
3. 前記圧縮空気導管がさらに、前記圧縮空気の前記少なくとも一部を冷却する熱除去部分を備える、請求項1に記載の内燃機関。
4. 前記圧縮空気導管がさらに、前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバを備える、請求項1に記載の内燃機関。
5. 前記圧縮空気導管がさらに、(i)前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバと、(ii)前記圧縮空気を冷却する熱除去部分とを備える、請求項1に記載の内燃機関。
6. 前記圧縮空気導管がさらに、(ｉ)前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバと、(ii)前記圧縮空気を冷却する熱除去部分と、(iii)加圧空気を前記燃焼シリンダに搬送する出口部分と、(iv)冷却していない圧縮空気を前記出口部分に搬送する高温導管と、(v)前記出口部分内の加圧空気の温度を調節するために冷却した圧縮空気と冷却していない圧縮空気との割合を調節するために、冷却した加圧空気を熱除去部分から前記出口部分、および前記高温導管と低温導管の一方の間を連絡する少なくとも1つの弁へと搬送する低温導管とを備える、請求項1に記載の内燃機関。
7. 前記圧縮空気弁が、前記タイミングシステムによって前記燃焼シリンダの前記燃焼の前記ピストンと連動されており、前記戻り行程の前記後半部分の前記シリンダサイクルの部分に、前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダの間の連絡を開放する、請求項1に記載の内燃機関。
8. 前記圧縮空気弁が、前記燃焼シリンダのヘッドに配置されたステムバルブであり、前記ステムバルブが前記タイミングシステムによって前記燃焼シリンダの前記ピストンと連動されており、前記戻り行程の前記後半部分の前記シリンダサイクルの部分に、前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダの間の連絡を開放する、請求項1に記載の内燃機関。
9. 前記圧縮空気弁が、前記タイミングシステムによって前記燃焼シリンダの前記ピストンと連動される回転弁であり、前記回転弁が、前記戻り行程の前記後半部分の前記シリンダサイクルの部分に、前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダとの間の断続的連絡を確立する通路を含む、請求項1に記載の内燃機関。
10. 前記燃焼シリンダがさらに、前記ピストンの前記往復運動に応答して連続回転するために、前記ピストンをクランクシャフトに接続する連接棒を含み、
    前記圧縮空気弁が間欠割出回転弁であり、前記回転弁が、弁体と、前記ピストンがほぼ前記戻り行程の前記後半にあるときに、前記クランクシャフトの前記連続回転に応答して前記弁体を断続的に回転させるために、前記弁体を前記クランクシャフトと作動可能に連結する間欠割出手段とを含み、前記弁体が、前記弁体の前記断続的回転の部分にて前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダの間の連絡を提供する通路を含む、請求項1に記載の内燃機関。
11. 前記燃焼シリンダがさらに、前記ピストンの前記往復運動に応答して連続回転するために、前記ピストンをクランクシャフトに連結する連接棒を含み、
    前記圧縮空気弁が、前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダの間に配置された間欠割出回転弁であり、前記間欠割出回転弁がさらに、前記圧縮空気導管と空気連絡する弁ハウジングの容積を囲む弁ハウジングを備え、前記弁ハウジングが、前記弁ハウジングの容積を前記燃焼シリンダに連通する噴射ポートと、前記噴射ポートと密封された関係で前記弁ハウジング内に回転自在に配置され、前記弁ハウジングの容積と前記噴射ポートとの間に空気連絡を断続的に確立する少なくとも1つの通路を含む弁体と、前記弁体を断続的に回転させるために前記弁体と前記クランクシャフトを連動させる間欠割出手段とを有しており、
    前記弁体の前記少なくとも1つの通路が、前記弁ハウジングの容積と前記噴射ポートとの間に空気連絡を確立して、前記圧縮空気の前記容積が前記燃焼シリンダへと通過できるようにする、請求項1に記載の内燃機関。
12. 前記燃焼シリンダがさらに、前記ピストンの前記往復運動に応答して連続回転するために、前記ピストンをクランクシャフトに連結する連接棒を含み、
    前記圧縮空気弁が、前記圧縮空気導管と前記燃焼シリンダの間に配置された間欠割出回転弁であり、前記間欠割出回転弁がさらに、前記圧縮空気導管と空気連絡する弁ハウジングの容積を囲む弁ハウジングを備え、前記弁ハウジングが、前記弁ハウジングの容積を前記燃焼シリンダに連通する噴射ポートと、前記噴射ポートと密封された関係で前記弁ハウジング内に回転自在に配置され、前記弁ハウジングの容積と前記噴射ポートとの間の空気連絡を断続的に開放するために少なくとも1つの通路を含む弁体と、前記弁体の前記少なくとも1つの通路が、前記弁ハウジングと前記噴射ポートの間の空気連絡を開放して、前記噴射空気を前記燃焼シリンダ内に搬送するように、前記弁体を断続的に回転するために前記弁体と前記クランクシャフトの間を連結する間欠割出機構とを有しており、前記間欠割出機構が駆動輪および間欠割出輪を含み、前記駆動輪が、前記クランクシャフトとともに連続的に回転するためにそれに結合され、前記駆動輪が少なくとも1つのはめ歯および保持ディスクを有し、前記間欠割出輪が前記弁体と結合して、前記駆動輪の回転サイクルの第1部分で前記駆動輪の前記はめ歯の連続的な回転運動に応答して、前記間欠割出輪を断続的に動作させるために前記駆動輪の前記少なくとも1つのはめ歯を受ける少なくとも1つの溝を有し、前記間欠割出輪がさらに、前記駆動輪の回転サイクルの第2部分で前記間欠割出輪を静止位置に保持するために、前記駆動輪の前記保持ディスクと適合性である少なくとも1つの保持形体を備え、前記弁体と前記間欠割出輪は、前記駆動輪の回転サイクルの前記第1部分で、前記弁体の前記少なくとも1つの通路と前記噴射ポートとの間の空気連絡が生じるように結合され、前記駆動輪と前記クランクシャフトも、ほぼ前記ピストンが前記戻り行程の前記後半部分にあるときに、前記駆動輪の回転サイクルの前記第1部分が生じるように結合されている、請求項1に記載の内燃機関。
13. 前記燃焼シリンダが、前記燃焼シリンダのピストンと共通クランクシャフトを機械的に連結する連接棒を含む複数の燃焼シリンダのうちの1つである、請求項1に記載の内燃機関。
14. 前記圧縮機が圧縮シリンダを含む、請求項1に記載の内燃機関。
15. 前記燃焼シリンダが、クランクシャフトと、ピストンとクランクシャフトとを連結する連接棒とを含み、
    前記圧縮機が、前記クランクシャフトに機械的に連結されているピストンを含む圧縮シリンダを含む、請求項1に記載の内燃機関。
16. 前記燃焼シリンダが、第1クランクシャフトと、ピストンと第1クランクシャフトとを連結する連接棒とを含み、
    前記圧縮機が、第2クランクシャフトに機械的に連結されているピストンを含む圧縮シリンダを含み、
    前記第1クランクシャフトと前記第2クランクシャフトとが、前記第1クランクシャフトと前記第2クランクシャフトとの相対的回転速度を調節できるように連動されており、
    それによって前記第1クランクシャフトと前記第2クランクシャフトの相対的回転速度を調節すると、前記圧縮空気導管内の空気圧力が調節され、エンジンの有効容積圧縮比を調節することができる、請求項1に記載の内燃機関。
17. 前記燃焼シリンダが、第1クランクシャフトと、ピストンと第1クランクシャフトとを連結する連接棒とを含み、
    前記圧縮機が、第2クランクシャフトに機械的に結合するピストンを含む圧縮シリンダを含み、
    前記第1クランクシャフトと前記第2クランクシャフトが、前記第1クランクに対する前記第2クランクの回転速度の比率が比較的低い第1比率と、前記第1クランクに対する前記第2クランクの回転速度の比率が比較的高い第2比率との間で作動するような構成である可変比率ギアボックスによって作動可能に接続され、前記第1比率は、比較的低い容積圧縮比に対応する比較的低い圧力で前記圧縮空気導管内の空気圧を維持するためのものであり、前記第2比率は、比較的高い圧縮比に対応する比較的高い圧力で前記圧縮空気導管内の空気圧を維持するためのものであり、前記第1比率は、比較的高い効率および比較的低い動力密度の動作のためのものであり、前記第2比率は、比較的低い効率および比較的高い動力密度の動作のためのものである、請求項1に記載の内燃機関。
18. 駆動シャフトを動力により連続回転させるための連続サイクルで膨張部分と収縮部分とに交互に変わる間に、最小容積と最大容積との間で往復する燃焼室を含むタイプの内燃機関との組み合わせで、圧縮空気を前記燃焼室に噴射するシステムであって、
    (a)前記燃焼室と連絡する圧縮空気源と、
    (b)前記圧縮空気源と前記燃焼室との間の連絡を支配する間欠割出回転弁とを備え、前記間欠割出回転弁が、弁体と、前記燃焼室の前記連続サイクルの一部で前記駆動シャフトの前記連続回転に応答して、前記弁体を断続的に回転させるために、前記弁体を前記駆動シャフトに動作可能に結合する間欠割出手段とを含み、前記弁体が、前記弁体の前記断続的回転中に、前記圧縮空気源と前記燃焼室との間に連絡を提供する通路を含むものであるシステム。
19. 前記圧縮空気源がさらに、圧縮機と、前記圧縮機と前記燃焼室との間を連絡する圧縮空気導管とを備える、請求項18に記載のシステム。
20. 前記圧縮空気源がさらに、圧縮機と、前記圧縮機と前記燃焼室との間を連絡する圧縮空気導管とを備え、前記圧縮空気導管がさらに、前記圧縮空気の前記少なくとも一部を冷却するために熱除去部分を備える、請求項18に記載のシステム。
21. 前記圧縮空気源がさらに、前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバを備える、請求項18に記載のシステム。
22. 前記圧縮空気源がさらに、(ｉ)前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバと、(ii)前記圧縮空気を冷却する熱除去部分とを備える、請求項18に記載のシステム。
23. 前記圧縮空気源がさらに、圧縮機と、前記圧縮機と前記燃焼室との間を連絡する圧縮空気導管とを備え、前記圧縮空気導管がさらに、(ｉ)前記圧縮空気を蓄積し、保存するリザーバと、(ii)前記圧縮空気を冷却する熱除去部分と、(iii)加圧空気を前記燃焼シリンダに搬送する出口部分と、(iv)冷却していない圧縮空気を前記出口部分に搬送する高温導管と、 (v)前記出口部分内の加圧空気の温度を調節するために冷却した圧縮空気と冷却していない圧縮空気との割合を調節するために、冷却した加圧空気を熱除去部分から前記出口部分、および前記高温導管と低温導管の一方の間を連絡する少なくとも1つの弁へと搬送する低温導管とを備える、請求項18に記載のシステム。
24. 前記間欠割出手段が、前記駆動シャフトとともに連続的に回転するために駆動シャフトに結合された駆動輪と、前記弁体に結合された間欠割出輪とを備え、前記駆動輪および前記間欠割出輪が、前記駆動輪の第1回転部分で前記駆動輪の連続回転に応答して、前記間欠割出輪の断続的回転を引き起こす係合構造の第1相補セットを有し、前記駆動輪および前記間欠割出輪が、前記駆動輪の第2回転部分で前記間欠割出輪の回転をロックするために係合構造の第2相補セットを有し、前記間欠割出輪が前記弁体に結合されていて、前記弁体の通路が前記間欠割出輪および前記弁体の前記断続的回転中に、前記圧縮空気源と前記燃焼室との間に連絡を提供する、請求項18に記載のシステム。
25. 前記間欠割出手段が、前記駆動シャフトとともに連続的に回転するために駆動シャフトに結合された駆動輪と、前記弁体に結合された間欠割出輪とを備え、前記駆動輪および前記間欠割出輪が、前記駆動輪の第1回転部分で前記駆動輪の連続回転に応答して、前記間欠割出輪の断続的回転を引き起こすために、少なくとも1つのはめ歯および前記はめ歯を受ける少なくとも1つの半径方向の溝を含む係合構造の第1相補セットを有し、前記駆動輪および前記間欠割出輪が、前記駆動輪の第2回転部分で前記間欠割出輪の回転をロックするために、前記間欠割出輪の少なくとも1つの扇形切欠部分および前記駆動輪の少なくとも1つの相補的円形保持部分を含む係合構造の第２相補セットを有し、前記間欠割出輪が前記弁体に結合されていて、前記弁体の通路が、前記間欠割出輪および前記弁体の前記断続的回転中に前記圧縮空気源と前記燃焼室との間に連絡を提供する、請求項18に記載のシステム。

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