JP2010096184A - ロータリエンジン及びロータリエンジンの燃焼サイクルにおいて連続トルクを生成する方法 - Google Patents

Abstract

【課題】従来の内燃機関に比べてより大きなトルクを達成する。
【解決手段】移動チャンバ（１７０）と固定凸面（１００）の逆変位によって燃焼サイクル全体を通して連続トルクを生成する内燃ロータリエンジンであって、非対称チャンバ（１７０）、クランクシャフト（５０）の非対称配列、可変長の機械的クランクアーム（１２０）の一つ以上を備える。これにより、従来のピストンエンジン又はロータリエンジンよりエンジンの単位変位の馬力の出力を大きくすることができる。
【選択図】図２０

Description

逆変位、非対称サイクル、及び連続トルク生成の一つ以上を示す内燃機関（内燃エンジン）について説明される。

内燃機関は、作動流体における化学反応から熱エネルギーが出力される熱機関である。内燃機関における作動流体は、当業者に公知であるように、ガソリン、ディーゼル燃料等の燃料と、空気からなる。熱は、燃料の化学反応によって放出され、使用済み燃料の副生成物を環境へ排気することで廃棄される。これに対して、蒸気機関等の外燃機関において、熱は、固体の壁を介して作動流体に送られ、他の固体の壁を通して環境へ廃棄される。

内燃機関は、蒸気機関等の他機関の種類に対して、二つの固有の利点を有する。第１に、内燃機関は、補助冷却の場合を除いては、熱交換を必要とせず、機関の重量、容積、コスト、及び複雑さを軽減する。第２に、内燃機関は、壁を通した高温の熱伝達を必要としない。このため、作動流体の最大温度は、最大許容壁材温度を超えてもよい。しかしながら、内燃機関には、既知の固有の欠点もある。実際に、作動流体は、燃焼資源、空気、及び燃焼生成物が限定される場合があり、燃焼条件にフレキシビリティが殆どない。排気熱、太陽エネルギー及び原子力などの非燃料系の熱資源を使用することはできない。更に、現在設計されている内燃機関は非常に効率が悪い。

米国特許第４０５５１５６Ａ号 米国特許第２９１９０６２Ａ号 米国特許第３６３６９３０Ａ号 米国特許第３９８１６４５Ａ号 特開４７−１６５７０号公報 特開６１−２１０２２８号公報

しかしながら、内燃機関の以上の利点は、内燃機関を使用する際の欠点をはるかに凌ぐ。オットーサイクル（Ｏｔｔｏ Ｃｙｃｌｅ）に基づく４サイクルの内燃機関は今日の社会で広く使用されている。組み合わされた他のタイプの全ての熱機関より多くの内燃機関が使用されている。内燃機関の一つの問題はエンジン効率が不充分であることである。内燃機関が利用できる現在の技術によって得られる、作動流体のエネルギーを使用可能な動力に変換するときの効率は、約２５％に留まっている。このように、不充分なエンジン効率は燃料に対するニーズを高めるが、同時に、高いレベルの大気汚染を招いている。

機関は、燃料を使用可能な馬力（パワー）に変換するように設計される。内燃機関において、燃料は燃やされて高圧力の形の力を付与し、この力がなんらかの機械的手段によってトルク又は回転動作に変換され、自動車の駆動シャフト、鋸切り刃、芝刈り刃などの所望の対象物を動かす。アルキメデスの原理によって説明されるように、所与の時間で回転軸周りに発生するトルクは、（垂直な力のベクトル）と（この垂直な力が加わる回転軸からの距離）の積に等しい。馬力と機関のトルク出力の関係が以下の式で示される：
（１） 馬力＝トルク＊（一分当たりの回転数／５２５２）
トルクは、現在の機関の設計においては、所与の時間にクランクシャフトに印加され得る力の量と、力が印加されるクランクシャフトからの角度及び距離を制御する機械的な変換の幾何学的配列とによって制限される。現在の内燃機関技術において、力のトルクへの機械的変換の幾何学的配列を変更するフレキシビリティは殆どない。トルクを大きくするために、発生される力の量の増加が要求され、これによって、より大きな排気機関が作られ、また、より多くの燃料が要求される。

現在の内燃機関技術の焦点は、馬力（ｈｐ）出力と機関変位の立方インチ又は機関作動容積の合計との関係である。馬力と機関変位の立方インチの理想的な関係は、約１：１である。これは、１ｈｐの出力が機関変位の立方インチ毎に生成されるということである。しかしながら、現在入手できる大部分の内燃機関では、この１：１の関係はいまだ成立しておらず、機関変位の立方インチ当たり約０．８５ｈｐを達成するにすぎない。例えば、ターボチャージャーの追加などの設計上の増分的改良に伴って、馬力出力レベルは、機関総変位の立方インチ当たり約１ｈｐを超えて増加され得る。しかしながら、現在の効率の改良は、利益を見据えての増分であり、非常に複雑で経費が掛かる。

内燃機関の大部分はピストンエンジン（ピストン機関）である。内燃ピストンエンジンにおいて、燃料は燃やされて圧力を生成し、この圧力がピストンの動かす力を生成するために使用され得る。図１（ａ）乃至図１（ｄ）に示されるように、ピストンエンジンにおいて、燃料はチャンバ内へ向けられ、ピストンによって圧縮され得る。火花（スパーク）が燃料を発火するために使用され、これによって、燃料の燃焼とチャンバ内の圧力及び温度の増加が生じ、さらに、燃料が位置し得る作動容積（ｗｏｒｋｉｎｇ ｖｏｌｕｍｅ）の拡大が生じる。燃焼生成物又は排気物は環境へ放出され得る。（１）吸気（取込み）、（２）圧縮、（３）燃焼、及び（４）排気として知られる４サイクルのシーケンスは、まとめてオットーサイクルとして知られている。今日の内燃機関の殆ど全てがオットーサイクルを用いて設計され得る。オットーサイクルのシーケンスは上述のリスト順に発生する。圧縮と燃焼のサイクルは対（つい）のサイクルである。作動入力の大部分が圧縮サイクル中に発生するが、出力馬力の大部分は燃焼サイクル中に生成され得る。これらの二つのサイクルは互いに逆方向のプロセスであり、一般に、システムのネットワーク出力を示す圧力体積（ＰＶ）図で同様の座標と共にグラフで示される。排気及び吸気サイクルも対（つい）のサイクルであり、従来の機関においては、互いに逆方向のプロセスである。排気サイクル中は、作動容積は排気ガスを追い出すために減少され、吸気サイクル中は、作動容積は燃料を取込むために拡大され得る。排気及び吸気サイクルは、その各サイクル中に行われる作業があまり重要でないと考えられるので、ＰＶ図においてグラフ化されていない。図２に例示的なＰＶ図が示されており、このＰＶ図は、ＡＢ間の圧縮サイクル、ＢＣ間の燃料の発火と作動容積の圧力増加、ＣＤ間の燃焼サイクルと作動容積の拡大、及びＤＡ間の排気と吸気サイクルを示す。

燃焼又は排気サイクル中の作動容積の縮小が、燃焼又は吸気サイクル中の作動容積の拡大とは全く正反対のプロセスである点で、圧縮と燃焼は互いに逆のプロセスであり、排気と吸気も互いに逆のプロセスであるといえる。ピストンの各動作中、作動容積の変化は同じになり得るが、先行するピストン動作での作動容積の変化方向とは反対方向であり、ピストン動作の方向は同じとなり得るが、先行する動作方向とは反対方向である。ピストンの力のトルクへの機械的変換、トルクをピストンの力へ戻して変換する機械的変換は、逆方向の機械的プロセスである。

図１（ａ）乃至図１（ｄ）に示されるように、ピストンエンジンの各ストロークは、チャンバ１０内でのピストン２０の線形動作に一致する。図１（ａ）に示されるように、ピストン２０がチャンバ壁に沿った方向２６へ移動して作動容積１７０を増加させると、燃料は、取込口６０からチャンバ１０へ運び込まれ、吸気サイクルを形成する（図１（ｂ））。吸気サイクルの最後では、図１（ｃ）に示されるように、ピストン２０がチャンバ壁に沿って動作方向を逆にして方向２７へ移動し、図１（ｄ）に示されるように、燃料と存在する空気を圧縮して、圧縮サイクルを形成する。燃焼サイクル（図１（ａ））の最初の辺りでは、圧縮された燃料と空気の混合物が発火口８０からの火花によって発火され、温度と圧力を急速に増加させて、燃料を発火させ燃やしてガスを発生させる。トラップされたガスによって作動容積における圧力が増加し、チャンバ内の作動容積１７０が拡大する（図１（ｂ））。含有された燃料のエネルギは、トルクを生成するために使用され得る力を生成する。燃焼による生成物は、排気サイクル中に排気口７０を介して外の環境に排気され得る（図１（ｄ））。上述されたように、ピストンは、オットーサイクルのシーケンスを移動するためにチャンバを４回横切る。ピストンはオットーサイクルを連続的に移動することができる。しかしながら、燃焼サイクル中のみ作動が抽出されるので、少なくとも一つのピストンが任意の所与の時間でトルクを生成し、他のサイクルを介して他のピストンを押圧することができるように、一つ以上のピストンが使用され、相互接続される。２つ、４つ、６つ、８つ又はそれ以上の複数のピストンを連結しても使用することができるが、任意の所与の時間で一つ以上のピストンがオットーサイクルの残りのピストンとは異なる部分に位置する。反対方向の複数のピストンの動作は、均衡のとれた動きを提供し、これによって、エンジンは制御不可能に振動することはなく、エンジンのスタートが容易になる。

図１（ａ）乃至図１（ｄ）に示されるピストンエンジンにおいて、チャンバ１０内のピストン２０の移動は、ピストン２０が、接続ロッド３０とクランクピボット４２を介して接続ロッド３０に接続されたクランクアーム４０とを介してクランクシャフト５０と接続することによって、トルクへ変換され得る。ピストン２０のモーション２６及び２７は、クランクシャフト５０と同軸上であってもよい。クランクシャフトは、ピストンの線形動作の力によって駆動され、円形動作２８で回転する。トルクは、（力）×（枢軸点、この場合、クランクシャフト５０、からの力が印加される垂直距離）に等しい。燃焼サイクルの初期において、図１（ａ）に示されるように、ピルトン２０とクランクアーム４０は、クランクシャフト５０と位置合わせされ、ピストン２０の力全体がクランクシャフト５０の上へ直接印加されてもよい。この瞬間に力が枢軸点に印加される垂直距離はゼロであり、生成されるトルクもゼロである。クランクアーム４０がクランクシャフト５０からある程度の垂直方向に離間されトルクを発生し始めるのは、クランクシャフト５０がある程度回転し始めてからである。この関係は、大体、クランクアーム４０がピストンの動線と成す角度Ａのｓｉｎとして変化する。ピストン２０に掛る力は、最初に燃料が燃焼し最大圧力と最小容積下にある時の燃焼サイクルの初期付近で最も大きい。エンジンの力学は、ピストンからの力を、トルクを生成する方向に、即ち、クランクシャフトと成す角度で印加させないので、エネルギーの大部分の成分が失われる。実際、トルクへ変換されるピストンからの力はほんの一部分であり、残った力は排気熱として放散される。この問題も、図３（ａ）乃至図３（ｃ）に示されるように、"ＷＡＮＫＥＬ（ワンケル）"ロータリエンジンなどの現在の内燃ロータリエンジン技術の問題として挙げられる。

大部分の基本的な形態において、及び、例えば、図３（ａ）乃至図３（ｃ）において、ロータリエンジンは一般に単一の対称チャンバ１０を有する。ピストンの代わりに、チャンバ１０内でクランクシャフト５０の周りを回転すると、チャンバ壁を押圧する多面ロータ２２が用いられる。図３（ａ）乃至図３（ｃ）に示されるように、ロータは時計方向に回転することができる。ロータ２２が回転すると、オットーサイクルの四つのサイクルの各々が発生するために必要な作動容積の変化１７０ａ、１７０ｂ、及び１７０ｃを生じる。ワンケルロータリエンジンに対しては、チャンバ１０は、クランクシャフト５０の中心で略楕円形である。ワンケルロータリエンジンに対するロータ２２は、略三角形を有し、三つの凸状ロータ面５（ａ）乃至５（ｃ）と三つの異なる作動容積１７０ａ、１７０ｂ、及び１７０ｃを形成する。クランクシャフト５０に対する円形穴５５は、ロータ２２の中心にセットされ得る。ロータ２２はクランクシャフト周りで対称的な動作をする。図３（ａ）乃至図３（ｃ）に示されるように、チャンバ壁の形状は、ロータ２２がクランクシャフト５０の周辺を回転して、４サイクルの各々を完了する際に、ロータ２２の三つの先端２１ａ乃至ｃが全て常にチャンバ壁と接触しているように設計され得る。ロータ２２の内部は、円形穴５５の内部に配置されたギア（図示しない）によってクランクシャフト５０と相互作用するとクランクシャフト５０を回転させる。ピストンエンジンにおけるように、吸気口６０、排気口７０、及び発火口８０は、作動容積１７０ａ乃至１７０ｃに対して、燃料の提供、燃料の排出、燃料の発火を実行するために存在し、オットーサイクルを可能とする。

ロータリエンジンは、チャンバ壁又はロータの形状を変化させるときに殆どフレキシビリティを発揮しない。トルクは、ロータ面とチャンバ壁の相互作用によって生成され得る。ピストンエンジンにおけるように、ロータリエンジンにも燃焼サイクルのある部分期間中のゼロトルク生成の問題がある。燃焼サイクルの最初と最後に発生し得るケースであるが、ロータ面とチャンバ壁が間に入射角を形成せずに互いを直接押圧する時、トルクは発生しない。ロータ面は、チャンバ壁に沿って摺動するために、いくらかの入射角度をもってチャンバ壁を押圧する必要があり、これにより、シャフトを回転させいくらかのトルク成分を生成する。ロータリエンジンにおいて、ロータとチャンバ壁が互いを押圧する方向は、燃焼サイクルの最初と燃焼サイクルの最後のシャフトと位置合わせされる。このように、まさにピストンエンジンにおけるように、ロータリエンジンによって生成されるトルクは、燃焼サイクルの最初と最後においてゼロであり、生成された力の大部分が浪費される。ロータリエンジンにおいて、トルクは、ロータ面によって生成される力の方向と、チャンバ外壁からの力の方向との間の入射角の関数として変化し、（ロータ面からの力）×（入射角のｓｉｎ）×（入射角のｃｏｓ）に等しいことに注目されたい。入射角は約０度から約２０度まで変化する。これによって、力からトルクへの機械的変換がピストンエンジンよりも減少し、ここで、トルクは０度乃至１８０度の範囲の角度の正弦関数（ｓｉｎ）として変化する。

従来の内燃機関は、ピストン又はロータ上の力のいくらかをクランクシャフト周りのトルクへ変換させる。ピストン及びクランクシャフトの幾何学的関係を見ると、ピストンエンジンに対するトルク計算についての数学表現が得られる。図４は、ピストン力Ｆ（ｐ）、接続ロッドＬ、クランクアームＣ、及びクランクシャフトＣＳの幾何学的関係を示し、これらから数学表現が得られる。図４に示されるように、クランクアームＣがクランクシャフトを周転するにつれて、角度Ａが形成され得る。燃焼サイクルの初期は、角度Ａがゼロ度に等しい。燃焼サイクルが漸進すると、角度Ａは１８０度まで増える。燃焼サイクル中の任意の時点において、クランクシャフト周りのトルクは、接続ロッドＬとクランクアームＣの動きによって生成されるトルクの水平成分Ｆ（ｘ）及び垂直成分Ｆ（ｙ）を合計することによって、公知の三角関数法と代数的な代入を用いて、以下のように計算され得る：

Ｘについて解くために式（３）に代入すると、以下のようになる：

Ｆ（ｘ）＝Ｆ（ｐ）と仮定すると、

上記を式（１）に代入すると、以下のようになる：

等式（２）に示されるように、エンジンにおけるトルクの合計は、（力Ｆ（ｘ））×（Ｃ＊ｓｉｎ（Ａ）であるシャフトからの垂直距離）＋（力Ｆ（ｙ））×（Ｃ＊ｃｏｓ（Ａ）であるシャフトからの垂直距離）に等しい。Ｆ（ｘ）、Ｆ（ｙ）、Ｆ（ｐ）間の関係を代入することによって、トルクに対しての等式（８）が得られる。各成分中、トルクに対する式がｓｉｎ（Ａ）を有するので、トルクはｓｉｎ（Ａ）として変化する。Ａがゼロ度又は１８０度であるとき、トルクはゼロに等しい。図５には、１リットルのピストンエンジンに対する力のトルクへの機械的な変換関数がラインＰとしてグラフで示されている。

ピストンエンジンにおいて、チャンバ内の圧力が最大である燃焼サイクルの初期付近で、ピストンに掛る力は最大である。燃焼サイクルの初期において、角度Ａはゼロ度であり、トルクの成分はゼロに等しい。燃焼サイクルの初期付近のピストンからの力全体はトルクに変換されないので、熱や摩擦として放散され、エネルギを無駄にする。クランクアームがゼロ度より大きい角度へ回転するまで、従来のピストンエンジンでトルクの生成が開始されることはない。

従来のロータリエンジンは、ピストンエンジンとは異なる方法でトルクを生成する。ロータリエンジンは、相互作用するかある角度で互いに押圧する二つの面によってトルクを生成する。トルクは、ロータ面と固定チャンバ凹状壁面によって生成される二つ力の方向間の入射角の関数である。図６に示されるように、二つの面の力が正反対の方向に押圧される時、ロータの力Ｆ（ｒ）と壁の力Ｆ（ｓ）がクランクシャフトＣＳと同軸上となり、入射角を生成しないので、トルクの成分は全く生成されない。トルクの成分が発生されるようにするには、力は、０度より大で９０度未満の入射角で、互いを押圧する必要がある。図７に示されるように、０度や９０度以外の角度で生成される力の交差によって、クランク周りで互いに相対して相互作用する面の側面移動と、トルクＦ（ｔ）の成分の発生と、が生じる。図７に示されるように、トルクは、（ロータの力Ｆ（ｒ））×（クランクシャフトＣＳからチャンバ壁Ｓまでの距離Ｄ）×（ｃｏｓ（Ｃ）＊ｓｉｎ（Ｃ））の力に等しく、ここで、Ｃはチャンバ壁とトルクＦ（ｔ）を生成する力の成分方向との間に形成された入射角であり、Ｆ（ｓ）はチャンバ壁の力である。
（９） トルク＝Ｆ（ｔ）＊Ｄ
（１０）チャンバ壁に沿った力の成分＝Ｆ（ｓ）＊ｓｉｎ（Ｃ）
（１１）トルクＦ（ｔ）を生成する力の成分＝Ｆ（ｓ）＊ｓｉｎ（Ｃ）＊ｃｏｓ（Ｃ）
（１２）Ｆ（ｓ）＝Ｆ（ｒ）、ここで、Ｆ（ｒ）＝ロータからの力
（１３）トルク＝Ｆ（ｒ）＊ｓｉｎ（Ｃ）＊ｃｏｓ（Ｃ）＊Ｄ
ｓｉｎ（Ｃ）＊ｃｏｓ（Ｃ）の値は４５度で最大値となる。４５度において、ｃｏｓ（Ｃ）＊ｓｉｎ（Ｃ）の値は１／２に等しい。

従来のロータリエンジンは、力のトルクへの機械的変換において従来のピストンエンジンにおける問題と同様の問題を有する。ロータリエンジンにおいて、ロータ面からの力の方向とチャンバ外壁からの力の方向が、燃焼サイクルの最初と最後において位置合わせされ得る。ロータ面とチャンバ外壁の力が互いに位置合わせされ、それぞれ、クランクシャフトとも位置合わせされ入射角が形成されないので、燃焼サイクルの最初と最後においてトルクは生成されない。ロータ面とチャンバ外壁が０度より大きく９０度未満の入射角で力が互いを押圧してトルクの成分を生成するのは、燃焼サイクルの中間部分の期間のみである。

現在の技術によって力のトルクへのより大きな変換を達成する際に生じる更なる問題は、クランクアームの長さである。トルクは、（力）×（当該力が印加される枢軸点即ちクランクシャフトから離間された垂直距離）に等しい。クランクアームが長く作られた場合、クランクシャフトと力点との間でより大きな距離が存在するので、短いクランクアームの場合より大きなトルクが生成される。機能的には、クランクアームの長さは、エンジンの力学、例えば、エンジン内燃料の圧縮比によって制限される。長いクランクアームは圧縮サイクル中の高い圧縮比に対応する。ピストンエンジンの場合、ピストンはより長い移動距離を必要とする。しかしながら、ピストンのより長い移動距離は、より大きな機関総変位と、圧縮サイクル中の燃料と空気の混合に対するより高い圧縮比とを意味する。最も一般的な燃料資源であるガソリンに対する圧縮比は、ガソリンが起爆する前の最大約１０：１まで制限される。エンジンにおけるクランクアームの長さは、エンジンの力学と燃料の最大圧縮比とによって求められる。これは、燃料ソースの最大の圧縮点より高い圧縮比を結果的に生じるので、エンジンのクランクアームの長さはこれ以上大きくできない。

本明細書中に記載され、従来の技術で知られているように、エンジンにおけるトルクは、式（１）により馬力に変換される。好適な熱力流体の機械的特性を維持しながら、燃焼サイクルを介してピストンやロータ上に存在する力を連続的にトルクに変換する機械的な変換手段が決定された場合、より大きな馬力が生成され得る。

種々の実施の形態によれば、従来の内燃機関に比べてより大きなトルクを達成する内燃機関が説明される。種々の実施の形態によれば、約４：１の馬力／変位の立方インチ当たりの関係を生成することができる内燃機関が説明される。

種々の実施の形態によれば、固定凸部外形周辺を移動する凹状外形を有するロータリエンジンについて説明される。

種々の実施の形態によれば、燃焼サイクルを通して連続的にトルクを生成することが可能な内燃ロータリエンジンについて説明される。種々の実施の形態によれば、トルクは、凹状外形によって生成される力と固定面によって生成される対向する力が形成する入射角を調整することによってエンジンサイクル全体を介して連続的に生成され得る。

種々の実施の形態によれば、本明細書中に記載されている内燃ロータリエンジンのクランクアーム長さは、同一変位の内燃ロータリエンジンのクランクアーム長さより大きくてもよい。

種々の実施の形態によれば、内燃機関は、少なくとも二つの凹状外形と、互いに対して１８０度の角度で設定された少なくとも二つのチャンバのそれぞれの内部に配置された一つのシャフトとを有し、均衡のとれたエンジンアセンブリを形成する。種々の実施の形態によれば、各チャンバは非対称に形付けられる。

種々の実施の形態によれば、エンジンサイクルを介して長さが変化するクランクアームを有する内燃機関について説明される。種々の実施の形態によれば、クランクアーム長さは燃焼サイクル中は大きくなり、圧縮サイクル中は小さくなる。

種々の実施の形態によれば、クランクシャフトは、内燃ロータリエンジンのチャンバ内の偏心位置に配置され得る。

種々の実施の形態によれば、内燃機関は、作動容積の変化に対して非対称である、燃焼、圧縮、吸気、及び排気からなるサイクルを有することができる。

種々の実施の形態によれば、内燃機関は、燃焼サイクルと圧縮サイクルとの間で、力のトルクへの非対称変換を有することができる。

燃焼サイクル中に連続トルクを生成する方法について説明される。

以下の詳細な説明及び添付図面を参照することによって、本発明の上述された特徴及び利点ならびに他の特徴及び利点は、通常の知識を有する当業者にとってより明確となるであろう。

図面を通じて、同様の構成に関しては同一の符号を付す。これらの図面が、本発明の種々の実施の形態を示すものであり、これらの実施の形態に本発明を制限するものではないことを理解されたい。他の実施の形態は、添付された説明及び添付請求項を参照することによって他の実施の形態が当業者により明確に理解されるものである。

単位当たりの機関変位に対してより大きい馬力とトルクを生成するより効率的な内燃機関を達成するために、従来の内燃機関のいくつかの特徴を、単独で、或いは、組み合わせて、変更することができる。これらの特徴には、固定チャンバ面と作動容積を変化させる移動部分との関係、燃焼サイクル中にクランクシャフトに力が印加されるときの角度、燃焼サイクル中に生成される力のトルクへの機械的な変換、及び作動容積の変化に対するエンジンサイクルの対称性の一つ以上が含まれ得る。これらの特徴の一つ以上を変更することによって、以下に図面を参照して記載されるように、エネルギー効率が改良された内燃機関を生成することができる。

ピストンエンジンとロータリエンジンの両方を有する従来の内燃機関の幾何学的配列は、作動流体がチャンバ内に存在し得る空間の容積、即ち「作動容積」を変更することによって作動する。作動容積は、燃料の吸気を拡大し、燃料の圧縮を低下させ、燃料の発火を拡大し、チャンバからの燃焼副生成物の放出を削減する。従来のピストンとロータリエンジンにおいて、作動容積の変化は、図１（ａ）乃至ｄ及び図３（ａ）乃至図３（ｃ）にそれぞれ示されているように、略凸状のピストン又はロータ面を、チャンバの固定凹面に沿って、移動させることによって達成され得る。図８（ａ）及び図８（ｂ）は、チャンバ１０の固定凹面１１と、凸状ロータ２２の単一面５と固定凹面１１と凸状ロータ面５との間の空間によって生成される作動容積１７０と、の関係を示す。図８（ａ）に示されるように、凸状ロータ面５が、より大きな回転半径１５０を有するチャンバ１０の固定凹面１１の位置からより小さな回転半径１６０を有するチャンバ１０の固定凹面１１上の位置までの方向２３へ、クランクシャフト５０周りを移動する時に、従来のロータリエンジンにおける作動容積１７０が大きくなる。これにより、作動容積１７０は、凸状ロータ面５が小さな回転半径１６０を有するチャンバ１０の凹面１１の位置にある時に最大となる。図８（ｂ）に示されるように、クランクシャフト５０周りをより小さな回転半径１６０を有するチャンバ１０の固定凹面１１上の位置からより大きな回転半径１５０を有するチャンバ１０の固定凹面１１の位置までの方向２３へ、凸状ロータ面５が移動する時に、作動容積１７０が減少する。従って、作動容積１７０は、凸状ロータ面５が大きな回転半径１５０を有するチャンバ１０の固定凹面１１に配置された時に最小となる。

従来のロータリエンジン又はピストンエンジンに対するエンジン効率を高めるため、本発明の一つの実施の形態において、作動容積がどのようにして形成されるかについての幾何学的配列が変化し得る。燃焼サイクル中にエンジンが力をトルクへと機械的に変換することをより大きくコントロールすることは、従来のエンジンに見られた移動凸形状と固定凹面との関係を反転することによって達成され得る。本発明の種々の実施の形態によれば、図９（ａ）と図９（ｂ）に示されるように、略凹状の外形が固定凹面の周りを移動することによって、作業容量が変化する。図９（ａ）に見られるように、従来のエンジンと比較して、移動部分と固定面の逆変位によって、凹状外形２４が固定凸面９０のクランクシャフト５０の周りを、固定凸面９０の回転半径１６０がより小さい位置から固定凸面９０の回転半径１５０がより大きい位置までの方向２９へ、移動する時に、作動容積１７０が大きくなる。図９（ｂ）に示されるように、凹状外形２４が、固定凸面９０の回転半径１５０がより大きい位置から固定凸面９０の回転半径１６０がより小さい位置までの方向２９へ、クランクシャフト５０の周りを移動する時に、作動容積１７０が小さくなる。従来のロータリエンジン技術に比較して、作動容積がいかに形成されるかによって、固定面上で最大の作動容積が発生するところに逆の関係が成立する。

エンジンの移動部分とチャンバ面の間の従来の空間的な関係の逆変位は、いくつかの移動可能な凸面が固定凹状チャンバの作動容積を介して移動する現在のエンジン技術とは反対に、固定凸面に沿って作動容積を画定する凹状空間を移動することによって、作動容積に変化を生じさせる。ピストンエンジンとの類似点は、ピストンを静かに保持してピストンに沿って円筒形チャンバを上下に移動させて作動容積に変化を生じさせることである。移動部分と固定面の逆変位がエンジンの回転動作を変更するために使用され得る。現在のエンジン技術において、ある部分がチャンバの作動容積を介して移動するときに、この部分は、作動容積を介して移動したのと同じように再び移動して出て行くにすぎないので、作動容積は、それが縮小した方向と全く逆に拡大すればよいのである。従来のエンジンの作動容積の拡大縮小は、全く逆のプロセスであり、吸気、圧縮、燃焼、排気の四つのサイクルにわたって対称形である。移動部分と固定面の逆変位によって、作動容積の拡大縮小とそれによって得られる力は、作動容積の形状を特定することによって制御され得る。作動容積の経路及び形状を制御することによって、トルクへの力の好適な機械的変換が設計され、変位単位当たりより大きな馬力をエンジンに付与することができる。作動容積における変化は、移動凹状外形が摺動する凸面の曲線の半径の関数として発生し得る。移動する凹状外形の経路に沿った各ポイントで固定凸面の形状に応じて異なる量まで、縮小拡大することができる。逆変位エンジンにおける移動部分と固定面の逆の関係によって、吸気、圧縮、燃焼、及び排気の四つのサイクルが互いから独立し、これらのサイクルが非対称になるように最適化され得る。逆変位エンジンは以下に詳細に説明される。

種々の実施の形態によれば、図１０と図１１（図１０の線１１−１１に沿った断面図）に示されるように、凹状外形が逆変位エンジンにおいて使用され得る。図１０及び図１１に示されるように、凹状外形２４は半球形であってもよく、シリンダの長手方向半分の形状に類似していてもよい。凹状外形２４の内部曲線２００は半円形であってもよいし、あるいは、エンジンチャンバの内部チャンバ壁の形状を補足する任意の他の形状であってもよい。凹状外形２４の内部曲線２００は、内部チャンバ壁の最小の回転半径よりも小さい回転半径を有し得る。凹状外形２４は、脚部３３及び３４を有し、脚部３３及び３４は、凹状外形２４が内部チャンバ壁を回るにつれて、内部チャンバ壁に対して摺動可能に当接された状態のままであってもよい。内部曲線２００と凹状外形２４の脚部３３及び３４が、内部チャンバ壁と共に、作動容積を画定する。凹状外形２４の外部曲線２１０の形状は、脚部３３及び３４がエンジンチャンバの内部チャンバ壁と接触している時にエンジンチャンバの外部チャンバ壁と接触するのに適した任意の形状であってもよい。凹状外形２４の内部曲線２００の形状は、圧縮サイクル中に凹状外形２４が内部チャンバ壁に沿って摺動する際、内部チャンバ壁と組み合わされて、燃焼と空気の混合物に対して所望の圧縮比を提供する作動容積を画定することができるような任意の形状であってもよい。

種々の例示的な実施の形態によれば、凹状外形、内部チャンバ壁、外部チャンバ壁の形状は互いの関数であってもよい。これらの形状は、限定はされないが、相互作用することができる必要があり、球形、楕円、又は他の従来の定義付けられた幾何学的形状に限定はされない任意の様々な湾曲形状であってよい。凹状外形２４の内部曲線２００が半円形であり、凹状外形が凹状外形の幅に略等しい深さを有する種々の実施の形態によれば、凹状外形の内部曲線の有効な加圧面積は、同様の容積のピストンの約２倍であり、クランクシャフトを回転させるためにより大きな力（力＝圧力×面積）を提供する。

種々の実施の形態によれば、及び、図１０及び図１１に示されるように、外部チャンバ壁の外周に沿って凹状外形２４を摺動させる保持器１３０によって、凹状外形２４は、外部チャンバ壁に離脱可能に又は永久的に摺動可能に接続され得るか又は当接され得る。好適な保持器は、限定はされないが、当業者に知られているようなころ軸受け、ギア、又は他の摺動可能な保持器を含む。保持器は、図１０及び図１１に示されるように、凹状外形２４の外部曲線２１０の中心に置かれるか又は一つ以上の方向にオフセットされてもよい。

種々の実施の形態によれば、凹状外形２４の脚部３３及び３４は、内部チャンバ壁に離脱可能に又は永久的に摺動可能に接続されるか又は当接され得る。凹状外形２４の脚部３３及び３４は、限定はされないが、凹状外形２４の一つ以上の脚部３３及び３４上に配置された当業者に知られている、ころ軸受け、ギア、又は他の摺動可能なコネクタなどの摺動可能なコネクタを含んでいてもよい。ここで、摺動可能なコネクタは、凹状外形２４の脚部３３及び３４をして、内部チャンバ壁の外周に沿って摺動させる。

種々の実施の形態によれば、及び、図１０及び図１１に示されるように、クランクピボット１２０は、凹状外形２４の正面を越えて延出するように、凹状外形２４上に配置され得る。種々の実施の形態によれば、クランクピボット１２０は、クランクディスクと相互作用するのに十分な任意のポイントで凹状外形２４の正面を越えて延出するように、配置され得る。クランクピボット１２０は、凹状外形２４がチャンバの内部チャンバ壁に沿って移動する際に、チャンバの外側に配置されたクランクディスクをクランクシャフト周りに押圧するために使用され得る。

種々の実施の形態によれば、及び、図１２に示されるように、凹状外形２４は、固定凸面１００と相互作用する凹型内部曲線２００を有し得る。固定凸面は、チャンバ１０の内部チャンバ壁１００である。固定凸面１００はアイランド９０の外面であってもよい。固定凸面１００、凹状外形２４の内部曲線２００、及び後部チャンバ壁１８０は、面板１４０と共に、作動容積１７０に対する作動容積チャンバを画定する。凹状外形２４の凹状内面２００は、従来のロータリエンジンにおけるロータの一つの面と機能が同等であってもよい。凹状外形２４の外部曲線２１０は、保持器１３０によって外部チャンバ壁１１０と相互作用し、これに沿って摺動することができる。種々の実施の形態によれば、凹状外形２４の外部曲線２１０は、凹状外形２４の脚部３３及び３４を内部チャンバ壁１００に対して保持することができる。凹状外形２４は、摺動可能なコネクタを有する内部チャンバ壁１１０に沿って、摺動したり移動したりすることができる。凹状外形２４の内部チャンバ壁１００周りの移動によって、クランクピボット１２０でクランクシャフト５０と凹状外形２４の両方と相互作用するクランクディスク（図示せず）によって、クランクシャフト５０が回転する。

種々の実施の形態によれば、チャンバ１０は凹状外形２４の厚さに等しい深さになるように設計され得る。チャンバ１０は、アイランド９０、外部チャンバ壁１１０、及び後部チャンバ壁１８０を画定する、内部チャンバ壁１００によって形成され得る。チャンバ１０は、当業者に知られている、一片または複数片の金属、セラミック又は他の好適な材料によって形成されてもよい。種々の実施の形態によれば、内部チャンバ壁１００、アイランド９０、外部チャンバ壁１１０及び後部チャンバ壁１８０は、好適な材料を、くり抜き、加工、及び鋳造することによって形成され得る。種々の実施の形態によれば、アイランド９０と一体の内部チャンバ壁１００は、外部チャンバ壁１１０と後部チャンバ壁８０とは別個に形成され、限定はされないが、例えば、溶接、熱溶融、接着、鍛造、又は機械的締結などの当業者に公知の手段によって、外部チャンバ壁１１０と後部チャンバ壁８０に取付けられてもよい。更に他の実施の形態によれば、アイランド９０は、内部チャンバ壁１００によって画定された空間内へセットされ、内部チャンバ壁１００は後部チャンバ壁１８０と一体形成され、任意であるが、外部チャンバ壁１１０とも一体形成される。種々の実施の形態によれば、アイランド９０は、内部チャンバ壁１００によって画定される中空であってもよい。種々の実施の形態によれば、アイランド９０は中実であってもよい。

種々の実施の形態によれば、図１２に示されるように、面板１４０は、アイランド９０、内部チャンバ壁１００、内部曲線２００を含む凹状外形２４の一部、及び後部チャンバ壁１８０を被覆しつつチャンバ１０を覆うように配置されて、作動容積１７０を含む作動容積チャンバを画定することができる。種々の実施の形態によれば、面板１４０は、当該面板１４０がクランクシャフト５０又は凹状外形２４の動作と接触したり又は妨害したりすることがないように、アイランド９０、内部チャンバ壁１００、又はこれら二つの上に載置されたり、取付けられたりすることができる。種々の実施の形態によれば、面板１４０は、凹状外形２４と相互作用し、作動容積１７０を被覆するだけの十分な距離を、内部チャンバ壁１００を越えてチャンバ１０を覆うように延出しながら、アイランド９０と内部チャンバ壁１００とを被覆する。面板１４０は、当該面板１４０をクランクシャフト５０が貫通する穴を有することができる。他の実施の形態において、面板１４０は、凹状外形２４と相互作用し、作動容積１７０を被覆するだけの十分な距離を、内部チャンバ壁１００からチャンバ１０を覆って延出することができるが、アイランド９０全体を覆うわけではない。種々の実施の形態によれば、面板１４０は、凹状外形２４上に配置されたクランクピボット１２０の動きを妨害しない。種々の実施の形態によれば、面板１４０は、クランクディスクの動作を妨害しない。

種々の実施の形態によれば、図１２に示されるように、作動容積１７０がチャンバ１０内を移動するにつれて、作動容積１７０の領域内の後部チャンバ壁１８０上のチャンバ１０内には、吸気口６０、排気口７０、及び発火口８０が配置され得る。図１２に示されるように、これらの出入口６０、７０、及び８０の位置は、吸気、圧縮、燃焼、及び排気のサイクルを介したエンジンシーケンスとして、凹状外形２４の内部チャンバ壁１００周りの反時計周りの移動２９を前提としている。これらの出入口６０、７０、及び８０は、それぞれのサイクルがチャンバ１０内に発生する場所に対応する位置に配置され得る。種々の実施の形態によれば、発火口８０は、後部チャンバ壁１８０上の作動容積１７０が最小であり、チャンバ１０内に存在する燃料が作動容積１７０内で最大量まで圧縮される位置に、配置される。この位置において、作動容積１７０における燃料と空気の混合物は、発火口８０からの火花によって発火され得る。凹状外形２４が内部チャンバ壁１００の周りを移動し、燃料と空気の混合物が燃焼することによって作動容積１７０が最大まで拡大すると、燃料サイクルが完了される。燃料サイクルに続いて、凹状外形２４は内部チャンバ壁１００の周りを移動することができると共に、作動容積１７０が縮小して、消費された燃料とガスを排気サイクルのチャンバ１０の排気口７０から吐き出す。凹状外形２４が内部チャンバ壁１００の周りを移動しつづける際、作動容積１７０が拡大し、燃料と空気が吸気口６０を介して取込まれると、吸気サイクルが開始される。作動容積１７０が減少するにつれて、凹状外形２４は内部チャンバ壁１００の周りを移動し、発火口８０に達するまで、燃料と空気の混合物を圧縮する。次に、エンジンサイクルが反復される。

種々の実施の形態によれば、例えば、図１２に示されるように、クランクシャフト５０はアイランド９０の中心に配置され得る。種々の実施の形態によれば、クランクシャフト５０はアイランド９０の偏心（オフセンター）に配置され、これによって、凹状外形がチャンバ１０内で内部チャンバ壁１００の周りを可変半径で移動することができる。半径は、任意の所与の時間における凹状外形２４上のクランクシャフト５０からクランクピボット１２０までの距離であってもよい。この距離は機械的なクランクアームの長さであってもよい。オフセットクランクシャフト５０の場合、半径は、凹状外形２４が内部チャンバ壁１００の周りを移動するにつれて変化する。半径の変化によって、クランシャフト５０上のトルク総量がエンジンサイクル全体を通して変化する。半径が大きくなると、クランクシャフト５０上のトルクは大きくなる。半径が小さくなると、クランクシャフト５０上のトルクが大きくなる。クランクシャフト５０がオフセットされる種々の実施の形態によれば、凹状外形２４が、クランクシャフト５０の周りを移動し、クランクピボット１２０を介したクランクディスクとの相互作用によってクランクシャフト５０を回転させると、クランクディスク内にスロットが位置付けられてクランクピボット１２０の変化位置を収容することができる。

図１３は、図１２に描かれた実施の形態の線１３−１３に沿った断面図であり、一つ以上のスロット３６を有するクランクディスク３５の位置を更に示す。図１３に示されるように、種々の実施の形態によれば、エンジンは、チャンバ１０の面板１４０の反対側にクランクディスク３５を含むことができる。種々の実施の形態によれば、凹状外形２４上のクランクピボット１２０と相互作用するための一つ以上のスロット３６を含むことができる。種々の実施の形態によれば、図１３に示されるように、スロット３６は、クランクディスク３５内でクランクピボッド１２０を受容することができる凹部、チャンバ、溝、又は窪みであってもよい。種々の実施の形態によれば、クランクピボット１２０がクランクディスク３５を介して当該クランクディスク３５の上面を越えて延出することができるように、スロット３６はクランクディスク３５を介して延出することができる。クランクディスク３５は、直接、または、当該クランクシャフト５０を回転させることが可能なギア、ベルト、又は他のデバイスの一つ以上の相互作用によって、クランクシャフト５０と接続することができる。種々の実施の形態によれば、クランクディスク３５は、クランクシャフト５０がクランクディスク３５と一緒に回転するようにクランクシャフト５０に永久装着される。種々の実施の形態によれば、クランクディスク５０は、クランクディスク３５のスロット３６に内嵌されるクランクピボッド１２０を介してクランクディスク３５と相互作用する凹状外形２４の移動によって、クランクシャフト５０の周囲を円形又は略円形の経路を描きながら回転し得る。内部チャンバ壁１００の周りを凹状外形２４が移動する時、クランクピボット１２０は、半径の大小に応じて、スロット３６内を前後に摺動することができる。クランクディスク３５、スロット３６、及びクランクピボット１２０の相互作用が可変長クランクアームとして機能する。種々の実施の形態によれば、クランクシャフト５０は、クランクディスク３５を介して中心に配置され得る。種々の実施の形態によれば、一つ以上の凹状外形２４がクランクディスク３５と同時に相互作用することができるように、クランクディスク３５は一つ以上のスロット３６を有することができる。一つ以上の凹状外形２４がクランクディスク３５と同時に相互作用することができる種々の実施の形態によれば、各凹状外形２４を内部チャンバ壁１００周辺又はクランクシャフト５０周辺の相対位置に固定するように、スロット３６はクランクディスク３５内に位置決めされる。

種々の実施の形態によれば、トルクは、燃焼サイクル中の外部チャンバ壁に沿った全てのポイントにおいて、凹状外形からの力の方向と外部チャンバ壁の力の方向との間の入射角が０度より大きく９０度より小さいの角度であるようにチャンバを設計することによって燃焼サイクルにわたって達成され得る。０度乃至９０度の入射角を形成し得る内部チャンバ壁、外部チャンバ壁、及び凹状外形の形状は、所定の入射角に対して代数的に決定され得る。表面と相互作用する力Ｆ（ｒ）によって形成される所定の入射角によって生成されるトルクの量は、前述されたように、Ｆ（ｒ）＊距離Ｄ＊ｃｏｓ（Ｃ）×ｓｉｎ（Ｃ）に等しい。数学的に求められるように、トルクは入射角Ｃが４５度の時に最大値を示す。４５度の角度に対するｓｉｎ×ｃｏｓの値は０．５に等しい。種々の実施の形態によれば、他の約２０度乃至約７０度の入射角は、適切な量のトルクを生成することができる。種々の実施の形態によれば、入射角は燃焼サイクル中にわたって変化し得る。入射角は燃焼サイクル中にわたって減少し得る。

図１４に示されるように、ポイントＣＳの周りを角度Ｄで回転した時に半径Ｒが一定に保たれている場合、半径Ｒによって表された弧への正接Ｃ（ｔａｎＣ）がポイントＸとＺの間で直線を画定する。ｔａｎＣは弧の中心（角度Ｄ／２）で半径に対して直角を形成する。線Ｘ−Ｚが角度Ｄ／２で半径が押圧しているチャンバの表面を表している場合、半径からの力の方向と当該表面からの力の方向との間の入射角は０になる。この関係は、入射角が燃焼サイクルの最初と最後でゼロであるという従来のロータリエンジン技術における条件を表す。燃焼サイクル全期間中のトルクを達成するために、燃焼サイクル期間の全てのポイントにおいて入射角は０乃至９０度の範囲であってもよい。

図１５は、固定ポイントＣＳの周りの角度Ｄを介して変化する半径の回転によって生成される弧に対するポイントＹとＺの間の正接Ｃを示す。正接Ｃが変化する半径が押圧する表面である場合、半径からの力の方向と当該表面からの力の方向との間の入射角は角度Ｅであり、０度乃至９０度の範囲の任意の角度となる。図１５の所与のポイントでの変化する半径の長さはＲ＋ｄＲに等しく、ここで、Ｒはスタート時の半径の長さであり、ｄＲは０に等しいかそれより大きい可変長である。角度Ｄに対するＲとｄＲの値がわかっている場合、入射角Ｅが計算され得る。これに対して、回転角Ｄの中間点Ｄ／２に対する入射角Ｅがわかっている場合、長さｄＲが求められてもよい。

種々の実施の形態によれば、曲線に対する数式が得られる。この数式において、半径が回転基準の固定点の周りを回転するとき、曲線の半径が当該曲線に沿った全てのポイントで表面に対して０度より大きく９０度より小さい入射角を形成する。種々の実施の形態によれば、入射角は曲線に沿った全てのポイントで約２０度乃至約７０度の範囲内であってもよい。当該数式は、可動外形と固定内部チャンバ壁の一部との外形となり得る曲線を導き出すために使用されてもよい。

図１５を参照すると、半径（Ｒ＋ｄＲ）がクランクシャフトの周りを回転する際に入射角Ｅを保持するために半径Ｒが増大すべきである量ｄＲを計算するために、所定の入射角Ｅを使用してもよい。４５度の入射角Ｅについては、図１５の三角形ＸＹＺは同じ長さの脚部ＸＹと脚部ＸＺとを有する。４５度の入射角Ｅを形成するために必要な半径Ｒに相対する半径ｄＲの変化量を求めるための式は以下のように表される：
（１４）ｄＲ＊ｃｏｓ（Ｄ／２）＝ｄＲ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）＋２＊Ｒ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）
（１５）ｄＲ＊（ｃｏｓ（Ｄ／２）−ｓｉｎ（Ｄ／２））＝２＊Ｒ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）
（１６）ｄＲ／Ｒ＝２＊ｓｉｎ（Ｄ／２）／（ｃｏｓ（Ｄ／２）−ｓｉｎ（Ｄ／２））
式１６は、所与の回転角度Ｄ、例えば１度に対して、半径Ｒは長さｄＲに等しい、ある一定の割合だけ変化すべきであることを示す。割合Ｒは変化するが、ｄＲ／Ｒは回転角Ｄに対して４５度の一定の入射角Ｅを維持するために一定である。割合の変化は長さの増加であってもよい。例えば、式１６を用いて、１度の回転角度に対して生成される４５度の入射角Ｅに対しては、半径Ｒは約１．７６％大きくなってもよい。Ｒが変化する割合（ｄＲ）は、回転角度毎の初期値Ｒとは無関係に一定のままであってもよい。４５度以外の角度に対する一般式は、式１６の右項をスケーリング係数Ｋで乗算することによって生成され得る。スケーリング係数Ｋは、三角形ＸＹＺの脚部ＸＺの長さを入射角Ｅが４５度から変化したときの脚部ＸＹの長さと比較した時の差である。ここで、長さＸＹと長さＸＺは等しい。入射角Ｅが４５度でない場合、式は以下のように表される：
（１７）ｄＲ／Ｒ＝２＊ｓｉｎ（Ｄ／２）／（Ｋ＊ｃｏｓ（Ｄ／２）−ｓｉｎ（Ｄ／２））
スケーリング係数Ｋは、１／ｔａｎ（Ｅ）に等しい。角度Ｅが４５度である場合、即ち、１／ｔａｎ（４５）＝１の場合、式（１６）が得られる。角度Ｅが４５度でない場合、Ｋは１に等しくない値を有する。式（１７）は、回転角度Ｄに対して半径Ｒが変化すべき割合を計算して所定の入射角Ｅを生成するために使用される。一定の入射角Ｅを用いて式（１６）又は（１７）によって生成される曲線は、回転の固定点から外方向へ急速に螺旋を描くことができる。半径の変化の割合が小さいあまり鋭くない螺旋の場合、変化する入射角Ｅが使用され得る。例えば、曲線の開始時の入射角は、４５度以上及び９０度未満であってもよく、Ｒが固定点の周りを回転するにつれて次第に減少する。種々の実施の形態によれば、例えば、変化する入射角、例えば、連続的に減少する入射角は、９０度乃至０度又は７０度乃至２０度の範囲に維持されてもよい。図１５に関して式（１４）を参照すると、ｄＲ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）の項は式の他の項に相対して非常に小さな値を定義することが分かる。項ｄＲ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）を加算するのではなく、項２＊Ｒ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）から減算した場合、半径Ｒの値はさらに増加し続けるが、さらには徐々に入射角Ｅは減少し続ける。項２＊Ｒ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）から項ｄＲ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）を減算して４５度以外の開始入射角をスケーリング係数でスケーリングすることによって以下の式が得られる：
（１８）ｄＲ＝２＊Ｒ＊ｓｉｎ（Ｄ／２）／（Ｋ＊ｃｏｓ（Ｄ／２）＋ｓｉｎ（Ｄ／２））
種々の実施の形態によれば、開始半径長さ２と４５度の開始入射角Ｅを有する上記式（１８）を用いると、Ｋは１に等しく、図１６に示されるような曲線が生成される。

式（１６）は、式（１８）によって生成される例示的な曲線と、一つは１単位に等しい半径を有し、他は２単位に等しい半径を有する二つの円グラフとを示す。図１６に関しては、式（１８）によって生成された曲線の任意点での正接への原点から引かれた線が、回転角０度で４５度の入射角を有し、当該入射角は回転角度９０度で約２０度まで徐々に減少する。図１６の曲線の外形を有する内部チャンバ壁が形成され、これによって、回転角０度で４５度で開始し、回転角９０度で約２０まで次第に減少する凹状外形を有する入射角が得られる。外部チャンバ壁の外形が内部チャンバ壁の外形の関数となり得るので、燃焼サイクル中、凹状外形からトルクを生成する力の成分の方向と外部チャンバ壁の力の方向と間の入射角も約４５度から約２０度まで変化する。

内部チャンバ壁の外形を形成するために、式（１８）によって形成される曲線、例えば、図１６に示される曲線が反復され、１８０度回転されて、図１７に示されるように、同一形状の二つの交差する曲線を形成することができる。例えば、図１７において作られる形状は、凹状外形がチャンバ内で周りを回転することができる内部チャンバ壁とアイランドとを画定することができる。式（１８）によって形成される曲線の原点は、アイランド内のクランクシャフトの位置であってもよい。種々の実施の形態によれば、図１７に示されるように、クランクシャフトはアイランド内の偏心に配置されてもよい。図１８に示されるように、内部チャンバ壁の形状と咬み合う凹状外形が形成され得る。

図１８に例示されているように、凹状外形２４は、内部曲線２００の中心に対してオフセットされたクランクピボット１２０と保持器１３０とを有し得る。クランクピボット１２０と保持器１３０の位置は、内部曲線２００を構成するために使用され、式（１８）によって形成された曲線の原点又はクランクシャフト５０の位置に対応し得る、回転の幾何学的中心に対応し得る。図１８は、チャンバ１０内の内部チャンバ壁１００、アイランド９０、外部チャンバ壁１１０、クランクピボット１２０と保持器１３０とを有する凹状外形２４、及びクランクシャフト５０を示し、これらの各々の外形及び／又は位置は式（１８）によって生成された曲線に対して決定される。

種々の実施の形態によれば、外部チャンバ壁１１０の形状は、凹状外形を内部チャンバ壁の周りで移動させることによって生成され得る。外部チャンバ壁は、凹状外形の保持器又は外部曲線が外部チャンバ壁に沿って移動する間、内部チャンバ壁に対して凹状外形を保持するように設計され得る。図１８は、内部チャンバ壁１００と凹状外形２４から形成される外部チャンバ壁１１０の形状を示す。種々の実施の形態によれば、外部チャンバ壁１１０は、当該内部チャンバ壁１００の少なくとも一部と同じ形状をすることができるが、サイズがやや大きく、燃焼サイクルに対応するチャンバ１０の一部の期間中は原点周りを、例えば、９０度の角度で回転され得る。

図１９（ａ）は、図１６の曲線から作成された内部チャンバ壁１００と、凹状外形が内部チャンバ壁１００の周りを摺動することによって形成される外部チャンバ壁１１０と、を示す。外部チャンバ壁１１０の外形は、内部チャンバ壁１００を生成するために使用された曲線の縮尺変更版に対応する。図１９（ｂ）は、図１６に示された内部チャンバ壁の曲線の縮尺変更版３１０を示す。図１９（ａ）及び図１９（ｂ）を参照すると、内部チャンバ壁１００の常に接触している凹状外形を保持するために必要とされる外部チャンバ壁１１０は、外部チャンバ壁１１０の一部の少なくとも燃焼サイクルに対応する期間中、内部チャンバ壁１００の外形の縮尺変更版であってもよい。

内部チャンバ壁の曲線は本明細書中に上記に説明された式によって決定される曲線から変化し得る。内部チャンバ壁の曲線の形状のこのような変化は、エンジンサイクル全体の効率を高め、種々のサイクル中の作動容積の非対称な変化を形成するために使用され得る。例えば、排気サイクルと圧縮サイクルはそれぞれ同じ量だけ作動容積を縮小するサイクルとして従来のエンジンにおいて特徴付けられる。本明細書中に説明されるエンジンにおいて、各サイクルは、エンジンチャンバの異なる部分に物理的に発生し異なるサイズの作動容積を有することができるので、排気サイクルと圧縮サイクルは互いに独立していいてもよい。作動容積を圧縮サイクルが縮小するよりももっと多く縮小するように、排気サイクルは設計され、燃焼副生成物をより完璧に排気する。より完璧な排気は、内部チャンバ壁の形状がこのサイクル中の作動容積により大きな変化を生成するように排気サイクルに対応する位置で内部チャンバ壁の形状を変更することによって、より完璧な排気が達成され得る。内部チャンバ壁形状の変更によって作動容積の変化に対してもはや対称ではないサイクルが得られる。吸気、排気、圧縮、又は燃焼などの残りのサイクルの一つ以上よりも一つのサイクルにおいて異なる量だけ作動容積が変化する、非対称のエンジンサイクルが生成され得る。この開示及び関連する図面を参照及び／又は実践する際の他のインクリメントな改良を達成するために内部チャンバ壁の形状に対して行われる効率について他の変更が可能であることは当業者に明白である。

二つのエンジンが同一変位を有する、ピストンエンジンにおけるトルクへの力の変換関数を、燃焼サイクル中に、本明細書中に記載の逆変位非対称ロータリエンジンのトルクへの力の変換関数と比較するグラフが、図５に示されている。ピストンエンジン（Ｐ）によって生成されるトルクは、ピストン上の力がこの時点で最大であっても、燃焼サイクルの開始時にはゼロである。燃焼サイクル中に生成されるトルクの値は、最大値まで上昇しゼロまで下がる。比較可能な逆変位非対称ロータリエンジン（ＩＤＡＲ）に対する機械的な変換関数のグラフはゼロでスタートしない。ＩＤＡＲグラフは燃焼サイクルの開始時にある値を有し、この値が燃焼サイクル中で増大して、結果的に力をトルクへ変える連続的な変換が得られる。ＩＤＡＲ曲線でみられる力のトルクへの連続的な変換は、逆変位非対称ロータリエンジンの燃焼サイクルの通してクランクアームの幾何的な長さの増加によるものであってもよい。ＩＤＡＲ曲線でみられる力のトルクへの連続的な変換は、凹状外形の力の方向と、外部チャンバ壁の力の方向と、の間の入射角の最適化によるものであってもよい。変換関数曲線ＰとＩＤＡＲの下の領域を比較すると、逆変位非対称ロータリエンジンが、同一変位の従来のピストンエンジンに比べると、約４倍大きいトルク生成能力を有することがわかる。

連続トルク逆変位非対称ロータリエンジン（ＩＤＡＲ）は、凹状外形からの力の方向と外部チャンバ壁の力の方向の間に固定又は可変の入射角を形成しながら生成され得る。得られるエンジンは、燃焼サイクルにわたって連続的にトルクを生成する。アイランド上のクランクシャフトの位置とＩＤＡＲエンジン内の内部チャンバ壁の形状は、凹状外形に対して、それが内部チャンバ壁の周りを回転するにつれて、当該凹状外形に対して非対称の経路を形成することができる。凹状外形の移動によって作動容積チャンバが移動し、これによって、作動容積がクランクシャフト周りを移動する。クランクシャフトから外部チャンバ壁又はクランクピボッドまで描かれた半径は、凹状外形が内部チャンバ壁周囲を移動し、これらのサイクルが回転の固定点からのある距離に対して非対称となり、作動容積チャンバのサイズが変化するにつれて非対称の作動容積が生成される。

種々の実施の形態によれば、振動やがたつきを最小限にしてエンジン全体に対してバランスの取れた動作を達成するために、クランクシャフトの周りを回転し、互いに対して設定された二つ以上のチャンバを有する、ＩＤＡＲエンジンが製造され得る。種々の実施の形態によれば、そして、図２０に示されるように、二つのチャンバ１０は、互いに隣接して配置され、クランクシャフト５０に沿って接続され得る。各チャンバ１０は、アイランド９０周辺の外部チャンバ壁１００と、外部チャンバ壁１１０と、後部チャンバ壁１８０と、クランクピボット１２０を有する凹状外形２４と、保持器１３０と、面板１４０とを含む。各凹状外形２４のクランクピボット１２０は、クランクシャフト５０に取付けられたクランクディスク３５上のスロット３６と相互作用することができる。種々の実施の形態によれば、スロットは、クランクピボット１２０が、クランクディスクを介して、クランクディスクの上面を越えて、延出することができるように、クランクディスク３５を介して延出することができる。凹状外形２４が内部チャンバ壁１００の周りを回転するたびに、クランクピボット１２０のクランクディスク３５との相互作用によってクランクディスク３５とクランクシャフト５０が回転する。種々の実施の形態によれば、各凹状外形２４は異なる時間でそれぞれの燃焼サイクル内にある。クランクシャフト５０は、面板１４０、又は、内部チャンバ壁１００内のアイランド９０から妨害されることなく、回転が可能となるように位置決めされる。各チャンバ１０は、エンジンブロック内に配置され得る。エンジンブロックは、ボルト、スクリュー、溶接、接着剤、当業者に知られた他の締結技術によってクランクディスク３５の空間を超えて共に連結されてもよい。エンジンブロックは、クランクディスク３５の移動、チャンバク１０間でのクランクディスク３５の配置、各チャンバ１０上の面板１４５０の配置、又はこれらを組み合わせたものを移動するための十分な空間を提供するように連結され得る。種々の実施の形態によれば、チャンバ１０は、クランクディスク３５を共有することができるし、あるいは、各チャンバ１０は個別のクランクディスク３５を有することができる。

種々の実施の形態によれば、そして、図２０に示されるように、二つの凹状外形２４がチャンバ１０内に配置され得て、このような複数のチャンバはクランクディスク３５の動きを越えた周辺で接続され得る。クランクシャフト５０は各チャンバ１０を介して延出することができる。各凹状外形２４はそれぞれのクランクピボット１２０を介してクランクディスク３５へ接続されることができ、これによって、一つのクランクディスク３５はそれに接続された四つの凹状外形２４によって回転され得る。種々の実施の形態によれば、一つの凹状外形は四つのチャンバの各々の内部へ配置され得る。種々の実施の形態によれば、一以上の、例えば、１つ、２つ、４つ、又は８つなどの任意数の凹状外形が単一のクランクディスクに接続されてもよい。二つ以上のチャンバ１０を有する種々の実施の形態によれば、チャンバ１０はクランクシャフト５０の周辺で互いからオフセットされ、図２０に示すように、バランスのとれた動きを生成することができる。種々の実施の形態によれば、例えば、二つのチャンバがクランクシャフトの周辺に配置されて、互いから１８０度回転されたり、三つのチャンバがクランクシャフトの周辺に配置されて、互いから１２０度回転されたり、四つのチャンバがクランクシャフトの周辺に配置されて、互いから９０度回転され得る。

従来のロータリエンジン又はピストンエンジンとは対照的に、ＩＤＡＲエンジンは、圧縮サイクル中に圧縮されるのとは違った方法で燃焼サイクル中に拡大する作動容積を有することができる。作動容積の変化は、凹状外形がチャンバ周辺を移動する際の半径の変化に関連付けられ、機械的なクランクアームの長さを変えることができる。種々の実施の形態によれば、エンジンの非対称性はクランクシャフトの偏心から得ることができ、これによって、四つのサイクル中に凹状外形の内部チャンバ壁周辺での非対称な動きが生じる。非対称性は、内部チャンバ壁、外部チャンバ壁、又は凹状外形の一つ以上の形状を変化させた結果であってもよく、これによって、作動容積が各サイクルで変化する量に非対称性が生じる。

当業者は本発明に具体的に説明されている実施の形態以外の実施の形態を簡単に想定することができよう。全ての実施の形態は、同等の方法、装置及び手段を含む請求の範囲及び権限内で包括されるように意図されており、本発明の範囲は、添付請求項によって以下に説明され得る。

ピストンエンジンにおけるエンジンサイクル中のピストンの種々の位置を示す図である。 ピストンエンジンにおけるエンジンサイクル中のピストンの種々の位置を示す図である。 ピストンエンジンにおけるエンジンサイクル中のピストンの種々の位置を示す図である。 ピストンエンジンにおけるエンジンサイクル中のピストンの種々の位置を示す図である。 ピストンエンジンの圧力−容積の曲線を示すグラフである。 Ｗａｎｋｌｅ（ワンクル）ロータリエンジンのエンジンサイクル中のロータの種々の位置を示すである。 Ｗａｎｋｌｅ（ワンクル）ロータリエンジンのエンジンサイクル中のロータの種々の位置を示すである。 Ｗａｎｋｌｅ（ワンクル）ロータリエンジンのエンジンサイクル中のロータの種々の位置を示すである。 ピストン力Ｆ（ｐ）力とピストン移動によるクランクシャフトＣＳ周辺に生成されるトルクとの幾何学的関係を示す図である。 ピストンエンジンＰと本明細書中に記載されている内燃ロータリエンジンの力からトルクへの変換のグラフを示す図である。 ロータの力と壁の成分力が同一線上にある時の壁の力Ｆ（ｓ）とロータの力Ｆ（ｒ）との幾何学的関係を示す。 ロータの力と壁の成分力が同一線上にない時のトルク成分Ｆ（ｔ）を生成する壁の力Ｆ（ｓ）とロータの力Ｆ（ｒ）との幾何学的関係を示す。 ロータ面が作動容積が最大になるような位置に配置されたロータの一方の面を示す略図である。 ロータ面が作動容積が最小になるような位置に配置されたロータの一方の面を示す略図である。 本発明の一つの実施の形態による、作動容積が最大になるように固定凸面に対して凹面を配置した場合を示す略図である。 本発明の一つの実施の形態による、作動容積が最小になるように固定凸面に対して凹面を配置した場合を示す略図である。 本発明の一つの実施の形態による凹状外形の前面を示す図である。 本発明の一つの実施の形態による凹状外形を示す図１０の線１１−１１に沿った断面図である。 本発明の一つの実施の形態によるロータリエンジンチャンバの吸気口、発火口、及び排気口、並びに面板、凹状外形、クランクピボット、及び保持器を示す略図である。 ロータリエンジンを示す図１２の線１３−１３に沿った断面図である。 半径が枢軸点周辺を反時計周りに増分量だけ回転すると、その長さが一定に保たれる半径によって生成される曲線に対しての半径の幾何学的な関係を示す図である。 半径が枢軸点周辺を反時計周りに増分量だけ回転すると、その長さが大きくなる半径によって生成される曲線に対しての半径の幾何学的な関係を示す図である。 半径が枢軸点周辺を反時計周りに回転すると、その長さが一定して増加する場合に生成される曲線を示すグラフである。 本発明の一実施の形態による、アイランドの内部チャンバ壁とこのアイランド上のクランクシャフトの位置との形状を示し、この形状が図１６の曲線に関連している。 本発明の一実施の形態による、凹状外形、クランクピボット、保持器、クランクシャフト、及び外部チャンバ壁を有する図１７のアイランドを有するロータリエンジンを示す略図である。 図１７のアイランドに対する内部チャンバ壁の関係を示す図である。 図１９（ａ）の外部チャンバ壁の形状に整合する図１６の曲線の一部を示す縮尺グラフである。 本発明の一実施の形態によるエンジンを示す分解図であり、当該エンジンは、二つのチャンバ、クランクシャフトと、クランクディクスと、を有し、各チャンバが、凹状外形と面板と内部チャンバ壁と後部チャンバ壁と外部チャンバ壁とを含み、各凹状外形が保持器とクランクピボットとを含む。

５０ クランクシャフト
１００ 固定凸面
１２０ 機械的クランクアーム
１７０ 非対称チャンバ

Claims (32)

1. 一つ以上の略凹状の可動外形と、
   アイランドを画定する固定凸面と、
   を含むロータリエンジンであって、
   前記可動外形が前記アイランド周辺を移動するように収容されて両間で作動容積が画定され、
   前記ロータリエンジンは、
   前記アイランドを囲僥しかつ非対称に形付けられるチャンバ内壁によって画定される
   チャンバを更に備えたことを特徴する、
   ロータリエンジン。
2. 前記可動外形及び前記アイランドは、非対称に形付けられ、前記可動外形が、前記固定凸面のまわりで非対称なパスをたどるように収容されて両間で作動容積が画定されることを特徴とする請求項１記載のロータリエンジン。
3. 前記チャンバは、非対称に形付けられたチャンバ外壁とチャンバ後壁とにより更に画定され、
   前記可動外形は、前記チャンバ内を移動可能であり、前記チャンバ外壁と前記チャンバ内壁の一つ以上と摺動可能に相互作用することが可能である、
   ことを特徴とする請求項２記載のロータリエンジン。
4. 前記ロータリエンジンは、
   前記可動外形上に配置されるクランクピボットと、
   前記クランクピボットを受け取り該クランクピボットによって移動されることが可能なクランクディスクと、
   前記アイランド内に非対称に位置されるように前記アイランドを介して配置され、前記クランクディスクに接続されるクランクシャフトと、
   面板と、
   を更に備え、
   前記面板と、前記可動外形と、前記チャンバ後壁と、前記チャンバ内壁によって前記作動容積を含む作動容積チャンバが画定される、
   ことを特徴とする請求項３に記載のロータリエンジン。
5. 前記チャンバは、吸気口、排気口、及び発火口を有することを特徴とする請求項４に記載のロータリエンジン。
6. 一つ以上の略凹状の可動外形と、
   アイランドを画定する固定凸面と、
   を含むロータリエンジンであって、
   前記可動外形が前記アイランド周辺を移動するように収容されて両間で作動容積が画定され、
   前記ロータリエンジンは、
   前記アイランドを囲僥するチャンバ内壁によって画定されるチャンバと、
   前記可動外形上に配置されるクランクピボットと、
   前記クランクピボットを受け取り該クランクピボットによって移動されることが可能なクランクディスクと、
   前記アイランド内に非対称に位置されるように前記アイランドを介して配置され、前記クランクディスクに接続されるクランクシャフトと、
   面板と、
   を更に備えたことを特徴する、
   ロータリエンジン。
7. 前記可動外形及び前記アイランドは、非対称に形付けられ、前記可動外形が、前記固定凸面のまわりで非対称なパスをたどるように収容されて両間で作動容積が画定されることを特徴とする請求項６記載のロータリエンジン。
8. 前記チャンバは、非対称に形付けられたチャンバ外壁とチャンバ後壁とにより更に画定され、
   前記可動外形は、前記チャンバ内を移動可能であり、前記チャンバ外壁と前記チャンバ内壁の一つ以上と摺動可能に相互作用することが可能であり、
   前記面板と、前記可動外形と、前記チャンバ後壁と、前記チャンバ内壁によって前記作動容積を含む作動容積チャンバが画定される、
   ことを特徴とする請求項７記載のロータリエンジン。
9. 前記チャンバは、吸気口、排気口、及び発火口を有することを特徴とする請求項８に記載のロータリエンジン。
10. 一つ以上の略凹状の可動外形と、
    アイランドを画定する固定凸面と、
    を含むロータリエンジンであって、
    前記可動外形が、前記アイランドのまわりで非対称なパスをたどるように収容されて両間で作動容積が画定される、
    ことを特徴とするロータリエンジン。
11. 前記ロータリエンジンは、
    非対称に形付けられるチャンバ外壁によって画定されるチャンバと、
    チャンバ後壁と、
    を備え、
    前記アイランドは、非対称に形付けられ、前記ロータリエンジンは、前記アイランドを囲僥しかつ非対称に形付けられるチャンバ内壁を含み、
    前記チャンバは、
    吸気口、
    排気口、及び
    発火口を有し、
    前記可動外形は、前記チャンバ内を移動可能であり、前記チャンバ外壁と前記チャンバ内壁の一つ以上と摺動可能に相互作用することが可能であり、
    前記ロータリエンジンは、
    前記可動外形上に配置されるクランクピボットと、
    前記クランクピボットを受け取り該クランクピボットによって移動されることが可能なクランクディスクと、
    前記アイランド内に非対称に位置されるように前記アイランドを介して配置され、前記クランクディスクに接続されるクランクシャフトと、
    面板と、
    を備え、
    前記面板と、前記可動外形と、前記チャンバ後壁と、前記チャンバ内壁によって前記作動容積を含む作動容積チャンバが画定される、
    ことを特徴とする請求項１に記載のロータリエンジン。
12. 前記可動外形が前記固定凸面周辺を移動すると、前記作動容積が変化する、請求項１、６、１０の何れか１項に記載のロータリエンジン。
13. 前記作動容積の変化が、エンジンの吸気サイクル、圧縮サイクル、燃焼サイクル、及び排気サイクルの１つに対応する、請求項１２に記載のロータリエンジン。
14. 前記作動容積が、エンジン吸気サイクル、圧縮サイクル、燃焼サイクル、又は排気サイクルの二つ以上の間で異なっている、請求項１２に記載のロータリエンジン。
15. 前記可動外形が前記固定凸面上の曲率半径が小さい位置から前記固定凸面上の曲率半径が大きい位置へ移動すると、前記作動容積が大きくなる、請求項１２に記載のロータリエンジン。
16. 前記可動外形が前記固定凸面上の曲率半径が小さい位置から前記固定凸面上の曲率半径が大きい位置へ移動すると、前記作動容積が大きくなる、請求項１、９、１１の何れか１項に記載のエンジン。
17. 前記エンジンの各サイクルが、吸気、圧縮、燃焼、及び排気のサブサイクルを含み、該サブサイクルの各々が、度数測定によって、前記可動外形の前記内部チャンバ周辺を回転する回転量に対応する、請求項１、９、１１の何れか１項に記載のロータリエンジン。
18. 少なくとも一つのサブサイクルに対する回転量が、少なくとも一つの他のサブサイクルの回転量とは異なる、請求項１７に記載のロータリエンジン。
19. 少なくとも一つのサブサイクルにおける作動容積が、少なくとも二つの他のサブサイクルの作動容積とは異なる、請求項１７に記載のロータリエンジン。
20. 前記可動外形からのトルクを生成する力の方向と前記チャンバ外壁の正接との間の入射角が燃焼サイクル中の０度乃至９０度の範囲である、請求項１、９、１１の何れか１項に記載のロータリエンジン。
21. 前記可動外形が前記チャンバ内壁周辺を移動すると、前記入射角が変化する、請求項２０に記載のロータリエンジン。
22. 前記入射角が約１５度乃至約７５度の範囲である、請求項２０に記載のロータリエンジン。
23. 前記入射角が約３０度乃至約６０度の範囲である、請求項２０に記載のロータリエンジン。
24. 前記入射角が約４５度である、請求項２０に記載のロータリエンジン。
25. 前記チャンバから前記クランクシャフト周辺を約１８０度回転した第２のチャンバを有する、請求項１、９、１１の何れか１項に記載のロータリエンジン。
26. 前記作動容積チャンバが前記エンジン内で移動する、請求項１、９、１１の何れか１項に記載のロータリエンジン。
27. 前記作動容積チャンバの前記移動が前記クランクシャフト周辺で行われる、請求項２６に記載のロータリエンジン。
28. 非対称でありかつ略凸状の固定のチャンバ内壁、チャンバ後壁、非対称でありかつ略凹状の可動外形、及び面板間で作動容積を形成するステップと、
    前記可動外形を、前記可動外形がチャンバ外壁に沿って摺動させることによって、前記チャンバ内壁周辺で非対称のパスをたどるように、移動させるステップと、
    を有する、
    ロータリエンジンの燃焼サイクルにおいて連続トルクを生成する方法。
29. 前記チャンバ外壁は、非対称に形付けられることを特徴とする請求項２８記載の方法。
30. 前記可動外形からトルクを生成する力の方向と前記チャンバ外壁の正接との入射角が０度乃至９０度である、請求項２９に記載の方法。
31. 前記入射角が約１５度乃至約７５度である、請求項２９に記載の方法。
32. 前記入射角が約３０度乃至約６０度である、請求項２９に記載の方法。

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