JP2010520412A

JP2010520412A - 廃熱から回収された補助蒸気動力を利用する内燃機関

Info

Publication number: JP2010520412A
Application number: JP2009552764A
Authority: JP
Inventors: ハーモン，ジェームズ，ヴィー．，シニア．; ハーモン，ジェームズ，ヴィー．，ジュニア．; ハーモン，ステファン，シー．
Original assignee: ハーモン，ジェームズ，ヴィー．，シニア．
Priority date: 2007-03-07
Filing date: 2008-03-07
Publication date: 2010-06-10
Anticipated expiration: 2028-03-07
Also published as: CA2680115A1; US7997080B2; JP5065421B2; WO2008109174B1; US20080216480A1; CN101680310A; WO2008109174A1; WO2008109174A8; CA2680115C; EP2142764A1; KR20100014526A

Abstract

本発明は廃燃焼熱から求めた蒸気動力を利用する内燃機関と蒸気機関の複合エンジンに係り、燃焼熱で生じた蒸気がピストン運動を助けて、シリンダーに付いているピストンはシリンダーの内部の燃焼室と蒸気膨脹室間を往復運動して、燃焼圧力と蒸気圧がピストンの両端部に作用して作動中にピストンの運動に影響を及ぼして、シリンダー側壁を介して蒸気膨脹室と通じる排気口がシリンダー側壁に位置して、蒸気膨脹室の一端部にある固定式高温シリンダーギャップに近いシリンダー側壁部分で蒸気がシリンダー側壁を介して排出されるため、廃燃焼熱で点火されたボイラーから蒸気膨脹室に入る蒸気の冷却や凝縮がシリンダーギャップにより防止される。
【選択図】図１

Description

本発明は廃燃焼熱から求めた蒸気動力を利用する内燃機関と蒸気機関の複合エンジンに関する。

内燃機関は全世界のほとんど全ての道路運送に使われているが輻射、エンジン冷媒及び排気により燃料の発熱量の７２〜７５％は損失されている。通常自動車６気筒エンジンのブレーキ馬力は７２ＭＰＨでは燃料の発熱量の２１％であって、４３ＭＰＨでは１８％である（Ｊ．Ｂ．ＨｅｙｗｏｏｄとＭｃＧｒａｗＨｉｌｌの１９８８年版ＩｎｔｅｒｎａｌＣｏｍｂｕｓｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅＦｕｎｄａｍｅｎｔａｌｓ６７５ページ参照）。反面、燃料価格は引き上げられて大気汚染は増加する。廃熱からエネルギーを回収して内燃機関の効率を上げようという試みは何回あったが、既存の装置は明らかな短所を示した。ＢＭＷの米国特許６，８３４，５０３に開示された装置は別途の蒸気膨脹器をベルトで内燃機関に連結してエンジンの冷媒とボイラーで動力を回収する。この装置は大きさと重量と費用を大幅に増加させることはもちろん熱の回収に限界があった。自動車内部の空間的限界によって、全体装置の体積と重量は重要な問題である。ポルシェで開発した廃熱タービンは内燃機関にギヤで連結される（米国特許４，５９０，７６６参照）。本発明は内燃機関の排気条件を改善しながらも優先的に経済性を考慮した高効率膨脹器を備えた（蒸気排出がない）閉回路で蒸気を連続的にリサイクルする方法を提供することを目的とする。廃熱の回収のためにガソリンエンジンと蒸気機関を併合しようという試みがあって、その例ではＳｔｉｌｌのエンジン（１９１０年と１９１２年の英国特許２５，３５６と２８，４７２及び米国特許１，３２４，１８３）とＭａｓｏｎの米国特許３，９２１，４０４がある。Ｓｔｉｌｌのエンジンではピストンの下にシリンダーカバーがあって、狭い環形隙間でシリンダー壁面の穴を介してシリンダーカバーとピストン間に蒸気を出入させる。逆流型機関では、シリンダー全体の蒸気圧が排気行程の間大気圧近く落ちて蒸気温度を降下させて、このためシリンダー壁面が冷却されて次の行程に進入された蒸気の凝縮を起こす。このようになればエンジンの動力が低下される。一方、単流（uniflow）原理で動作する蒸気機関の効率は蒸気の凝縮を減らして逆流式蒸気機関より効率がはるかに高い。二重動作ピストン単流機関が１９８７年版ＭａｒｋｓＳｔａｎｄａｒｄｈａｎｄｂｏｏｋｆｏｒＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒのセクション９−３７に開示されたが、ピストンの過熱問題のため内燃機関と蒸気機関の複合エンジンには不適切だ。

本発明の目的は既存の複合エンジンの熱的非効率性を克服しながらも内燃機関の主要要素であるピストン、シリンダー、コネクティングロッド、クランク軸を利用する長所は生かしてまた内燃機関の機械的損失を共有することによって効率改善とＦヘッドエンジンにあるポケットがないコンパクトな燃焼室を利用することによって高性能高圧縮４行程内燃機関を提供することにある。具体的には、内部燃焼と蒸気が同じピストンに作用しながらも蒸気が進入する時シリンダーやピストンの壁面やヘッドで蒸気の凝縮がなくて既存の内燃機関に固有な凝縮損失をなくす。このために、本発明では蒸気室壁面の冷却を防止しなければならないが、このために低圧排出蒸気を利用する。二重作動内燃蒸気機関の重要な条件は、エンジンの大きさと重量を最小化するために可能な限りシリンダー長さを少なく増やすことにある。しかし、既に燃焼したガス／オイルとブローバイ（blow-by）ガスが蒸気を汚染させてボイラーとコンデンサの効率を低めることを防止することも必要である。本発明はオイルや燃焼生成物で蒸気を汚染させないながらシリンダー長さを可能な限りすこし伸ばすことを目的とする。

本発明の他の目的は内燃機関自体に生じる廃熱をさらに效果的に利用する動力源を提供し、別途の蒸気機関はないながらも内燃機関の廃熱回収率は高めて全体的な体積は減らして生産費は減らして、特に乗用車、バス、トラックなどの自動車に用いることができるエンジンを開発することにある。

本発明の他の目的はピストンに作用する蒸気と燃焼から動力を引出す複合内燃蒸気機関が負荷とボイラー出力のような変数の変化に合うように效率的に作動させることにある。

本発明のまた他の目的はエンジン自体の作動液に熱を伝達して内燃機関の冷媒と排ガスから廃熱を回収して燃焼熱をさらに效果的に回収することにある。

本発明の他の目的はオイルとブローバイガスが蒸気配管に入る前にこれらを集めて除去することにある。

こういう目的のために、本発明の複合内燃機関は自動車に用いやすいことで、燃料を燃やしてピストンを作動させるための膨脹室があるが、膨脹室は内燃機関の廃燃焼熱から生じた蒸気により作動する。ピストンそれぞれの上にある半球型の燃焼室はピストン上面に作用して、ピストンの底面に隣接してシリンダーの内部にある蒸気膨脹室は燃焼室の下に位置し、蒸気バルブは高温のエンジン面近くに位置して廃燃焼熱から追加動力を得て既存の単流式蒸気エンジンより高い効率を提供する。このため既存の逆流型単流エンジンよりはるかに効率が高くて、不均一なボイラー圧力とエンジン負荷条件に必要な融通性が本発明の可変的な蒸気排気量によって特に自動車に提供される。

本発明は燃焼熱を回収するさらに効果的な方法を提供する。このような燃焼熱は内燃機関の冷媒と排ガスに含まれて、また燃焼室内部に生じた熱の直接的な伝導によりピストンに隣接した蒸気室内部の蒸気が膨脹される。

本発明の他の特徴は熱の回収と熱交換とボイラーを改善して、蒸気膨脹室と、シリンダーヘッドと高温蒸気排出部と蒸気供給部の構造を改善して内燃機関のピストンに同時に作用するようにして燃料効率を改善して複合機関の効率を上げて蒸気排気量とボイラー出力の均衡を合せて効率をさらに高めることにある。

本発明のシリンダーとピストンは同じピストンで燃焼動力と蒸気動力を提供するが、この時シリンダーの両端部間の中間に支持されたシリンダーギャップを介して開かれる吸気バルブと同じ高さの円形の排気マニホールドと排気バルブを利用する。図１で分かるように、単流エンジンではない低圧排出蒸気を介して金属面の冷却でもさらによく保護ができる。単流式エンジンの場合ピストンヘッドで蒸気を排出して、蒸気が排出される表面では単流式ピストンヘッドの表面を加熱する方法がない。反面、本発明では蒸気シリンダーヘッドが取り付けられたキャップ２０、正確には隣接蒸気チェスト４６により蒸気膨脹室に最大の熱が供給される部分で低圧蒸気が排出される。その結果、本発明は単流式エンジンより熱損失が少なくて効率が向上する。本発明では、一方では蒸気チェストに向かって開かれるキャップの吸気バルブを介して、他の一方ではピストンとシリンダー両側の排気口を有する二重自動排気バルブを介して蒸気が入る時は排気口が詰まるが蒸気室が膨脹状態である間には両側排気口が相互に連結されて開かれるようにすることによって、作動中に熱損失を減らす。また、本発明では、シリンダーヘッドや蒸気チェストを冷却させることができる低圧排出蒸気がシリンダーヘッド下に流れないので、蒸気チェスト４６上のシリンダーヘッド底面全体を蒸気チェストで囲んで低圧蒸気により底面が冷却されることを防止することはもちろん、シリンダーの下端部とピストンのスカットが加熱されることも防止する。

また、本発明ではシリンダーで過剰オイルを掻き出すオイルリングをピストンに設置して過剰オイルはもちろんブローバイガスを別途に集める。

本発明のピストンは燃焼機能と蒸気機能を複合的に具備したことであって、シリンダーギャップを貫通するピストンロッドに固定されて、シリンダーギャップ自体は環形隙間で囲まれた支持カラムの上端部にシリンダーと同軸で位置して、環形隙間は蒸気チェストで作用する一方シリンダーの内部でピストンがキャップを行き過ぎた時ピストンのスカットが環形隙間に入る。固定式中央キャップは蒸気膨脹室４４を密封する以外に、吸気バルブを支持してキャップの上面とピストン間の蒸気隙間容積（steam clearance volume）を減らして、蒸気チェストの上部を形成し、蒸気チェストを加熱してピストンロッド周りを密封して蒸気漏れを防止する。シリンダーヘッド及びシリンダー壁面との間に密封及び滑り関係にあるスカットをピストンに提供することによって、蒸気を収容するのに必要なシリンダーの追加長さを最小化することができるが、これは蒸気室と燃焼室が同一空間を占めるためだ。また、内燃機関で廃燃焼熱を效率的に回収することができる。

要するに、本発明の効果は次のようである：

１）シリンダーの長さを可能な限り伸ばさなくて同じ内燃機関よりエンジンが大きかったり重くない；

２）蒸気膨脹室が内燃機関の燃焼室と同じ空間を占める；

３）蒸気膨脹室が内燃機関燃焼室からの熱伝逹で直接加熱される；

４）燃焼室で燃焼されたオイルはもちろんブローバイガスを蒸気膨脹室と排出蒸気から分離することができる；

５）蒸気シリンダーヘッドの蒸気ジャケットと干渉したり引入蒸気を冷却できる低圧蒸気を排気バルブがシリンダーヘッド下に排出しない；

６）蒸気ピストンヘッドを構成するヘッドとピストンの向かい合う表面が平面であって隙間容積を必要なだけ小さくすることができる；

７）排気バルブは開かれた時蒸気と水分をシリンダーの外に送りだして、閉められた状態ではシリンダー圧力を蒸気吸入圧力まで高めて、大気圧の蒸気がシリンダー壁面とヘッドの熱を奪わないようにする（熱を奪われると引入蒸気の凝縮が生じる）；

８）排気口が開かれた暫くの間のみシリンダー壁面が排出蒸気圧に露出されて、直ちに圧力と温度が上昇して下降行程の端では引入蒸気が比較的高温の表面に会うようになるので、凝縮が防止される；

９）単流式エンジンとは違い、排出蒸気に接する蒸気室の端部の金属面を外部で加熱することができて、大気圧の蒸気が引入蒸気を冷却したり凝縮することを防止する。

以下、添付図面を参照して本発明に対してさらに詳細に説明する。

バルブを見せるためにシリンダーヘッドを９０度回転させてピストンが上死点に位置した状態の本発明によるエンジンの一側のシリンダーの断面図である。ピストンを詳細に示すための図１の部分拡大図である。コネクティングロッドに連結されたクロスヘッドの斜視図である。図３の４−４線断面図である。下死点にあるピストンとシリンダーの壁面一部を見せている拡大断面図である。オイルリングを示す図５と同様な拡大断面図である。シリンダーヘッドとピストンを示す展開斜視図である。二重シート平衡ポペットバルブを見せているシリンダーヘッドの拡大断面図である。他の形態の吸気バルブを見せている断面図である。４気筒自動車エンジンに適用された本発明の一例の断面図である。アフターバーナーに供給された燃焼空気を補充する部分の概略図である。他のコンデンサと熱の回収回路を見せている図９と同様な断面図である。本発明による単型ピストンを利用したエンジンの断面図である。図１０のピストンの斜視図である。ブレーキエネルギーの回収を見せている概略図である。本発明によるバンプバルブを見せている部分断面図である。エンジン排気量の変化に用いられるコントローラを見せている概略図である。ピストンロッドのパッキングとクロスヘッドの関係を見せている部分断面図である。金属パッキングの一例の斜視図である。金属パッキングの他の例の斜視図である。

図１〜図８に示されたことは、内燃機関と蒸気機関が組み合わされたエンジン１０の概略図であって、シリンダー１２内にあるカップ状のピストン１４は本来のピストンとは違い外部１６はもちろん内部１８両側が全て精密に研磨仕上げされてシリンダー１２の内壁面１２ａと固定式シリンダーヘッド間の環形隙間１１を通過しながら往復運動する。

ピストン１４内にある蒸気シリンダーヘッドは円形キャップ２０を有するが、このキャップは厚さが１／４〜１／２インチであって、ボルト２１ａでクランクケース２１に固定されたクロスヘッドガイドカラム（２０ａ；cross head guide culumn）の自由上端部に支持される。キャップ２０はガイドカラム２０ａのエンドギャップはもちろん蒸気室４４の一端部の役割をして、キャップのスカット（１９ａ；skirt）は円筒形であって下にのびたカラー（１９；collar）の一部分であり、カラーはピストン１４内部にすべり嵌め合わされる程の大きさを有して圧縮リング２０ｂを嵌挿する溝が形成されており、ピストン１４の内周面との滑り密封は圧縮リングにより行われる。キャップ２０はシリンダー１２内部を動くが端からは離れてある。キャップ２０のスカット１９ａと中心間に吸気バルブ４８が設置される。ガイドカラム２０ａとシリンダー１２間の空間が蒸気チェスト（４６；steam chest）であるが、バルブ４８が開かれた時ピストン１４上に蒸気膨脹室４４を形成するスロットル圧力（throttle pressure）から蒸気チェスト４６に高圧高温蒸気が入って、ピストン１４を押し上げる。必要であるならば、図面のようにシリンダー１２を一体型ではない独立的にクランクケース５９にボルトで固定して熱的不平衡を調節することができる。

スパナレンチ（spanner wrench）で引き締めることができるナット２４ａでピストンに固定されるピストンロッド２４を包んで密封するブッシング２２がキャップ２０上段に位置する。ピストンロッドはブッシング２２を貫通して滑り運動してコネクティングロッド（２８；connecting rod）に連結されてクランク軸３０に動力を伝達する。ピストンロッド２４の下端部にピストンスタイルのクロスヘッド２５が付いているが、このクロスヘッドの円筒形外面２５ａはクロスヘッドガイド役割をするキャップガイドカラム２０ａの円筒形内壁面２７を乗って動きながらコネクティングロッド２８の側面推力（side thrust）を受ける（図３参照）。その結果、大部分の内燃機関に一般的なピストンスラップ（piston slap）がなくなる。クロスヘッドはピン２６でコネクティングロッドに結合される。ピストン１４とキャップ２０に用いられた合金は始動期間の間の膨脹を許さなければならない。アルミニウムピストンを用いる場合、内壁面１８を公知の方法で多孔性クロムで電気メッキしたりスチールスリーブ（図示せず；steel sleeve）で覆って強固なピストンリング接触面を提供する。スチールスリーブはアルミニウムピストンの上面１４ａから若干離れてあってピストン内部蒸気の熱損失を減らす。作動時、ピストン１４の上面１４ａはシリンダー１２の壁面とキャップ２０間の環形隙間１１を往復運動するが、これは蒸気チェスト４６からバルブ４８を介してピストン上の蒸気膨脹室４４に蒸気が入りながらピストンを上げるためだ。

ピストン１４の上面１４ａ上方の既存の燃焼室３４は（バルブを見せるためにシリンダーとの整列状態で９０度回転させて示した）シリンダーヘッド３５とシリンダーの上面で囲まれるが、シリンダーヘッドには吸気バルブ３６、排気バルブ３８と排気口３７、冷媒循環室３９及び４行程機関のスパークプラグ４０が付いていて、このような燃焼室３４はディーゼルエンジンや２行程機関にも用いられることができる。燃焼室３４はシリンダー１２の水ジャケット（１２ｂ；water jacket）を介して流れる冷媒循環室３９の冷媒により冷却される。

キャップ２０より若干上にシリンダー１２壁面にある排気マニホールド（５０；manifold）は排気口５１を介してシリンダー１２内部に連結される。図２を見れば、吸気バルブ４８と排気口５１が並んで位置するが、排気口が若干高くあることが分かる。作動中に、内燃機関の排気口３７に排出された排気ガスは後述するボイラーを通過して、この時水や他の熱伝逹液体を沸かして蒸気チェスト４６から吸気口４６ａ、４６ｂを介してピストンの下の膨脹室４４に入る蒸気を形成する。ピストンが上死点に到達すると排気蒸気が排気マニホールド５０を介して低圧蒸気復帰ライン５２に入るが、これは図１のようにピストンの排気口１４ｂがシリンダーの排気口５１と一致して自動排気バルブで作用して内燃機関のピストン１４下に自体蒸気機関を配置するわけだからである。自動排気バルブは蒸気室４４が膨脹状態にある間開閉される。排気蒸気は凝縮再加熱して内燃機関の吸排気ガスと分離されたまま密閉回路内の膨脹室４４に続けて戻るので、ほとんど交替する必要がない。

キャップ２０は蒸気膨脹室４４用の下部（蒸気）シリンダーヘッドで作用して膨脹室を密閉する一方吸気バルブ４８を支持したり、効果的な作動のために膨脹室４４の体積を意図的に少なく維持する機能もする（図２参照）。この場合、蒸気チェスト４６の高圧高温（例；１０００ｐｓｉ；８５０゜Ｆ）に近い吸気バルブ４８とキャップ２０の上面を含んで膨脹室４４の下端部全体が蒸気で覆われるので、膨脹室４４内部の蒸気凝縮による動力損失が防止される。排気口５１は他の穴とは違い高温のキャップ２０近くでシリンダー壁面に位置して、キャップはピストンロッド２４付近のみ除いては蒸気チェスト４６により外部から加熱される。膨脹室４４が全体体積対比５０％以上、好ましくは７５％以上膨脹される時配管５２を介して低圧蒸気が排気される。図示したように、膨脹室４４が８９％程度十分に膨脹される時排気口が開かれ始める。

図１〜図８の構造は、既存のエンジンに比べて相当な効率上昇を持ってくる。例えば、スロットル圧力が８００ｐｓｉであって１０％カットオフ（cut off）と言う時、図１〜図８で説明した単流蒸気エンジンの流量は８．２ｌｂ．／ＨＰ−Ｈｒであるが、同等な逆流機関の流量は１１ｌｂ．／ＨＰ−Ｈｒであるので、本発明が２５％程度改善される。カットオフ１２．５％では本発明と既存の機関の比率は８．３１：１０．４ｌｂ．／ＨＰ−Ｈｒで２０％程度改善される。下降行程で残留蒸気の温度が上昇するので、流入蒸気の凝縮を避けることができるが、これは本発明が単流機関であるためだ。しかし、単流機関とは違い排気バルブ付近のピストン表面が加熱できない所、すなわち図１の構成では高圧蒸気チェスト４６上のキャップ２０全体が蒸気チェスト４６により続けて加熱されて吸入蒸気の冷却を防止するため効率はさらに良い。配管５２を介して排出した低圧蒸気がキャップ２０の下の加熱区域から離れてあるということが非常に重要である。熱損失を減らすために、ガイドカラム２０ａの壁面を二個の同心管で作るが、その隙間を断熱空間とする。

過去蒸気動力自動車に多く用いられた繊維質パッキング２２ａは高温蒸気の使用により焼けて定期的に交換しなければならなかった。このような問題を避けてクランクケースに凝縮気体が染み込まないで寿命を伸ばすために、図１５〜１７のように高熱蒸気を用いる時は金属パッキング１７５を用いることができる。パッキング１７５はピストンリングやベアリングより頻繁にパッキングを交替する必要がない海洋蒸気機関に用いられるバビット合金（babbitt）のような軟質合金で構成される。蒸気膨脹室４４に向かって上方に広まった青銅製パッキングリング１７６の傾斜シート１７６ａに合うようにパッキング１７５に傾斜面１７５ａがある。パッキング１７５は必要によって図１７のように４切れで構成されたり図１６のように一切れで構成できる。パッキングリング１７６はパッキング１７５上面に設置された圧縮スプリング１７８により力を受ける。シート１７６ａの傾斜は、パッキングがあまり密着して摩擦損失が生じないように選択する。作動時、パッキング１７５はスプリングの力を逆らってシートで若干上がることができる。一方、ガイドカラム２０ａの内壁面２７の両側には二個の長い空気通路役割をする溝１７９があって、ガイドカラム２０ａの最上段を除いてはクロスヘッドの周りに空気が流れることができる。したがって、図１５のように、パッキング１７５は円筒形クロスヘッド２５及びピストンリング１７３と協力して、クロスヘッド２５が溝１７９上の上死点に接近しながらパッキングの下に圧力が高くなる時ガスや蒸気や液体をクランクケースに漏れなくて蒸気膨脹室４４にかえす。必要であるならばパッキング１７５とパッキングリング１７６を繊維パッキングでさらに補強することもできる。オイル配管１７７を介してパッキング１７５とクロスヘッド２５に潤滑油を供給するが、必要であるならば横面が平面である既存のクロスヘッドをさらに多く用いて周辺に空気が流れるようにすることができる（図３参照）。クランクケース５９内部に蒸気が凝縮される危険をなくすために、配管５２が吸入管に接しながらその中のオイルを加熱して水分を蒸発させるようにする。
蒸気バルブの構造

蒸気機関は分当り３、０００フィート程度のピストン速度が必要であって比較的高いｒｐｍを出す構造を有することが必須である。したがって、バルブは質量は低く高いｒｐｍで安定しなければならない。バルブ機関はどんなものも用いることができるが、図７に例示した平衡ポペット（poppet）バルブ４８を例に挙げて説明する。このバルブ４８は平衡二重シートポペットバルブで、二個のバルブシート４８ａ、４８ｂはそれぞれキャップ２０内部の吸気口４６ａの上下段に置かれる。バルブ４６が開かれると蒸気室４４は吸気口４６ａを介して蒸気チェスト４６と通じる。高圧蒸気のため生じる動きはバルブシート４８ａより表面積が若干大きくて蒸気による上昇力が小さなバルブシート４８ｂにより平衡を成して、このような上昇力は図２のカム６４により容易に克服される。作動中に、カム６４がバルブ４８を下降させれば、蒸気チェスト４６から吸気口４６ａ、４６ｂを介してピストンの下の蒸気膨脹室４４に蒸気が流れ込んでピストンを押し上げる。下部バルブシート４８ｂの外径が３／４インチであって、スピンドル直径が１／８インチであり、上部バルブシート４８ａの内径が９／１６インチであって、圧力が７５０ｌｂ／ｉｎ^２ならば、バルブに作用する純粋上昇力は１３０ｌｂｓにスプリング力を加えたことと同じである。必要であるならば、バルブ下端にバランシングプランジャー（balancing plunger；図示せず）を設置してバルブが閉められる力をさらに高めることができる。下部シートの内径と上部シートの外径の差が１／６４インチと言えば、バルブを開くための下向きの力は蒸気膨脹室４４の圧力が７５０ｐｓｉである時は１２．４ｌｂであって１０００ｐｓｉである時は１６．５ｌｂとなる。必要であるならばバルブヘッドを回転可能に設置することもする（図７参照）。作動中にバルブ４８が自由に回転できるように、バルブシート４８ｂ内部のスナップリング（snap ring）やボールカップリング（ball coupling）などを利用してバルブをロッド（rod）に結合することができる。図１４のＣＥＭ（central engine management）コンピュータ３０５で制御されるサーボモーター（Ｓ’）により動作中に軸方向に動くカム６４に接触してホイール６４ｂを支持するロッカー（６４ａ；rocker）により後退する時ロッド４８ａがバルブを開放する。バルブ４８のシートは平たかったり円錘形である。バルブとバルブシートは熱膨張が同じになるように同一材料で製作する。しかし、相異なる金属を用いる場合、スキナー（Skinner）自体膨脹ポペットバルブを用いるがバルブ上下段間にスプリング鋼パッキングリングを用いて．００３ないし．００４インチの伸縮運動を許すようにする。滑りバルブに比べて、二重シート平衡ポペットバルブは中が空いて質量が小さくて潤滑油が不要であって少なく動いても完全に開かれて可変的カットオフ（cut off）動作で非常に早いカットオフにさらに好適であるという点で有利である。必要であるならばバルブ４８二個を一つのロッドに並列連結することもできる。

図８は、他の平衡ポペットバルブ３１の断面図であって、スプリング３１ａによりバルブシート３２が上に上がっている。バルブ３１の下端部にスリーブ３３をねじ結合して、スリーブ上端部のボスはバルブリフターであるロッカーアーム（３５；rocker arm）により動作中に下降し、ロッカーアームの先は二分岐で分かれて穴３５ａを構成して、この穴にバルブステム（３１；valve stem）を嵌挿してボスを押すとバルブ３１が開かれる。バルブ３１のステムはバルブガイド３１ｂを貫通して、バルブガイドの下端部にはカラム２０ａを支持するキャップのベース（２０ｄ；base）がねじ結合される。膨脹室４４内部圧力が蒸気チェスト４６の圧力を越える時バルブ３１は下降して安全弁（relief valve）で機能する。

一方、ポペットバルブの代わりにバンプバルブ（１８２；bump valve）を用いることもできる（図１３参照）。ピストン上面１４ａの下にバルブリフター（１８０；valve lifter）がねじ結合されていて、ピストンが下降するとバルブリフター１８０がバンプバルブ１８２を開くが、この時シリンダーヘッド２０を貫通した吸気口１８５と同軸であるシート１４から環形バルブ面１８２ａが離れながらバルブが開かれるものだ。バルブ１８２はブリッジ１９０を介してねじ結合されたスプリングリテーナ（１８８；spring retainer）に支持されたスプリング１８６の力を受けて、ブリッジはガイドカラム２０ａに一体である。バンプバルブ１８２は固定されたカットオフを提供する。バンプバルブを一つでない４個設置することもできるが、この場合ピストン１４は４個の整列されたバルブリフター１８０を有しなければならない。
作動液

蒸気を作るのに使われる作動液は蒸溜水や脱イオン水や水とアルコールの混合物であるが、その他アンモニアと水のように既存の二種類の液体の混合物はもちろん、閉鎖回路で続けて循環するイソブタン（isobutane）やイソペンタン（isopentane）のような炭化水素液がある。“蒸気”とは広義的にこのような作動液の蒸気はもちろん水蒸気を含む概念である。水を用いる時は凍結を防止するために、Ｓａａｂ−Ｓｃａｎｉａ社では1週間に燃料の１／４のみ消費するパイロットライト（pilot light）を開発したが、これは冷水に用いられることができる。凍結を避けるための自体排水システムも既に開発された。
ブローバイ（blow-by）ガス／オイルの収集

ピストンが下死点にある図５を見れば、ピストン１４に一対の圧縮リング５４と一つのオイルリング５５があるが、オイルリングには一対のストリッパー（stripper）が上下に離れて付いていて、ストリッパーには面取り５５ａ、５５ｂがあって、このような面取りは下へ移動しながら剰余オイルを掻き出して円形の収集チャネル５６に送るが、排気マニホールド５０上のシリンダー壁面１２ａに円周方向に離隔された穴が収集チャネル５６に通じる。動作中に、収集チャネル５６に入った剰余オイルとブローバイガスは復帰ダクト６０を介して排気マニホールド５０に入る。供給水に入った全てのオイルは濾過により除去されたり、沈殿タンクや遠心分離により除去される。

図５Ａは、オイル収集チャネルの他の例を見せている。ここで、ブローバイガスとオイルを油筒に送る収集チャネル５６はシリンダー壁面に形成された溝であって、この溝に一対のワイパーリング（５９；wiper ring）を嵌挿するが、普通のピストンリングとは違いワイパーリングは中心に向かって上面が下に傾いていてその作動面には滑り運動するピストンが触れる。ワイパーリング５９を用いる場合、ピストンの表面は鉄やアルミニウムでメッキしなければならない。ワイパーリング５９は溝５６内で互いに接触していてピストンの外壁面を内側に押す。ワイパーリング５９には半径方向に複数個のスロット（５９ａ；slot）が形成されて、これらスロットを介してオイルとブローバイガスが復帰ダクト６０に入って、このダクトはクランクケースに連結される。その結果、リング５４、５５をすぎた少量のオイルとブローバイ燃焼ガスがワイパーリング５９により収集チャネル５６に入って集まるので、燃焼ガスと廃油による蒸気の汚染を最小化することができる。残りのオイルと粒子は濾過や沈殿や遠心分離により凝縮蒸気で除去される。ワイパーリング５９を用いるならば、適当な直径の鋳造パイプでワイパーリングを切断して外に広げるが、切断端部を０．５インチ程度間隔をおいて分離してピストンと同じ直径の円形研摩機に置いてまともに成形面、リングの内側作業面をピストンの外径と同じ外径を有するように膨脹させることができる。

ピストンの底で排気口１４ｂ両側に二個以上の圧縮リング５４がある。全てのピストンリング２０ｂ、５４、５５はピンで元の位置に固定されながらもシリンダー壁面とピストン１４の吸気口や排気口を遮らないようにする。

これから図２と図６を見よう。蒸気膨脹室４４の蒸気圧を維持するために、キャップ２０に三個の圧縮リング２０ｂが設置されるが、下段の圧縮リングはピストン１４内部で剰余オイルを掻き出してキャップの穴と配管２０ｃを介して油筒５９にかえすためのオイルリング役割をする。作動中に、ピストン１４の研磨仕上げされた内面をキャップ２０の外面２０が乗って滑る。排気バルブ機能をするピストンの排気口１４ｂが開いている間、キャップ２０上部の全ての水分がシリンダーの外に押されて出て逆流機関でそうであるように排気行程の間再び蒸発する。前述したように、下降行程時、シリンダーの内部の残りの蒸気は許容圧力まで圧縮される。オイルポンプ（図示せず）でオイルを運搬する移送配管２０ｆを介してキャップ２０とピストン１４間に潤滑油が供給される。必要であるならば、キャップ２０にスプリング作動式リリーフやバイパスバルブ（図示せず）を設置して始動中やコンデンサが故障になった場合膨脹室４４内部の過剰圧力を防止する。蒸気室内の全てのオイルや凝縮物は排出口６０ａを介して排出する。

排気マニホールド５０から出た低圧蒸気はパイプ５２を介してコンデンサに行ってから再びボイラーに送られる。蒸気はボイラーから配管４９を介して高圧蒸気チェスト４６に入ってから、バルブ４８を介して蒸気膨脹室４４に入りながら継続的に循環する無限回路を完成する。
給気

図２〜図８と図１３は、蒸気をシリンダーに供給する給気方法を説明する。吸気バルブ４８はクランク軸３０にギヤ連結されたカム軸６１に接するホイール６４ｂを支持するバルブロッカー６４ａにより開かれる（図２参照）。このロッカーはホイール６４ｂに後に位置するピボットピン（pivot pin）によりクランクケースに連結される。内燃機関バルブに用いられるのと同じクランク軸に設置される吸気バルブ用カムの二個の突出部は１８０度離れてあって、カムが１回転する時毎にバルブが開かれる。カム軸６１はギヤで駆動されるが、例えばクランク軸のカム６４を前後進させることに既存のヘリカルギヤ（helical gear）を用いる。一方、カム６４を三次元状にしてカム軸６１を軸方向に滑り運動させながらいろいろカットオフを提供することができる（図２参照）。例えば、カム６４の一端部では５％カットオフを提供して残り部分では５０％カットオフを提供する形状にできる。したがって、カム軸６１を軸方向に運動させながらコンピュータ３０５は最適のカットオフを選択して最も効率的な動作をすることによって、最高の燃費を提供することができる。
エンジン管理

サーボモーターＳ^１によるカム６４の管理やサーボモーターＳ^２によるスロットルＴの管理を含んだエンジンのそれぞれの動作を調整するコントローラでＣＥＭ（central engine management）コンピュータ３０５があるが（図１参照）、このコンピュータは乗用車やトラックのエンジン制御に用いられるものと同じ種類の要素を有する。ＣＥＭコンピュータは入力センサに連結されて、入力センサは本発明に用いられる作動変数の条件を表示してボイラーの圧力、エンジンｒｐｍ、負荷に合うように燃料消費を最小化する。感知される蒸気機関の作動変数を利用してスロットルＴ、カム６４などを調節して熱の回収は最大化して燃料消費と汚染排出は最小化する。ＣＥＭコンピュータ３０５はシリンダーコンパウンディング（cylinder compounding）を提供することにはもちろん、排気量とボイラー出力の均衡を合せるのにも用いられるが、これに対しては図１４で詳細に説明する。
蒸気機関の効率とエンタルピー損失

図２で見るように、蒸気チェスト４６上のキャップ２０とバルブ４８とピストンの温度は引入される蒸気の温度に近い。シリンダーの下部に１２ｃで表示された部分とガイドカラム２０ｅの内壁面２７を断熱すると蒸気チェスト４６の熱損失を最小化することができる。

米国特許１，３２４，１８３と３、９２１、４０４に開示された種類のエンジンは逆流原理で作動して、ピストンが下降する時大気圧で排気作用をする。反面、本発明の蒸気機関はピストン１４の下に位置して、効率が非常に高い単流型蒸気機関の性能さえも追い越す。単流型機関の場合、ピストンが排気口を区別しなくても排気口近くあるピストン端部が加熱されない短い瞬間にだけシリンダー中心から蒸気が流れ出る。本発明の場合、ピストンの穴１４ｂとシリンダー壁面の排気口５１が一致すると、膨脹室４４が膨脹状態の時行程毎の上端部でシリンダー１２を囲む排気マニホールド５０に蒸気が入ることができる。排気口５１が詰まっていないと、加熱されたキャップ２０の上に集まった全ての水分がそのまま残って再蒸発できなくてシリンダーの外に水平排出される。下降行程時、蒸気室４４に残っている蒸気は許容圧力まで圧縮されるが、単流型機関とは違い蒸気室４４の上下部隣接表面が加熱されるのでシリンダーとピストンが高温状態に維持される。すなわち、内燃機関燃焼室によりピストン１４の上面が加熱されて、キャップ２０、バルブ４８及びピストンスカットを含んだシリンダーの下端部は蒸気チェスト４６の高圧蒸気により加熱される。こういう方法で、単流機関に比べて、機関の表面が冷却される危険が防止される。単流機関における蒸気再圧縮は逆流蒸気機関で起こる断続的な冷却は避けるが、本発明は排気口５１付近のキャップ２０の加熱は新鮮な蒸気の凝縮を最小化して単流機関よりもっと高い効率を維持する。図２、図７、図８は吸気バルブ４８が取り付けられたキャップ２０に蒸気ジャケットを巻いて全作動期間の中に排気口５１付近のシリンダーヘッド表面温度を高く維持する熱を供給する。

燃焼室３４の燃焼熱をピストンの上面１４ａを介してピストン下部の蒸気に直接伝導しても蒸気機関の効率が向上する。燃料を燃焼する時生じる損失熱は燃焼中には８％程度であって膨脹中には６％程度である。このような損失熱大部分はピストンの上面を介して蒸気室４４の蒸気に伝達される。ピストンのヘッドは下部の蒸気チェストを通過する蒸気量が多くて安全な作動温度を維持することができる。

効率をさらに高めて（特に低速における）下降行程時の負トルク（negative torque）を補償するために、ピストンヘッド内の体積２ｉｎ^３程度の排除室（４５；displacement chamber）を直径０．１８インチ程度のスロットル管４７を介して４０ｉｎ^３の蒸気シリンダーの蒸気室４４に連結して（図２参照）、隙間容積（clearance volume）を可変的にすることによって、下降行程時の蒸気室４４内圧縮圧力をスロットル圧力で制限することもするが、この場合高いｒｐｍで流量を減らしながらスロットル管を通過する高い流量のため低いｒｐｍで有効隙間容積がさらに大きくなって結局シリンダーに入る負荷が制限される。このような作用により高いｒｐｍにおける初期カットオフの影響でランキン機関（Rankine engine）の効率が増加する。このような特徴と、内燃機関と蒸気動力の合同に提供される４行程の中の３行程の純粋正トルク（positive torque）によってエンジンが均一に回る。他の３行程の純粋負トルクの１０〜１２％程度の負トルクは吸気行程間にだけ起きる。本発明によれば、蒸気機関が動力を出すのに高い回転数を必要としなくてピストン下部の蒸気が１回転当たり１回のパワー行程を提供して低いｒｐｍでさらに大きいトルクを提供するため同じ数のピストンを有する内燃機関よりもさらに均一なトルクを出すことができる。４気筒エンジンは蒸気膨脹における４行程を含んで毎回転当たり２回でない６回のパワー行程を起こす。

図２、図１５の圧力供給管２０ｆ、５７、１７７のようにキャップ壁面やピストンやシリンダーの壁面にオイルを供給する方式や、クランク軸やコネクティングロッドを介して圧力を供給したり油筒からオイルを噴霧する等の多くの方式で潤滑油を供給することができる。
熱エネルギー回収

図９は、本発明による熱エネルギー回収装置と方法の概略図である。普通の内燃機関ではブレーキ出力が使用状態によって燃料の発熱量の２５〜２８％程度であって７２〜７５％まで損失される（Ｊ．Ｂ．ＨｅｙｗｏｏｄのＩ．Ｃ．ＥｎｇｉｎｅＦｕｎｄａｍｅｎｔａｌｓ６７４ページ参照）。内燃機関の損失には排気ガスと冷媒による損失と、エンジンと排気装置の輻射と機構学的損失が含まれる。図９の熱エネルギー損失装置はエンジン１０、ボイラー１００、エコノマイザー（１０２；economizer）、蒸気過熱器１０４、二個の逆流型液体−液体熱交換器１０６、１０８、コンデンサ１１２及びラジエーター１１０を含む。シリンダーを囲んだマニホールド５０に低圧蒸気が集まってから蒸気復帰配管５２を介して排出される。蒸気復帰配管５２は一対のチューブが内外に配置された熱交換器１０６に蒸気復帰配管５２が配管１１４を介して連結されるが、熱交換器の内側チューブは熱伝導率が良い銅のような材料で形成される。熱交換器１０６は内側チューブ１１６に流れる供給水を予熱する二次予熱器で作用して、チューブの水は配管１１８を介してエコノマイザー１０２に送られる。エコノマイザー１０２をボイラーケーシング１２４内に置くことができるが、示されたように外部に置けば熱伝逹がさらに良くなる。示されたエコノマイザー１０２は逆流型熱交換器で作用し、内部のコイル１２０を通過する供給水と熱伝導関係にあるエンジン排気ガスにより供給水をさらに加熱してボイラー１００に予熱された水を供給する。

さまざまなボイラーを用いることができるが、米国特許５，８４５，６０９に開示されているように７／１６インチ直径のコイルが螺旋状で巻かれているボイラーが好ましい。エコノマイザー１０２で予熱された水供給を受けるボイラー内のチューブのコイル１２２は吸気口１２６を介してボイラー１００のケーシング１２４内に入ってから反対方向の排気口１２８から出るエンジン排気ガスの連続的な円形流れに作動期間終始露出されながら逆流型熱交換機能をするが、ボイラーのコイル１２２を出る瞬間の蒸気は吸気口１２６に入った高温排気ガスに最も多く露出されて最も多く加熱される。図面にはいくつのコイルのみ示されたが実際にはこれより多くのコイルが用いられる。外径５／８インチ、長さ１７．５フィートのコイル２４個、総４２０フィート長さのコイルを用いたところ加熱面積が７５二乗フィートに達して２０馬力ボイラーを提供することができる。示されたボイラーが良いことは良いが、他のボイラーも用いることができる。例えば、ＬａＭｏｎｔボイラーは８５％の効率を出して（１９５２年版Ｒ．Ｈ．ＧｒｕｎｄｙのＨｅａｔＥｎｇｉｎｅｓの４５２−４５３ページ参照）、Ｂｅｎｓｏｎボイラーは９０％効率を出す（１９６０年版Ｄ．Ａ．ＷｒａｎｇｈａｍのＴｈｅｏｒｙａｎｄＰｒａｃｔｉｃｅｏｆＨｅａｔＥｎｇｉｎｅｓの７１０−７１１ページ参照）。本発明はボイラーのバーナーに送風機で空気を吹き込む一般ボイラーのように引入される比較的冷たい蒸気の稀釈でボイラー１００内部のガス温度が低くならないため効率が同じであるかさらに良い。チューブ型ボイラーの熱量も標準ボイラーより迅速だ。あるフラッシュチューブ（flash tube）ボイラーは１５〜３０秒程度の暫くの間に高い蒸気圧を取ることができるが、これは相当に効率的な熱伝逹が行われることを言う。並列回路（図示せず）に循環ポンプを設置すると熱伝逹効率を最大化できる。

図９Ｂは、他の蒸気循環回路を見せている。図９Ｂで、ボイラー、補助燃焼機、エコノマイザーは図９のものと同じであるが、予熱器１６０、コンデンサ１６２、フィルター１６４、凝縮ポンプ１６６及び温度計で制御されるバイパスバルブ１７０は異なるように配列される。動作中に、熱交換器１０６から出た湿っぽい蒸気と凝縮水はバイパスバルブ１７０を介してコンデンサ１６２の上部に入る。しかし、低い凝縮温度では、バルブ１７０により多くの部分がパイプ１７２を介してコンデンサ１６２を迂回してフィルター１６４に入ってから凝縮ポンプ１６６により熱交換器１６０に入って、エンジンを出る高温冷媒の温度に近く、１００〜１１５℃まで加熱される。エンジンの冷媒自体はウォーターポンプ１０９により反対方向に供給されて、パイプ１１１を介して出る時はコンデンサ１６２を出る凝縮水の温度まで冷却されながらほとんどすべての熱が凝縮水に伝達される。バイパスバルブ１７０はエンジン１０に対する最適の設計温度で凝縮水と冷媒を管理するように可能な限りコンデンサ１６２を迂回する。エコノマイザー１０２と熱交換器１０６を介した蒸気の循環は図９で説明したことと同じである。

以上図９、図９Ａ、図９Ｂで説明した本発明の熱エネルギー回収装置と方法は廃熱回収時の高効率と比較的軽量という点で自動車に特に応用されることができる。しかし、米国特許４，０８７，９７４；４，２０１，０５８；４，３００，３５３；４，３５１，１５５；４，８０３，９５８；６，８３４，５０３；６，９６４，１６８；７，０１３，６４４に開示された他の装置も用いることができるが、これら装置のいくつの特徴は図１〜図８の内燃機関の廃熱回収に用いられることができる。

図９〜図９Ｂは、蒸気と冷媒の一般的な循環関係を見せている。温度センサ、圧力センサ、チェックバルブ、貯蔵タンク、温度計式冷媒バルブ、ラジエーター／コンデンサ用送風機、圧力ゲージ、安全弁、配水装置などの他の既存の要素（図示せず）は全て従来のように用いればよい。熱損失を最小化するために、温度が高い要素は通常図２の１２ｃと２０ｅ部分のように断熱をする。
過熱器

本発明によれば、内燃機関の排気マニホールド位置に過熱器１０４を設置する。本来の内燃機関の排気マニホールドより容量が大きい過熱器はアフターバーナー（after burner）機能をすることであって、排気マニホールドの一部分を構成して追加廃エネルギーを回収しながら一酸化炭素や炭化水素のような汚染物は除去する。シリンダーヘッド３５の排気口３７に直接連結した排気パイプ１４１−１４４を介して過熱器１０４に入った排気ガスから伝えられた熱でボイラー１００で生じた蒸気を過熱するように過熱器内部にステンレススチールでなったコイル１３０を設置する。過熱器１０４がボイラーとシリンダー間に位置して排気口３７から２〜１０インチ程度近くで排気パイプ１４１−１４４に連結されるので、内部のコイル１３０は排気ガスに反対に流れる蒸気により最大の熱に露出される。汚染を減らしながら排気ガス温度を最大に高めるために、空気供給管１４６を介して送風機１４８の空気を供給するインジェクターを経て高温の二次空気をパイプ１４１−１４４に噴射する。図９Ａはパイプ１４７に入る補充空気が内燃機関パイプ１０３によりどのように加熱されるかを示す。エンジンのシリンダーで生じた燃焼生成物はもちろん、二次空気の噴射によって過熱器内部で起こる未燃焼ガスの燃焼による燃焼生成物二つともにコイル１３０が露出される。送風機１４８は電気モーター１５０や少量の排気ガスや配管１１４に連結された蒸気タービンにより駆動される。排気パイプ１４１−１４４を介して過熱器１０４に入った空気は９００℃まで加熱されることもするが大部分４００〜６００℃程度に加熱される。空気供給管１４６を介して入った追加空気が燃料の発熱量の９％に達することができる未燃焼炭化水素や排気ガス内の一酸化炭素の相当量を酸化させる。最適の燃焼と残留時間の増加のために、過熱器１０４は標準排気マニホールドより大型に作るが、通常４気筒エンジンの直径より６〜８インチ程度さらに大きくする。ブレード（blade）が一定間隔で放射状で突出している旋回ガイド１０５はガスを循環させて過熱器１０４内部における残留時間を増やして未燃焼気体の燃焼を高めるが、２２０゜Ｋで１．５％ＣＯ除去が行われることができる。過熱器１０４は排気マニホールドの一部分であるアフターバーナーであって、最高温度の排気ガスが４箇所で過熱器に入って燃焼が起こるが、この時ボイラーの配管がアフターバーナーを通過するためボイラーの蒸気が排気ガスとは逆方向に流れながら排気ガスを最高温度に高める。蒸気はボイラーから過熱器に流れて過熱器はエンジンからちょうど出た上流側の排気ガスを受けて、その間前段階で燃焼しなかった炭化水素とその他可燃性気体が二次空気供給管１４６の高温空気噴射によって燃焼しながら蒸気がさらに加熱される。結局、燃料の加熱量の３〜９％程度に達する未燃焼ガスと燃料から熱を回収することができる。

要するに、蒸気と凝縮水の循環過程は配管５２、１１４から熱交換器１０６を経てコンデンサ１１２に達する。コンデンサの凝縮水はフィルター１１３、ポンプ１１５、熱交換器１０８、熱交換器（１０６；ここで２２０〜２４０℃で出る）、エコノマイザー１０２、ボイラー１２４、過熱器１０４、蒸気スロットルＴ、高圧蒸気配管４９、ソレノイド作動選択バルブＶ、蒸気チェスト４６を経て吸気バルブ４８へ行く。凝縮された蒸気はポンプ１１３によりフィルター１１５から一次熱交換器１０８に送られた次に、ポンプ１０９により配管１１７を介して反対方向に供給されたエンジン冷媒により加熱される。したがって、エンジンの冷媒は先に凝縮水に熱を伝達した次にラジエーター１１０を過ぎながらさらに冷却されて、エンジン冷却路３５、１２ｂを介してホース１１１を経て再循環される。

運転手がスロットルレバーを踏むとコンピュータ３０５に命令を下してスロットル設定点を調節して、自動車が運行する間効率は最適化して燃費は最大化できる。すなわち、スロットルＴとカットオフセッティング値を組み合わせてエンジン出力を調節して燃料消費を最小化する。一方、米国特許３，９０８，６８６と４，０２３，５３７に開示されているように調節した圧力と温度を利用して米国特許４，３００，３５３に開示されているように蒸気スロットルＴを作動させることもできる。使用燃料を伸ばしたり保存エネルギーを用いるために運転手がペダルを踏む前に運転手は蒸気スロットルＴを開くことができる。
蒸気排気量調節

本発明の目的は自動車運転条件と廃熱の変化による多様な負荷とボイラー圧力で效率的に動作することにある。本発明は蒸気排気量を変化させながら多様な条件下に作動する融通性を提供するメカニズムを含む。ＣＥＭコンピュータで多くのバルブを順次に開閉してボイラーと過熱器の蒸気出力エントロピーと蒸気エンジン排気量を可能な限り一致させて排気量を増加させる本発明の目的は、始動中はもちろん交通条件によってエンジン速度が変わるため全体作動期間終始排気量とエントロピー間に一定な比率を維持するものだ。このために、エンジン負荷センサ（トルクセンサ）やボイラーやシリンダーの蒸気圧センサをＣＥＭコンピュータ３０５に連結して、ボイラー出力が上昇することによってバルブを順序通り開放する。その結果、ボイラー出力が低い時は一つ二つのシリンダーのみ用いるが、内燃機関の発熱量変化に合せて良い効率を維持するようにボイラー出力を高めなければならない程もっと使用する。例えば、蒸気動力自動車では他のものは同一に置いて、８．５ｌｂ／ＨＰ−Ｈｒ．の一定蒸気量で２００ＣＩＤないし１４０ＣＩＤの過剰排気量を低めて蒸気を循環させながらボイラー出力とエンジン排気量をよく調和させるとエンジンの経済性を初期の９．９ＭＰＧから１４．４ＭＰＧに高めるが、このようになれば燃料効率が４５％近く改善される。

本発明によるエンジン排気量を調節する一例が図１４である。ボイラー１００からスロットルＴ、蒸気配管４９、４個のソレノイドバルブＶを経て多気筒エンジン１０のシリンダーに蒸気が供給される。ボイラーに設置された温度や圧力センサ（図示せず）は導体３００、３０２、３０３を介してコンピュータ３０５に連結されてボイラーに供給された熱量を表示する。エンジン１０の負荷とエンジンのｒｐｍは配管３０６、３０７を介してコンピュータ３０５に伝達される。エンジンが作動する間、コンピュータは既存の作動条件下で最適の排気量をリアルタイムで計算して最適の燃費を求める。この結果を利用してソレノイドバルブＶを作動させる。エンジン１０のそれぞれのシリンダーの排気量が同じであれば、バルブＶを順序通り作動させながら作動条件と排気量を一致させるが、例えばボイラー出力やエンジン負荷の減少に合うように排気量は減らしてボイラーに供給される蒸気圧や温度や熱量が増加しながら排気量を順番どおり１５、３０、４５、６０立方インチに増加させるようになれば、エンジンが動作中であるか始動中であるか走行中の間コンピュータが感知した作動条件下で最適の蒸気機関効率を維持することができる。エンジンに負荷がない時、例えば定速走行である時はスロットルＴや全てのバルブＶを閉じるが、ペダルを放すと変わる。マニホールドの圧力や自動車の速度のような他の変数を監視してコンピュータ３０５に他の作動条件を提供することができる。エンジンを設計する時、蒸気作動のために選択した最適の排気量はピストンの内径やピストンロッドの外径を特別に選択すると求めることができる。ピストンスカットが厚くなければならなければ、ピストンスカットとライナースリーブ間のピストンに断熱隙間をおくことができる。必要であるならば米国特許２，１９６，９８０で排気バルブを開けておいたように作動しない蒸気室のバルブを開けておくことができる。
蒸気シリンダーコンパウンディング

コンパウンド（compound）蒸気機関は自乗インチ当たり１５０ポンド以上の圧力で効率が高いと知られている。シリンダーの排気管５２とシリンダーの吸気管４９間のソレノイドバルブ（図示せず）を利用して、一側のシリンダーの排気蒸気を排気量がさらに大きい他のシリンダーに送ったり同一排気量の二個以上のシリンダーに送ってコンパウンディング（compounding）を行うことができるが、この時シリンダー１から受信機がない他のシリンダー２、４に蒸気を送るのにコンピュータで自動制御する。
熱伝逹と作動温度

どのエンジンも潤滑油に損傷を与えない温度を維持しなければならない。一般的な水冷式４行程スパーク点火エンジンのピストン上端と上端リング周辺と後から測定した温度は２９０〜３４０℃の範囲にある。したがって、蒸気温度３００〜３５０℃であるエンジン１０をどの場合にも使用できなければならないが、これは標準内燃機関のアルミニウムと鋳鉄ピストンが全て２００〜４００℃の温度範囲でピストンヘッドと共に作動することができるためだ。排気バルブと点火プラグは３１０〜３４０℃温度で安全に動作することができる。本発明ではヘッドとシリンダー全て水冷式である。内燃機関のシリンダー壁面が水ジャケットで冷却されるので、ピストンヘッドが最も過熱される可能性が高い。ピストン１４の熱伝逹と冷却は重要である。図２のように、吸気バルブ４８が開かれると圧縮された蒸気によってピストンヘッド１４ａが押されて上がりながら過剰熱も持っていってしまう。一般的な高速道路出退勤状況の速度ではピストンヘッドの底面に秒当たり０．３ポンドの蒸気圧力が作用して熱を持っていってピストンヘッドの過熱を避けることができるが、燃焼室内ガスを燃焼させる初期２０００〜４０００℃の温度でもそうだ。本発明によれば、ピストンの下に蒸気を送って蒸気圧は高めながら燃焼熱によってピストンヘッド付近に蒸気が凝縮されることは防止するが、この時ピストンの下面に作用する蒸気に燃焼室の熱を直接伝導するためエネルギーを保存できる。必要であるならばピストンヘッドの底面に冷却用のフィン（cooling fin）を設置して蒸気への熱伝逹を高めることができる。
熱の回収過程における熱損失

エネルギー活用度と損失を示す下記表はＨｅｙｗｏｏｄの１９８８年版著書６７４〜６７５ページで引用したものである。効率測定のために、冷媒と排ガスに伝達された熱量はもちろん用いられる燃料の低い発熱量を補充する他の損失とブレーキパワーを比較する。
表１
スパーク点火エンジンにおける一般的な燃料エネルギー分布図

表２
６気筒点火エンジン自動車における燃料のエネルギー分布図

冷媒に対する熱遮断率は作動条件によって変わる。自動車の低速低負荷で（表２参照）、冷媒の熱伝逹率は相当に大きくてブレーキパワーの２〜３倍に達する。
エネルギー回収の決定

表１の条件下に作動して内燃機関の容量が１００馬力である４気筒４行程自動車エンジンの場合、高速道路条件で生じたブレーキパワーは２６馬力であって燃料の発熱量の５４％は回収が可能である。ボイラー効率が８５％であって蒸気機関は実際ブレーキ効率２４％の高圧過熱凝縮機管で作動するとすれば（ＡｌｌｅｎＢｒａｄｌｅｙのＨｅａｔＥｎｇｉｎｅ４０７ページ参照）、綜合効率は２０％ｘ５４ＨＰまたは１０．８ＨＰで４１．５％の改善を成し遂げる。４３ＭＰＨや７２ＭＰＨで走行する自動車で求めた表２の損失エネルギー値を利用すると、潜在的回収率は２０％ｘ７９％＝１５．８％であって４３ＭＰＨで８７％の燃費改善を成し遂げる。７２ＭＰＨではブレーキパワーに利用される熱エネルギー回収率７６％ｘ２０％＝１５．２％であって７２％の改善を成し遂げる。その結果、実験データを根拠に本発明を介して得た燃費の改善率は４１〜８７％に達する。
未燃焼燃料のエネルギー回収

未燃焼燃料が廃排ガスエンタルピーの３〜９％に達することは既に説明した。未燃焼燃料を燃やせば排ガスの温度が２００゜Ｋに上昇する。

図９Ａのように、空気ポンプ１４８に連結された吸気パイプ１４７は排気パイプ１０３と逆流熱交換関係において排ガス熱を回収して空気に伝達するが、この空気はポンプ１４８により空気噴射管１４６を介して排気管１４１−１４４それぞれに送られることであって過熱器１０４内部の炭化水素を燃焼させる酸素を供給する。排気管１４１−１４４は排気口１４５を介して過熱器１０４に連結されるが、排ガスは過熱器１０４を通過しながら旋回運動する。旋回運動は螺旋形運動を起こす多数の旋回板１０５により起きて、このような旋回運動により高温二次空気が完全に混合して完全燃焼と汚染物減縮を達成する。すなわち、排気口１４５が旋回運動を始めて旋回板１０５は旋回と撹はんを促進して二次空気の完全な混合を達成するが、二次空気は直径６〜８インチの大型過熱器と協力して未燃焼成分の酸化を起こして、結局排ガスの温度を６００〜９００℃以上に高める。この温度は未燃焼炭化水素とＣＯの完全燃焼に必要な温度（それぞれ５０ｍｓ間６００℃、１００〜１５０ｍｓ間７００℃）より相当に高い。過熱器１０４内に蒸気コイル１３０を設置すると、吸気管１４６を介して高温二次空気を噴射して過熱器自体がバーナーや炉の役割をするので、最終コイル１３０の蒸気の温度がエンジンの排気マニホールドより高くなって、このような高温と高圧によりエンジン膨脹室４４のランキンエンジン効率がさらに改善される。

したがって、過熱器の排ガスの温度が９００〜１０００℃であって７０〜７５ＭＰＨの速度で運転すれば、未燃焼燃料の燃焼による熱がさらに生じて、設計流量におけるスロットルＴの蒸気を５００℃以上の温度で加熱することができる。このため、効果的なランキンエンジン動作に必要な高温高圧蒸気を本発明では容易に得ることができる。
自動車のモメンタム回収

図１２は、本発明によってブレーキをかける間運動エネルギーを回収する過程を示す概略図である。図９〜図９Ｂに示したのような本発明の４気筒自動車エンジン１５０は駆動軸１５１を介して地面の駆動輪１５２に連結される。排気管５２のソレノイド選択バルブ１５３とボイラーにつながった蒸気管のソレノイドバルブ１５８を見ることができる。配管４９にあるソレノイド選択バルブ１５９は１番目空気配管を介して周辺空気を受けるチェックバルブ１５４に連結されて、また圧縮空気タンク１５６に連結されたチェックバルブ１５５にも連結される。選択バルブ１５９は２番目空気配管のチェックバルブ１５７を介して圧縮空気タンク１５９にも連結される。ブレーキを踏むと、エンジン１５０内部のポペットバルブ４８がコンピュータにより開かれて、選択バルブ１５９によりバルブ１５４、１５５を介してタンク１５６が配管４９に連結されて変わる蒸気膨脹室４４の体積により自動車が止まる時まで圧縮空気がタンク１５６に入って、結局圧縮空気形態の運動エネルギーを保存するようになる（図１、２参照）。運転手がアクセラレーター（accelerator）を踏むと、選択バルブ１５９によりチェックバルブ１５７を介してタンク１５６が配管４９に連結されて、その間バルブ４８は正常に作動して、ブレーキを踏む間保存された膨脹室４４の圧縮空気で自動車が動く。圧縮空気はバルブ１５３を介して循環する。こういう方法で、エンジンの蒸気膨脹室を圧縮空気貯蔵タンクに連結して膨脹室の空気をブレーキ動作の間貯蔵タンクに送ったり、蒸気膨脹室を空気タンクに連結して空気タンクの圧縮空気を蒸気膨脹室に送る作業により内燃機関の廃熱とモメンタムで回収された熱エネルギーで生じる蒸気動力と内燃機関の組み合わせにより自動車が推進される。圧縮空気は冷たいエンジンと蒸気圧がない状況でも高速始動ができるが、蒸気を上昇させたり始動の中に燃料効率を改善する前にも可能である。
単型ピストン（Stepped Piston）

図１０−１１は、単型ピストン８０を採択した本発明の他の例を見せている。このピストンは構造が異なるが同様に廃熱を回収することができる。図１０−１１の変形エンジン７９も前述したように効率と燃費の改善を主目的にするが、ピストン内部の蒸気膨脹室の代わりに、単型ピストン８０は上端部に圧縮リング８０ｃを設置してスカット（skirt）領域である下端部は大直径部８０ａをおいて、大直径部にも圧縮リング８０ｂを設置する。燃焼室３４はもちろんシリンダーヘッド３５とその部品も前述したものと同一である。ピストン８０はシリンダー８２内で滑り運動して、シリンダーの下部大直径部８４はピストンの大直径部８０ａと噛み合い、シリンダーの大直径部に環形の蒸気膨脹室８６が生じる。燃焼室３４と蒸気膨脹室８６がピストンに隣接して、燃焼室３４はピストン８０の底面に隣接する。圧力により配管８９、９１を介してシリンダー内壁面に潤滑油が供給される。動作中に、高圧バルブ室９４から吸気バルブ９２と吸気口９１を介して蒸気膨脹室８６に蒸気が入る。ピストンが下死点に到達してシリンダーの穴が開かれると、大直径部８４を囲んだシリンダーブロック８９の一部分に配置された蒸気マニホールド８８を介して蒸気が排出されるが、このような流れは前述したコンデンサ（図示せず）、チェックバルブであるリード弁（９１；reed valve）、低圧蒸気復帰配管９０を含んで閉鎖回路を形成する。示されたように燃焼室３４と蒸気膨脹室８６間にあるピストン８０はピン８３とコネクティングロッド８５によりクランク軸８７に連結される。燃焼室３４の廃燃焼熱は図９〜図９Ｂで説明したようにボイラーと蒸気回路で回収されて、蒸気膨脹室８６に蒸気が入りながらピストン８０を下降させてクランク軸８７を回転させる。環形蒸気膨脹室８６の表面対体積比が大きくて冷却速度が迅速で蒸気圧が低くなるので、この実施例は好ましい実施例ではないこともある。ピストンの周りにおける遊動制限のため呼吸損失（breathing loss）が大きくなってリング８０ｂが長くなって機械的損失も増加して、排気口８８付近の表面も加熱されない。

Claims

燃焼熱で生じた蒸気がピストン運動を助けて、シリンダーに付いているピストンはシリンダーの内部の燃焼室と蒸気膨脹室間を往復運動して、燃焼圧力と蒸気圧がピストンの両端部に作用して作動中にピストンの運動に影響を及ぼして、シリンダー側壁を介して蒸気膨脹室と通じる排気口がシリンダー側壁に位置して、蒸気膨脹室の一端部にある固定式高温シリンダーギャップに近いシリンダー側壁部分で蒸気がシリンダー側壁を介して排出されるため、廃燃焼熱で点火されたボイラーから蒸気膨脹室に入る蒸気の冷却や凝縮がシリンダーギャップにより防止されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、前記高温シリンダーギャップが外部で蒸気で加熱されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、前記ピストンに穴があけられてあって、この穴がシリンダーの排気口と一致する時蒸気が排出されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、前記高温キャップがシリンダー両端部の中間でシリンダーを横切るディスクであってシリンダーの内壁面から離れてあってシリンダー壁面との間にピストンのスカットを収容することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第４項において、前記ディスクがシリンダーと離れて環形隙間を形成して、ピストンのスカットがこの隙間に入ってディスクの外周辺と滑り結合することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、前記高温キャップがディスクを含んだシリンダーヘッドでピストンの内壁面と密封結合して、ディスクを介して蒸気膨脹室に蒸気を入れるための吸気バルブがディスクに位置することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、蒸気膨脹室が膨脹状態にある時排気口が開閉されて、蒸気膨脹室とボイラーを連結する吸気バルブを介して蒸気膨脹室に蒸気が入る前に蒸気膨脹室内残留蒸気が再圧縮されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、排ガスを受けてその中に含まれた未燃焼ガスと粒子を続けて燃焼するための過熱器が連結されて、過熱器に形成された燃焼生成物及び排ガスと熱交換した後の蒸気が蒸気膨脹室の中に入ることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第８項において、前記過熱器に空気を流入させて排ガスの燃焼を促進して追加熱を蒸気に伝達しながら空気汚染は減らし、内燃機関の排気口とボイラー間に前記過熱器を連結して排ガスはボイラーに送って蒸気はボイラーから受けることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第８項において、前記過熱器にブレードを設置して燃焼ガスの旋回運動を促進して燃焼した排ガス成分の燃焼を改善することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
内燃機関の熱で動くボイラーの蒸気で一部作動されて、シリンダーに付いているピストンはピストン両側の燃焼室と蒸気室間を往復運動して、蒸気シリンダーヘッドの固定式円形キャップはピストンの内壁面と滑り結合して、ピストンのピストンロッドはシリンダーギャップを貫通してクランク軸に連結され、シリンダーギャップ内部の吸気バルブはシリンダーの内部でシリンダーギャップ両側にある蒸気チェスト（steam chest）と蒸気室を連結してピストンとシリンダーギャップを加熱することによって、燃焼室の直接的な熱伝導と蒸気チェストの熱伝導により蒸気室が加熱されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、前記吸気バルブがシリンダーギャップのバンプバルブ（bump valve）を含んで、バンプバルブと噛み合う位置でピストン内部にバルブリフター（valve lifter）を設置してピストンが動けばバンプバルブを開放して蒸気室から蒸気チェストに蒸気が入るようにすることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、前記バルブが平常時閉じられている円形バルブ部材が付いていたシングルシート（single-seated）またはダブルシートポペットバルブ（poppet valve）で、シリンダーギャップ内部の吸気口とバルブシートが連結される時バルブ部材が一側に押されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、内燃機関が多気筒機関であって、一側のシリンダーの排気口と他のシリンダーの吸気口間にコンパウンディングバルブ（compounding vlave）が設置されて前記一側のシリンダーの排出蒸気を他のシリンダーに供給する時コンパウンディングバルブを介したコンパウンディングを達成することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、シリンダー内壁面に形成された収集チャネルにオイルリングを設置して、シリンダーのオイルと燃焼生成物が蒸気配管に入る前に前記オイルリングで掻き出して前記収集チャネルに排出することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、シリンダー内壁面に形成されて内側に連結された円柱型溝にオイルリングを設置して、シリンダーのオイルと燃焼生成物が蒸気配管に入る前にオイルリングで掻き出して溝に連結されたダクトを介して除去することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、蒸気排気量、蒸気スロットルまたは可変吸気バルブカットオフ（cut off）のような調整因子を制御するためのコントローラをエンジンに連結してエンジンの作動変数の変化に合うように蒸気機関の効率を改善することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、複合エンジンに供給された蒸気の温度や圧力、エンジンに蒸気を供給するボイラーの出力、エンジンの負荷及びエンジンのｒｐｍのうちから選択されたエンジンの作動変数の変化に合うように蒸気機関スロットル、蒸気排気量または可変吸気バルブカットオフを制御するエンジンコントローラをエンジンに連結したことを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、複合エンジンが多気筒エンジンであって、シリンダーと蒸気供給源間に蒸気バルブを連結し、エンジン管理コントローラを連結して、ボイラー出力やボイラーに供給された熱が増加すると蒸気バルブを開いてエンジン排気量を増加させてボイラー出力やボイラーに供給された熱が低くなれば蒸気バルブを閉じてエンジン作動効率を高めることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
燃焼熱で蒸気が生じて、シリンダーに付いているピストンはシリンダーの内部の燃焼室と蒸気室間を往復運動するがピストンが内部燃焼と両端部の蒸気により動力を受けて、蒸気室は蒸気室一端部の固定式シリンダーヘッドとピストン間に位置してシリンダーヘッドが蒸気室の一端部を密封して、吸気バルブを介して蒸気室内に蒸気が入って、蒸気室の排気バルブがシリンダーの排気口と一致した時排気バルブが開かれて蒸気室が膨脹状態の時は排気バルブが閉められて、ピストンが続けて動いて蒸気室の体積を減らしながら残留蒸気を再圧縮する時再圧縮された残留蒸気に吸気バルブを介して蒸気が進入するため、残留蒸気による進入蒸気の冷却が防止されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２０項において、前記シリンダーヘッドがピストン内壁面と密封結合してクロスヘッドガイドの自由端部に支持されるシリンダーキャップであることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２０項において、蒸気スロットルや吸気バルブのカットオフのエンジンに連結されたコントローラで調整してエンジンの作動変数の変化に合うようにエンジン効率を最適化することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２２項において、エンジン管理コンピュータを連結して、蒸気供給源の温度や圧力、ボイラー出力、エンジン負荷またはエンジンｒｐｍと同じエンジン作動変数の変化に合うように蒸気スロットルや吸気バルブカットオフを調節することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２０項において、複合エンジンが多気筒エンジンであって、蒸気ボイラーとシリンダー間にバルブを連結してシリンダーに蒸気を供給することによってボイラー出力と蒸気シリンダー排気量間に一定な比率を維持することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
シリンダーの一端部がクランクケースに連結されて、シリンダーの他端部に燃焼室があり、吸気口と排気口と燃料供給源が燃焼室に連結されて、スカットが付いているピストンがシリンダーの内部の燃焼室と蒸気膨脹室間を密封状態で滑り運動し、ピストンの一端部にピストンロッドが連結されて、ピストンの他端部にクロスヘッドが付いていて、クロスヘッドとクランク軸間にコネクティングロッドが連結されて、シリンダーヘッドはピストンロッドに連結されてピストンのスカット内壁面と密封状態で滑り運動し、一端部がクランクケースで支持される支持カラムの他端部に固定ギャップが設置されて、前記クロスヘッドは固定カラム内部で滑り運動して、キャップと固定カラムが蒸気チェスト（steam chest）の上部中央面を構成しながら、蒸気チェストと通じる燃焼室の廃熱で生じた蒸気源と、キャップ内部の吸気バルブと、エンジン内部にありながら蒸気膨脹室と通じる排気バルブと共にキャップに隣接したシリンダーが蒸気チェストを囲むことを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２５項において、複合エンジンが多気筒エンジンであって、シリンダーに蒸気バルブが連結されてシリンダーの蒸気量を選択的に調節することによってエンジンの蒸気排気量を変化させることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２５項において、内燃排気マニホールドの一部分であって蒸気過熱器を連結して燃焼室から排ガスを受けて、蒸気を移しながら熱を伝導して蒸気チェストに供給された蒸気を加熱するためのダクトを具備し、空気供給源を過熱器に連結して排ガス成分の燃焼を促進しながら排ガスによる空気汚染は減らすことを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
ボイラー内部で燃焼熱で蒸気が生じてピストンの運動を助けて、エンジンが多気筒エンジンであって、シリンダー毎に内部の燃焼室と蒸気室間で往復運動するピストンが設置されて、シリンダー壁面を介して蒸気室それぞれと通じる排気口があってシリンダー壁面を介して蒸気排出が可能であり、ボイラーとそれぞれのシリンダー間に蒸気バルブが連結されて、蒸気バルブを開閉させるエンジン管理コントローラを設置してそれぞれのシリンダーに蒸気を供給するが、ボイラー出力やボイラーに供給された熱が増加すると蒸気排気量を増加させてその反対ならば蒸気排気量を減少させるようにすることによって、ボイラー出力と蒸気排気量間の比率を調節してエンジンの効率を改善することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、複合エンジンが自動車に設置されて、蒸気室に供給された圧縮空気は自動車を前進させることに用いられるためブレーキを踏む間には圧縮空気を貯蔵タンクに送るように蒸気室を連結することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、低いｒｐｍでは有効隙間容積を増やして高いｒｐｍでは有効隙間容積を減らすようにスロットルダクトを介して補助排気室を蒸気室に連結することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２８項において、蒸気バルブがシリンダー毎に一つずつ連結されて、ボイラー出力が増加するほど次第に多くのシリンダーに蒸気が入ってボイラー出力が低くなるほど次第に少ないシリンダーに蒸気が入るようにコントローラにより蒸気バルブが順次に開放されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１項において、ピストンの排気口がシリンダーの排気口と一致する時シリンダー排気口を介して蒸気が排出されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第２０項において、シリンダーヘッドがピストンと密封結合するディスクであって、吸気バルブはディスク内部に位置してディスクを貫通した吸気口を密封することを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。
第１１項において、蒸気スロットルから可変カットオフを有する吸気バルブを介して蒸気室内に蒸気が入って、エンジン作動変数とカットオフと蒸気スロットルのセッティング値を調整するための運転手のスロットル制御行為による入力値とエンジン作動変数を受けるコントローラによりカットオフと蒸気スロットルが調整されることを特徴とする内燃機関と蒸気機関の複合エンジン。