JP2011508138A

JP2011508138A - ピストンエンジンシステムおよび方法

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Publication number: JP2011508138A
Application number: JP2010539905A
Authority: JP
Inventors: メスマー，ハンス−ペーター
Original assignee: グリーンパートナーズテクノロジーホールディングスゲゼルシャフトミットベシュレンクテルハフツング
Priority date: 2007-12-21
Filing date: 2008-12-19
Publication date: 2011-03-10
Also published as: WO2009086187A2; KR20100096252A; EP2235342A2; CA2710279A1; BRPI0821738A2; WO2009086187A3; US20090314005A1

Abstract

ピストン室から移動させられるガスが、従来の弁タイミングの場合のようにスロットリングされるのではなく、燃焼行程の最後における温度と圧力とにほぼ等しい圧力と温度にあるように弁タイミングを変更することを含む、ピストンエンジンシステムを動作させる方法。高い温度および圧力のガスが排気流路の中に入る時に、断熱手段が、排気ガスの高温度が維持されるように排気流路を覆うだろう。熱交換器と膨張機が、利用可能な仕事のために排気ガスの高い温度および圧力が捕捉されるように、排気流路に沿って配置されるだろう。

Description

本明細書に開示されている実施態様は内燃ピストンエンジンに関し、および、特に、効率を増大させるための、出力を増大させるための、かつ、このエンジンの故障を減少させるためのシステムおよび方法に関する。

内燃ピストンエンジンは様々な用途に使用されている。このピストンエンジンにおいて使用されている最も一般的なサイクルがオットーサイクルまたはディーゼルサイクルである。ピストンエンジンは任意の個数のシリンダを含むことができる。

自動車用ガソリンエンジンまたはディーゼルエンジンのような４行程内燃エンジンが、次の通りの行程、すなわち、（ｉ）吸気行程、（ｉｉ）圧縮行程、（ｉｉｉ）燃焼行程、および、（ｉｖ）排気行程を含む。従来の４行程プロセスでは、ピストンがシリンダの最上部（上死点）にある時に吸気行程が始まり、吸気弁が開き、ピストンがシリンダの最下部（下死点）に下降し、空気とガソリンをシリンダ内に吸い込む。圧縮行程中は、この弁が閉じられ、および、ピストンが上方に逆戻りし、燃料／空気混合気を圧縮する。燃焼行程中は、ピストンがその行程の最上部に到達すると、燃料が点火されて爆発し、ピストンを下方に移動させる。最後に、排気行程中には、放出弁が開き、および、ピストンが再び上昇するにつれて排気ガスがシリンダから出て行く。

しかし、２行程エンジンは、２つだけの行程によって、すなわち、クランクシャフトの１回転によって、圧縮と燃焼を行う。ピストンがその下死点位置にある時に、吸気行程と排気行程が同時に生じる。吸気管内のガスが、シリンダから排気されるガスよりも高い圧力にある。したがって、吸気ガスはシリンダ内のガスを排気管の中に押し出す。弁が閉じられておりかつピストンが上死点に移動する時に、圧縮行程が生じる。その次に、燃料が点火されて爆発し、ピストンを再び下死点に移動させる。

上述のタイプのエンジンの各々は、無過給式であるか、過給式であるか、または、ターボ過給式であることが可能である。無過給エンジンは大気から直接的に空気を受け入れる。過給エンジンとターボ過給エンジンの各々は、より多くの質量の空気と燃料をシリンダの中に押し込むために圧縮機を使用する。過給エンジンは、そのエンジンの駆動軸に連結されているベルトによって圧縮機を駆動する。ターボ過給エンジンの圧縮機は、排気流膨張タービンによって駆動される。しかし、これらの術語は、空気および／または空気および燃料をシリンダの中に噴射する前にその空気および／または空気および燃料を圧縮するあらゆるタイプのエンジンを意味する形で同義的に使用されている。

しかし、従来のピストンエンジンシステムには様々な非効率性と問題点が存在する。例えば、無過給エンジンと過給エンジンは、排気流の増大した温度と圧力とを利用しない。さらに、ターボ過給エンジンは、燃焼室から排気される燃焼生成物の圧力よりも低い圧力に排気流路が保たれることを必要とするので、非効率的である。この圧力損失は、有用な仕事を実現するように回収または利用されることが不可能なので、熱力学的に非効率的である。したがって、高い排気温度および排気圧力をより効率的に利用するためのシステムを開発することが有利だろう。

さらに、現行のピストンエンジンは、同一の比出力（燃料の熱ｋＷ当たりの機械的ｋＷ）を生じさせるためにそのピストンエンジンが全負荷状態にある時にそのピストンエンジンが使用する燃料よりも、アイドリング中すなわちそのピストンエンジンが部分負荷状態である間に必要とされる燃料よりもはるかに多くの燃料を使用することが多い。したがって、部分負荷状態中における燃料の消費量をより少なくするための方法を考案することが有利だろう。

さらに、ピストンエンジン内の高圧力が摩耗と故障の原因になることが多い。エンジンの出力と密度と効率を犠牲とすることなしに摩耗を減少させるために、圧縮端温度を依然として高温度に維持しながら、シリンダ内の圧縮端圧力を低下させることが有利だろう。

圧縮空気がより大きい質量をピストンエンジンに供給する。しかし、従来の圧縮機から受け取られる圧縮空気は非圧縮空気よりも高温である。ピストンエンジンの機械的構成要素は、高い熱応力に曝される時に危険にさらされる可能性がある。空気の温度を増大させることなしに空気を圧縮することと、こうした熱エネルギーを比較的に低い温度レベルで環境内に放出することとが、有利だろう。

従来においては、ピストンとシリンダは、ピーク燃焼温度よりも低い温度の状態のままであるように外部冷却機構を使用する。しかし、外部冷却方法は、典型的には熱が冷却媒質に失われて再利用されないので、熱力学的に非効率的である。したがって、ピストンとシリンダを断熱するためのシステムを開発することが有利だろう。このシステムは熱応力からピストンとシリンダを保護すると同時に、これらの構成要素を冷却することによって通常は失われる熱エネルギーを保持するだろう。この場合に、この熱エネルギーは、有用な仕事を行うために使用されることが可能である。

さらに、排気流における高温度が従来の膨張タービンの機械的耐久性を上回る可能性もある。したがって、この排気温度を低下させる方法を開発することが有利だろう。

上記内容から見て、ピストンエンジンの効率とピストンエンジンの構成要素の寿命とを増大させるための様々なシステムと方法とを提供することが極めて望ましいだろう。

従来のピストンエンジンは、そのエンジンの排気流を十分には利用してはいない。幾つかの実施態様では、４行程ピストンエンジンからの燃焼レベル圧力を取り出すための方法が実現される。この方法は、（１）燃焼行程の最後においてガスが第１の圧力を有するようにガスを燃焼させる段階と、（２）排気行程中に第１の圧力を実質的に有する排気ガス流路の中にガスを排気する段階と、（３）吸気行程の一部分の間に追加のガスを送り込むことなしに、第１の圧力よりも低い第２の圧力にガスを膨張させる段階と、（４）吸気行程の残り部分の間に、第２の圧力が第３の圧力よりも高くはない時に、第３の圧力を有する吸引されたガスを室の中に送り込む段階と、（５）それに続けて圧縮行程を開始する段階とを含む。その後で、このプロセスが繰り返される。

幾つかの実施態様では、排気ガス流の第１の圧力は、弁またはタービンによって排気管内で維持される。幾つかの実施態様では、排気ガス流は、エネルギーを取り出すために、または、発電機を回転させるために、排気タービン内を通過させられる。幾つかの実施態様では、吸気空気が、ピストンエンジン室に入る前に最初に圧縮機の中を通過させられる。幾つかの実施態様では、圧縮機が排気タービンと同一の軸の上で動作させられる。幾つかの実施態様では、吸気空気が、圧縮された後に、かつ、ピストンエンジン室の中に入る前に、中間冷却器の中を通過させられる。幾つかの実施態様では、排気管が断熱される。幾つかの実施態様では、この断熱は、高度に反射性である表面を有する断熱室によって実現される。幾つかの実施態様では、この断熱室はガスを充填されている。幾つかの実施態様では、この断熱室は真空状態に維持されている。幾つかの実施態様では、断熱は、排気管内のセラミック製インサートによって実現される。このインサートは、販売後の従来のエンジンに追加されることも可能である。

従来のピストンエンジンは、必要量よりも多くの空気／燃料混合気が比較的に高い圧力でピストンエンジンの中に噴射されるので、必要量より多くの燃料を部分負荷中に使用する場合が多い。幾つかの実施態様では、ピストンエンジン内で吸引空気を予膨張させるための方法が提供されている。この方法は、（１）吸気行程の一部分の間に、第１の圧力のガスをシリンダ内に送り込む段階と、（２）吸気行程の残り部分の間に、追加のガスをシリンダ内に送り込むことなしに、第１の圧力よりも低い第２の圧力に圧力を低下させる段階と、（３）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

上述の実施態様では、排気行程の開始時に排気圧力が周囲圧力よりも低い時点がある。この状況は、極端な部分負荷の際に生じる可能性が最も高い。この場合には、排気弁が、周囲圧力とシリンダ圧力とが概ね等しい時に、より後で開かれる。

ピストンエンジン内の高圧力が摩耗と故障の原因になる場合が多い。したがって、幾つかの実施態様では、予熱された吸気空気／燃料混合気が予膨張弁タイミングを使用してピストンエンジンの中に噴射される。これらの実施態様では、予膨張後の最終温度が、噴射時における従来のエンジンの空気／燃料温度と同等である。したがって、完全負荷の実施態様では、燃焼させられる空気／燃料混合気は、従来のエンジンの場合よりも低い圧力にあり、かつ、従来のエンジンの場合と概ね同一の温度であり、これによってエンジンの出力と密度と効率とを犠牲にすることなしに摩耗を減少させる。

幾つかの実施態様では、部分負荷がかかった（以下では「部分負荷（ｐａｒｔ−ｌｏａｄ）」エンジン、または、全負荷がかかった（以下では「全負荷（ｆｕｌｌ−ｌｏａｄ）」エンジンにおける、燃料燃焼を管理するための方法が提供される。この方法は、（１）エンジンの排気流から熱を取り出す段階と、（２）周囲吸気ガス流の温度を加熱ガス流に増大させるためにその熱を使用する段階と、（３）吸気行程の一部分の間に、第１の圧力にある加熱されたガス流をエンジンのシリンダの中に送り込む段階と、（４）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、吸気行程の残り部分と圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。幾つかの実施態様では、ピストンエンジンが、吸気行程の残り部分の間に、追加のガスをシリンダの中に送り込むことなしに、第１の圧力よりも低い第２の圧力に圧力を低下させる。

幾つかの実施態様では、熱交換器への排気ガスの循環が、フラップを有する３方向弁によって制御される。この弁は、全負荷中は排気管の外に排気を送り出し、および、部分負荷中は連結流路によって排気を熱交換器の中を通過させる。

幾つかの実施態様では、部分負荷エンジンにおける燃料消費を管理するための別の方法が提供される。この方法は、（１）エンジンの排気流から熱を取り出す段階と、（２）第１の周囲吸気ガス流の温度を加熱ガス流の温度に上昇させるために、その熱を使用する段階と、（３）混合ガス流を得るように加熱ガス流を第２の周囲吸気ガス流と混合する段階と、（４）吸気行程の一部分の間に、第１の圧力の混合ガス流を送り込む段階と、（５）吸気行程の残り部分の間に、新たな空気をその室の中に送り込むことなしに、第１の圧力よりも低い第２の圧力に第１の圧力を低下させる段階と、（６）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

幾つかの実施態様では、部分負荷エンジンにおける燃料消費を管理するための別の方法が提供される。この方法は、（１）排気ガス流を取り出す段階と、（２）温められた混合ガス流を得るために周囲吸気ガス流と排気ガス流とを混合する段階と、（３）吸気行程の一部分の間に、第１の圧力の温められた混合ガス流を送り込む段階と、（４）吸気行程の残り部分の間に、第１の圧力よりも低い第２の圧力に第１の圧力を低下させる段階と、（５）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

幾つかの実施態様では、全負荷状態中に周囲空気と混合する前に排気ガスを冷却するために、冷却器が再循環管に追加される。このようにして、加熱された吸気ガスが望ましくない時に、再循環の利益が全負荷中にさえ実現されることが可能である。幾つかの実施態様では、冷却器が全負荷中に使用される場合に、バイパス管が、部分負荷中に冷却器の周りを巡る形で排気ガスを送るために使用される。幾つかの実施態様では、熱交換器への排気ガスの循環が、フラップを有する３方向弁によって制御される。この弁は、全負荷中に排気管の外に排気ガスを送り出し、および、部分負荷中に連結流路によって熱交換器を通過する形で排気ガスを送る。

幾つかの実施態様では、部分負荷エンジン内の燃料の消費を管理するための別の方法が提供される。この方法は、（１）吸気行程の第１の部分の間に、吸引ガスと排気ガスの両方を実質的に第１の圧力で送り込む段階と、（２）吸気行程の第２の部分の間に、追加の空気または燃料を送り込むことなしに、第１の圧力よりも低い第２の圧力に第１の圧力を低下させる段階と、（３）従来のピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

あるいは、幾つかの実施態様では、この方法は、（１）吸気行程の第１の部分の間に、第１の圧力において排気流路と吸気流路とから空気が吸引されるように吸気弁と放出弁の両方を開く段階と、（２）吸気行程の第２の部分の間に、吸気弁と放出弁の両方を閉じて、追加の空気または燃料を送り込むことなしに第１の圧力よりも低い第２の圧力に第１の圧力を低下させる段階と、（３）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

幾つかの実施態様では、部分負荷エンジンにおける燃料消費を管理するための別の方法が提供される。この方法は、（１）排気行程の間に、第１の圧力において吸気流路と排気流路との中に排気ガスが出て行くように吸気弁と放出弁の両方を開く段階と、（２）吸気行程の第１の部分の間に、放出弁を閉じる段階と、（３）吸気行程の第２の部分の間に、吸気弁を閉じて、追加の空気または燃料を送り込むことなしに第１の圧力よりも低い第２の圧力に第１の圧力を低下させる段階と、（４）従来の４行程ピストンエンジンの場合と同様に、圧縮行程と燃焼行程と排気行程とに進む段階とを含む。

極端な部分負荷の間は、排気圧力が排気行程の開始時に周囲圧力よりも低い。これが当てはまる場合には、排気行程中に放出弁がより後で開かれる。これらの実施態様では、放出弁は、周囲圧力とシリンダ圧力とが概ね等しい時に開かれる。

圧縮空気がより多くの質量をピストンエンジンに供給する。しかし、従来の圧縮機から受け取られる圧縮空気は、非圧縮空気よりも高温でもある。幾つかの実施態様では、流体が送り込まれて圧縮中に気化させられる。こうした気化が圧縮空気を冷却する。したがって、最終圧縮温度は圧縮機の吸気における空気の温度のそれに近い。この実施態様では、噴射される流体のすべてが、圧縮中にその流体の小滴が圧縮機の翼と他の構成要素とに損傷を生じさせることがないように気化させられる。

幾つかの実施態様では、摩耗を減少させ、かつ、ピストンエンジンの出力密度を改善するための方法が提供される。この方法は、（１）第１の温度を有する周囲ガスを圧縮ガスに圧縮する段階と、（２）この圧縮ガスを低速度ガスに拡散させる段階と、（３）液体を低速度ガスの中に噴射する段階と、（４）第１の温度よりも高い第２の温度を有する気化ガス混合気を生じさせるように、低速度ガスの中で液体を気化させる段階と、（５）熱交換器によって、その気化ガス混合気を第２の温度よりも高い第３の温度に加熱する段階と、（６）吸気行程の一部分の間に、第１の圧力でそのガスを送り込む段階と、（７）吸気弁を閉じる段階と、（８）吸気行程の残り部分の間に、第１の圧力よりも低い第２の圧力に圧力を低下させる段階と、（９）圧縮行程と燃焼行程と排気行程とを行う段階と、（１０）膨張機の中を通して排気ガスを排出する段階と、（１１）排気ガスを熱交換器の中を通過させる段階と、（１２）排気を環境に放出する段階とを含む。

流体の温度を低下させるために液体気化を使用することは、さらに、ピストン室内においても有利である可能性がある。幾つかの実施態様では、液体噴射を伴うピストンエンジンを動作させるための方法が提供される。この方法は、（１）圧縮行程の第１の部分の間に、ピストン室内のガスに液体を加え、および、この液体が気化流体の形に気化する段階と、（２）圧縮行程の第２の部分の間に、ガスと気化液体とをさらに圧縮する段階と、（３）ガスと気化液体を燃焼生成物へと燃焼させる段階と、（４）この燃焼生成物を排気する段階と、（５）従来の４行程ピストンエンジンの場合のように吸気行程に進む段階とを含む。

幾つかの実施態様では、流体が、２行程エンジンまたは４行程エンジンの燃焼行程の間に加えられる。幾つかの実施態様では、噴射された液体の温度が周囲温度と圧縮温度との間のレベルである。幾つかの実施態様では、圧縮時間全体の４分の３（３／４）が等温であり、噴射された液体に気化のための多くの時間を与える。幾つかの実施態様では、吸気弁内の圧力が放出弁内の圧力よりも高く、スロットリングまたは環流の問題の原因となる。幾つかの実施態様では、燃焼サイクルが終了した後に、排気ガス収集管がピストンと実質的に同じ圧力を維持する。この排気収集管の圧力は、入口収集管の圧力よりもわずかに低いだけである。幾つかの実施態様では、ピストン室内への流体の噴射は、ピストン運動（適切に設計されたカムシャフト）によって、または、電磁弁によって制御される。

幾つかの実施態様では、（１）周囲吸引空気を液体と共に実質的に完全な飽和圧縮ガスに圧縮することと、（２）熱交換器内の加熱圧縮ガスに飽和圧縮ガスを加熱することと、（３）加熱された圧縮ガスをピストン室内に引き込むことと、（４）圧縮行程の第１の部分の間に、ピストン室内のガスに液体を加えることと、（５）圧縮行程の第１の部分の間に、液体を気化させることと、（６）圧縮行程の第２の部分の間に、ガスと気化液体とをさらに圧縮することと、（７）燃焼行程中に、気化気体と加熱圧縮ガスとを燃焼生成物へと燃焼させることと、（８）排気行程中に、燃焼生成物を放出することと、（９）燃焼生成物を膨張ガスへと膨張させることと、（１０）膨張したガスを熱交換器の中を通過させることとが提供される。

幾つかの実施態様では、ピストンに吸気空気が入る前に吸気空気を膨張させるために、熱交換器とピストンとの間に追加の膨張タービンが配置される。幾つかの実施態様では、（膨張機の膨張タービンが圧縮機に動力を供給するように）圧縮機タービンと、膨張タービンの一方または両方が同一の軸の上にある。幾つかの実施態様では、これらのタービンからの余剰動力が、発電機を駆動するために使用される。幾つかの実施態様では、これらのタービンからの余剰動力が、追加の動力をエンジンのクランクシャフトに供給するために使用される。幾つかの実施態様では、圧縮機タービンは機械式圧縮機、スクリュー圧縮機、翼圧縮機、または、任意の適切な圧縮機構である。幾つかの実施態様では、膨張タービンは、ピストン式、スクリュー式、または、回転翼式の膨張機である。

従来のピストンエンジンは、エンジン機構の一部分が過熱および故障しないように外部冷却を使用する。しかし、外部冷却は、利用可能な熱エネルギーの回復不可能な損失の原因となる。幾つかの実施態様が、断熱ピストン要素を熱応力の影響を受けないように使用し、かつ、これと同時に、燃焼プロセスの熱エネルギーが依然として再利用のために維持される。幾つかの実施態様では、内燃エンジンのシリンダとピストンとを断熱するための装置が提供され、この装置は、頂部と底部とを有しかつ金属材料で少なくとも部分的に作られているシリンダと、シリンダの底部における下死点位置とシリンダの頂部における上死点位置との間をシリンダ内でスライドすることが可能なピストンとを備え、および、シリンダの頂部に面するピストンの少なくとも一部分は第１の断熱材料から作られており、かつ、上死点位置においてピストンに面するシリンダの頂部の少なくとも一部分は第２の断熱材料から作られている。

幾つかの実施態様では、内燃エンジンのシリンダとピストンとを断熱するための装置が提供され、この装置は、作動ガスを保持するように形状構成されておりかつ少なくとも部分的に金属材料で作られているシリンダと、下死点位置と上死点位置との間をシリンダ内でスライドすることが可能なピストンとを備え、作動ガスに面するピストンの少なくとも一部分は第１の断熱材料で作られており、および、上死点においてピストンに面するシリンダの一部分は第２の断熱材料から作られている。幾つかの実施態様では、第１の断熱材料は第２の断熱材料と同じである。幾つかの実施態様では、断熱材料はセラミックである。幾つかの実施態様では、ピストンは少なくとも部分的に金属で作られている。

幾つかの実施態様では、ピストンは、第１の断熱材料上の第１の熱吸収材料の層と、第２の断熱材料上の第２の熱吸収材料の層とで作られている。幾つかの実施態様では、第１の熱吸収材料の層と第２の熱吸収材料の層は同じである。幾つかの実施態様では、熱吸収材料は金属である。幾つかの実施態様では、その金属はタングステンである。幾つかの実施態様では、その金属層は非常に薄く、０．１ｍｍから１ｍｍである。

幾つかの実施態様では、熱交換器、膨張タービン、廃熱回収エンジン、または、他の装置が、加熱された排気を捕捉するために使用される。幾つかの実施態様では、断熱材料で覆われていないピストンの側部表面が、冷却媒質によって冷却される。

幾つかの実施態様では、内燃エンジンのシリンダとピストンを断熱するための装置が提供され、この装置は、頂部と底部とを有するシリンダと、シリンダの底部における下死点位置とシリンダの頂部における上死点位置との間をシリンダ内でスライドすることが可能なピストンとを備え、シリンダの頂部に面するピストンの少なくとも一部分は、圧縮空気の小さなポケットを捕らえるための複数の空洞を画定し、かつ、上死点においてピストンに面するシリンダの頂部の少なくとも一部分は、圧縮空気の小さなポケットを捕らえるための複数の空洞を画定する。

幾つかの実施態様では、内燃エンジンのシリンダとピストンを断熱するための装置が提供され、この装置は、頂部と底部とを有するシリンダと、シリンダの底部における下死点位置とシリンダの頂部における上死点位置との間をシリンダ内でスライドすることが可能なピストンとを備え、シリンダの頂部に面するピストンの少なくとも一部分は、圧縮中に流体を供給するための複数のノズルを含み、かつ、上死点においてピストンに面するシリンダの頂部の少なくとも一部分は、圧縮中に断熱流体層を供給するための複数のノズルを含む。幾つかの実施態様では、その流体は圧縮ガスである。他の実施態様では、その流体は水または別の気化可能な液体である。

幾つかの実施態様では、第２の２行程密閉サイクルエンジンを使用することによって部分負荷エンジンの燃料消費を管理するための別の方法が提供される。この方法は、（１）主４行程ピストンエンジンから高温の排気を受け取る段階と、（２）この高温排気からの熱エネルギーを圧縮乾燥動作流体に伝達させる段階と、（３）乾燥圧縮動作流体を２行程廃熱回収ピストンエンジンの中に送り込む段階と、（４）吸気行程の一部分の間にその廃熱回収ピストンエンジンの中で乾燥圧縮動作流体を膨張させる段階と、（５）圧縮行程の第１の部分の間に、気化可能な液体を廃熱回収ピストンエンジンの中に送り込んで、圧縮された湿った生成物を形成する段階と、（６）圧縮行程の第２の部分の間に、この圧縮された湿った生成物を排気する段階と、（７）圧縮された湿った生成物からの液体を、液体と乾燥圧縮作動ガスとに凝縮する段階と、（８）予熱のために第１の流路に沿って乾燥圧縮作動ガスを再循環させる段階と、（９）廃熱回収ピストンエンジンの中での再噴射のために第２の流路に沿ってその液体を再循環させる段階とを含む。

幾つかの実施態様では、統合密閉ループ２行程廃熱回収サイクルエンジンを通してピストンエンジンから熱を回収するための装置が提供され、この装置は、密閉ループシステム内の周囲圧力よりも高い圧力の乾燥圧縮作動ガスと、主ピストンエンジンから高温の排気ガスを受け入れて、密閉２行程廃熱回収エンジンの圧縮された作動ガスに排気ガスから熱エネルギーを伝達するための熱交換器と、圧縮された作動ガスを受け入れるための２行程ピストンエンジンであって、圧縮された湿った生成物を生じさせるために圧縮行程中に気化可能な液体をそのピストン室の中に噴射する２行程ピストンエンジンと、圧縮された湿った生成物を液体と圧縮作動ガスとに凝縮させるための凝縮器と、２行程廃熱回収エンジンのピストンシリンダの中にその液体を再循環させるためのポンプおよび流路と、乾燥した圧縮作動ガスを熱交換器の中に再循環させるための流路とを備える。

幾つかの実施態様では、動作流体は希ガスである。幾つかの実施態様では、動作流体はアルゴンである。幾つかの実施態様では、液体は水である。幾つかの実施態様では、液体はメタノール、ブタン、または、部分酸化された炭化水素である。幾つかの実施態様では、主ピストンエンジンはターボ過給である。幾つかの実施態様では、２行程エンジンのタイミングは部分負荷エンジンに適合化可能である。幾つかの実施態様では、膨張終了温度は蒸気の露点に近い。

幾つかの実施態様では、エンジン摩耗を減少させるための装置が提供され、この装置は、空気を吸引するための圧縮機タービンと、吸引された空気を加熱された空気に加熱するための熱交換器と、その加熱された空気を膨張させられた空気に膨張させるための膨張手段と、その膨張空気を燃料と共に燃焼生成物へと燃焼させるためのピストンエンジンと、その燃焼生成物を外部環境に排出するための排気管とを備える。幾つかの実施態様では、この膨張手段は膨張タービンである。幾つかの実施態様では、この膨張は、特別な弁タイミングによってピストンシリンダ内での予膨張によって生じる。幾つかの実施態様では、圧縮機も流体を連続的に加える。幾つかの実施態様では、ピストンエンジンは２行程型のエンジンである。幾つかの実施態様では、このピストンエンジンは４行程型のエンジンである。幾つかの実施態様では、１つまたは複数のタービンが発電機に連結されている。幾つかの実施態様では、燃料は重質である。幾つかの実施態様は、高圧力放出弁タイミングを使用する。幾つかの実施態様では、熱交換器は高圧／高温熱交換器である。幾つかの実施態様では、膨張タービンはピストンと熱交換器との間に配置されている。幾つかの実施態様では、膨張タービンは熱交換器と排気管との間に配置されている。

従来の過給またはターボ過給エンジンでは、高温度の排気流が、排気ガスを受け取るように配置されている膨張タービンの機械的耐久性を越えることがある。したがって、幾つかの実施態様では、排気ガスを冷却するための方法が提供される。この方法は、（１）圧縮機内で空気流を圧縮する段階と、（２）第１の温度を有する圧縮空気流の第１の部分をバイパス流路の中に送り込む段階と、（３）圧縮空気流の第２の部分をピストンエンジンの中に送り込む段階と、（４）空気流の第２の部分が第１の温度よりも高い第２の温度を有するようにピストンシリンダ内での燃焼サイクルを行う段階と、（５）ピストンシリンダから空気流の第２の部分を排気する段階と、（６）第１の温度を有する空気流の第１の部分を第２の温度を有する空気流の第２の部分と混合する段階と、（７）これに続けて、第１の温度と第２の温度との間の第３の温度を有する統合された空気流を生じさせる段階と、（８）膨張機内でこの統合された空気流を膨張させる段階とを含む。幾つかの実施態様では、熱交換器が空気を予熱する。幾つかの実施態様では、水が圧縮機内の空気流の中に噴射される。幾つかの実施態様では、発電機が膨張機によって駆動される。

幾つかの実施態様では、作動ガスを冷却するための方法が提供される。この方法は、（１）第１の温度および第１の圧力においてガスを圧縮機の第１の段の中に吸引する段階と、（２）このガスを、第１の温度および第１の圧力よりも高い第２の温度および第２の圧力を有する第１の圧縮ガスに圧縮する段階と、（３）この第１の圧縮ガスを、圧縮機から独立している中間冷却装置の第１の段に送る段階と、（４）この第１の圧縮ガスを、第１の温度よりも高くかつ第２の温度よりも低い第３の温度を有するが依然として第１の圧力を有する第１の冷却されたガスに冷却する段階と、（５）この第１の冷却されたガスを圧縮機の第２の段に送り、および、最終温度および最終圧力を有する最終的なガスが得られるまで、段階１から段階４を反復する段階と、（６）この最終的なガスを放出する段階とを含む。

幾つかの実施態様では、圧縮機は特に３つ、４つ、または、５つの段を有するだろう。幾つかの実施態様では、圧縮機はピストンエンジンシステム内で使用される。幾つかの実施態様では、ピストンエンジンシステムは熱交換器と膨張タービンとを含むだろう。幾つかの実施態様では、圧縮機は膨張タービンによって駆動され、この場合に圧縮機と膨張タービンの両方は共通の軸上にある。

上述したように、これらの実施態様は、ピストンエンジンの効率、ピストンエンジンの構成要素の寿命、または、これらの両方を増大させるための様々なシステムおよび方法を生じさせる。

本発明の特質と目的をより適切に理解するために、添付図面に関連付けて行われる以下の詳細な説明を参照されたい。

図１は、幾つかの例示的な実施形態によるターボ圧縮機とターボ膨張機と中間冷却器とを有する定置ターボ過給ピストンエンジンの略図である。図２ａは、図１に示されているエンジンの動作中の弁作動を示す略図である。図２ｂは、図１に示されているエンジンの動作中の弁作動を示す略図である。図２ｃは、図１に示されているエンジンの動作中の弁作動を示す略図である。図２ｄは、図１に示されているエンジンの動作中の弁作動を示す略図である。図２ｅは、図１に示されているエンジンの動作中の弁作動を示す略図である。図３は、幾つかの例示的な実施形態の排気流路の断熱を実現する、図１に示されているシリンダヘッドの一部分の拡大図である。図４は、排気の断熱のための別の例示的な実施形態を実現する、図１のシリンダヘッドの一部分の拡大図である。図５は、幾つかの例示的な実施形態による制御装置によって吸気弁と放出弁とがソレノイドによって電気的に制御される、ピストンエンジンの構成の略図である。図６は、発電機を有する図１のターボ過給エンジンの略図である。図７ａは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｂは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｃは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｄは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｅは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｆは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｇは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図７ｈは、幾つかの例示的な実施形態による４行程弁制御往復動ピストンおよびシリンダのシリンダ内の予膨張のための弁タイミングを示す略図である。図８ａは、この場合には全負荷状態で動作する、幾つかの例示的な実施形態による、熱交換器による吸引ガスの予熱を伴う、４行程弁制御往復動ピストンエンジンの略図である。図８ｂは、部分負荷状態で動作する、図８ａによって示されているエンジンの略図である。図９ａは、この場合には全負荷状態または全負荷状態に近い状態で動作している、幾つかの例示的な実施形態による、熱交換器によって予熱された高温ガスと混合することによる吸引ガスの予熱を伴う、４行程弁制御往復動ピストンエンジンの略図である。図９ｂは、部分負荷状態で動作している、図９ａに示されているエンジンの略図である。図１０ａは、幾つかの例示的な実施形態による、外部で再循環させられる高温排気ガスによって予熱が実現される、エンジンの略図である。図１０ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、外部で再循環させられる高温排気ガスによって予熱が実現される、エンジンの略図である。図１１は、幾つかの例示的な実施形態による、予膨張弁タイミングを伴うこのような過給４行程ピストンエンジンの基本構成の略図である。図１２は、図１１による例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図１３ａは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｃは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｄは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｅは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｆは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｇは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１３ｈは、幾つかの例示的な実施形態による、第１のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ａは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｂは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｃは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｄは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｅは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｆは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｇは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１４ｈは、別の例示的な実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環によって予熱を容易化するように変更されているエンジンの略図である。図１５ａは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１５ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１５ｃは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１５ｄは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１５ｅは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１５ｆは、幾つかの例示的な実施形態による、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す略図である。図１６は、幾つかの例示的な実施形態による、図１５ａから図１５ｆに説明されている２行程弁タイミングを使用するピストンエンジンシステムの略図である。図１７は、図１６の例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図１８は、幾つかの例示的な実施形態による、段間の水噴射を伴う軸流タービン圧縮機の全体的なレイアウトの略図である。図１９ａは、図１９ｂのインペラと拡散器との内側の流体粒子の経路を示す略図である。図１９ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、図１８の第１の圧縮機段を拡大図の略図である。図１９ｃは、図１８の例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図１９ｄは、図１８の例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示すＰ−Ｖ図である。図２０は、１つまたは複数の圧縮段の後に、気化可能な液体の外部タンクの中を作動ガスを通過させることによって圧縮中に液体の気化が行われれる、ピストンエンジンの略図である。図２１は、図２０の例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図２２は、幾つかの例示的な実施形態による、周囲条件に比較して増大した作動ガス圧力および温度において液体の気化が生じる、エンジンの略図である。図２３は、図２２による例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図２４は、幾つかの例示的な実施形態による、周囲条件に比較して増大した作動ガス圧力および温度において液体の気化が生じ、かつ、後膨張が復熱装置の後で行われる、エンジンの略図である。図２５は、詳細なＳ−Ｔ図の形の、図２４による例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図２６は、幾つかの例示的な実施形態による、液体の気化を伴う圧縮が生じる前に、最初に断熱的圧縮がより高い温度レベルに行われる、エンジンの略図である。図２７は、詳細なＳ−Ｔ図の形の、図２６による例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図である。図２８ａは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う２行程ピストンおよびシリンダの略図である。図２８ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う２行程ピストンおよびシリンダの略図である。図２８ｃは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う２行程ピストンおよびシリンダの略図である。図２８ｄは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う２行程ピストンおよびシリンダの略図である。図２８ｅは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う２行程ピストンおよびシリンダの略図である。図２９は、図２８ａから図２８ｅに示されている液体噴射タイミングを伴う弁制御２行程ピストンエンジンの略図である。図３０は、図２９のピストンエンジンによって生じさせられる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。図３１ａは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｃは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｄは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｅは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｆは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｇは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３１ｈは、幾つかの例示的な実施形態による、液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンのピストンおよびシリンダの略図である。図３２は、図３１ａから図３１ｈに示されている液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンシステムの略図である。図３３は、図３２のピストンエンジンによって行われる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。図３４ａは、幾つかの例示的な実施形態による、冷却損失を最小限にするための断熱燃焼空間を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３４ｂは、幾つかの例示的な実施形態による、冷却損失を最小限にするための断熱燃焼空間を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３５ａは、幾つかの別の実施形態による、冷却損失を最小限にするための内部的に動作させられる流出断熱燃焼空間（ｉｎｔｅｒｎａｌｌｙｏｐｅｒａｔｅｄｅｆｆｕｓｉｏｎ−ｉｓｏｌａｔｅｄｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｓｐａｃｅ）を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３５ｂは、幾つかの別の実施形態による、冷却損失を最小限にするための内部的に動作させられる流出断熱燃焼空間を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３５ｃは、幾つかの別の実施形態による、冷却損失を最小限にするための内部的に動作させられる流出断熱燃焼空間を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３６ａは、幾つかの別の実施形態による、冷却損失を最小限にするための外部的に動作させられる流出断熱燃焼空間（ｅｘｔｅｒｎａｌｌｙｏｐｅｒａｔｅｄｅｆｆｕｓｉｏｎ−ｉｓｏｌａｔｅｄｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｓｐａｃｅ）を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３６ｂは、幾つかの別の実施形態による、冷却損失を最小限にするための外部的に動作させられる流出断熱燃焼空間を伴うシリンダおよびピストンの略図である。図３７は、１つの例示的な実施形態による、主４行程ピストンエンジンと、密閉ループ圧縮作動ガスを使用する２行程廃熱回収ピストンエンジンの両方を有する、エンジンシステムの略図である。図３８ａは、図３７の例示的な実施形態におけるエンジンの熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図であり、および、図３７の例示的な実施形態の主４行程ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図３８ａは、図３７の例示的な実施形態におけるエンジンの熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図であり、および、図３７の例示的な実施形態の２行程廃熱回収ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図３９ａは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図３９ｂは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図３９ｃは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図３９ｄは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図３９ｅは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図３９ｆは、図３７に示されている２行程廃熱回収ピストンエンジンの弁タイミングの略図である。図４０ａは、図３７の例示的な実施形態におけるエンジンの別の熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図であり、および、図３７の例示的な実施形態の主４行程ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図４０ｂは、図３７の例示的な実施形態におけるエンジンの別の熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図であり、および、その廃熱回収ピストンエンジンによって行われる別の熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図４１は、幾つかの例示的な実施形態による予膨張タービンを伴うターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図４２は、図４１に示されているエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図４３は、幾つかの例示的な実施形態による予膨張タービンを伴うターボ過給２行程ピストンエンジンの略図である。図４４は、図４３のピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図４５は、幾つかの例示的な実施形態による、復熱装置を通過した後に排気ガスがさらに膨張させられる、ターボ過給ピストンエンジンの略図である。図４６は、図４５に示されているピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図４７は、幾つかの例示的な実施形態による、予膨張タービンと高温熱交換器とを有するターボ過給４行程ピストンエンジンの別の構成の略図である。図４８は、外部膨張装置内で高温排気ガスが膨張させられる前に、その高温排気ガスが高温復熱装置を直接的に加熱する、例示的な実施形態の略図である。図４９は、図４８のピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図５０は、圧縮された新鮮空気の一部分がピストンエンジンをバイパスし、かつ、ピストンエンジンの直後で高温排気ガスと混合させられる、例示的な実施形態の略図である。図５１は、図５０によるエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図５２は、幾つかの例示的な実施形態による、第２の高温復熱装置によって高温度レベルにおいて高温排気ガスを再循環させる、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図５３は、幾つかの例示的な実施形態による、加圧されかつ予熱された新鮮空気と混合することによって高温度レベルにおいて高温排気ガスを再循環させる、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図５４は、幾つかの例示的な実施形態による、新鮮空気が最初に別個に圧縮される、増大した温度および圧力レベルにおいて高温排気ガスを再循環させる、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図５５は、幾つかの例示的な実施形態による、増大した温度および圧力レベルにおいて排気ガスの大部分を再循環させることと、燃焼のための酸素富化（ｏｘｙｇｅｎ−ｅｎｒｉｃｈｅｄ）を吸引することとによって半密閉サイクルを行う、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図５６は、再循環させられる排気ガスから過剰な蒸気を取り除くために凝縮器を使用する、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。図５７は、幾つかの例示的な実施形態による、圧縮機タービンによる複数中間冷却高圧縮（ｍｕｌｔｉｐｌｅｉｎｔｅｒ−ｃｏｏｌｅｄｈｉｇｈ−ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ）と、復熱装置と、ピストンエンジン内での予膨張と、燃焼室のセラミック断熱と、断熱された排気ガス経路と、ピストンエンジンのクランクシャフトに対して正味機械動力のすべてを供給するための軽微なスロットリング（ｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇ）とを組み合わせるピストンエンジンの略図である。図５８は、図５７に示されている例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図５９は、機械的エネルギーの全体量が膨張タービンの軸上に供給される、図５７の例示的な実施形態に類似したピストンエンジンの略図である。図６０は、図５９に示されている例示的な実施形態によって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図６１は、予圧縮がスクリュー圧縮機によって行われかつセラミックおよび流出断熱の組合せを使用する、図５７と図５９の例示的な実施形態に類似したピストンエンジンの略図である。図６２は、図６１に示されている例示的な実施形態によって行われる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。図６３は、例示的な実施形態による熱交換器とターボ膨張機を有するピストンエンジンの構成を示す。図６４は、理論Ｓ−Ｔ図における、オットーエンジンの場合の全負荷において行われる熱力学的プロセスの一例を示す。図６５ａは、理論Ｓ−Ｔ図における、スロットルを有する従来のオットーエンジンの場合の、部分負荷において行われる熱力学的プロセスの一例を示す。図６５ｂは、理論Ｓ−Ｔ図における、例示的な実施形態による、オットーエンジンの場合の、部分負荷において行われる熱力学的プロセスの一例を示す。図６６は、従来のオットーエンジンと、例示的な実施形態によるオットーエンジンとを比較した、様々な負荷における図効率を示す。図６７は、例示的な実施形態による排気ガス再循環（ＥＧＲ）を使用するピストンエンジンの構成を示す。図６８は、例示的な実施形態によるピストンエンジンと共に、第１の熱交換器と、ターボ膨張機と、廃熱回収のための第２の熱交換器／冷却器とを有する、ピストンエンジンの構成を示す。図６９は、図６に示されている構成によって廃熱回収が行われる時の、全負荷におけるまたは全負荷付近のオットーサイクルと、部分負荷における例示的な実施形態によるサイクルとの比較の一例である。

図面の幾つかの図においては、同じ照合番号が同じまたは類似の構成要素を示す。

実施形態の詳細な説明

等エントロピー圧縮を使用するシステムと方法とが本明細書に説明されている。本発明の特定の実施形態が言及され、この実施形態の例が添付図面に図示されている。本発明はこの実施形態に関連付けて説明されるが、本発明をこれらの特定の実施形態だけに限定することは意図されていないということを理解されたい。これとは反対に、本発明は、添付されている特許請求項によって定義されている本発明の着想と範囲との範囲内に含まれる代替案と変更と等価物とをその範囲内に含むことが意図されている。

さらに、以下の説明では、様々な特定の詳細事項が、本発明の完全な理解を実現するために説明されている。しかし、本発明がこれらの特定の詳細事項なしに実施されてもよいということが当業者には明らかだろう。当業者には公知である他の事例、方法、手順、および、構成要素は、本発明の諸側面を不明瞭にすることを避けるために詳細には説明されていない。

気化可能な液体は、作動ガスと共に圧縮状態で気化することが可能な任意の液体であり、したがって作動ガスの温度が気化可能な液体を気化させるのに十分なだけ高い。幾つかの例示的な実施形態では、当業者には理解されるように、この気化可能な液体は、水、エタノール、メタノール、燃料、これらの類似物、および、これらの混合物であってよい。密閉サイクルガスピストンエンジン構成を有する幾つかの例示的な実施形態では、フロン（ＣＦＣ）によって生じさせられる特定の液体が気化可能な液体として使用されるだろう。幾つかの例示的な実施形態では、この気化可能な液体は水である。幾つかの例示的な実施形態では、この気化可能な液体は燃焼室内で燃焼させられる燃料である。他の例示的な実施形態では、この気化可能な液体は燃料と水の両方の混合物である。

作動ガスに加えられる気化可能な液体の量は、圧縮の終了の直後にその液体のすべてが正確に気化させられるように、すなわち、圧縮行程から出て行く圧縮作動ガスが気化可能な液体からの蒸気によって過飽和にならないように調整される。幾つかの例示的な実施形態では、気化させられる液体の量は、環境内に放出される熱エネルギー（すなわち、より低い方の温度レベルのリザーブに伝達される熱エネルギー）の少なくとも約８０％が、放出後の凝縮によって放出される蒸気によって行われるように決定される。約６００℃を越える典型的な高い方の温度を有するピストンエンジンでは、作動ガスに加えられる気化可能な液体の量に関する潜在的な気化熱が、ピストンエンジンを駆動する熱エネルギーの約３０％から約５０％に等しいように、気化可能な液体の量が決定される。

幾つかの例示的な実施形態では、作動ガスは所望の燃料と共に燃焼することが可能な任意のガスである。幾つかの実施形態では、当業者には理解されるように、作動ガスは窒素、ヘリウム、アルゴン、または、他の希ガス、二酸化炭素、酸素、不活性ガス、これらのガスの混合物、または、これらの類似物である。幾つかの実施形態では、作動ガスは、窒素と、例えば天然ガスまたは液体炭化水素を空気と共に燃焼させることによって形成される様々な燃焼生成物との混合物だろう。

気化可能な液体が蒸気に変形させられるプロセスが、蒸発（ｅｖａｐｏｒａｔｉｏｎ）または気化（ｖａｐｏｒｉｚａｔｉｏｎ）と呼ばれるだろう。凝縮液とは、気化され終わっておりかつ凝縮によって液体に戻され終わっている気化可能な液体である。作動ガスは、推力、熱、エネルギー等を生じさせるように作用するために、ピストンエンジンの中を通過するガスである。

当業者は、予測される例示的な値が個々の例示的な実施形態に基づいて広範囲に様々であるだろうということを理解するだろう。予測される温度は、個々の物理的な具体例における材料の熱的および機械的な耐久性に基づいている。幾つかの例示的な実施形態では、最大の熱的および機械的な耐久性を有する構成要素が、最高の温度と最大の効率とを可能にするために使用される。

当業者には理解されるように、復熱の度合いは、作動ガスが圧縮機から出て行く時のその作動ガスの温度（圧縮端温度）に依存している。より低い圧縮端温度が、排気ガス温度が同じ場合に、復熱装置の効率を増大させる。

本明細書の説明全体において、様々な構成要素の機械的欠陥が、特に指摘しない限り、無視されている。当業者は、個々の実施形態に基づいて予想値が広範囲に変化するだろうということを理解するだろう。予想される温度は、個々の物理的な具体例における材料の熱的および機械的な耐久性に基づいている。幾つかの例示的な実施形態では、最大の熱的および機械的な耐久性を有する構成要素が、最高の温度と最大の効率とを可能にするために使用される。

１．弁タイミングが変更された実施形態
Ａ．高圧の排気

基本的なピストンエンジンは燃焼生成物を大気に直接的に排気する。大気が約１バールかつ約１５℃であるので、および、燃焼生成物が著しくより高い温度と圧力にあるので、燃焼生成物を大気中に排気することは無駄が多い。大気は常に約１バールかつ約１５℃であるわけではないが、燃焼生成物が典型的には大気よりも高い温度および圧力であることが理解されるだろう。ターボ過給エンジンは、燃焼生成物を膨張タービンの中を通過させることによって、燃焼生成物をより効果的に利用する。しかし、現状のターボ過給エンジンは、燃焼室から排気される燃焼生成物の圧力よりも低い圧力に排気流路が保たれることを必要とする。これは、従来のエンジンタイミングが、排気行程の最後と吸気行程の最初とに吸気弁と放出弁とが同時に開かれることを必要とするからである。したがって、従来のターボ過給エンジンは、典型的には、燃焼生成物が吸気流路の中に環流することを防止するために、排気流路の圧力を吸気流路圧力の圧力以下に維持しなければならない。燃焼生成物をより低い圧力の排気流路の中に排気することが、スロットリング（ｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇ）の原因となる。このスロットリングによる圧力損失は、有効な仕事を実現するために回収されることも使用されることも不可能なので、熱力学的に非効率的である。したがって、燃焼生成物を排気する前に燃焼生成物の温度と圧力とを使用するための非スロットリングシステム（ｕｎ−ｔｈｒｏｔｔｌｅｄｓｙｓｔｅｍ）を開発することが有利だろう。以下の例示的な実施形態は、これらの問題点に対処するためのピストンエンジンを生み出すことに取り組む。

図１は、採用随意のターボ圧縮機２とターボ膨張機３とを有する定置型の４行程ターボ過給ピストンエンジン１の構成を有する実施形態の略図である。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示的であり、何ら限定的なものではない。この実施形態は、オットーエンジン、ディーゼルエンジン、または、ハイブリッドタイプのエンジンによって使用されるだろう。ターボ圧縮機２が入口４の中を通して新鮮空気を吸引し、この新鮮空気を圧縮し、この時点でより高い温度を有する圧縮空気を採用随意の中間冷却器５に配送する。中間冷却器５は採用随意であるが、幾つかの実施形態では効率と出力の両方を増大させるために使用されるだろう。圧縮機２によって配送される空気圧力は約２．８バールであり、および、その温度は約１７０℃であるだろう。中間冷却器５は、圧縮空気を約５５℃に冷却するだろうが、その圧力を維持し、例えば、その当初の圧力が２．８バールであったなら、最終圧力も２．８バールであるだろう。

ガスは入口流路８を通ってシリンダ９の中に入り、シリンダヘッド１３内で、噴射ノズル１０によって噴射された燃料と混合させられる。あるいは、この代わりに、燃料が入口流路８の中の空気流の中に噴射されてもよい。ピストン７が上方に動く時に燃料と空気は圧縮され、その次に空気／燃料混合気が燃焼する。燃焼からの力がピストン７を下方に駆動する。燃焼生成物が排気収集管１２を通して排気される。排気収集管１２内の圧力は、排気時のシリンダ９内の圧力と概ね同じ圧力に維持される。排気収集管１２内のこの高圧力は、弁またはターボ膨張機３によって維持されるだろう。その次に、排気ガスは、ターボ膨張機３の中を通過させられた後に、概ね周囲圧力において出口１６を通して環境内に放出される。

典型的には、ターボ膨張機３は、直接的な連結によってターボ圧縮機２に動力を供給する（すなわち、両方のインペラが同じ１つの軸の上にある）が、これは必ずしもすべての実施形態に必要とされているわけではない。ターボ膨張機３は、同時並行的にまたは連続的に動作する幾つかの互いに独立した部分膨張機で構成されていてもよい。同様に、ターボ圧縮機２は、同時並行的にまたは連続的に動作する幾つかの互いに独立した圧縮機で構成されていてもよい．さらに、機械式圧縮機および／または膨張機が使用されてもよい。例えば、大きな体積の空気流を必要とする非常に大型のエンジンの場合には、幾つかの圧縮機２が、十分な圧縮空気を供給するために同時並行的に備えられてもよい。多数の大型エンジンが、対応する個数のシリンダを有する形で受注生産されるので、各々の適切な体積流量を有する個別の圧縮機タービンを開発および構成する代わりに、対応する個数の圧縮機タービンを形成することが必要だろう。チャージ圧力を増大させるために、特定の圧縮機タービンの設計圧力を増大させる代わりに、２つ以上の圧縮タービンが連続的に配置されてもよい。さらに、例えばスクリュー圧縮機として、圧縮機タービンと機械式チャージャとを組み合わせることも可能である。少なくとも中程度の排気ガス温度の場合には、機械式膨張機も使用可能である。一例がスクリュー膨張機であり、これらのエンジンは圧縮機として動作するが、その回転方向を逆転させる時に膨張機としても機能することが可能である。

幾つかの実施形態では、弁６、１１が、それぞれにカムシャフト１４、１５上に取り付けられているカム１４ａ、１５ａによって駆動される。これらの弁６、１１は、ピストンシリンダ９と排気ガス収集管１２との間の制御手段の１つの実現からのカム１４ａ、１５ａとカムシャフト１４、１５と共に。

弁タイミングは、膨張サイクルの最後のシリンダ９と排気ガス収集管１２との間の圧力低下がそのシステムが許容する技術的制限と同じだけ低いように、膨張行程後にピストンエンジン１からの高温でかつ加圧された排気ガスの流れを制御する。

従来のエンジンでは、吸気弁６と放出弁１１との弁タイミングは、この両方の弁が排気行程の大部分において同時に開いているということである。本明細書に説明されている例示的な実施形態では、吸気弁６と放出弁１１の両方を開くことが、排気ガス収集管１２からシリンダ９を通って入口流路８の中への大量の環流の原因となるだろう。このことが、空気がエンジン内に吸引されないので、エンジンの故障の原因となることがある。

さらに、現行のターボシステムで行われているように、排気ガス収集管１２内の圧力をターボ圧縮機２から送り込まれる空気の圧力よりも低く低下させることが、エンジンの効率を大きく減少させる。したがって、本明細書に説明されている例示的な実施形態の原理による、図１に示されているエンジンの構成と弁６、１１の制御タイミングが、この環流の問題を回避し、および、排気ガス収集管１２内のガスのより高い圧力を維持する。

膨張タービン３は収集管１２から高温の加圧ガスを吸引して周囲圧力に膨張させ、この後で、排気ガスが出口１６を通して環境に放出される。

図２ａから図２ｅは、幾つかの例示的な実施形態による弁タイミングを示す略図である。エンジン１の吸気行程の過程中には、吸気弁６が開いて、上死点から離れて下方に移動するピストン７によって、入口流路８を通してシリンダ９の中に圧縮空気を吸引する（図２ａ）。その次に吸気弁６が閉じる。圧縮行程の過程の中で、ピストン７は上死点に上昇し、これによってシリンダ９の中に吸引された空気を圧縮する（図２ｂ）。上死点位置の付近では、噴射ノズル１０が燃料をシリンダの中に噴射する。ディーゼルエンジンでは、圧縮空気の高温度のために、この空気／燃料混合気は直ちに発火するだろう。他の実施形態では、スパークプラグからの火花が必要とされるだろう。他の実施形態では、圧縮空気がシリンダ内に送り込まれる前に、燃料がその圧縮空気に加えられるだろう。燃焼行程中は、燃料が燃焼して急速に膨張し、これによってピストン７が上死点を離れて下方に移動することを生じさせる。

排気行程の過程中は、排気が次のように放出されるだろう。ピストン７が下死点に到達するか、下死点付近に達した直後に、放出弁１１が開き、シリンダ９の内容物を排気ガス収集管１２に流体連通する（図２ｃ）。排気ガス収集管１２内のガス圧力は、放出時におけるシリンダ９内のガス圧力と実質的に同じ圧力に、例えば８バールに維持されるだろう。ピストンエンジン１が断続的に動作する最中に膨張タービン３が連続的に動作するので、収集管内にはわずかな圧力変動しかないだろう。

ピストン７は、上方に移動することによって、シリンダ９内の圧縮された燃焼ガスを排気ガス収集管１２の中に放出する（図２ｄ）。シリンダ９と排気ガス収集管１２との間の圧力差が比較的小さいので、単純なガス移動プロセスが行われるだろう。この移動プロセスは、従来のエンジンで行われるスロットリングのプロセスとは異なっており、このことは、ガス収集管がシリンダ９よりも低い圧力であることの結果である。

ピストン７が上死点に達すると、放出弁１１が閉じる。シリンダ９内の少量の残留ガスの圧力が依然として排気ガス収集管１２内の圧力と同じだけ高く、したがって、入口流路８内の圧力よりも著しく高い。シリンダから入口流路の中への高圧力の環流を防止するために、ピストン７は最初に下方に移動するだろう。その次に、吸気弁６が再び開いて、ターボ圧縮機２から入口流路８を通して圧縮空気を吸引する（図２ｅ）。

入口圧力が２．８バールで収集管圧力が８バールである説明されている実施形態では、ピストンの下方移動が、入口ピストン６が開かれる前にシリンダ内の圧力を下降させるために必要だろう。シリンダ内の圧力は、入口圧力よりも低い圧力に、例えば２．８バールよりも低い圧力に低下させられるだろう。幾つかの実施形態では、ピストン７とシリンダヘッド１３との間の空間が２倍にされるだろう。その次に、吸気行程を完了させるためにピストン７がさらに下方に移動することによって、ピストン７が入口流路８を通して空気を吸引するように吸気弁６が開く。

幾つかの実施形態は後期燃焼（ｌａｔｅｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ）を使用するだろう。後期燃焼の場合には、燃焼行程中に、ピストン７が上死点位置から下方に移動し始め終わった時に燃料が燃焼させられる。後期燃焼プロセスにおいては、すでに生じているピストン移動のために燃焼容積がより大きいので、通常の燃焼プロセスの場合よりも低い膨張比が存在する。しかし、下死点位置における最終容積は同一のままである。このことは、排気ガス収集管の中への放出の瞬間における圧力と温度の両方が増大させられるだろうということを意味する。したがって、シリンダ９内のガスは従来のサイクルの場合よりも高温でありかつより高い圧力である。本実施形態によるシステムは、この追加の温度および圧力を使用するだろう。ガス移動サイクルは、図１と図２を参照して上述した通りに維持されるだろう。小さな相違点は、吸気弁６が再び開く前にピストン７がシリンダ９内でさらに下方に移動するということである。言い換えると、シリンダ９内のガス圧力が入口流路８内の圧力のそれと等しいために、吸気弁６が開く前にピストンが上死点から移動する距離が、従来のサイクルのそれよりも大きい。排気ガス収集管は、より高い温度および圧力において排気ガスを送り込まれるだろう。膨張タービン３は、従来のサイクルの場合よりも多くの機械的エネルギーを供給するためにこのガスを膨張させる。この機械の効率は、エンジン１と、圧縮機２と中間冷却器５と膨張タービン３を備えるターボ複合システムとの組み合わせ動作の場合には、約５０％の出力の上昇に等しい５０％の燃焼延長（ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｅｘｔｅｎｓｉｏｎ）において、わずかしか低下させられない。燃焼延長とは、この場合に、燃料の噴射および燃焼の時間が５０％増大させられ、すなわち、噴射時間と噴射燃料の量とが通常の場合よりも大きいということを意味する。

従来のエンジンでは、このいわゆる「後期燃焼」または「延長燃焼（ｅｘｔｅｎｄｅｄｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ）」は、ピストンがすでに下方に移動させられ終わり、作動ガス圧力を低下させているか、または、作動ガスが体積を増大させられ終わり、したがって作動ガス密度を低下させ終わっているので、燃料の大部分が、燃焼開始時よりもすでに低い作動ガス圧力および／または密度で燃焼させられるということを意味する。したがって、残存膨張比は急速燃焼（例えば、ガスエンジンの場合のように等積燃焼に近い）の場合よりも低く、および、早期燃焼（ｅａｒｌｙｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ）」の場合のように、より少ない機械仕事が残存膨張長さにおいて取り出されるだろう。したがって、排気圧力と排気温度の両方がより高い。従来の排気ガススロットリング（ｅｘｈａｕｓｔｇａｓｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇ）の場合には、吸気圧力が同一のままであるが排気圧力が低下させられているので、さらにより高いスロットリング比（ｔｈｒｏｔｔｌｉｎｇｒａｔｉｏ）が生じる。このことが従来のエンジンにおいて効率を低下させる。しかし、このことは、残りの「後期の（ｌａｔｅ）」膨張の大部分が膨張タービンに移行させられて利用可能なので、本発明には当てはまらない。機械的エネルギーの大きな損失は必ずしも生じない。増大した量の燃料を燃やすことによるより高い発火力（ｆｉｒｉｎｇｐｏｗｅｒ）によって、ピストンエンジンと膨張タービンとの組み合わされた機械動力も増大させられるだろう。この効果として、同様のまたはより高い効率を有する、より強力なエンジンが得られる。

図３は、シリンダヘッド１３と、排気断熱を使用する排気流路１７との一部分の拡大図を示す。排気断熱は、図１と図２ａ−２ｅとに説明されている高圧排気収集を扱う時に有効だろうが、あらゆる排気流路において使用可能である。図３は、排気流路１７を取り囲む材料の中に形成されている断熱室１８ａ、１８ｂ、１８ｃを示す。これらの断熱室は流体を取り除かれているかまたは流体で満たされている。幾つかの実施形態では、内側表面１９ａ、１９ｂ、１９ｃは、放熱損失を最小限にするために高反射性の材料で覆われている。例えば、この内側表面は、蒸着されたアルミニウムまたはクロムで覆われているだろう。他の断熱手段も採用可能であり、例えば、低い熱伝導率を有するセラミック被覆が使用されてもよい。あるいは、この代わりに、幾つかの実施形態では、排気流路全体が、低い熱伝導率を有する材料で作られている。

図４は、排気断熱のための別の実施形態を具体化するシリンダヘッド１３の一部分の拡大図を示す。この実施形態では、断熱手段は１つまたは複数のインサートである。インサート２０、２１は排気流路１７の表面上に配置されている。幾つかの実施形態では、これらのインサート２０、２１は、セラミック材料のような低い熱伝導率を有する材料で作られている。幾つかの空洞２０ａ、２１ａが、排気流路１７の表面に面するインサート２０、２１の表面上に形成されてもよい。空洞２０ａ、２１ａはインサート２０、２１を排気流路１７の表面から分離する。ブリッジ２０ｂ、２１ｂが、インサート２０、２１を支持する空洞２０ａ、２１ａの間に配置されてもよい。インサート２０、２１は、空洞２０ａ、２１ａとブリッジ２０ｂ、２１ｂと共に、高温の排気ガスによって及ぼされる圧力を吸収し、および、有効な排気断熱手段を提供するだろう。インサートは、エンジンの製造後に装着されてもよい。

図５は、入口管５７における吸気弁５１と、排気管６０における放出弁５２とがそれぞれに制御装置５５によってソレノイド５３、５４によって電気的に制御される、ピストンエンジン５０の略図である。この実施形態では、これらの弁のタイミングは、このタイミングがカムシャフトの回転に必ずしも依存してはいないので、制御および調整がより容易である。スパークプラグ５８も示されており、このスパークプラグ５８は、空気／燃料混合気に点火するためにピストン室５９の中にスパークを放出し、これによって上述の実施形態の場合のようにピストン５６を下方に押し下げる。

図６は、４行程ピストンエンジン１００と、ターボチャージャ１０１と、発電機１０８とを有する、複合ターボシステムの全体的なレイアウトを示す。通常は、出口管１０７と排気管１０９との間に配置されている膨張タービン１０４からの機械動力が圧縮機１０２を駆動して、入口１０５を通して吸引された空気を圧縮する。この実施形態では、膨張タービン１０４からの余剰分の機械動力が、発電機１０８を駆動するためにも使用されるだろう。あるいは、この代わりに、膨張タービン１０４は、ピストン主エンジンのカムシャフトまたは駆動シャフトにより多くの機械動力を供給するために、このカムシャフトまたは駆動シャフトに連結されることが可能である。

この構成は、排気ガス収集管１０７内の比較的低速で動く排気ガスの静圧を利用するだろう。ピストン主エンジンからの高速で動く排気ガスの衝撃をそのタービンが使用する別の構成が使用されてもよい。

上述の実施形態は多数の利点を有するだろう。エンジンの放出サイクルがスロットリングプロセスではなく高温ガスのための排気プロセス（ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｃｙｃｌｅ）なので、温度と圧力と比容積とエントロピーとが、膨張サイクルの最後におけるピストン主エンジンのシリンダと排気ガス収集管との間で概ね一定不変のままである。このことが、ターボ膨張機がエントロピーの増大無しに周囲圧力への高温ガスの完全な膨張を生じさせることを可能にする。

現行のエンジンは、動作および煙道排気ガスの吸気と排気を画定して生じさせる弁／カムシャフト組合せのような制御手段を含むように改造されてもよい。コンピュータが、弁タイミングをさらに適合化する追加のアクチュエータを制御してもよい。さらに、上述した追加の膨張手段が、エンジン効率を大きく改善するために使用されてもよい。例えば、幾つかの実施形態では、４行程エンジンのカムシャフトが、上述したタイミングを有するカムシャフトによって置き換えられ、および、追加の膨張装置が取り付けられるか、または、膨張装置がすでに存在する場合には、この膨張装置が新しくかつより強力な膨張装置で置き換えられてもよい。

初期効率に応じて、追加の燃料を必要とすることなしに、上述の実施形態によるターボ過給ピストンエンジンに関して、機械動力の２０％の増大が可能だろう。さらに、断熱された排気流路が、エンジンからの高温ガスからの熱エネルギーの損失を減少させて、膨張タービンによって供給される機械動力を大きく増大させるだろう。さらには、後期燃焼が使用される場合には、効率を大きく低下させることなしにエンジンの出力がさらに増大させられるだろう。このことは、そのエンジンの比設置コスト（ｓｐｅｃｉｆｉｃｉｎｓｔａｌｌａｔｉｏｎｃｏｓｔ）（ｋＷ当たりのコスト）が低下させられるだろうということを意味する。

Ｂ．予膨張
１．予膨張弁タイミング

部分負荷エンジンは、全負荷エンジンと同じだけ多くの出力を供給する必要はない。したがって、エンジンの部分負荷状態中に、より少ない燃料しか必要とされない場合に、より少ない燃料を消費するための方法を考案することが有利だろう。次の実施形態が、ピストンエンジンが吸引された空気／燃料混合気を圧縮行程と燃焼行程との前に予膨張させるように弁タイミングを変更することによって、より高い燃料効率を実現する。後述する変更された弁タイミングが部分負荷エンジンに関連しており、および、従来の全負荷エンジンの弁タイミングと比較されるということに留意されたい。しかし、この変更された弁タイミングは、特定の全負荷用途において、特に、後述するように予熱された吸気ガスと共に使用される時には、有利だろう。

図７ａから図７ｈは、幾つかの実施形態による４行程弁制御式往復動ピストンエンジンに関する弁タイミングを示す。図７ａは、全負荷状態または部分負荷状態の両方で生じる、スパークプラグによるかまたは自己着火燃料の噴射による上死点位置着火における、エンジンシリンダ４９０内のピストン４９１の位置を示す。吸気弁４９２と放出弁４９３の両方が閉じた状態のままである。

図７ｂは、ピストン４９１が下方にかつ下死点位置の付近または下死点位置に移動し、放出弁４９３が全負荷と部分負荷の両方の状態において開くということを示す。高温排気ガスが、開いた放出弁４９３を通って放出を開始する。部分負荷中には、シリンダ４９０内の排気ガス圧力が周囲圧力を下回ることがあり、および、排気行程の開始時には、開いた放出弁４９３を経由したシリンダ４９０内への環流が生じることがあるということが理解されるだろう。このことは、周囲圧力とシリンダ圧力とが概ね等しい時に放出弁４９３の開きを可能にする可変的な放出弁タイミングによって回避されるだろう。

図７ｃに示されているように、全負荷状態と部分負荷状態の両方において、ピストン４９１は上方に移動して、開いた放出弁４９３を通して高温排気ガスをシリンダ４９０から強制的に送り出す。ピストン４９１が上死点位置に達するかまたはこの付近に到達する時に、図７ｄに示されているように、放出弁４９３が閉じて、吸気弁４９２が開き始める。このことは、吸気管内の空気または空気／燃料混合気が開いた吸気弁４９２を通ってシリンダ４９０の中に移動し始めることを意味する。これは、部分負荷状態と全負荷状態との最中に生じる。

図７ｅは、部分負荷状態と全負荷状態の両方での、この吸気行程におけるその下方移動の過程中のピストン４９１の中間位置における弁位置を示す。全負荷状態では、吸気弁４９２は開いたままである。吸引された空気または空気／燃料混合気の質量を制限するために、部分負荷においては、著しくより早期に吸気弁４９２が閉じ始める。

図７ｆに示されているように、全負荷においては、ピストンはその下死点位置に向かって下方に移動するが、一方、吸気弁は吸気行程の全体において開いたままである。しかし、部分負荷においては、この弁は、ピストンが下死点位置に達し終わる前に閉じる。このことが、吸引された新鮮空気または空気／燃料混合気が予膨張することと、温度が低下することとを引き起こす。

次に、図７ｇに示されているように、全負荷状態では、ピストン４９１がその下死点に達する時に吸気弁４９２も閉じる。部分負荷状態では、吸気弁４９２は長時間にわたってすでに閉じており、および、シリンダ４９０内の空気または空気／燃料混合気がすでに予膨張させられている。したがって、この予膨張は、空気または空気／燃料混合気の圧力と温度の両方を低下させる。

吸引行程の過程中にスロットリングがなかったことが理解されるだろう。したがって、圧力が周囲圧力から著しくより低い値に低下しており、このことは、スロットリング、または、他の効率を悪化させる状態変化をもたらすことなしに、吸引された空気または空気／燃料混合気の質量がすでに減少させられているということを意味する。減少した質量の吸気は、負荷の減少を意味し、したがって部分負荷が高い効率で実現される。

図７ｈに示されているように、全負荷状態と部部負荷状態の両方において、ピストン４９１が上昇し、および、シリンダ４９０内で空気または空気／燃料混合気を圧縮する。

２．部分負荷用途における燃料消費を管理するために入口空気を予熱しかつ予膨張弁タイミングを使用するシステム

上述の予膨張プロセスは、膨張中にピストン室内の空気／燃料混合気の温度と圧力を低下させる。したがって、予膨張を使用する時に圧縮温度は同様により低く、このことが、燃焼前の燃料凝縮および圧縮端温度低下と他の効率低下効果とを生じさせるだろう。したがって、ピストン室の中に吸引される空気を予熱することが有利だろう。次で説明する実施形態は、新鮮に吸引された空気を予熱することによって、これらの問題に対処する。その次に、予熱された吸引空気は、予熱された空気／燃料混合気を予膨張させるために、上述した変更された弁タイミングを有するシリンダの中に入る。しかし、空気／燃料混合気が予熱され終わっているので、ピストン内の最終膨張温度は依然として全負荷モータの類似の温度と同じであるかまたはこの温度よりも高いだろう。したがって、燃焼前の圧縮端温度は維持されるか、または、さらには従来のエンジンよりも高いだろう。

ａ．熱交換器と予膨張弁タイミング

図８ａは、全負荷で動作する、熱交換器４５５と３方向制御弁４５６とを有する４行程弁制御式往復動ピストンエンジンの具体例を示す。このエンジンは、シリンダ４５０内をスライド可能なピストン４５１を備える。吸引空気の吸気が吸気弁４５２によって制御され、および、燃焼ガスの排気が放出弁４５３によって制御される。図８ａは、エンジンが全負荷または全負荷付近で動作している状態を示す。

新鮮空気または空気／燃料混合気が、例えば１５℃かつ１バールのような通常の条件下で入口４５４を通して吸引され、および、熱交換器４５５の中を通過する。エンジンが全負荷または全負荷付近で動作している時に、非常にわずかな加熱がこの熱交換器４５５内で生じ、および、吸引されたガスが吸引時とほぼ同じ温度および圧力において熱交換器４５５から出て行く。熱交換器４５５を通過することによって引き起こされる圧力損失は、説明を容易にするためにこの説明では無視される。温度と圧力と流量に関する後述の値は例示的であって、何ら限定的なものではない。

シリンダ４５０が必要に応じて吸引ガスで完全に満たされるように、ガス流が吸気弁４５２によって制御される。通常の圧縮行程と燃焼行程と膨張行程との後に、放出弁４５３が開き、および、例えば１バールで１０００℃の高温排気ガスがピストン４５１の上方移動によってシリンダ４５０から出て行くことを可能にする。高温排気ガスが、排気ガスの流れを制御するフラップ４５７を有する３方向制御弁４５６を通過する。全負荷状態では、フラップ４５７はすべての排気ガスが通過することを可能にし、および、排気ガスを出口４５８を通して大気中に放出する。部分負荷状態では、この３方向制御弁は、連結流路４５９に連結し、この連結流路４５９は、冷却されたガスを出口管４６０を通して排気する前に入口空気の予熱という加熱目的のために高温排気ガスを熱交換器４５５に送るように、熱交換器４５５に至る。

図８ｂは、部分負荷状態で動作する、熱交換器４５５と３方向制御弁４５６とを有する同じ４行程弁制御式往復動ピストンエンジンを示す。部分負荷状態では、新鮮空気または空気／燃料混合気が、例えば１５℃かつ１バールのような通常の条件で、入口４５４を通して吸引される。新鮮空気または空気／燃料混合気は熱交換器４５５の中を通過する。このエンジンが部分負荷状態で動作している間は、熱交換器４５５は圧力を維持しながら吸引ガスの温度を２００℃に上昇させる。

部分負荷状態では、吸気弁４５２の弁タイミングが、予膨張を生じさせるように調整される。この弁動作は、すでに図７ａから図７ｂを参照して詳細に上述されている。この予膨張サイクルの最後には、ピストン４５１が下死点に達し終わった時に、そのガスの圧力と温度の両方が低下させられ終わっている。このことは、新鮮ガスの圧力が全負荷状態の場合よりも著しく低い時点から圧縮行程が始まるということを意味する。しかし、吸引ガスが熱交換器４５５内で予熱されたので、その吸引ガスの温度が全負荷状態におけるその吸引ガスの温度に少なくとも等しいかまたはこの温度よりも高い。したがって、圧縮端温度は、全くスロットリングなしに、全負荷と同等に維持されるだろう。

通常の圧縮行程と燃焼行程と膨張行程との後に、放出弁４５３が開き、および、例えば１０００℃かつ１バールの高温排気ガスがピストン４５１の上方移動によってシリンダ４５０を出て行くことを可能にする。高温排気ガスが、高温排気ガスの大部分を流路４５９としたがって熱交換器４５５との中に送り込む位置にあるフラップ４５７を有する３方向制御弁４５６を通過する。この場合に、高温排気ガスは、吸引された空気または空気／燃料混合気を予熱し、および、最終的には出口４６０を通って環境内に放出される。

３方向制御弁４５６内のフラップ４５７の位置を調整することによって、熱交換器４５５の中に送り込まれる高温排気ガスの量が制御されるだろう。したがって、熱交換器４５５を出て行きかつ吸気弁４５２に送り込まれる新鮮ガスの温度は、部分負荷効率の増大のための動作要件にしたがって任意の所望の温度に設定されることが可能である。

ｂ．非遅延使用のための予熱された熱交換器と予膨張弁タイミング

図８ａと図８ｂを参照して説明した構成は、フラップ４５７が典型的には動かされなければならず、かつ、高温排気ガスが流路４５９を通って流れなければならず、かつ、熱交換器４５５が加熱されなければならないので、負荷の変化が急速に生じる時に新鮮空気の温度の上昇において遅延を生じるだろう。したがって、図９ａと図９ｂとによる構成は、負荷が急速には変化しない定置型用途または船舶用用途に適しているだろう。

乗用車またはトラックのような自動車用途では、突然の負荷変化に応答するために吸引空気または空気／燃料混合気の温度が迅速に加熱されるように、熱交換器をより高い温度に連続的に維持することが有利だろう。

図９ａと図９ｂは、熱交換器がより高い温度に維持されることがあるこうした実施形態を示す。幾つかの実施形態では、特定の体積の高温空気が、２重入口４７４、４７５と熱交換器４７６と制御可能な混合機４７７とによる即時的な使用のために貯蔵される。部分負荷状態（例えば、アイドリング中の乗用車）のピストンエンジンが、熱を取り出すために、そうでない場合には廃棄されることになる高温排気ガスが熱交換器４７６の中を通過することを生じさせる。その次に、この熱は、エンジンの中に吸引され空気を予熱するために使用される。その次に、予熱された吸引空気は、新鮮空気と予熱された空気とを所望の比率に混合する制御可能な混合機４７７の中を通過する。その次に、上述したように、混合させられた空気は、予熱された空気／燃料混合気を予膨張させるために、上述した変更された弁タイミングによってピストンの中に入る。

この設計の利点は、熱交換器が高温状態のままであることが可能であるということである。したがって、エンジンは、制御可能な混合機４７７において混合比を単に変更することによって、遅延なしに突然の負荷変化に応答するだろう。

このピストンエンジンは、通常通りに、ピストン４７１が中で往復動するシリンダ４７０を備える。吸気が吸気弁４７２によって制御され、および、燃焼ガスの排気が放出弁４７３によって制御される。図９ａは、ピストンエンジンが全負荷または全負荷付近で動作している実施形態を示す。

空気または空気／燃料混合気が、例えば１５℃および１バールのような通常の条件の下で入口４７４を通して吸引され、および、制御可能な混合機４７７の中に直接的に入り、この混合機４７７内では、空気または空気／燃料混合気は、入口４７５を通して吸引される空気または空気／燃料混合気の別の部分と混合させられ、および、熱交換器４７６によって加熱されることが可能である。混合比と、したがって、吸気弁４７２に送り込まれるガスの温度とが、例えば可動フラップ４７８ａ、４７８ｂによって、自由に制御されることが可能である。

エンジンが全負荷または全負荷付近で動作している時には、予熱された空気との非常にわずかな混合がこの混合機４７７内で起こり、および、吸引されたガスが、吸引時と概ね同一の温度および圧力で混合機４７７を出て行く。このガス流は、吸引されたガスでシリンダ４７０が所望の通りに完全に満たされるように、吸気弁４７２によって制御される。通常の圧縮行程と燃焼行程と膨張行程との後に、放出弁４７３が開き、および、例えば１０００℃かつ１バールの高温排気ガスが、ピストン４７１の上方移動によってシリンダ４７０を出て行くことを可能にする。この高温排気ガスは、排気ガスの流れを制御するフラップ４８０を有する３方向弁４７９を通過する。全負荷状態では、フラップ４８０が排気ガスの大部分が通過することを可能にし、および、排気ガスを出口４８１を通して大気中に放出する。熱交換器４７６が動作温度に維持され、かつ、迅速な負荷変化のために必要とされる十分な量の空気または空気／燃料混合気を予熱することが可能であるように、その高温排気ガスの少量の部分だけが流路４８２に送られる。

全負荷状態においてさえ、１つの例示的な実施形態では最大限で２５％の特定の量の高温排気ガスが、混合機４７７内のプラップ４７８ａ、４７８ｂが位置を迅速に変化させる場合に、十分な熱リザーブ（ｔｈｅｒｍａｌｒｅｓｅｒｖｅ）を維持するために、熱交換器４７６を通して送られる。このことが、加熱されていない空気の量を減少させ、および、ガスがピストンエンジンの中に送り込まれる前にそのガスのより高い混合温度を制御するために使用可能な予熱された空気の量を増大させる。このことは、さらに、排気流路４８２を温かく保つ。熱交換器の中を通して送られない残りの排気ガスは、出口４８３を通して放出されるだろう。

一般的に、この実施形態は、ピストンエンジンによって吸引される空気または空気／燃料混合気の温度変化に関連している負荷変化に対するより迅速な応答を示すだろう。さらに、幾つかの実施形態では、吸気弁４７２に送り込まれるガスの温度が、混合温度を即時的に変化させるためにフラップ４７８を動かすことによって、より精確に制御される。

３方向制御弁４７９が採用随意であることを理解されたい。こうした３方向制御弁なしで、一定不変の量の高温排気ガスが熱交換器４７６の中を通して送られるが、このことは複雑性とコストとを低減させるが、空気が吸引されていない時にさえ一定不変の高い排気ガス温度に熱交換器４７６を曝すことがある。

図９ｂは、部分負荷状態におけるフラップ位置とガス流とを示し、この場合も同様に、空気または空気／燃料混合気が、例えば１５℃かつ１バールのような通常の条件において入口４７４を通して吸引され、および、混合機４７７に進む。さらに、空気または空気／燃料混合気は、例えば１５℃かつ１バールのような通常の条件において入口４７５を通して吸引され、および、熱交換器４７６の中に入り、この熱交換器内で４００℃に加熱される。この熱交換器から、空気または空気／燃料混合気は混合機４７７に進む。ここでは、フラップ４７８ａが全負荷状態においてより小さく閉じられ、一方、熱交換器４７６からの予熱されたガスの流れを制御するフラップ４７８ｂは、〜１８０℃の混合温度を得るように、全負荷状態の場合よりも大きく開いている。この予熱され混合させられたガスは、シリンダ４７０の中への吸気のために吸気弁４７２に案内される。非限定的な具体例では、１５℃における入口４７４からの空気の約５７％の部分と、４００℃における熱交換器４７６からの予熱された空気の約４３％の部分とが、所望の温度１８０℃を得るために混合させられる。

部分負荷状態中は、吸気弁４７２の弁タイミングは、予膨張を生じさせるように調整される。この弁の動作は、図７ａから図７ｈを参照してすでに詳細に上述されている。この予膨張はピストン室内の温度と圧力の低下を生じさせるが、上述したように空気が熱交換器によって予熱されるので、部分負荷における予圧縮温度は全負荷における予圧縮温度と同じである。したがって、圧縮端温度は、スロットリングなしに、少なくとも全負荷と同等に維持される。

通常の圧縮行程と燃焼行程と膨張行程との後に、放出弁４７３が開き、および、例えば１０００℃かつ１バールの高温排気ガスが、ピストン４７１の上方移動によってシリンダ４７０を出て行くことを可能にする。極端な部分負荷状態中は、下死点位置における膨張端圧力が周囲圧力を大きく下回っておりかつ早期の弁開放が使用可能な機械的エネルギーの損失の原因となる可能性があるので、放出弁は、ピストン４７１がすでに上方に移動し終わった後に開くだろう。

高温排気ガスは、高温排気ガスの大きい方の部分が流路４８２の中に入ることを可能にし、したがって、より高い熱を熱交換器４７６に供給することを可能にする位置にある、フラップ４８０を有する３方向弁４７９を通過する。この場合には、高温排気ガスが吸引空気または空気／燃料混合気を予熱し、および、最終的には出口４８３を通って環境内に排出される。

混合機４７７内のフラップ４７８ａ、４７８ｂの位置を調整することによって、混合機４７７を出て吸気弁４７２の中に送り込まれるガスの温度が、部分負荷効率の増大のための負荷要件にしたがって任意の所望の温度に設定されることが可能である。３方向弁４７９は追加の制御手段を提供する。

各ピストンエンジンの全体的効率を最適化するために、熱交換器４５５、４７６および／または混合機４７７内の実際の予熱温度と、吸気弁４７２の実際の弁タイミングとが、試運転によって決定されるだろう。一般的に、負荷が低下するのに応じて、予熱温度が上昇し、および、吸気弁はより早期に閉じ始めるだろう。このことは、より大きな膨張を意味するが、予熱温度が上昇するのに応じて、予膨張端温度が十分に高い温度に維持される。典型的には、吸気弁４７２に送られる前の吸引された空気または空気／燃料混合気の温度上昇は、１０％以下であり得る負荷に応じて、５０℃から２５０℃の温度である。この実施形態が部分負荷において著しくより高い効率を可能にするので、燃料消費は従来のエンジンの燃料消費よりも著しく少ない。

この実施形態がオットーエンジンに適用可能であるだけではなく、ディーゼルエンジンにも適用可能であることを理解されたい。さらに、この場合に、燃焼行程中に機械的圧縮仕事を減少させるために、部分負荷中に吸引空気の量を減少させることが有益だろう。上述したように、予熱が、圧縮行程の最後における等しく高いかまたはさらにはより高い圧縮端温度を確実なものにし、噴射された燃料を発火させる効率と能力の両方が維持されるだろう。これに加えて、この場合における対応するより低い平均圧力が、部分負荷中においてエンジン上の機械的負荷を減少させ、および、多くの場合に、燃料を燃焼させることによって生じさせられる機械的エネルギーを最大限に利用するように、膨張行程の最後におけるシリンダ内の作動ガスの完全な膨張を確実なものにする。

ｃ．排気再循環混合機および予膨張弁タイミング

部分負荷エンジンの場合には、吸気ガスが完全に新鮮であることは不必要である。排気ガスの特定の部分を再循環させることが有利だろう。吸引された空気または空気／燃料混合気を予熱するために熱交換器を使用する代わりに、高温排気ガスの小さな部分が加熱のために直接的に使用されるだろう。この場合に、混合させられた空気は、上述したように、予熱された空気の利点を実現するのに十分なだけ温かいだろう。

図１０ａと図１０ｂは、外部で再循環させられる高温排気ガスによって予熱が実現される実施形態を示す。このピストンエンジンは、ピストン１００１が中を通常通り上下に移動するシリンダ１０００を備える。吸気は吸気弁１００２によって制御され、および、排気は放出弁１００３によって制御される。図１０ａは、全負荷または全負荷付近で動作しているピストンエンジンを示す。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示的であり、何ら限定的なものではない。

空気または空気／燃料混合気が、例えば約１５℃かつ１バールのような通常の条件において入口１００４を通して吸引され、および、混合機１００５を通過する。エンジンが全負荷または全負荷付近において動作しているので、非常に少量の高温排気ガスが、吸引された空気または空気／燃料混合気と混合させられる。幾つかの実施形態では、冷却された排気ガスが、ピストンエンジンに送り込まれるガスの温度を著しく上昇させることなしに排気ガス再循環を実現するように混合させられる。したがって、吸引されたガスは、吸引時と概ね同じ温度と圧力で混合機１００５を出て行く。ガス流は、シリンダ１００１が所望の量のガスで満たされるように吸気弁１００２によって制御される。

通常の圧縮行程と燃焼行程と膨張行程との後に、放出弁１００３が開き、および、例えば１０００℃かつ１バールの高温排気ガスがシリンダ１０００を出て行くが、これはピストン１００１の上方移動によって生じさせられる。高温排気ガスが、排気ガスの流れを制御するフラップ１００７を有する３方向弁１００６を通過する。全負荷においては、フラップ１００７は概ねすべての排気ガスを通過させ、および、出口１００８を通して排気ガスを環境内に放出し、すなわち、混合機１００５に通じる連結流路１００９を閉じる。

全負荷または比較的より高い負荷において排気ガスの再循環が必要とされる場合には、３方向弁１００６は所望の量の高温排気ガスを連結流路１００９に送り込むだろう。幾つかの実施形態では、吸引された空気の温度が著しくは上昇させられず、および、採用随意の冷却器１０１０が、再循環させられる高温排気ガスを冷却するために備えられるだろう。この冷却器１０１０は、部分負荷中に再循環排気ガスの温度を上昇させるように、動作させられるか、または、制御可能なパイパス管１０１１によってバイパスさせられるだろう。

図１０ｂは、部分負荷動作中のフラップ位置とガス流とを示し、この場合も同様に、空気または空気／燃料混合気が、例えば１５℃かつ１バールのような通常の条件において入口１００４を通して吸引され、および、混合機１００５に進む。この場合に、エンジンが部分負荷において動作しているので、混合機１００５は、対応する量の高温排気ガス中で混合することによって、吸引ガスの温度を２００℃に上昇させると同時にその吸引ガスの圧力を維持する。一実施形態では、その混合気の約２０％が再循環排気ガスによって構成されているだろうが、任意の適切な量の再循環排気ガスが使用されてよいということが理解されるだろう。このことは、少なくとも吸引された空気または空気／燃料混合気の中程度の温度上昇（例えば、２００Ｋ以下）の場合には、外部排気ガス再循環は比較的に単純で低コストの選択肢であるということを意味する。

部分負荷中は、シリンダ１００１が予熱ガスで完全に満たされることがないように、吸気弁１００２によってガス流が制御される。このことは、吸気弁１００３が全負荷状態中よりも早期に閉じ、これによってピストン１００１が下方に移動し続ける時に予膨張サイクルを生じさせ、および、結果的に予熱ガスを膨張させるということを意味する。この弁動作は、図７ａから図７ｈを参照してすでに詳細に上述されている。

高温排気ガスは、連結流路１００９としたがって混合機１００５との中に高温排気ガスの大部分を送る位置にある、フラップ１００７を有する３方向弁１００６を通過する。この場合には、高温排気ガスは、新鮮に吸引された空気と空気／燃料混合気を混合によって予熱し、および、最終的にはその吸引空気と共にピストンエンジンに送り込まれる。採用随意の冷却器１０１０が、エンジン負荷が減少するのに応じて、ますます無効化されるかバイパスさせられる。冷却器１０１０を無効化することが、ピストンエンジンに供給される空気または空気／燃料混合気に関する温度要件にしたがって混合機１００５内の排気ガス温度を上昇させる。

３．全負荷のための熱交換器および予膨張弁タイミング

ピストンエンジン内の高圧力が摩耗の原因となり、および、特定の事例では、故障の原因となる可能性があるということが、立証されている。したがって、高い圧縮端温度を上昇させるかまたは少なくとも維持しながら、全負荷状態中でさえピストンエンジンの圧縮端圧力を制限することが望ましいだろう。従来のエンジンでは、エンジン効率に強く相関することが多い圧縮端温度が、圧縮比としたがって圧縮端圧力とを増大させることによって増大させられる。しかし、この実施形態では、エンジン摩耗は、高い吸気温度を導入することによって、エンジンの動力と効率とを犠牲にすることなしに減少させられるだろう。

吸引空気が熱交換器を通過した後に、その吸引空気の圧力と温度の両方を調整することによって、より低いピストンエンジン圧縮比の場合でさえ、より高い圧縮端温度に達するだろう。このことが、全負荷の実施形態において、意図された値を超えて圧縮圧力と燃焼圧力とを増大させることなしに、高い空気温度が、噴射された燃料に点火することと、ターボ過給ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの効率を増大させることとを可能にする。言い換えると、このピストンエンジンの効率と燃焼特性は、圧力を増大させる必要なしに改善されるだろう。適切な高圧縮温度と穏当な圧縮比（例えば６から１４）とを組み合わせることが、組み合わされた吸気−膨張行程の過程中の（または、上述した外部膨張タービン４による）第１の膨張の後の対応するベース圧力（ｂａｓｅｐｒｅｓｓｕｒｅ）と共に、燃焼サイクルの最後において、過剰に高いピーク圧力なしに、高い平均圧力を確実なものにする。したがって、エンジン摩耗は、エンジンの出力密度と効率とを犠牲にせずに減少させられるだろう。

図１１は、幾つかの実施形態によるこうした過給４行程ピストンエンジンの基本構成を示す。図１２は、図１１の実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す理論Ｓ−Ｔ図を示す。これらの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示的であり、何ら限定的なものではない。圧縮機タービン３１が、約１５℃の温度かつ１バールの周囲圧力（図１２の状態点「Ａ」）を有する新鮮空気を入口３２を通して吸引し、この新鮮空気を水の連続的な供給と気化との下で約１５０℃かつ約１５バール（図１２の状態点「Ｂ」）に圧縮する。したがって、外部の熱が供給されず、または、外部の熱が取り出されないので、この圧縮は基本的に等エントロピー状態変化である。したがって、この状態変化を示す図１２の線Ａ−Ｂは、温度軸に対して平行な直線である。

圧縮された空気／蒸気混合気が復熱装置２２を通過し、この復熱装置２２内でこの混合気が約１５バールに圧力を維持しながら約４５０℃に加熱される（図１２の状態点「Ｃ」）。次に、シリンダ２７内を往復動するピストン２６を備えるピストンエンジン２５が、最初に、圧縮された空気／蒸気混合気をその吸気管２３を通して吸引する。膨張は生じない。吸気弁（図１１には示されていない）が、ピストン２６がその下死点に達する前に閉じる。したがって、等エントロピー状態変化Ｃ−Ｄ（図１２）がピストンエンジン２５によって行われる。より適切な理解のために、この説明の段階では、不可逆性と損失は無視されている。ピストンの下死点では、約２００℃の温度と約３．５バールの圧力で状態「Ｄ」に達する。ピストン２６は、再び上昇して、約８００℃の圧縮端温度と約６２バールの圧力とに達するように、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮する（図１２の状態点「Ｅ」）。燃料に応じて、スパークプラグによって外部から燃料に点火することによって、または、自己発火するように燃料を噴射することによって、燃焼が生じる。燃料の燃焼が、空気／蒸気混合気の温度と圧力との両方がそれぞれに約２０００℃と約１３０バールとに上昇することを引き起こす（図１２の状態点「Ｆ」）。

ピストン２６は、下死点において高温の作動ガスを約１０００℃の温度と約８バールの圧力に膨張させるために下方に移動する（図１２の状態点「Ｇ」）。排気弁（図示されていない）が開き、依然として高温である作動ガスが排気管２４を通ってシリンダ２７から出て行く。上述したように、高温でありかつ依然として加圧されている排気ガスが排気管２４の中へ十分に移動するように、弁タイミングが設定される。一実施形態では、大幅なスロットリングは生じない。膨張タービン２８が排気ガスを約１バールの周囲圧力とこれに対応する約４５０℃の温度とにさらに膨張させる（図１２における状態点「Ｈ」）。

減圧されているが依然として高温である排気ガスが、圧縮機タービン３１からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、管２９を通して復熱装置２２に送られる。したがって、この混合気は約１バールの周囲圧力において約１５０℃に温度低下する（図１２の状態点「Ｊ」）。最後にこの温度低下した排気ガスが排気管３０を通して環境に放出される。周囲空気と混合することによって、排気ガスは、最初に、圧縮機タービン３１内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点（状態点「Ｋ」）に達するまで温度低下する。

圧縮機タービン３１と膨張タービン２８は同一の軸（例えば、ターボチャージャ）上に取り付けられるだろう。さらに、これらの連結されたタービンによって発生させられることがある余剰出力を使用するために、追加の発電機が連結されることも可能である。あるいは、この代わりに、膨張タービン２８は、過剰出力をピストンエンジン２５のクランクシャフトに供給するために、そのクランクシャフトに連結されてもよい。ピストンエンジンから排気管２４の中への排気ガスを適度にスロットリングすることによって、膨張タービン２８によって生じさせられる出力が、圧縮のために圧縮機タービン３１を作動させるために十分な出力をその膨張タービン２８が供給するように設定されるだろう。これに加えて、ピストンエンジンのクランクシャフトによって供給される残りの出力が増大し、一方、典型的にはピストン２６がそれに逆らって排気管２４の中に排気ガスを移動させなければならない出力が減少する。このスロットリングが適度である（すなわち、排気管２４内の圧力がシリンダ２７内での膨張行程の最後における圧力の少なくとも半分である）場合に、不可逆性と、したがって、このようなスロットリングを原因とした効率低下とが極めて僅かだろう。この例示的な実施形態では、約５バールの圧力に低下する排気管２４の中へのスロットリングが、膨張タービン２８が圧縮機タービン３１を駆動することを可能にするだろうし、一方、効率の低下は、燃焼させられた燃料の熱出力に比較して約１％であるだろう。吸気管内において２．３バール未満の圧力に低下するスロットリングが生じる場合には、燃焼させられた燃料の熱出力に比較して約３％の効率損失が生じるだろう。

適切な仕方で復熱装置２２（図１１）後の圧力と温度を調整することによって、ピストンエンジンのより低い圧縮比の場合でさえ、より高い圧縮端温度に達することが可能である。このことが、高い空気温度が、噴射された燃料に点火することと、意図された値を超えて圧縮端圧力と燃焼圧力とを増大させることなしに、幾つかの実施形態による過給ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの効率を増大させることを可能にする。言い換えると、このピストンエンジンの効率と燃焼特性とが、圧力を増大させる必要なしに改善されるだろう。組み合わされた吸気−膨張行程の過程中の第１の膨張の後の対応するベース圧力と共に、適切な高圧縮温度と適度な圧縮比（例えば６から１４）とを組み合わせることが、燃焼サイクルの最後において、過剰に高いピーク圧力なしに、高い平均圧力を確実なものにする。したがって、エンジン摩耗は、エンジンの出力密度と効率とを犠牲にせずに減少させられるだろう。この説明している実施形態の場合には、圧縮端温度は比較的高く、例えば８００℃であり、この場合に、少なくとも１６：１（作動ガスとしての空気と完全圧縮状態変化の場合には１９：１）の圧縮比が必要とされるだろう。燃料を燃焼させることによる２００バールを越える値への圧力の増大と共に、このことは明らかに今日の材料の耐久性の限界に達する。したがって、現時点における最高技術水準の最大圧力を維持する時に、チャージ圧力が、ピストンエンジンのピーク圧力を増大させることなしに増大させられるだろう。このことがそのピストンエンジンの出力密度を改善するだろう。

Ｃ．変更された弁タイミングによる内部排気再循環

新たに吸引された空気を予熱するために、および、排気からピストンシリンダの中に戻る未燃焼燃料の一部分を混合するために、排気空気の特定の部分をピストンエンジンの中に再循環させることが有利だろう。このプロセスは外部排気再循環によって実現されるだろう。空間が制限されている用途では、ピストン内部での再循環が、上述したように、弁タイミングを変更することによって実現されるだろう。

圧縮行程において必要とされる機械的圧縮仕事を減少させるために部分負荷中に吸引空気の量を削減することが有益だろう。予熱が、他の形で存在するものよりも高い、部分負荷におけるより高い圧縮端温度を確実なものにする。したがって、予熱することによって、燃焼効率と、噴射燃料に点火する能力とが維持されるだろう。これに加えて、この対応するシリンダ内のより低い平均圧力が、部分負荷におけるエンジン上の機械的負荷を減少させ、および、多くの場合に、ミラータイミング（Ｍｉｌｌｅｒｔｉｍｉｎｇ）またはアトキンソンタイミング（Ａｔｋｉｎｓｏｎｔｉｍｉｎｇ）の必要なしに、燃料を燃焼させることによって生じさせられる機械的エネルギーを最大限に使用するための、膨張行程の最後におけるシリンダ内の作動ガスの完全な膨張を確実なものにする。

図１３ａから図１３ｈは、幾つかの実施形態における、第１のタイプの弁タイミングによって内部排気ガス再循環による予熱を容易にするために変更されているエンジンの略図である。後述の変更された弁タイミングが部分的負荷状態（部分負荷）エンジンのためのものであり、および、従来の全負荷エンジンの弁タイミングと同等であるということが指摘されなければならない。しかし、この同じ変更された弁タイミングは、特定の全負荷用途において有利だろう。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示的であり、何ら限定的なものではない。

図１３ａは、全負荷状態および部分負荷状態における、スパークプラグによって、または、自己発火燃料の噴射によって、または、これらの両方によって発火が生じる時の、上死点位置点火におけるエンジンシリンダ５２０内のピストン５２１の位置を示す。吸気弁５２２と放出弁５２３の両方が閉じた状態のままである。

ピストン５２１が下死点位置に達すると、図１３ｂに示されているように、放出弁５２３が開く。高温排気ガスが、この開いた放出弁５２３を通って放出し始める。極端な部分負荷においては、シリンダ５２０内の排気ガス圧力が周囲圧力よりも低いことがあり、および、排気行程の開始時には、開いた放出弁５２３を通るシリンダ５２０の中への環流が生じるだろう。このことは、周囲圧力とシリンダ圧力との両方が概ね等しい時に放出弁５２３の開きを可能にする可変放出弁タイミングを実現することによって回避されるだろう。

図１３ｃに示されているように、全負荷と部分負荷の両方において、ピストン５２１は上方に移動し、開いた放出弁５２３を通して高温排気ガスをシリンダ５２０から強制的に排出する。ピストン５２１が上死点位置に達すると、放出弁５２３が閉じて、全負荷において吸気弁５２２が開き始める（図１３ｄ）。このことは、吸気管内の吸引空気または空気／燃料混合気が、開いている吸気弁５２２を通ってシリンダ５２０の中に移動し始めることを意味する。一方、部分負荷においては、ピストン５２１がその上死点位置付近に達する時に、放出弁５２３が閉じられず、および、必要とされる排気ガス再循環の量に応じて完全にまたは部分的に開いた状態に保たれる。

吸気弁５２２が開き始める（図１３ｄ）。このことは、吸気管内の吸引空気および空気／燃料混合気と、排気管内のすでに移動させられ終わった高温排気ガスとが、開いている吸気弁５２２と、依然として開いている放出弁５２３とを通ってシリンダ５２０の中に移動するということを意味する。

図１３ｅは、全負荷と部分負荷の両方における、吸気行程中の下方移動の過程中のピストン５２１の中間位置にある弁位置を示す。全負荷状態では、吸気弁５２２は開いたままである。一方、部分負荷においては、吸気弁はすでに閉じ始め、放出弁が閉じ始める。各弁が開いている度合いが、吸気弁５２２を通して吸引される低温空気または空気／燃料混合気と混合する高温排気ガスの量を決定する。高温排気ガスの温度は、吸引空気の温度よりも著しく高い。したがって、その密度は著しくより低く、および、したがって、大量の再循環排気ガスがわずかなガス質量と熱エネルギー容量とに相当するだけだろう。吸引空気と排気ガスとの間の比熱エネルギー差と、吸引空気に関する５０℃の実際的な温度と排気ガスに関する約１０００℃の実際的な温度とを無視することが、等しい環流体積の場合に約２４０℃の混合温度をもたらすだろうし、すなわち、同一のガス体積が、吸引空気の場合に吸気弁を通過し、および、再循環排気ガスの場合に放出弁を通過する。

図１３ｆに示されているように、全負荷においては、ピストンが下死点位置に向かって下方に移動し、一方、吸気弁が吸気行程全体にわたって開いた状態のままである。部分負荷においては、ピストンが下死点位置に達し終わる前に、これらの弁が閉じる。このことが吸引空気または空気／燃料混合気が膨張することを生じさせる。

図１３ｇに示されているように、全負荷においては、ピストン５２１が下死点位置に達する時に吸気弁５２２が閉じて、吸気行程が終了する。部分負荷においては、吸気弁５２２は、長時間にわたってすでに閉じられており、および、したがって、シリンダ５２０内の空気または空気／燃料混合気が予膨張させられ終わっている。

部分負荷においては、予膨張が圧力低下と温度低下の両方を生じさせる。しかし、（吸気弁５２２と放出弁５２３の両方の閉鎖時の）シリンダ５２０内のガス混合気の温度が、全負荷の場合よりも著しく高いことがあるので、部分負荷における空気または空気／燃料混合気の温度は、予膨張行程の最後には少なくとも周囲温度のままであるだろう。

吸気行程の一部分中にスロットリングが生じないということが理解されるだろう。部分負荷において空気または混合気を予膨張させることによって、圧力が周囲圧力からより低い値に低下するだろうが、このことは、スロットリングまたは効率を悪化させる他の状態変化を課することなしに、吸引空気または空気／燃料混合気の量がすでに減少させられているということを意味する。減少した質量の吸気は、減少した負荷を意味し、および、したがって、部分負荷が高い効率で実現されるだろう。

図１３ｈに示されているように、全負荷と部分負荷の両方において、ピストン５２１は上方に移動して、シリンダ５２０内の空気または空気／燃料混合気を圧縮する。部分負荷の圧縮が、全負荷におけるガス温度と同等の温度で開始するので、圧縮後において、類似した圧縮端温度に達するだろうし、および、熱力学的サイクル効率が維持されるだろう。

一般的に、負荷が低下するのに応じて、より多い量の高温排気ガスが放出弁５２３を通してシリンダ５２０内に再循環させられる。負荷の減少と共に、吸気弁５２２はより早期に閉じ始め、および、放出弁５２３は、吸気弁５２２が閉じられる時点のより近くまで開いた状態に保たれる。言い換えると、放出弁５２３はより長期にわたって開いた状態に保たれる。

典型的には、吸気弁５２２と放出弁５２３の両方が閉じている時の、部分負荷における吸引空気または混合気の温度上昇は、負荷に応じて５０℃から２５０℃であるだろう。

図１４ａから図１４ｈは、他の実施形態による、第２のタイプの弁タイミングによる内部排気ガス再循環による予熱を容易にするために変更されている、エンジンの一連の略図を示す。この場合に、再加熱が、吸気弁の前で主として吸気管内で生じる。

図１４ａは、全負荷と部分負荷の両方における、点火が生じる時のその上死点位置におけるエンジンシリンダ５３０内のピストン５３１の位置を示す。点火は、スパークプラグによって、または、自己発火燃料を噴射することによって実現されるだろう。吸気弁５２２と放出弁５３３の両方が閉じられている。

ピストン５３１は下方に移動し、および、図１４ｂに示されているように、全負荷と部分負荷の両方において、このピストンが下死点位置に達すると、放出弁５３３が開く。高温排気ガスが、開いた放出弁５３３を通して放出され始める。極端な部分負荷中には、シリンダ５３０内の排気ガス圧力が周囲圧力よりも低いだろうし、および、排気行程の開始時には、開いた放出弁５３３を通ってシリンダ５３０内への環流が生じるだろうということに留意されたい。これは、可変放出弁タイミングによって、上述したように回避されるだろう。

図１４ｃに示されているように、全負荷においては、ピストン５３１は上方に移動し、吸気弁５２２が閉状態に保たれると同時に、開いた放出弁５３３を通して高温排気ガスをシリンダ５３０から強制的に排除する。しかし、部分負荷においては、ピストンが上方に移動し始める時に、吸気弁５３２が開く。ピストンが上方に移動する時に吸気弁が開いているので、吸気管の中への高温排気ガスの環流が生じる。したがって、高温排気ガスは吸気管内で低温空気または空気／燃料混合気と混合する。実際の部分負荷状態に応じて、吸引空気の温度上昇は典型的には５０℃から２５０℃の範囲内の温度までであるが、特に、ノッキング耐久性が高い燃料の場合、または、ディーゼルエンジンの場合には、より高いだろう。

ピストン５３１が上死点位置付近に達すると、全負荷と部分負荷の両方において放出弁５３３が閉じる。全負荷においては、吸気弁５３２が開き始め（図１４ｄ）、一方、部分負荷においては、吸気弁５３２は開いたままである。このことが、全負荷の場合に、吸引空気または混合気が吸気弁５３２を通ってシリンダ５３０内に移動することを引き起こす。部分負荷の場合には、吸気管内のより早期に移動させられて混合させられた排気ガスとの対応する予熱された混合気が、吸気弁５３２を通ってシリンダ５３０の中に移動する。

図１４ｅは、全負荷と部分負荷の両方における、吸気行程中のピストン５３１の下方移動の過程中のピストン５３１の中間位置における弁の位置を示す。全負荷においては、吸気弁５３２は開いたままであり、一方、部分負荷においては、吸気弁５３２は閉じ始める。

図１４ｆに示されているように、全負荷においては、ピストンは下死点位置に向かって下方に移動し、一方、吸気弁５３２は吸気行程全体にわたって開いた状態のままである。しかし、部分負荷においては、この弁は、ピストン５３１が下死点位置に達し終わる前に閉じる。このことが、より早期に再循環される排気ガスと共に吸引空気または空気／燃料混合気が膨張することを可能にする。

図１４ｇに示されているように、全負荷においては、ピストン５３１が下死点位置に達する時に吸気弁５３２が最終的に閉じ、および、吸気行程が終了する。部分負荷においては、吸気弁５３２がすでに閉じられており、および、シリンダ５３０内の空気または空気／燃料混合気がすでに予膨張させられ終わっている。したがって、部分負荷においては、温度と圧力の両方が低下する。しかし、ガス混合気の温度が排気ガスによって予熱されたので、シリンダ５３０内の温度は、吸気弁５３２が閉じられると、および、この予膨張行程の最後には、少なくとも周囲温度のままであるだろう。

一実施形態では、吸気行程中に大幅なスロットリングが生じないということが理解されるだろう。部分負荷において空気または空気／燃料混合気を予膨張させることによって、圧力が周囲圧力からより低い値に低下するだろうが、このことは、スロットリングまたは他の効率を悪化させる状態変化を強いることなしに、吸気空気または空気／燃料混合気の質量が低減させられ終わっているということを意味する。減少した質量の吸気は、減少した負荷を意味し、したがって、高い効率で部分負荷が実現されるだろう。

図１４ｈに示されているように、全負荷と部分負荷の両方において、ピストン５３１は上昇移動し、および、シリンダ５３０内の空気または空気／燃料混合気を圧縮する。部分負荷圧縮が全負荷におけるガス温度と同等の温度で開始するので、圧縮後に、同等の圧縮端温度に達しているだろうし、および、熱力学的サイクル効率が維持されるだろう。

一般的に、負荷が低下するにつれて、より多くの量の高温排気ガスが、排気行程中に吸気弁５３２を通って吸気管の中に再循環させられる。後で、吸気行程の過程中に、吸気管の中の高温排気ガスがシリンダ５３０の中に再循環させられる。これは、より多い量の高温排気ガスがシリンダ５３０から出て吸気弁５３２を通って吸気管の中に入るように、吸気弁５３２を予め開くことによって実現される。負荷の減少に応じて、吸気弁５３２は、さらに、より高い予膨張比と、したがって、より低い膨張端圧力と、したがって、より低い空気質量（ａｉｒｍａｓｓ）とを可能にするために、より早期に閉じる。吸気弁の開きと吸気弁の閉じの両方が、より早期のタイミングに向かって動かされるので、大半の場合には、開き持続時間を維持しながらの単純なタイミングの変更で充分だろう。このことが、吸気弁の制御を著しく単純化する。

本明細書で説明されている変更された弁タイミングのすべてが、オットーエンジンに適用可能であるだけでなく、ディーゼルエンジンにも適用可能であるということが指摘されなければならない。

Ｄ．２行程エンジンのための改良された弁タイミング

図１５ａから図１５ｆは、効率が改善されている２行程ピストンエンジンにおける弁タイミングを示す。図ｌ５ａでは、ピストン１８６はその上死点位置にある。この場合に、圧縮行程が行われないが故に、燃焼空間が残っていないので、この場合のピストン１８６の上死点位置が４行程の実施形態の場合よりも著しく高いということが理解されるだろう。このピストンは、吸気弁１９３と排気弁１９４の両方が可能にするだけ近くまでシリンダヘッドに接近する。ピストン１８６内の矢印がピストン移動を示す。吸気弁１９３と排気弁１９４との上方の矢印が、それに対応する弁の動きを示す。

排気弁１９４が閉じる（図１５ａ）時に、ピストン１８６はシリンダ１８７内のその上死点位置にあり、および、可能な限り多くの排気ガスが排気管１８４の中に放出され終わっている。吸気弁１９３は、高度に加圧された新鮮空気または空気／燃料混合気の吸気を開始するために、開き始める。

ピストン１８６が下降し始める（図１５ｂ）と、吸気弁１９３が完全に開き、および、ピストン１８６の下方の移動が新鮮空気をシリンダ１８７の中に吸引する。ピストン１８６が、十分な新鮮空気または空気／燃料混合気がシリンダ１８７の中に移動し終わる位置に達すると、吸気弁１９３が閉じる。この吸気弁１９３が閉じられた直後に、空気／燃料混合気が点火され、または、燃料が噴射されて燃焼し始め、および、作動ガスの温度と圧力の両方が上昇する（図１５ｃ）。この時点において、ピストン１８６は依然としてその下死点位置から遠く離れている。低速で動く大型ピストンエンジンの場合には特に、ピストンが低速で動くので、死点位置の付近で、吸気弁１９３を開閉するのに十分な時間がある。

ピストン１８６は、その下死点位置に向かって下方に移動することによって、燃料を燃焼させることによって加熱された高温作動ガスを膨張させる（図１５ｄ）。この時点では、吸気弁１９３と排気弁１９４の両方が閉じられている。

ピストン１８６がその下死点位置に達した直後に（図１５ｄ）、排気弁１９４が開いて、ピストン１８６の後続の上方移動によって、高温の加圧された作動ガスがシリンダ１８７を出て行くことを可能にする。

図１５ｅに示されているように、ピストン１８６のこの上方移動は、大幅なスロットリングなしに、依然として高温の作動ガスをシリンダ１８７の外に押し出す。排気弁１９４が最大限に開かれ、および、排気行程が行われる。ピストン１８６がその上死点位置に接近すると（図１５ｆ）、排気弁１９４が閉じ始め、および、排気管と吸気管との間の圧力差を減少させるように少量の排気ガスを再圧縮するだろう。ピストン１８６がその上死点位置に達し終わると、そのサイクルが再び始まる（図１５ａ）。

図１６は、図１５ａから図１５ｆに説明されている２行程タイミングを使用するピストンエンジンシステムである。図１７は、図１６の実施形態によって行われる熱力学的プロセスを説明する理論Ｓ−Ｔ図である。これらの図は、互いに関連付けて説明されるだろう。図１６は、タービン、スクリュー圧縮機または回転翼圧縮機のような機械式圧縮機、または、タービンと機械式圧縮機との組合せであってよい圧縮機１８０が、約３０バールの圧力の高度に圧縮された新鮮空気を供給する、こうした実施形態を示す。この圧力は、一般的に、航空転用ターボ圧縮機（ａｅｒｏ−ｄｅｒｉｖｅｄｔｕｒｂｏｃｏｍｐｅｓｓｏｒ）によって得られる。このピストンエンジンは、上述の弁制御式２行程エンジンとして動作させられる。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示的であり、および、何ら限定的なものではない。

圧縮機タービン１８０が、入口１８１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力（図１７の状態点「Ａ」）とを有する新鮮空気を吸引し、水の連続的な供給と気化との下で、約２３０℃の比較的高い温度と約３０バールの高い圧力とにその新鮮空気を圧縮する（図１７の状態点「Ｂ」）。

圧縮された空気／蒸気混合気が高温度復熱装置１８２を通過し、この高温度復熱装置１８２では、この混合気が約３０バールにその圧力を維持しながら約７００℃に加熱される（図１７における状態「Ｃ」）。次に、シリンダ１８７内を往復動するピストン１８６を備えるピストンエンジン１８５が、圧縮された空気／蒸気混合気を吸気管１８３を通して吸引する。吸気弁（図示されていない）が開き、および、その後で、充分な空気または空気／燃料混合気がシリンダ１８７の中に入り終わった直後に閉じる。言い換えると、吸気弁は、ピストン１８６が下死点位置に達する前に閉じるだろう。復熱装置１８２の後の作動ガスの約７００℃の比較的高い温度が、７０％の理論オットーエンジン効率（すなわち、２０：１より大きい圧縮比）と同等である。このことが、高温度復熱装置１８２の使用が、過剰に高い圧縮端圧力という障害なしに、最高の圧縮ガスエンジンの幾つかの効率を生じさせるだろう（空気における２０:１の圧縮比の場合に、無過給エンジンにおける圧縮端圧力がすでに６５バールを越えているだろう）。

吸気弁が閉じ終わった直後に燃焼が生じて、空気／蒸気混合気の温度と圧力との両方がそれぞれに約２２００℃および約７６バールに上昇する（図１７の状態点「Ｄ」）。

ピストン１８６は、その下死点位置において高温の作動ガスを約１０００℃の温度と約９バールの圧力に膨張させるために下方に移動する（図１７の状態点「Ｅ」）。排気弁（図示されていない）が開き、依然として高温である作動ガスが排気管１８４を通ってシリンダ１８７から出て行く。吸気管１８３内の圧力がより高く、したがって、排気管１８４の中へのスロットリングは生じない。膨張タービン１８８が排気ガスを約４バールの中間的な圧力とこれに対応する約７００℃の温度とにさらに膨張させる（図１７の状態点「Ｆ」）。

加圧されておりかつ依然として高温である排気ガスが、圧縮機タービン１８０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、管１８９を通して復熱装置１８２に送られる。したがって、この混合気は約４バールの定圧力において約２３０℃に温度低下する（図１７の状態点「Ｇ」）。

冷却されているが依然として加圧されている排気ガスが管１９０を通して第２の膨張タービン１９１に供給され、この膨張タービン１９１では、排気ガスが、排気１９２を通して環境の中に放出される前に、約１バールの周囲圧力と約７０℃の最終排気温度とに膨張させられる。周囲空気と混合することによって、この排気ガスは、最初は、圧縮機タービン１８０内の噴射された水の量に応じた（および、おそらくは、水素を含む燃料を燃焼させることによって生じさせられる蒸気）蒸気の露点（状態点「Ｊ」）に達するまで、温度低下する。

この燃焼プロセスは、図１６、図１７、および、図１５ａから図１５ｆを参照して説明した連続燃焼よりも長い連続燃焼に延長されてもよいということが理解されるだろう。このことは、燃焼が続く間にピストン１８６が大きく下方に移動するだろうということを意味する。この場合に、ピストンエンジン１８５は連続的に機械動力を供給し、および、排気弁１９４が膨張行程の最後に開く時には、排気温度と排気圧力の両方がより高い。高い燃焼温度と、２つの膨張タービン１８８、１９１による後続の追加の膨張とが、より低いサーマルリザーブ（ｔｈｅｒｍａｌｒｅｓｅｒｖｅ）への熱エネルギー伝達としての蒸気の凝縮と共に、こうした後期燃焼を悪化させない。

幾つかのタービンが１２００℃を優に超える入口温度に耐えることが可能である。この場合には、ピストンエンジン１８５が動力供給燃焼室として機能し、および、図１６に示されているタービン−ピストンエンジン構成の効率と出力全体の両方が増大するだろう。この構成では、ピストンエンジンの主要な利点（例えば、高圧力持続可能性、高燃焼温度、高圧動作の際の、エンジンの限られたサイズに起因する高い機械的および熱力学的な効率等）が、ガスタービンの主要な利点（低圧力および中圧力における高い体積流れ、および、低減されたメンテナンス）と組み合わされている。

上述した弁タイミングと実施形態は、さらに、密閉サイクル構成において動作する外部点火式ピストンエンジン（ｅｘｔｅｒｎａｌｌｙｆｉｒｅｄｐｉｓｔｏｎｅｎｇｉｎｅ）の場合にも使用されるだろう。密閉サイクル構成においては、図１５ｃに示されているように燃料に点火する代わりに、吸気弁１９３が閉じて、高温でかつ加圧された作動ガスの膨張が行われる。

この実施形態では、作動ガスが復熱装置によって最初に予熱される。２００℃から４００℃の温度が適切だろう。これは、図１７の状態変化Ｂ→Ｃに相当する。その次に、作動ガスが熱交換器（図１６には示されていない）を通して外部からさらに加熱され、この熱交換器は、例えば固体燃料の燃焼の燃焼ガスによって、多孔質燃焼器によって、または、他の任意の熱エネルギー供給源によって加熱される。この温度上昇は図１７の状態変化Ｃ→Ｄに相当する。その次に、高温の加圧された作動ガスが、図１５ａから図１５ｃに示されている弁タイミングにしたがってピストンエンジン１８５によって吸引され、膨張させられる。このエンジンは密閉形状構成で動作することができ、すなわち、排気１９２が冷却器／凝縮器（図示されていない）を通って入口１８１に短絡させられ、この冷却器／凝縮器は、作動ガスを冷却し、かつ、圧縮機タービン１８０内での後続の蒸発のために気化液体を凝縮させる。圧縮機タービン１８０もピストンエンジンであってよい。膨張タービン１８８、１９１の一方または両方が省略されてもよい。類似の形状構成が、ピストンエンジンではなくタービンと共に使用されてもよい。

ＩＩ．液体噴射を伴う圧縮機

等エントロピー圧縮プロセスが、作動ガスの温度と圧力とを増大させながら作動ガスのエントロピーを一定不変に維持する。理想的な（理論上の）サイクルが完全に等エントロピーの圧縮を想定するが、実際の圧縮機は、等エントロピーではない断熱的プロセスにおいて作動ガスのエントロピーを不可逆的に増大させる。本明細書で使用される「圧縮機」は、作動ガス、ガス／蒸気混合気、または、排気ガスを圧縮するための装置であり、および、ポンプ、圧縮機タービン、往復動圧縮機、ピストン圧縮機、回転翼またはスクリュー圧縮機、および、作動ガスを圧縮することが可能な装置とその組合せとを含む。幾つかの実施形態では、圧縮機タービンのような特定のタイプの圧縮機が使用されるだろう。

圧縮プロセスが作動ガスを加熱するので、圧縮機は典型的には一定不変の圧縮比においてより多くの出力を消費する。圧縮機は、さらに、より高い圧縮比が使用される時により多くの動力を消費する。幾つかの実施形態では、作動ガスが気化可能な液体と混合させられ、したがって、ガス／蒸気混合気を生じさせ、圧縮プロセスを原因とする温度上昇を減少させ、かつ、作動ガスのエントロピーを実質的に一定不変に維持するように、作動ガスとその液体とが共に圧縮機内で圧縮される。幾つかの実施形態では、この気化可能な液体は熱力学的平衡付近で気化する。圧縮機はタービンブレードまたはインペラのような部品を含み、これらの部品は、高速で移動する液体または作動ガス中の粒子の衝撃によって腐食されることがある。幾つかの実施形態では、気化可能な液体が、作動ガスに送り込まれた後に圧縮機部品と接触しない形で気化する。幾つかの実施形態では、窒素のような作動ガスが、エンジンのような装置または化学的プロセスでの使用のために圧縮される。幾つかの実施形態では、圧縮機は、電気モータ、ガスタービン、または、ディーゼルエンジンのような外部エンジンによって駆動される。幾つかの実施形態では、圧縮機は、作動ガスによって生じさせられるエネルギーによって駆動される。

１．圧縮機のための気化冷却法

本明細書に開示されている実施形態とは違って、入口噴霧または霧吹き（ｉｎｌｅｔｆｏｇｇｉｎｇｏｒｍｉｓｔｉｎｇ）のような方法が、高温環境または乾燥環境中における吸引空気の吸気温度を低下させることによってガスタービンからのエネルギー出力を増大させようと試みる。理想的には、入口噴霧は、圧縮中に気化が生じずかつ液体が圧縮機部品に衝撃を与えないように、吸気温度において空気を飽和させることが可能なだけの量の蒸気を加える。圧縮後に、しかし、燃焼室のような熱エネルギーの外部供給源に圧縮ガスが達する前に、圧縮ガスを加熱するための、本明細書に説明されている手段が備えられていなければ、圧縮されたガスの最終温度を低下させることが、効率を低下させる傾向がある。本明細書で説明されている実施形態では、作動ガスが圧縮端温度において実質的に飽和させられるように作動ガスに対して十分な量の気化可能な液体が加えられ、および、圧縮端温度が、気化可能な液体の追加なしの圧縮端温度よりも低下させられる。本開示内容全体で使用される場合に、「実質的に飽和させられている｝は、典型的には、１０％より大きい飽和レベルを意味し、および、幾つかの実施形態では、２５％以上の飽和レベルを意味する。より詳細に後述するように、第２の圧縮機または復熱装置（すなわち、熱交換器）が、圧縮された作動ガスを予熱するために使用されるだろう。

作動ガスが圧縮後に一定不変の圧力で加熱される時に、特に急速にかつ熱力学的平衡の付近でその気化が行われる場合に、圧縮プロセス中の気化が熱力学的効率を増大させる傾向がある。しかし、単にガスまたは液体の温度を上昇させることによって気化速度を増大させることは、そのプロセスを熱力学的平衡から遠ざけ、これによって効率を低下させる傾向がある。幾つかの実施形態では、作動ガスの粒径および／または流量が減少させられる。幾つかの実施形態では、作動ガスの温度と圧力とが、気化可能な液体の導入と気化とのために増大させられる。

２．気化可能な液体小滴の初期噴射

実質的に等エントロピーの圧縮のために圧縮機に気化可能な液体を供給する方法の１つが、圧縮前に、全体量の気化可能な液体を供給することである。例えば、この気化可能な液体は、噴射ノズルを通して液滴を噴霧することによって作動ガスと共に圧縮機に供給されてもよい。高圧ポンプに対する媒質が、作動ガスの中に気化可能な液体の小さな液滴を噴霧する噴射ノズルに、加圧された液体を供給するだろう。

高速で動作する軸流タービンを含む特定の事例では、液滴が、典型的には、衝撃よって圧縮機の翼または他の部品に損傷を与えることを防止するために十分なだけ小さくなければならない。特にタービン圧縮機の場合には、高速で動くインペラに対する、または、インペラによる加速の後での、ターボ圧縮機の他の部品に対する、気化可能な液体の衝撃が、圧縮機部品を腐食する。これとは対照的に、ラジアルタービンの場合には、さらに高い液滴含有量と比較的大きい液滴が損傷を生じさせることが多い。一般的に、作動ガスに接触している気化可能な液体の表面積を増大させるために、気化可能な液体は可能な限り小さい液滴の形で作動ガス中に噴射される。一実施形態では、気化可能な液体の液滴が直径５μｍ未満である。

圧縮は作動ガスの温度を上昇させて、圧縮プロセス全体にわたって気化可能な液体の実質的に連続した気化を生じさせる。一方、この気化プロセスは、気化がない場合よりも比較的により低い温度を維持しながら、かつ、ガス／蒸気混合気の露点の上昇させながら、圧縮プロセスによって加えられる熱エネルギーを使用する。言い換えると、この圧縮エネルギーは液体を気化するために使用される。供給される気化可能な液体の量は、圧縮プロセスからの熱エネルギーを吸収するのに十分である。気化可能な液体の総量は、作動ガスの吸引速度の約１２％から約３０％の速度で供給されてよいが、任意の適切な速度が使用可能であるということが理解されるだろう。例えば、１つの非限定的な実施形態である、天然ガスを燃焼しかつ約８ｋｇ／秒の空気質量流量（ａｉｒｍａｓｓｒａｔｅ）を有する５ＭＷ大型ガスタービンエンジンでは、気化可能な液体としての水の噴射速度（ｉｎｊｅｃｔｉｏｎｒａｔｅ）が、２．５ＭＷから６ＭＷの凝縮力（ｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｐｏｗｅｒ）に相当する約１．０ｋｇ／秒（空気質量流量の１２．５％）から２．４ｋｇ／秒（空気質量流量の３０％）である。

環境中に放出される熱エネルギー（または、より低い温度レベルのリザーブに伝達される熱エネルギー）の少なくとも８０％が、放出後の凝縮によって放出される蒸気によって運ばれるように、気化される液体の量が決定されるだろう。６００℃を越える典型的な上位温度を有するエンジンの場合には、作動ガスに加えられる気化可能な液体の量の場合の気化の潜熱が、燃料または高温熱交換器のような他の高温熱源の熱出力（ｔｈｅｒｍａｌｐｏｗｅｒ）の約３０％から約５０％に等しいように、気化可能な液体の量が決定される。

幾つかの実施形態では、圧縮された作動ガスは、圧縮後において蒸気による約５０％飽和状態から完全飽和状態までの間であるだろう。幾つかの実施形態では、気化可能な液体は加圧されて、作動ガスの温度よりも高い温度で噴射され、したがって、この気化可能な液体の蒸気圧力が作動ガス圧力よりも高く、より多くのかつより小さい液滴の形にその液体の液滴が分離することを引き起こす。幾つかの実施形態では、蒸気部分圧力が、追加の蒸気なしの作動ガスの圧力の約３０％以下であるだろう。幾つかの実施形態では、気化可能な液体は、噴射前に、噴射なしの圧縮端温度と、噴射と気化の後の飽和作動ガスの低下した圧縮端温度との間の範囲内の温度に予熱されるだろう。

幾つかの実施形態では、作動ガスと気化可能な液体との間の温度差は最小限にされるだろう。作動ガスと気化可能な液体との間の温度差を最小限にする時には、一般的に、その液体の蒸気圧力はガス圧力よりも著しく低いだろう。

供給される気化可能な液体の量は、圧縮の最後において発生した蒸気によって作動ガスが飽和させられており（または、幾分か部分飽和（ｓｕｂ−ｓａｔｕｒａｔｅｄ）させられており）かつ液滴が圧縮後に存在しない（すなわち、液体すべてが気化し終わっている）ような量だろう。しかし、幾つかの実施形態では、例えばラジアル圧縮機または斜流圧縮機の場合には、気化可能な液体の余剰分が圧縮前または圧縮中に噴射され、圧縮後に除去され、および、再噴射のために再循環させられるだろう。

３．気化可能な液体の液滴の段間噴射（ｉｎｔｅｒ−ｓｔａｇｅｉｎｊｅｃｔｉｏｎ）

幾つかの実施形態による気化可能な液体を供給する方法が、実質的に等エントロピーの圧縮のために、段の形の圧縮機にその気化可能な液体を供給することである。幾つかの実施形態では、圧縮機は多段軸流タービン圧縮機である。幾つかの実施形態では、ラジアルタービンまたは斜流タービンが軸流タービンと共にまたはその代わりに使用されるだろう。

図１８は、幾つかの実施形態による段間の水噴射を伴う軸流タービン圧縮機５００の全体的レイアウトを示す。このターボ圧縮機は、６つの段５０１、５０２、５０３、５０４、５０５、５０６のような複数の段を含み、この６つの段の各々は、インペラ５０１ａ、５０２ａ、５０３ａ、５０４ａ、５０５ａ、５０６ａと、拡散器またはステータ５０１ｂ、５０２ｂ、５０３ｂ、５０４ｂ、５０５ｂ、５０６ｂと、噴射流路５０１ｃ、５０２ｃ、５０３ｃ、５０４ｃ、５０５ｃ、５０６ｃとによって構成されている。幾つかの実施形態では、インペラ５０１ａ−５０６ａは同一の軸５０７上に取り付けられており、および、同一の回転速度で高速で回転させられる。いくつかの実施形態では、インペラ５０１ａ、５０２ａ、５０３ａ、５０４ａ、５０５ａ、５０６ａは複数の軸の上に取り付けられている。圧縮機が機械動力を消費するエンジンであるので、この１つまたは複数の軸は、例えば膨張タービンまたは電気モータによって、外部から駆動されるだろう。

幾つかの実施形態では、拡散器５０１ｂ−５０６ｂはケーシング５０８上に取り付けられており、回転しない。幾つかの実施形態では、各々の圧縮機段がそのそれぞれの拡散器に隣接した噴射流路を含み、したがって、作動ガスは噴射流路の中に入る前に拡散器を通過して流れる。幾つかの実施形態では、噴射流路は、噴射ノズルまたはその類似物のような噴射装置を備えている。例えば、拡散器５０１ｂ、５０２ｂ、５０３ｂ、５０４ｂ、５０５ｂ、５０６ｂの各々の後に、噴射流路または噴射区域５０１ｃ、５０２ｃ、５０３ｃ、５０４ｃ、５０５ｃ、５０６ｃが形成されている。

幾つかの実施形態では、噴射流路５０１ｃ−５０６ｃの各々１つが噴射ノズル５０１ｄ、５０２ｄ、５０３ｄ、５０４ｄ、５０５ｄ、５０６ｄを含むだろう。幾つかの実施形態では、噴射流路５０１ｃ−５０６ｃの体積が、気化可能な液体の液滴が噴射流路５０１ｃ−５０６ｃを通過するための通過時間が少なくとも２０ミリ秒であるような体積である。幾つかの実施形態では、この体積は、この通過時間が約５０ミリ秒から約５００ミリ秒であるように設定される。幾つかの実施形態では、この体積は、この通過時間が約０．１秒から約１秒であるように設定される。

この通過時間を増大させるために、圧縮されたガス／蒸気の循環移動が生じるように、すなわち、この移動がタービンのケーシングの接線方向における大きな成分を有するように、噴射空間が形成されるだろう。１つの非限定的な具体例では、圧縮された作動ガスは、インペラによって加速され、および、その流れの縦方向成分がその流れの円周方向成分に比較して非常に小さいように拡散器内で減速させられるので、この圧縮作動ガスは、基本的に循環方向または円周方向に流れるだろう。これは、タービンの縦軸線を中心とした循環移動と同様である。

幾つかの実施形態では、このノズルは円形の横断面を有する。幾つかの実施形態では、この「ノズル」は噴射ノズルの格子であるだろう。幾つかの実施形態では、噴射装置は、ガス流の中に液滴を均一に分散させるように噴射流路５０１ｃ−５０６ｃの中に液体を噴射するだろう。この液体噴射は、さらに、拡散器５０１ｂ、５０２ｂ、５０３ｂ、５０４ｂ、５０５ｂ、５０６ｂの中で行われることがある。この場合には、噴射流路５０１ｃ、５０２ｃ、５０３ｃ、５０４ｃ、５０５ｃ、５０６ｃが部分的または完全に省略されてもよい。

幾つかの実施形態では、噴射装置は、気化可能な液体を噴射し、および、その液滴の実質的にすべてが低速の移動空気の中で気化するように５μｍ未満の直径の液滴の形で気化可能な液体を霧状に散布する。幾つかの実施形態では、温度上昇からの熱エネルギーを吸収するのに十分な液体だけが各段で加えられる。各段における噴射のための気化可能な液体は、ガスがインペラによって吸引される際の温度と、さらに圧縮されたガスが噴射区域内に入る際の温度との間の範囲内の温度に予熱されるだろう。

気化は作動ガスを冷却するだろう。上述の実施形態における従来の軸流圧縮機とは違って、作動ガスは、大きく増大した圧力で、しかし、吸気時よりもわずかしか高くない温度で、圧縮機を出て行くだろう。より低温の作動ガスが圧縮のためにより少ない仕事しか必要としないので、圧縮機の動力消費全体が、断熱圧縮機に比較して各拡散器の後での気化冷却によって減少させられるだろう。

各々の噴射流路において、気化可能な液体は、液滴がインペラの翼を損傷させないように完全に気化させられるだろう。冷却された作動ガスは、完全に気化した流体と共に、各々の後続のインペラと拡散器と噴射装置とに入り、および、上述したように、このプロセスが反復する。気化可能な液体は、圧縮された作動ガスの飽和点まで量的に加えられることが可能である。

幾つかの実施形態では、圧縮プロセス中の温度増加が所望に応じて調整されるだろう。例えば、気化可能な液体は最初の４つの段５０１、５０２、５０３、５０４においてだけ噴射されるだろう。その次に、後続の２つの段５０５、５０６での圧縮が、液体の気化なしに完了され、それによってより高い終端温度が得られるだろう。あるいは、この代わりに、噴射ノズル５０１ｄ−５０６ｄがスロットリングされ、および、作動ガスを実質的に飽和させるために必要とされるその液体の部分だけを噴射するだろう。したがって、各々の段は、各段においてより少ない気化蒸発しかないので、液体の全量の気化の場合よりも高く作動ガスの温度を上昇させる。幾つかの段だけの間に気化可能な液体を噴射することは、対応する熱力学的プロセスがより平衡に近いので、より少ない機械的圧縮力しか必要としない。

図１９ａは図１８のインペラと拡散器とにおける流体粒子の経路を示す。翼１９０１を有するインペラが矢印１９０４の方向に動き、および、矢印１９０５の方向においてタービン段の中に入る作動ガスを吸引する。高速のインペラの動きが作動ガスを加速し、および、作動ガスが矢印１９０６の方向にインペラの外に流出するように作動ガスの方向を変更する。拡散器の羽根１９０７が作動ガスを減速し、および、従ってその作動ガスの圧力を増大させる。拡散器は、さらに、作動ガスが矢印１９０８の方向に拡散器を出て行くように円周方向の動きを逆にする。縦方向成分１９０８Ｌに比較してより大きな円周方向成分１９０８Ｃを強いることによって、作動ガスのための所望の流れベクトルを生じさせる湾曲した出口またはノズル１９１０を通して作動ガスが後続の圧縮機段に供給される前に、作動ガスが、円周方向噴射／気化室１９０９内を円周方向に大きな距離にわたって進み始める。

拡散器翼１９０７と後続の圧縮機段への入口との間の流れ距離はごく僅かだろう（例えば、ゼロに近い）。噴射ノズル１９１１が、気化される液体を円周方向室１９０９の中に噴射する。この実施形態における拡散器１９０７から後続の圧縮機への出口またはノズル１９１０へ圧縮作動ガスの通過時間の増大によって、噴射された液体の大部分が気化するだろう。

作動ガスは、後続の圧縮機段に入るまで、円周方向室１９０９の中で数回にわたって循環するだろう。幾つかの実施形態では、拡散器によって新鮮に供給される作動ガスを、その円周方向室１９０９内で数回にわたって循環し終わっておりかつより高い飽和レベルを有する作動ガスと混合することを避けるために、この円周方向室はウォーム歯車装置の形に構成されるだろう。

直線状の噴射流路の代わりに円周方向の噴射空間を使用することによって、通過時間と、したがって、気化時間とが増大させられるだろう。このことは、通過時間が増大させられるだろうということを意味する。幾つかの実施形態では、これは、最終的な蒸気含有量が飽和付近である場合でさえ、噴射された液体の完全な気化を実現するのに十分だろう。したがって、通過時間は、ケーシングの長さとしたがってタービンの長さとを大きく増大させることなしに著しく増大させられることが可能である。

図１９ｂは、幾つかの実施形態による第１の圧縮機段５０１の拡大図を示す。軸５０７が回転させられている時には、インペラ５０１ａが作動ガスを吸引し、その作動ガスを加速する。幾つかの実施形態では、圧縮がインペラ自体において生じる。この場合には、インペラによって加速された作動ガス混合気が、上昇した温度において、拡散器の中に入り、および、拡散器５０１ｂ内で減速される。したがって、圧力と温度とが上昇する。その次に、後続の液体噴射が圧力を維持しながら温度を低下させる。

高速で移動する作動ガスが拡散器５０１ｂ内で減速し、および、中程度の速度（例えば約５０ｍ／秒）で噴射流路５０１ｃ内に流入する。作動ガスの加速とその後での拡散器内での減速とのために、温度と圧力の両方が上昇する。したがって、噴射流路５０１ｃ内に流れ込む圧縮された作動ガスの温度は、インペラ５０１ａによって作動ガスが吸引された温度よりも高いだろう。作動ガスを冷却するために、噴射流路５０１ｃの入口における噴射ノズル５０１ｄが気化可能な液体を加熱された作動ガスの中に噴射する。流路５０１ｃ内の作動ガスの速度が比較的に低いので、その液滴は気化するのに十分な時間を有する。

気化のために必要なエネルギーが、それ自体は温度低下する温かい作動ガスから得られる。噴射される気化可能な液体の量は、噴射流路５０１ｃの末端において液滴が全くないかまたは殆どないように調整される。気化プロセスによって生じる温度低下も、噴射される気化可能な液体の量を変化させることによって調整されるだろう。

その次に、加圧されかつ冷却された作動ガスが噴射流路５０１ｃから出て行き、および、したがって、第１の圧縮機段を出て行き、および、次の段のインペラ５０２ａ（図１８）によって吸引される。第１の段５０１のプロセスと同様に、第２の段５０２では、インペラ５０２ａ（図１８）が（気化させられた液体と混合させられた）作動ガスを加速し、および、拡散器５０２ｂ（図１８）がその作動ガスを減速させて、その圧力と温度をさらに増大させる。噴射流路５０２ｃ（図１８）に入る時に、噴射ノズル５０２ｄ（図１８）は気化可能な液体を噴射して気化のために霧状にする。

このプロセスは、その次に、段５０３、５０４、５０５、および、５０６（図１８）において行われるだろう。最後に、圧縮された作動ガスが、圧力が大きく増大しているが温度はわずかしか増大していない状態でターボ圧縮機から出て行く。この温度増加は、噴射された液体の蒸気飽和特性に基づいている。最終段５０６（図１８）を出て行く圧縮された作動ガスは、その作動ガスの露点における最大蒸気密度以下の蒸気を含むだろう。幾つかの実施形態では、この圧縮された作動ガスは約１％以下の過飽和状態である。

図１９ｃと図１９ｄは、それぞれに、図１８の実施形態による軸流ターボ圧縮機における空気１ｍ³と水約０．０６２ｋｇの圧縮の場合の、エントロピー（Ｓ）対温度（Ｔ）（理論Ｓ−Ｔ図）と、圧力（Ｐ）対体積（Ｖ）（Ｐ−Ｖ図）の例示的な理論図を示す。各々の圧縮段の後に液体噴射を使用する、図１８と図１９ｂと関して説明されている圧縮プロセスは、図１９ｃと図１９ｄに示されている純粋な等エントロピープロセスに近い。図１９ｃと図１９ｄにおける照合番号は、図１８に示されている圧縮機タービンのそれぞれの段に対応する。各々の噴射の後で、後続の圧縮が実質的に等エントロピーであり、したがって温度が上昇するが、図１９ｃに示されているように、エントロピーは概ね不変のままである。気化可能な液体の噴射と非飽和空間内での気化とが温度を低下させるが、エントロピーを増大させる。

図１９ｃと図１９ｄとに示されている非限定的な例示的な値が、圧縮の開始時において１５℃かつ１０１３ミリバールである湿度１００％の空気１ｍ³に関して計算された。使用された圧縮比が８であり、したがって圧縮後の最終圧力が約８．１０４バールだった。圧縮端温度は約９１℃であることが発見され、および、ガス／蒸気混合気中の気化された水の量が約０．０７５ｋｇであり、および、この気化された水の量の内の約０．０６２ｋｇが噴射されて気化させられ、および、約０．０１３ｋｇの蒸気が湿度１００％において周囲空気中にすでに存在していた。圧縮に使用された機械仕事は約２５６ｋＪだった。エントロピー増大は約０．０２１ｋＪ／Ｋであり、これは周囲条件における約６．１ｋＪの機械的エネルギーの不可逆的な損失に相当した。言い換えると、必要とされる機械仕事の約２．４％だけが、エントロピー増大のせいで失われた。したがって、この実施形態では、圧縮中における気化可能な液体の段間噴霧は、約９７．６％の熱力学的効率での実質的に等エントロピーでの圧縮を可能にする。

噴射なしの予想圧縮端温度と噴射および気化の後の飽和ガス／蒸気混合気の予想温度との間（すなわち、図１８の圧縮機段６の場合に約１１４℃と約９１℃との間）の温度に、噴射のための気化可能な液体を予熱することが、各々の段における不可逆的な気化プロセスに起因する機械的エネルギーの損失を低減させるだろう。

４．気化可能な液体の連続的供給

幾つかの実施形態が、圧縮中に（例えば、噴射によって）連続的に気化可能な液体を供給し、および、その液体の実質的に連続的な気化の下で圧縮を行い、すなわち、その液体が圧縮の増大に起因した温度上昇を伴って気化し、および、露点が上昇する。気化可能な液体は、例えば単純なノズルによって、連続的に噴射され、および、作動ガスと共に圧縮機内の少なくとも１つの段を通過するだろう。作動ガスの温度と圧力の両方が十分に高い場合には、気化は急速だろう。したがって、この方策は、増大した温度および圧力における排気ガスの再循環を伴うシステムに適しているだろう。

５．外部タンク内における段間ガス／液体混合

図２０は、作動ガスを圧縮するための、および、１つまたは複数の圧縮段の後に気化可能な液体の外部タンクの中を作動ガスを通過させることによって液体を気化させるための構成を示す。特に圧縮機のために軸流タービンが使用される場合には、気化可能な液体の外部タンクに作動ガスが送られる前に、その作動ガスが複数の圧縮機段の中で圧縮される。図２１は、図２０に示されているシステムによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。図２０と図２１とに示されている温度値と圧力値は単に例示を目的とするものであって、いかなる形でも限定するものではない。

外部タンク２０００、２００２、２００４は、気化によって作動ガスが吸収することが可能な気化可能な液体よりも著しく多い気化可能な液体を保持する。この例示的な実施形態は３つの外部タンク２０００、２００２、２００４を示すが、任意の適切な個数のタンクが使用されてよいということが理解されるだろう。この例示的な実施形態では、タンクの容積は、各タンクを通過する通過時間が約０．１秒から約１秒であるように調整されるだろう。しかし、任意の適切な通過時間が実現されるようにタンクの容積が調整されてもよいということが理解されるだろう。幾つかの実施形態では、各タンク内の気化可能な液体の温度は、作動ガスがそれぞれのタンクから出て行く場合の温度の約２０Ｋ以内である。熱力学的平衡の付近の気化を伴う圧縮が、１つまたは複数の圧縮段の後で気化可能な液体の外部タンクの中を作動ガスを通過させることによって行われるだろう。

幾つかの実施形態では、ラジアル圧縮機２００６が作動ガスを吸引し、および、この作動ガスを第１の圧縮端温度および圧力に圧縮する。作動ガスは、吸気温度と第１の圧縮端温度との間の第１のタンク温度で、気化可能な液体の第１のタンク２０００に供給されるだろう。幾つかの実施形態では、作動ガスは、約０．１秒から約１秒でタンクを通過する。幾つかの実施形態では、気化可能な液体で作動ガスを飽和させることが、作動ガスを通して大量の気化可能な液体を繰り返し噴霧することと、気化可能な液体の中を作動ガスを通過させることと、気化冷却を最適化するように作動ガスを気化可能な液体からの蒸気で飽和させるために滝「カーテン」または他の方法を使用することとを含む。タンク２０００内では、作動ガスが、タンク温度に概ね等しい温度に気化によって冷却される。気化可能な液体を作動ガスと混合した後に、実質的に飽和しているガス／蒸気混合気がタンクから放出される。未気化の液体が作動ガスと混合した状態のままである場合には、この未気化の液体が例えば遠心分離器（図示されていない）によって取り除かれるだろう。

第２のラジアル圧縮機２００８が、第１のタンクの温度と第２の圧縮端温度との間の温度で気化可能な液体と混合するために、管２０１０または他の適切な手段を介して、第２のタンク２００２にガス／蒸気混合気を供給する前に、第２の圧縮端温度および圧力にガス／蒸気混合気を圧縮する。この場合も同様に、第２のタンクの温度における飽和までの混合と気化冷却が放出前に行われる。ガス／蒸気混合気が第３のラジアル圧縮機２０１２内で第３の温度および圧力に圧縮される前に、未気化の液体すべてが取り除かれるだろう。この場合も同様に、圧縮されたガス／蒸気混合気は気化可能な液体と混合させられ、および、第２のタンクの温度と第３の圧縮端温度との間の第３のタンクの温度において第３のタンク内での追加の気化によって冷却される。

幾つかの事例では、それぞれのタンク２０００、２００２、２００４の各々の中での気化可能な液体の温度が、各々のそれぞれのタンクを出て行く時の作動ガス温度に近い。したがって、タンク内での気化のために必要とされる熱エネルギーの大部分が、各タンクの中に入る圧縮され加熱された作動ガスから得られるだろうし、および、その小さな部分だけが、各気化タンクに気化可能な液体を供給する前にその気化可能な液体を予熱することから得られるだろう。作動ガスは、各タンクを出て行く時に蒸気によって飽和させられるだろう。対応するガス／蒸気混合気の温度が、圧縮後の作動ガスの温度と、各タンク内の液体温度と、気化可能な液体の飽和特性（例えば、凝縮線（ｃｏｎｄｅｎｓｉｎｇｌｉｎｅ））とによって決定されるだろう。

本出願の文脈において使用される「外部タンク」は、作動ガスの流れと飽和が起こる上で大きな障害が生じさせられない、圧縮室の従来の流れ経路から幾分か離れている空間を単純に意味する。段の数を増大するのに応じて、作動ガスの圧力の増大を原因としてその作動ガスの密度が増大するので、タンクのサイズが小さくなる。ピストンエンジン用途では、数百ｋＷの出力を有するエンジンの場合でさえ、外部タンクはそのエンジン自体よりも大きくはないだろう。密閉サイクルを行う自動車用途の場合には、この外部タンクは噴射空間よりも小さいだろうが、気化のためには依然として十分に大きいだろう。

Ｂ．増大した温度および圧力における気化

空気または別の作動ガスが蒸気でほぼ飽和している場合には、正味気化率（ｎｅｔｖａｐｏｒｉｚａｔｉｏｎｒａｔｅ）（時間単位当たりの気化液体の質量）が急速に減少する。露点を大きく越えて作動ガス温度を増大させることが、この気化の問題を解決するだろう。一方では、飽和圧力と実際の飽和との間の（または、言い換えると、露点と実際ガス温度との間の）大きな相違が、気化が熱力学的平衡から遠く離れて生じるだろうということと、大きなエントロピー増大が生じるだろうということとを意味する。

このことは、エンジンの全体的効率に悪影響を与えるだろう。このような非平衡の状態変化が、組み合わせガス／蒸気作動ガスを使用するという熱力学的利点が取り除かれるだけでなく、効率に対する全体的な否定的な効果さえ示すだろうという、否定的な効果を生じさせる可能性もあるだろう。

実際のエンジンでは、機械的効率は完全ではなく、および、気化が露点付近で急速に生じることはない。したがって、増大した作動ガス圧力と増大した温度とにおいて気化を行うことが有利だろう。増大した作動ガス圧力は密度を増大させ、および、したがって、気化状態変化を平衡状態に向けて移動させるだろし、一方、増大した温度は気化率を増大させるだろう。さらに、作動ガス温度が上昇させられるのに応じて、気化プロセスを熱力学的平衡により近い形で行うように、高温の液体が気化させられるだろう。

図２２は、周囲条件に比較して増大した作動ガス圧力および温度において液体の気化が生じる実施形態を示す。図２３は、詳細な理論Ｓ−Ｔ図の形で、図２２による実施形態によって行われる熱力学的プロセスを示す。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであり、なんら限定的なものではない。圧縮機タービン２３０は、入口２３１を通して１５℃かつ１バール（図２３の状態「Ａ」）の周囲条件の新鮮空気を吸引し、および、液体の気化なしに断熱（等エントロピー）的な仕方でその空気を２．５バールに圧縮し、その結果として１１０℃（図２３の状態「Ｂ」）の作動ガス温度が得られる。その次に、この圧縮された空気が第１の復熱装置２３２に供給され、および、この空気は、この復熱装置２３２内において、その圧力を維持しながら２５０℃に加熱される（図２３の状態「Ｃ」）。その次に、後続の圧縮機タービン２３３が、水または他の適切な流体の連続気化によって、予熱された作動ガスの温度を２５０℃に維持ながら、その予熱された作動ガスを２５バールの圧力にさらに圧縮する（図２３の状態「Ｄ」）。

液体気化を伴うこの温度維持圧縮は、圧縮された空気が最初から蒸気によって飽和させられないが故に熱力学的平衡から外れて行われるので、不可逆的プロセスである。したがって、エントロピー増大が生じる。これに関連した機械動力の損失が図２３の影付き区域２４５によって示されている。

一実施形態では、噴射された水が、圧縮機タービン２３０を出る空気の２５０℃の圧縮温度と同等の温度に予熱される。この場合に、同一の温度２５０℃が選択される。副次的な効果として、この温度における水の蒸気圧が圧縮機タービン２３３の圧縮端圧力よりも高い（例えば、２５バールに比較して４０バール）だろうし、および、噴射がより容易に行われるだろう。圧縮機タービン２３３によって圧縮が行われる上昇した温度が、不飽和の作動ガスと共に、噴射された水の液滴の高速の気化を確実なものにする。最後には、高温空気中での気化の不可逆性が、高い気化率によって十二分に釣り合いがとれており、および、実際のエンジンにおける効率が増大させられるだろう。

湿った圧縮空気が第２の復熱装置２３４に供給され、この第２の復熱装置では、作動ガスの圧力を２５バールに維持しながらこの作動ガスが４００℃に加熱される（図２３の状態「Ｅ」）。ピストンエンジン２３５が、その吸気管２３８を通して、加熱された新鮮な作動ガスを吸引する。最初に、シリンダ２３７内を往復動するピストン２３６が作動ガスを５バールの圧力に予膨張させ、このことが１５０℃の温度を結果的に生じさせる（図２３の状態「Ｆ」）。その次に、燃料の燃焼が生じて温度が２０００℃に上昇しかつ圧力が１２０バールに上昇する（図２３の状態「Ｈ」）前に、ピストン２３６が作動ガスを１００バールおよび８００℃に圧縮する（図２３の状態「Ｇ」）。これらは中型サイズのディーゼルエンジンの場合の典型的な値である。この場合も同様に、比較的高い圧縮端温度が、点火が困難な重燃料油または他の燃料の燃焼を可能にする。ピストンエンジン２３５内での膨張行程の最後には、作動ガスが９５０℃の温度とこれに対応する１０バールの圧力とを有する（図２３の状態「Ｊ」）。

その次に、作動ガスが、大幅なスロットリングなしに排気管２３９の中に放出されて、膨張タービン２４０の中に入り、この膨張タービンでは作動ガスは周囲圧力に膨張させられ、この結果として４００℃の温度になる（図２３の状態「Ｋ」）。

管２４１を通って、膨張させられているが依然として高温である排気ガスが第２の復熱装置２３４に供給され、この第２の復熱装置では、この排気ガスが、第２の圧縮機タービン２３３からの圧縮された新鮮な作動ガスを加熱する。したがって、その温度は２５０℃に低下するが、圧力は一定不変のままである（図２３の状態「Ｌ」）。その後で、管２４２が排気ガスを第１の復熱装置２３２に送り、この第１の復熱装置では、第１の断熱圧縮機タービン２３０からの吸引された新鮮空気または空気／燃料混合気（作動ガス）が加熱される。排気ガスは、この場合も同様に、ここで１１０℃に冷却され（図２３の状態「Ｍ」を参照されたい）、その後で、排気２４３を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、排気ガスが最初に露点に温度低下し（図２３の状態「Ｎ」）、および、その次に、蒸気の凝縮が生じる。こうした凝縮によって潜在的に生じさせられることが可能な機械仕事が図２３の線影付き区域２４４によって示されている。図示されているように、この区域はサイクル経路によって囲まれている区域全体に比較して小さい。したがって、エンジンの効率は比較的高い。気化された液体のこのような凝縮が、周囲空気との混合の際に必ずしも生じる必要はないということが理解されるだろう。周囲空気が十分に乾燥しておりおよび／または温かい場合には、蒸気が単純に希薄化されてもよく、かつ、露点に達しなくてもよい。この場合には、別の仔細な不可逆性が生じることがあるが、この仔細な不可逆性は上述のエンジンの効率に悪影響を与えないだろう。

最初に空気を中間レベル（すなわち、２．５バール）に圧縮することによって、あらゆる気化がより小さい体積内で生じ、および、蒸気密度が第２の圧縮機タービン２３３内において開始からより高いだろう。このことは、圧縮と気化が熱力学的平衡のより近くで始まるので、第２の圧縮機タービン２３３内での圧縮の不可逆性を低下させる。当然であるが、第１の圧縮の過程中に、水または別の気化可能な液体が、開始の直後からすでに湿気を増大させるように、水または別の気化可能な液体が気化させられてもよい。このことが効率をさらに増大させるだろう。しかし、その蒸気の大部分は、第２の圧縮機タービン２３３内での蒸発によって依然として生じさせられる。

Ｃ．追加の後膨張手段（ｐｏｓｔ−ｅｘｐａｎｓｉｏｎｍｅａｎｓ）による増大した温度および圧力における気化

第１の圧縮機が新鮮空気または空気／燃料混合気を周囲温度よりも著しく高い温度に圧縮する場合には、排気ガスが、より高い温度で環境内に放出され、これは機械的エネルギーの回避可能な損失を意味する。加熱するための媒質の流れおよび逆流と加熱されるべき媒質との間の特定の温度勾配が存在するので、これは実際の熱交換器に特に当てはまる。

図２４は、周囲条件に比較して増大した作動ガス圧力および温度で液体の気化が生じ、かつ、排気ガスの後膨張が第１の復熱装置の後で行われる実施形態を示す。図２５は、図２４による実施形態によって行われる熱力学的プロセスを詳細な理論Ｓ−Ｔ図の形で示す。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

圧縮機タービン２５０が、その入口２５１を通して１５℃および１バールの周囲条件において新鮮空気を吸引し（図２５の状態「Ａ」）、および、その新鮮空気を液体の気化なしに断熱（等エントロピー）的な仕方でその空気を２．５バールに圧縮し、その結果として１１０℃（図２５の状態「Ｂ」）の作動ガス温度が得られる。その次に、この圧縮された空気が第１の復熱装置２５２に供給され、および、この空気は、この第１の復熱装置内において、その圧力を維持しながら２５０℃に加熱される（図２５の状態「Ｃ」）。その次に、後続の圧縮機タービン２５３が、水の連続的気化の下で、予熱された作動ガスの温度を２５０℃に維持ながら、その予熱された作動ガスを２５バールの圧力にさらに圧縮する（図２５の状態「Ｄ」）。

液体気化を伴うこの温度維持圧縮は、圧縮された空気が最初から蒸気によって飽和させられないが故に熱力学的平衡から外れて行われるので、不可逆的プロセスである。したがって、エントロピー増大が生じる。これに関連した機械動力の損失が図２５の影付き区域２６７によって示されている。

幾つかの実施形態では、噴射された水が、圧縮機タービン２５０を出る空気の２５０℃の圧縮温度と同等の温度に予熱される。この場合に、同一の温度２５０℃が選択される。副次的な効果として、この温度における水の蒸気圧が圧縮機タービン２５３の圧縮端圧力よりも高い（例えば、２５バールに比較して４０バール）だろうし、および、噴射がより容易に行われるだろう。さらに、この場合に、圧縮機タービン２５３によって圧縮が行われる上昇した温度が、不飽和の作動ガスと共に、噴射された水の液滴の高速の気化を確実なものにする。最後には、高温空気中での気化の不可逆性が、高い気化率によって十二分に釣り合いがとれており、および、実際のエンジンにおける効率が増大させられるだろう。

湿った圧縮空気が第２の復熱装置２５４に供給され、この第２の復熱装置では、作動ガスの圧力を２５バールに維持しながらこの作動ガスが４５０℃に加熱される（図２５の状態「Ｅ」）。ピストンエンジン２５５が、その吸気管２５８を通して、加熱された新鮮な作動ガスを吸引する。最初に、シリンダ２５７内を往復動するピストン２５６が作動ガスを５バールの圧力に予膨張させ、このことが１５０℃の温度を結果的に生じさせる（図２５の状態「Ｆ」）。その次に、燃料の燃焼が生じて温度が２０００℃に上昇しかつ圧力が１２０バールに上昇する（図２５の状態「Ｈ」）前に、ピストン２５６が作動ガスを１００バールおよび８００℃に圧縮する（図２５の状態「Ｇ」）。ピストンエンジン２５５内での膨張行程の最後には、作動ガスが９５０℃の温度とこれに対応する１０バールの圧力とを有する（図２５の状態「Ｊ」）。

その次に、作動ガスが、大幅なスロットリングなしに排気管２５９の中に放出されて、膨張タービン２６０の中に入り、この膨張タービンでは作動ガスは２バールの圧力（すなわち、周囲圧力よりも高い圧力）に膨張させられ、この結果として４５０℃の温度になる（図２５の状態「Ｋ」）。

管２６１を通って、膨張させられているが依然として高温である排気ガスが第２の復熱装置２５４に供給され、この第２の復熱装置２５４では、この排気ガスが、第２の圧縮機タービン２５３からの圧縮された新鮮な作動ガスを加熱する。したがって、その温度は２５０℃に低下するが、圧力は２バールで一定不変のままである（図２５の状態「Ｌ」）。その後で、管２６２が排気ガスを第１の復熱装置２５２に送り、この第１の復熱装置２５２では、第１の断熱圧縮機タービン２５０からの吸引された新鮮空気または空気／燃料混合気（作動ガス）が加熱される。排気ガスは、同様に、この場合には１１０℃に冷却され（図２５の状態「Ｍ」を参照されたい）、その後で、周囲圧力への最終的な膨張のために第２の膨張タービン２６４に供給される（図２５の状態「Ｎ」）。第２の膨張タービンは、供給される機械動力を最大にするように、作動ガスを基本的に露点に膨張させ、一方、凝縮蒸気の熱エネルギーが、可能最低温度にある、より低い熱リザーブ（例えば環境）にその可能最高熱エネルギーを伝達するために、依然としてその最大値のままである。

その後で、膨張させられた排気ガスが、排気２６３を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、蒸気の凝縮が生じる。こうした凝縮によって潜在的に生じさせられることが可能な機械仕事が図２５の線影付き区域２６６によって示されている。明らかであるように、この区域はサイクル経路によって囲まれている区域全体に比較して小さい。したがって、エンジンの効率は比較的高い。気化した液体のこのような凝縮が、周囲空気との混合の際に必ずしも生じる必要はないということが理解されるだろう。周囲空気が十分に乾燥しておりおよび／または温かい場合には、蒸気が単純に希薄化されてもよく、かつ、露点に達しなくてもよい。

最初に空気を中間レベル（すなわち、２．５バール）に圧縮することによって、あらゆる気化がより小さい体積内で生じ、および、蒸気密度が第２の圧縮機タービン２５３内において開始からより高いだろう。このことは、圧縮と気化が熱力学的平衡のより近くで始まるので、第２の圧縮機タービン２５３内での圧縮の不可逆性を低下させる。当然であるが、第１の圧縮の過程中に、開始の直後からすでに湿気を増大させるように、水または別の気化可能な液体が気化させられるだろう。このことが効率をさらに増大させる。しかし、蒸気の大部分は、第２の圧縮機タービン２５３内での気化によって依然として生じさせられる。

Ｄ．増大した温度における気化

新鮮空気または空気／燃料混合気の温度を増大させるために第１の復熱装置を使用する代わりに、第１の圧縮機が、すでに、上述の実施形態の場合よりもさらに高い温度に新鮮空気または空気／燃料混合気を圧縮するだろう。

図２６が、液体の気化を伴う圧縮が生じる前に第１の断熱的圧縮がより高い温度レベルへ行われる実施形態を示す。図２７が、図２６の実施形態によって行われる熱力学的プロセスを詳細な理論Ｓ−Ｔ図の形で示す。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

圧縮機タービン２７０が、その入口２７１を通して１５℃および１バールの周囲条件において新鮮空気を吸引し（図２７の状態「Ａ」）、および、その新鮮空気を、液体の気化なしに、断熱（等エントロピー）的な形で、５バール、すなわち、図２４を参照して上述した実施形態の圧力の２倍の圧力に圧縮する。その結果として生じる作動ガス温度は、約２００℃（図２７の状態「Ｂ」）である。その次に、この圧縮された高温の空気が後続の圧縮機タービン２７２に供給され、および、この圧縮機タービンは、予熱された作動ガスを、その作動ガスの温度を２００℃に維持しながら、水の連続的な気化の下で２５バールの圧力にさらに圧縮する（図２７の状態「Ｃ」）。

液体気化を伴うこの温度維持圧縮は、すでに上述したように不可逆的プロセスである。したがって、エントロピー増大が生じる。これに関連した機械動力の損失が図２７の影付き区域２８５によって示されている。

幾つかの実施形態では、噴射された水が、圧縮機タービン２７０を出る空気の２００℃の圧縮温度と同等の温度に予熱される。さらに、この場合に、さらに、この場合に、圧縮機タービン２７２によってその温度で圧縮が行われる上昇した温度が、不飽和の作動ガスと共に、噴射された水の液滴の高速の気化を確実なものにする。

湿った圧縮空気が復熱装置２７３に供給され、この復熱装置では、作動ガスの圧力を２５バールに維持しながらこの作動ガスが５００℃に加熱される（図２７の状態「Ｄ」）。ピストンエンジン２７４が、その吸気管２７７を通して、加熱された新鮮な作動ガスを吸引する。最初に、シリンダ２７６内を往復動するピストン２７５が作動ガスを４バールの圧力に予膨張させ、このことが１５０℃の温度を結果的に生じさせる（図２７の状態「Ｅ」）。その次に、燃料の燃焼が生じて温度が２０００℃に上昇しかつ圧力が１２０バールに上昇する（図２７の状態「Ｇ」）前に、ピストン２７５が作動ガスを１００バールおよび８００℃に圧縮する（図２７の状態「Ｆ」）。ピストンエンジン２７４内での膨張行程の最後には、作動ガスが９００℃の温度とこれに対応する１０バールの圧力とを有する（図２７の状態「Ｈ」）。

その次に、作動ガスが、大幅なスロットリングなしに排気管２７８の中に放出されて、第１の膨張タービン２７９の中に入り、この第１の膨張タービン２７９で、作動ガスは、３バールの圧力、すなわち、周囲圧力よりも著しく高い圧力に膨張させられ、この結果として５００℃の温度になる（図２７の状態「Ｊ」）。

管２８０を通って、膨張しているが依然として高温である排気ガスが復熱装置２７３に供給され、この復熱装置では、この排気ガスが、第２の圧縮機タービン２７２からの圧縮された新鮮な作動ガスを加熱する。したがって、その温度は２００℃に低下するが、圧力は３バールで一定不変のままである（図２７の状態「Ｋ」）。その後で、管２８１が、周囲圧力への最終的な膨張のために排気ガスを第２の膨張タービン２８２に送る（図２７の状態「Ｌ」）。第２の膨張タービン２８２は、供給される機械動力を最大にするように作動ガスを基本的に露点に膨張させ、一方、凝縮蒸気の熱エネルギーが、可能最低温度にあるより低い熱リザーブ（ｌｏｗｅｒｔｈｅｒｍａｌｒｅｓｅｒｖｅ）（例えば環境）にその可能最大熱エネルギーを伝達させるために、依然としてその最大値のままである。

その後で、膨張させられた排気ガスが排気２８３を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、蒸気の凝縮が生じる。こうした凝縮によって潜在的に生じさせられることが可能な機械仕事が図２７の線影付き区域２８４によって示されている。明白であるように、この区域は、サイクル経路によって囲まれている区域全体に比較して小さい。したがって、エンジンの効率は比較的高い。気化された液体のこのような凝縮が、周囲空気との混合の際に必ずしも生じる必要はないということが理解されるだろう。周囲空気が十分に乾燥しておりおよび／または温かい場合には、蒸気が単純に希薄化されてもよく、かつ、露点に達しなくてもよい。

第１および第２の圧縮機タービン２７０、２７２は、単純に（第１の断熱圧縮に十分な）特定の数の断熱段の後にステータ内への液体噴射が始まる、単一の圧縮機タービンによって形成されることが可能である。言い換えると、気化可能な液体は圧縮機の入口または第１の段に供給される。作動ガスが後続の段の中に入る前に噴射液滴がすでに気化し終わっていることを確実なものにするのに十分な温度増加が生じ終わっている場合には、気化可能な液体が供給される。このことは、後続の段への進入時に液滴が存在せずかつインペラ翼が衝撃を受けないので、液滴の衝撃の問題を解消する。

第１の圧縮機タービン２７２内において増大した圧縮比を有するこうした構成、または、下位の圧縮第１の圧縮機タービン２５０および図２４で説明されている第１の復熱装置２５２との上述の組合せがより効率的であるかどうかは、第１の圧縮機タービン２７２と第２の膨張タービン２８２の機械的および熱力学的な効率によって決まるだろう。この圧縮機および膨張機の品質の向上に応じて、図２６を参照して説明される実施形態がより効率的になり始めるだろう。

第１の圧縮機タービン２７０内の圧縮の過程中に、強力な液体気化を伴う圧縮が第２の圧縮機タービン２７２内で開始する前にすでに湿気を増大させるように、水または別の気化可能な液体が気化させられることが可能である。第１の圧縮機タービン２７０内の圧縮が、飽和に達せずかつ気化が急速に生じるような量の液体の気化と共に行われるということが理解されるだろう。

ＩＩＩ．流体噴射ピストンエンジン

液体の気化が、ピストンエンジン自体の中でも、少なくとも部分的に行われることが可能である。次で説明する実施形態が、圧縮行程の第１の部分の過程中にかつ燃焼行程の前に液体が気化するように、圧縮行程の開始時にピストンシリンダ内に液体を噴射することを説明する。幾つかの実施形態では、混合気の温度がその液体の露点より高いので、噴射された液体はほぼ一瞬のうちに気化するだろう。

液体の気化は、圧縮行程の第１の部分の間は温度が概ね一定不変のままであることを生じさせるだろう。圧縮行程の第２の部分は等エントロピー／断熱的な形で行われるだろうし、および、したがって温度と圧力が上昇する。一実施形態では、圧縮行程の第１および第２の部分が完全かつ統合的な圧縮行程を形成する。作動ガスが吸引前に加熱され終わっているので、より低い等エントロピー／断熱圧縮比が、高い効率に相当する可能性がある高い圧縮端温度を生じさせるだろう。圧縮行程の第１の部分の間に流体の気化によって結果的に生じさせられる疑似等温的な圧縮が従来のエンジンの場合よりも低い温度と圧力とを保ったので、著しくより低い圧縮端圧力を伴ってこの高い圧縮端温度に達するだろう。後続の膨張が基本的に断熱膨張として行われるので、圧力膨張比は総圧力圧縮比よりも著しく高く、したがって、より効率的でありかつ出力蓄積的（ｐｏｗｅｒｄｅｐｏｓｉｔｉｎｇ）な膨張が得られることが可能である。言い換えると、従来のエンジンにおける関連した極度に高い圧縮圧力なしに、所望の高い圧縮端温度に達する。したがって、その機械的構成要素は、従来のエンジンの機械的構成要素のように危険にさらされることはないだろう。液体の噴射と気化は圧縮行程において早期に始まり、および、ピストンがその上死点位置に達する前に終了される。

圧縮行程の開始時における液体噴射は幾つかの効果を有し、および、この効果の中の幾つかが以下で説明されるだろう。第１に、膨張後において、露点に達した直後に、対応する凝縮が低温度熱エネルギーの大幅な放出（例えば、燃料エネルギーの３０−５０％）を引き起こすように、液体の気化が生じる。第２に、圧縮行程の開始時における疑似等温的な圧縮がより低い圧力増大を引き起こすだろう。したがって、後続の膨張行程中に、より高い断熱圧力膨張比に達するだろう。このことが、ピストンエンジンにおいて、より低い排気温度および圧力と、より大きい出力とを生じさせる。

Ａ：２行程エンジン

図２８ａから図２８ｅが、２行程ピストンエンジンのための液体噴射タイミングを示す。図２８ａは、ピストンを強制的に下降させるように燃焼行程中に燃焼を開始する燃料を噴射するノズル１５７ａ、１５７ｂを示す。図２８ｂに示されているように、ピストン１４５がその下死点位置に達すると、環状入口開口部１４９が露出させられ、および、これと同時に放出弁１５０が開かれる。ピストンエンジンはその露出した環状入口開口部１４９を通して新鮮空気を吸引する。この吸引された空気は、燃焼させられたガスよりも高い圧力下にあるが、燃焼させられたガスを開いた放出弁１５０を通して排気管の中に送り込む。この吸引された空気は、２行程エンジンによって吸引される前に圧縮機内で圧縮される。吸引された空気のこの圧縮の過程中または圧縮後に、特定の量の流体が気化され終わっているだろう。これが当てはまる場合には、ピストン内で生じるさらに別の液体気化が、吸気の時点でのさらに高い総気化割り当て（ｔｏｔａｌｖａｐｏｒｉｚａｔｉｏｎｓｈａｒｅ）を結果的に生じさせるだろう。

ピストン１４５は、上方に移動することによって環状入口開口部１４９を塞ぎ、および、その次に、吸引された空気を圧縮し始める。圧縮行程の開始時のその空気の温度は、その液体の露点よりも高く、したがって、その空気は、この時点で噴射される多量の液体を気化させることが可能である。

図２８ｃは、ピストンが圧縮のために上方に移動する時に、液体噴射ノズル１４７ａ、１４７ｂが液体を噴射し始めることを示す。幾つかの実施形態では、噴射された液体の流れが、温度は概ね一定不変のままであるように制御される。このことが、空気／蒸気混合気の圧力が上昇することを引き起こす可能性があるが、温度は概ね同一のままである。幾つかの実施形態では、シリンダ内の空気／蒸気混合気の高温度によって、噴射された液体の気化がほぼ同時に生じるだろう。

高温であるが不飽和である空気／蒸気混合気の中への液体の噴射が行われる時には、この噴射と後続の気化とが不可逆的なプロセスなので、エントロピーが増大する。しかし、このエントロピーの増大は、通常は、効率にあまり大きな悪影響を与えないほど十分に小さい。幾つかの実施形態では、その液体または他の気化可能な液体を伴うこの圧縮行程の最後において、噴射と気化とが少なくとも２５％飽和に達する（すなわち、蒸気の部分圧力が対応する温度における飽和圧力の少なくとも２５％に達する）ように、圧縮行程の開始時の温度と、噴射される液体の量とが調整されることが可能である。噴射された液体または気化可能な液体の温度は、周囲温度と圧縮温度との間のレベルである。ピストンエンジンが通常は液冷式なので、噴射される液体はこの冷却液体によって加熱されるだろうし、または、冷却液体が直接的に使用されるだろう。液体噴射を伴う圧縮行程の最後に少なくとも２５％の飽和に達する場合に、不可逆的な気化プロセスの過程中のエントロピー増大は小さく、および、実際のエンジンにおける利点はこうした不可逆的な気化の欠点を上回るだろう。

図２８ｄに示されているように、ノズル１４７ａ、１４７ｂは圧縮行程中に液体を噴射することを停止する。図２８ｅに示されているように、ピストン１４５が上方に移動し続け、および、空気／蒸気混合気をさらに圧縮する。液体の噴射なしに、圧力が著しくより高い値に上昇して、機械的構成要素に悪影響を与えるだろう。この気化が蒸気負荷（ｓｔｅａｍｌｏａｄ）を増大させることが可能であり、および、したがって、膨張後に低温度における凝縮力（ｃｏｎｄｅｎｓａｔｉｏｎｐｏｗｅｒ）を増大させることが可能なので、効率も改善される。最後に、ピストン１４５はその上死点位置に達し、および、そのサイクルが、図２８ａに示されているように、燃料の噴射と燃焼とを再び開始する。天然ガスまたはガソリンのような任意の適切な燃焼可能な燃料が使用されてよい。スパークプラグによって燃料に外部から点火することによって、または、ディーゼルエンジンの場合のように直接的に燃料を噴射することによって、燃焼が生じるだろう。

圧縮行程の開始時における液体噴射が高い平均圧力における高い圧力膨張比を実現可能にする。したがって、エンジンの出力密度が、増大させられなくとも、少なくとも従来のエンジンの出力密度に維持される。これに加えて、効率が上昇するので、機械動力の概ねすべてがエンジンのクランクシャフトにおいて生じさせられるだろうし、および、この機械動力が船舶プロペラまたは発電機を駆動するために使用されるだろう。

Ｂ．液体噴射を伴う２行程ピストンエンジンシステム

図２９は、上述の液体噴射タイミングを伴う弁制御式２行程ピストンエンジンシステムの略図であり、および、使用される液体が水である。図３０は、図２９によるピストンエンジンによって行われる熱力学的サイクルを示す理論Ｓ−Ｔ図である。これら２つの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

図２９では、圧縮機タービン１４０が、その入口１４１を通して約１５℃の温度および約１バールの周囲圧力を有する新鮮空気を吸引し（図３０の状態点「Ａ」）、および、その新鮮空気を液体の連続的供給と気化との下で約１００℃および約６バールに圧縮する（図３０の状態点「Ｂ」）。その後で、圧縮機タービン１４０は、液体（水）の供給なしに断熱圧縮を行い、したがって、空気／蒸気混合気の温度がより急速に増大し、および、圧縮機タービン１４０を出て行く時に約１５バールの圧力で約２００℃に達する（図３０の状態点「Ｃ」）。その次に、この空気／蒸気混合気は復熱装置１４２を通過し、この復熱装置では、この空気／蒸気混合気が、その圧力を１５バールに維持しながら４７０℃に加熱される（図３０の状態点「Ｄ」）。第１の膨張タービン１４３が、予熱された作動ガスを約２５０℃と約５．５バールの圧力とに膨張させる（図３０の状態点「Ｅ」）。入口流路１４８が、２行程ピストンエンジン１４４の環状入口開口部１４９にその部分膨張させられた作動ガスを送る。このエンジンは、シリンダ１４６内を往復動するピストン１４５を含む。このピストン１４５は、典型的な２行程ガス交換方式にしたがって環状入口開口部１４９をタップ（ｔａｐ）しまたは露出させるだろう。排気ガスの放出が、油圧駆動式の放出弁１５０によって制御される。

ピストンエンジン１４４は、その露出された環状入口開口部１４９を通して、部分膨張させられた空気／蒸気混合気を吸引する（図３０の状態点「Ｅ」）。上方に移動することによって、ピストン１４５は、最初に環状入口開口部１４９をタップ（ｔａｐ）し、その次に、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮し始める。水噴射ノズル１４７ａ、１４７ｂは、ピストンが圧縮のために上方移動するのに応じて、水を噴射し始める。幾つかの実施形態では、噴射された水の流れが、温度が概ね一定不変のままであるように制御される。このことが圧力の上昇を引き起こすが、温度を概ね等しいままにする（図３０の状態変化Ｅ−Ｆ）。約２５０℃の温度において約１２バールの圧力に達すると（図３０の状態点「Ｆ」）、水の噴射が停止し、および、圧縮が等エントロピーの形で継続する。

ピストン１４５は上方移動を続けて、８００℃の圧縮端圧力と約１４０バールの圧力とに達するまで空気／蒸気混合気をさらに圧縮する（図３０の状態点「Ｇ」）。燃料の燃焼が空気／蒸気混合気（この時点では燃料の燃焼によって組成が変化しているので、作動ガス）の温度と圧力の両方がそれぞれに約１７００℃と約２００バールとに上昇することを引き起こす（図３０の状態点「Ｈ」）。

ピストン１４５は下方に移動して、その下死点位置において約５００℃にすぎない温度と約５バールの圧力とに高温の作動ガスを膨張させる（図３０の状態点「Ｊ」）。ピストン１４５がその下死点位置に達すると、放出弁１５０が開き、依然として高温である作動ガスが排気管１５１を通ってシリンダ１４６を出て行く。水噴射圧縮も、高い膨張率と共に、第１の膨張タービン後の圧力の、または、この圧力よりも低い、膨張端圧力を実現する。したがって、排気ガスが吸気システム内に環流することを回避するために排気管１５１内へのスロットリングが行われることがなく、および、スロットリングに関連したエントロピーの増大は生じない。

圧縮機タービン１４０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、依然として高温である排気ガスが排気管１５１を通して復熱装置１４２に送られる。したがって、排気ガスが約５バールの圧力において約２３０℃に温度低下する（図３０の状態点「Ｋ」）。最後に、冷却されてはいるが依然として加圧されている排気ガスが第２の膨張タービン１５３に供給され、この第２の膨張タービン１５３では、この排気ガスが、周囲圧力と、含まれている蒸気の露点にほぼ等しい約６０℃の温度とに膨張させられる（図３０の状態「Ｌ」）。このガスは排気１５４を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、より乾燥した空気の中で、その蒸気が凝縮するか、または、単純に希薄化されるだろう（図３０の状態変化Ｌ−Ａ）。

Ｃ：液体噴射を伴う４行程ピストンエンジン

図３１ａと図３１ｂは、４行程ピストンエンジンの液体噴射タイミングを示す。

図３１ａでは、燃料が点火されて燃焼し作動ガスの圧力と温度の両方を増大させる時に、ピストン１６６がシリンダ１６７内でその上死点位置にある。吸気弁１７５と放出弁１７６の両方が閉じられている。

図３１ｂに示されているように、ピストン１６６がその下死点位置に達した直後に、放出弁１７６が開いて、高温でかつ加圧された作動ガスがシリンダ１６７を出て行くことを可能にする。

図３１ｃに示されているように、ピストン１６６の上方移動が、移動によって、すなわち、大幅なスロットリングなしに、依然として高温である作動ガスをシリンダ１６７の外に排気する。図３１ｄに示されているように、ピストン１６６がその上死点位置に達すると、放出弁１７６が閉じて吸気弁１７５が開く。

図３１ｅに示されているように、ピストン１６６の下方移動が、圧縮された新鮮空気または空気／燃料混合気がシリンダ１６７内に入ることを引き起こす。図３１ｆに示されているように、ピストン１６６がその下死点位置に達し終わる前に吸気弁１７５が閉じ、したがって、ピストン１６６が下方に移動し続けるのに応じて、吸引された空気または空気／燃料混合気が予膨張させられる。

図３１ｇに示されているように、圧縮行程が始まった直後に、シリンダ１６７内の空気の高温度の故に小さい液滴が直ちに気化することが可能なので、ノズル１６８ａ、１６８ｂが水または他の気化可能な液体を噴射し始める。連続的に噴射される液滴の気化が作動ガスを圧縮中に概ね一定不変の温度に維持するように、この液体の流れが制御される。これは、温度が一定不変のレベルに維持されるので、「等温の」または「疑似等温の」圧縮と呼ばれている。ピストン１６６による進行中の圧縮が圧力を増大させ、および、さらに、より多くの液体が気化するのでそのガスの飽和も増大させる。圧縮が続くので、体積が減少し続ける。

図３１ｈに示されているように、ノズル１６８ａ、１６８ｂは、圧縮行程の途中で液体の噴射を停止し、および、さらに別の圧縮が断熱的な形で行われ、および、図３１ａに示されているように、ピストンが上死点位置に達するまで作動ガスの温度と圧力の両方を増大させるだろう。その次に、このサイクルが繰り返される。

Ｄ．液体噴射を伴う４行程ピストンエンジンシステム

図３２は、上述した液体噴射タイミングを伴う４行程ピストンエンジンシステムの略図である。使用される液体は水である。図３３は、図３２においてこのようなピストンエンジンによって行われる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。これらの２つの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

圧縮機タービン１６０が、その入口１６１を通して約１５℃の温度および約１バールの周囲圧力を有する空気を吸引し（図３３の状態点「Ａ」）、および、気化可能な液体の連続供給の下で、その空気を、約１００℃の中程度の温度と約６バールの中程度の圧力とに圧縮する（図３３の状態「Ｂ」）。

その次に、この圧縮された空気／蒸気混合気が復熱装置または熱交換器１６２を通過させられ、この復熱装置または熱交換器１６２では、この空気／蒸気混合気が、その圧力を約６バールに維持しながら約３００℃に加熱される（図３３の状態「Ｃ」）。シリンダ１６７内を往復動するピストン１６６を備えるピストンエンジン１６５が、最初に、その吸気管１６３を通して圧縮された空気／蒸気混合気を吸引する。ピストン１６６がその下死点位置に達する前に、吸気弁（図３２には示されていない）が閉じる。したがって、実質的に等エントロピーの膨張状態変化Ｃ−Ｄ（図３３）がピストンエンジン１６５によって生じさせられる。ピストンが下死点位置にある時に、約２５０℃の温度と約５バールの圧力を有する状態点「Ｄ」に達する。その次に、ピストンが上方に移動し、および、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮し始める。

空気／蒸気混合気または空気／燃料／蒸気混合気の温度が約２５０℃に維持されるように、水がノズル１６８ａ、１６８ｂを通して噴射される。

約２０バールの圧力に達するまで、圧縮行程中に圧力が上昇し続ける（図３３の状態点「Ｅ」）。次に、ノズル１６８ａ、１６８ｂが水の噴射を停止する。ピストン１６６によるさらなる圧縮によって温度と圧力の両方が上昇する。この例示的で非限定的な実施形態で予想可能であるように約４の中程度の等温圧縮比の場合でさえも、等温圧縮は圧縮時間全体の約３／４を占めるということが理解されるだろう。したがって、噴射された水が気化するための時間があるだろう。ピストン１６６がその上死点位置に達すると、約１２０バールの圧力と約６００℃の温度とに達する（図３３の状態点「Ｆ」）。断熱圧縮比は約３．５であり、このことは１４の総圧縮比をもたらす。これは、定置型用途のための典型的な高圧縮ターボ過給ガスエンジンに相当する。

その次に、燃焼が生じ、および、燃焼生成物の温度と圧力との両方がそれぞれに約２２００℃と約１５０バールとに上昇する（図３３の状態点「Ｇ」）。燃焼が依然として進行中である間にピストン１６６がすでに下降移動し始めているので、この典型的な燃焼は等容および等圧の温度増大の混合である。純粋な等容燃焼では、圧力と温度の両方が上述の具体例の場合よりも高いだろう。純粋な等圧燃焼では、温度と圧力の両方がより低いだろう。開始圧力におけるあらゆる燃焼では、および、温度は概ね等容的に上昇する。ピストンが、その上死点位置付近において、非常に低速で移動し、および、したがって、燃焼がピストン移動よりもはるかに高速である。ピストンが加速する疑似等圧燃焼の後に、燃焼が依然として続いている間に、燃焼空間が、急速であり、ますます急速であり、拡大される。このことが、典型的には燃焼とピストン異動との間の速度関係に応じて、温度が上昇するが圧力は＋／−２５％を越えて変化することがない、燃焼を結果的にもたらす。このことが疑似等圧と見なされるだろう。否定的な効果が、燃焼後の残留体積膨張比（ｒｅｍａｉｎｉｎｇｖｏｌｕｍｅｅｘｐａｎｓｉｏｎｒａｔｉｏ）が完了しており、この時点で、以前の体積圧縮比よりも低く、および、特定の機械的構成の場合に可能な膨張よりも低い膨張が生じるということである。したがって、より高い燃焼温度がより高い熱力学的効率を意味し、および、より高い有効膨張率がピストンエンジンのより高い機械的効率を意味するので、このエンジンは典型的には燃料を急速に燃焼させる。燃料を急速に燃焼させることが高い燃焼圧力を生じさせる。しかし、これらの実施形態では、こうした組み合わされた「疑似的な」等容／等圧燃焼が、総合的なエンジン効率に悪影響を与えることなしに生じるだけでなく、エンジン構成要素に対する機械的（および熱的）ストレスを減少させるためにも望ましいだろう。

ピストン１６６が下方に移動して、その下死点位置において約５５０℃の温度と約４バールの圧力とに高温作動ガスを膨張させる（図３３の状態点「Ｈ」）。放出弁（図示されていない）が開き、および、依然として高温である作動ガスが排気管１６４を通ってシリンダ１６７を出て行く。吸気管１６３内の圧力がより高く、および、したがって、排気管１６４内へのスロットリングが行われない。膨張タービン１６９が、約１バールの周囲圧力とこれに対応する約３００℃の温度とに排気ガスをさらに膨張させる（図３３の状態点「Ｊ」）。

減圧されているが依然として高温である排気ガスが、圧縮機タービン１６０からの吸引され圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、その管を通して復熱装置１６２の中に送られる。したがって、排気ガスは約１バールの周囲圧力において約１００℃に温度低下する（図３３の状態点「Ｋ」）。最後に、この冷却された排気ガスは排気１７１を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、圧縮機タービン１６０内とピストンエンジン１６５内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点に排気ガスが温度低下する（状態点「Ｌ」）。

ＩＶ：ピストンおよびシリンダの断熱

機械的な制約が、ピストンとシリンダとが作動ガスのピーク燃焼温度よりも低温のままであることを必要とする。ピストンとシリンダの寸法を減少させるのに応じて、冷却損失がますます重要になるだろう。したがって、ピストンとシリンダを冷却することによって通常は失われる熱エネルギーの大部分が、その代わりに、排気されて再利用されるために作動ガス中に保持されるように断熱されたピストンとシリンダを開発することが有利だろう。

一般的に、熱伝達は次の式によって記述されるだろう。

Ｐ_therm＝α^*Ａ^*ΔＴ

αは熱伝達係数であり、Ａは伝達面積（ｔｒａｎｓｆｅｒａｒｅａ）であり、ΔＴは、この説明している実施形態の場合に、高温作動ガスと冷却されたピストンおよびシリンダ表面との間の温度差である。一般的に、熱伝達係数αは、特に他のパラメータの中で、次に記述する形で作動ガス圧力Ｐと作動ガス温度Ｔとによって決定される。

α〜Ｐ^0.8＊Ｔ^-0.5

熱冷却損失を減少させ、および、したがって、エンジンの効率を増大させるために、フルセラミックエンジン（ｆｕｌｌｃｅｒａｍｉｃｅｎｇｉｎｅ）が開発されている。セラミックエンジンは、冷却媒質なしに動作することが可能である。しかし、セラミックエンジンは、予想されているように、エンジンの効率にはあまり大きくは影響しない。詳細な計算が、その理由が、熱損失が排気ガスに伝達されるだけであって再利用はされないという事実に起因していることを示す。さらに、フルセラミックエンジンは生産コストが高く、および、非常に壊れやすく、これによって動作中に故障する可能性が高い。

幾つかのセラミックエンジンの場合に、計算が、燃焼時における高温作動ガスからの熱伝達の大部分が、バンケルエンジンまたは他のロータリーピストンエンジンの場合に、クランクシャフト回転の最初の４５°またはこれに対応するピストン移動の範囲内で生じるということを示す。したがって、シリンダ表面の一部分だけが断熱材料で被覆されるかまたは断熱材料で作られるだろう。これに加えて、計算が、さらに、燃焼区域に面しているシリンダとピストンの表面の非常に薄い表面層だけが熱エネルギー伝達によって影響を受けるにすぎないということを示す。作動ガスの熱容量は、１回の回転中にシリンダとピストンの大部分を加熱または冷却するには単純に小さすぎる。したがって、以下で説明する実施形態が、生産コストを減少させかつエンジンの寿命を増大させる（すなわち、燃焼の熱ストレスの大部分に対して露出されているピストンとシリンダとを断熱するだけ）と同時に、部分的な断熱被覆を使用することを追求する。

次の実施形態が、内燃エンジンの燃焼空間に面するシリンダとピストンの表面を断熱することに関する。これらの表面が断熱されているので、外側すなわち冷却流体への、または、直接的に環境への熱エネルギーの大きな損失が生じない。この代わりに、燃焼中と膨張行程の第１の部分の最中とに燃焼ガスからエンジン表面に伝達させられる熱エネルギーが、断熱表面の薄い層の中に蓄積される。膨張行程の第２の部分中は、作動ガスの温度が排気行程の過程中にこの表面温度よりも低く低下し終わった時に、および、その次の吸気行程および圧縮行程の過程中にもより低い度合いに低下し終わった時に、この熱エネルギーは、加熱された表面から、排気ガスであろうと新鮮に吸引された作動ガスであろうと、作動ガスに環流して戻る。したがって、排気の温度は相対的に高いままである。排気からの熱が捕捉されて様々な目的に再使用されることが可能である。この断熱は、ピストン壁とシリンダ壁を通しての熱エネルギーの損失を減少させ、これによってエンジンシステム全体のためにより多くの有用なエネルギーを生じさせるだろう。本明細書の他の部分で説明されているように、著しくより高い排気温度の形で存在する余分の熱エネルギーが捕捉および再利用されることが可能である。新鮮に吸引されたより低温の作動ガスに高温の表面から再伝達され終わっている熱エネルギーが、エンジンサイクルの中に再び送り込まれ、および、したがって、内部で再利用される。この再伝達は、殆どは圧縮の最後に、すなわち、すでに増大させられた圧縮温度において、上記の関係「α〜Ｐ^0.8＊Ｔ^-0.5」にしたがって生じる。このことは、こうした環流の熱力学的な効率が、熱エネルギーを受けるガスの温度によって決定されるので、有利だろう。

Ａ：断熱材による断熱

図３４ａと図３４ｂが、第１の実施形態による、冷却損失を最小限にするための断熱燃焼空間を有するシリンダとピストンの略図である。図３４ａは、燃焼が生じる時のシリンダ４１０内の上死点位置の付近のピストン４１１の位置を示す。燃焼空間４１２は、シリンダ４１０とピストン４１１との両方の上で、セラミックのような断熱材４１３、４１４によって囲まれている。シリンダ断熱材４１３とピストン断熱材４１４が、ピストン４１１が上死点にある時に燃焼空間を取り囲む空間内にだけ存在している。燃焼の最後における著しく上昇した作動ガス温度を原因として、熱エネルギーが燃焼空間の表面に移動しようとする。このことが図３４ａの小さい矢印によって示されている。断熱材がその特性において非伝導性であるという事実を原因として、シリンダ断熱材４１３の薄い表面層４１５とピストン断熱材４１４の薄い表面層４１６だけが作動ガスの温度変化によって影響されるだろう。図示されている位置に断熱材層を備えることによって、高温作動ガスからピストン４１１とシリンダ４１０への熱伝達の大部分が防止され、かつ、断熱表面層４１５、４１６への熱伝達が生じるだろう。断熱材層は、それぞれに膨張の実際の進捗に応じて作動ガスから熱エネルギーを受け取るかまたは作動ガスに熱エネルギーを供給する短時間サーマルリザーブ（ｓｈｏｒｔｔｉｍｅｔｈｅｒｍａｌｒｅｓｅｒｖｅ）に応答して迅速に作用するだろう。

図３４ｂは、ピストン４１１が下方に移動するにつれて、断熱材によって被覆されていないシリンダ４１０の表面４１７をそのピストンが露出させることを示す。この場合には、ピストンはその表面上を直接的に移動するだろうし、潤滑が必要とされるだろう。潤滑剤は通常は約２５０℃を越える温度ではあまり温度安定性が高くなく、および、したがって、この表面４１７は冷却を必要とするだろう。しかし、少量の熱エネルギーだけしか表面４１７を通して高温の作動ガスから冷却媒質（図示されていない）に伝達されないだろう。いつかの例示的な実施形態では、高温作動ガスによって失われる熱エネルギーの８０％以上が表面層４１５、４１６だけに伝達されるだろう。

ピストンが下方に移動する時に膨張が続き、および、作動ガスが層４１５、４１６の表面温度より低い温度に達する。この時点で、断熱表面４１５、４１６が作動ガスを加熱し始める。このことが、表面４１５、４１６から燃焼空間４１２の中に進む図３４ｂの小さな矢印によって示されている。依然として高温である作動ガスから冷却された表面４１７への熱エネルギーの著しくより小さい流れが維持され、および、図３４ｂに示されているように、この小さい損失が依然として続く。

さらに、４行程エンジンの場合に、排気行程中の作動ガス放出の過程中に、および、吸気行程の過程中に、または、２行程エンジンの組合せ排気／吸気において、断熱表面４１５、４１６は多量の熱エネルギーを作動ガスに伝達する。

回収されない可能性がある熱エネルギーは、冷却された表面４１７による損失と、不完全な断熱材４１３、４１４による損失だけである。燃焼の過程中におよび膨張行程の開始時に断熱表面層４１５、４１６に伝達される熱エネルギーの大部分が、ガス交換サイクルの過程中にシリンダ４１０を出て行く作動ガスに再伝達される。幾つかの実施形態では、その熱エネルギーの８０％までがこのように再伝達されるだろう。したがって、この熱エネルギーは、例えば、後続の膨張タービン、廃熱回収エンジン、または、熱交換器における利用のために使用可能である。状況に応じてサイクルパラメータを適合化することによって、増大した温度が、本明細書の他の箇所に説明されているように使用されるだろう。

Ｂ．断熱材上の金属層

図３４ａ、３４ｂにおける断熱材４１３、４１４が増大した温度を示すだろう。しかし、断熱表面層４１５、４１６は、ピストンの回転に同期的に関連している変動する温度を有するだろう。言い換えると、これらの表面層４１５、４１６は著しくかつ急速に変化する温度変動を示すだろう。したがって、こうした急速な温度変動に適している、高度に温度抵抗性がある（ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｒｅｓｉｓｔａｎｔ）が、それにも係わらず温度順応性がある（ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｆｌｅｘｉｂｌｅ）材料から、これらの表面層４１５、４１６を形成することが有利だろう。例えばタングステンまたは別の金属が使用されるだろう。幾つかの薄い金属層が高い熱伝達係数を示す。断熱効果が断熱材４１３、４１４によって生じさせられるので、追加の熱エネルギー損失がこうした複合材料によって生じることはないだろう。幾つかの実施形態では、燃焼空間に面する第１の表面上の急速な温度変化を緩和するために、および、この温度変化を、断熱材に面する第２の表面上の温度不変レベル（ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ−ｃｏｎｓｔａｎｔｌｅｖｅｌ）に変換するために、その金属層が０．１ｍｍから１ｍｍだろう。しかし、このような金属層が任意の適切な厚さを有してよいということが理解されるだろう。

Ｃ：内部流出断熱（ｉｎｔｅｒｎａｌｅｆｆｕｓｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎ）

燃焼熱エネルギーを燃焼空間の表面に伝達させることと、その次に熱エネルギーを加熱された表面から作動ガスに再伝達させることとの代わりに、燃焼空間の表面に対する熱エネルギー伝達を全体的に最小限にすることが有利だろう。

図３５ａから図３５ｃが、第２の実施形態による、冷却損失を最小限にするための内部で動作させられる流出断熱式の燃焼空間（ｉｎｔｅｒｎａｌｌｙｏｐｅｒａｔｅｄｅｆｆｕｓｉｏｎ−ｉｓｏｌａｔｅｄｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｓｐａｃｅ）を伴うシリンダおよびピストンの略図である。ピストン４２１がシリンダ４２０内を往復動し、ピストンエンジンを形成する。圧縮／燃焼／膨張空間４２２が、シリンダヘッド４２３と燃焼環状区域４２４とピストン頂部４２５とによって部分的に画定されている。これらの表面内には、小さい空洞４２６、４２７、４２８がそれぞれに形成されている。

図３５ａでは、ピストン４２１が圧縮行程の過程において上方に移動し、および、燃焼空間内と同じ圧力にある圧縮された作動ガスがこれらの空洞４２６、４２７、４２８を満たし始める。

図３５ｂに示されているように、ピストン４２１がその上死点位置に達し終わった時に、これらの空洞は圧縮された作動ガスによって満たされている。燃料が噴射されて燃焼が始まる。燃料の燃焼のために温度が上昇するが、ピストン４２１が下方に移動してその膨張行程を開始した直後に圧力が低下し始めるように、噴射および燃焼プロセスが制御される。したがって、膨張による圧力減少が燃料燃焼による圧力増大よりも急速である実質的に亜等圧的（ｓｕｂ−ｉｓｏｂａｒｉｃ）な形で、燃焼プロセスが行われる。

図３５ｃに示されているように、空間４２２内の作動ガスの圧力が空洞４２６、４２７、４２８内のそのガスの圧力よりも低いので、および、作動ガスの温度が空洞４２６、４２７、４２８内のそのガスよりも高いので、圧縮された作動ガスは空洞４２６、４２７、４２８の外に流れ出る。この流出が、シリンダヘッド４２３と燃焼環状区域４２４とピストン頂部４２５表面を覆うガス断熱層４２９を生じさせる。この断熱層４２９は、空間４２２内の高温燃焼ガスと、シリンダヘッド４２３と燃焼環状区域４２４とピストン頂部４２５との表面との間の直接的な接触を阻止する。したがって、放射に起因したわずかな熱損失しか生じない。さらに、幾つかの実施形態では、これらの表面は外部から冷却されてもよいが、冷却損失は、外部冷却の必要なしに著しく低減させられるだろう。

Ｄ：外部流出断熱（ｅｘｔｅｒｎａｌｅｆｆｕｓｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎ）

上述したように、圧縮の過程において、加圧された作動ガスで空洞を満たすためにピストンを使用する代わりに、外部で動作させられる装置が使用されてもよい。ガスエンジンの場合に当てはまるように、燃焼が急速に生じ、および、そのポケット内のガスが断熱層を実現するのに十分なだけ急速には流出しない点に作動ガスの圧力が上昇する場合に、このことが有用であるだろう。

図３６ａと図３６ｂが、外部から動作させられる流出断熱式の燃焼空間（ｅｘｔｅｒｎａｌｌｙｏｐｅｒａｔｅｄｅｆｆｕｓｉｏｎ−ｉｓｏｌａｔｅｄｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎｓｐａｃｅ）を伴う実施形態を示す。図３６ａは、ピストンエンジンを形成するシリンダ４３０内を往復動するピストン４３１を示す。圧縮／燃焼／膨張空間４３２が、シリンダヘッド４３３と燃焼環状区域４３４とピストン頂部４３５との表面によって部分的に画定されている。これらの表面内には、それぞれに小さいノズル４３６、４３７、４３８が形成されている。ピストン４３１がその上死点位置に達すると、燃料が燃焼させられる。燃料の燃焼中には、外部高圧ポンプ４３９が十分に加圧された空気または別の適切なガスを生じさせ、および、断熱ガス層４４１が形成されるように、このガスを制御された形で管４４０を通してノズル４３６、４３７、４３８に供給する。高圧ポンプ４３９によって供給される圧縮空気の圧力が必要に応じて調整可能なので、燃焼プロセスに対して制限が加えられない。

図３６ｂは、断熱ガス層４４１が、空間４３２内の高温燃焼ガスと、シリンダヘッド４３３と燃焼環状区域４３４とピストン頂部４３５との表面との間の直接的な接触を阻止することを示す。したがって、放射に起因した熱損失はわずかしか生じないだろう。これらの表面は依然として冷却されるが、冷却損失は著しく減少させられるだろう。これは、上述したように、ピストンがその上死点位置にまたはその付近にある時に燃焼時の高温作動ガスからの熱伝達の大部分が生じる可能性があるからである。

空気の代わりに、または、別の適切なガスの代わりに、水また別の適切な気化可能な液体が使用されてもよい。その例示的な実施形態では、高圧ポンプ４３９が管４４０を通してノズル４３６、４３７、４３８に少量の水を供給する。燃焼プロセスが液滴の気化を引き起こし、および、その発生させられた蒸気が高温燃焼ガスから燃焼空間表面を断熱する。

上述の実施形態のすべてにおいては、上述されている表面の１つまたは一部分だけを断熱することが可能である。さらに、図３４ａと図３４ｂを参照して説明したセラミック断熱材またはセラミック／金属断熱材を、図３５ａと図３５ｂを参照して説明した流出断熱と組み合わせることも可能である。図３６ａと図３６ｂによる外部動作式の実施形態が、特にピストン４３１の場合に、より複雑であり得るので、幾つかの実施形態では、ノズルが、非可動部品すなわちシリンダヘッド４３３と燃焼リング４３４との上にだけ取り付けられるだろうが、依然として十分な利益が得られる。

Ｖ：廃熱回収ピストンエンジン

乗用車、トラック、ボート、または、小型定置型エンジンで使用される中型エンジンのような中型エンジンでは、空間的な制限または経済的な制限のために、コンパクトな構成が好ましい場合が多い。したがって、廃熱回収装置をピストンエンジン自体の中に統合することが有利だろう。

様々な熱回収装置が、可動性または半可動性（ｓｅｍｉ−ｍｏｂｉｌｅ）の用途のために従来より提案されている。これらの従来において提案されている熱回収装置は、典型的には、液体を加熱して気化するために高温排気ガスによって加熱される熱交換器または気化器を使用する。大半の場合には、炭化水素またはその何らかの類似物が、周囲温度におけるそのより高い蒸気圧の故に使用され、この炭化水素またはその何らかの類似物は膨張体積を決定し、および、したがって、この追加のエンジンのサイズを決定する。機械的な観点からは、排気熱を生じさせるエンジンと同じモータブロックの中にこうした蒸気エンジンを統合することは困難である。さらに、排気ガス温度よりも著しく低い温度で気化が生じ、このことは最善ではない。最後に、使用される液体のほとんどが可燃性であり、および、環境に対して有害である。

図３７は、一実施形態による、主４行程ピストンエンジンと、密閉ループ圧縮作動ガスを使用する２行程廃熱回収ピストンエンジンとの両方を有するエンジンシステムの略図である。図３８ａと図３８ｂは、図３７の実施形態におけるエンジンの熱力学的プロセスを有するエンジンシステムの略図である。図３８ａは、図３７の実施形態の主４行程ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスを示す。図３８ｂは、図３７の実施形態の２行程廃熱回収ピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスを示す。これらの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

図３７では、圧縮機タービン２００が入口２０１を通して新鮮空気または空気／燃料混合気を吸引し（図３８ａの状態「Ａ」）、および、これを断熱的な形で約２．５バールに圧縮し、この結果として約１２０℃の圧縮端温度が得られる（図３８ａの状態「Ｂ」）．中間冷却器２０２が、圧縮空気の圧力を約２．５バールに維持しながら、この圧縮空気を約５０℃に冷却する（図３８ａの状態「Ｃ」）。この後で、少なくとも１つのシリンダ２０５内の少なくとも１つのピストン２０４を備える主ピストンエンジン２０３が、その吸気管２０６を通して、冷却され加圧された空気を吸引し、および、４行程ガスエンジンの典型的な動作を行う。この主ピストンエンジン２０３は、最初に、その空気を約８０バールに圧縮し、その結果として約６００℃の圧縮端温度を生じさせ（図３８ａの状態「Ｄ」）、その次に、燃焼を開始するために燃料に点火し、このことがそれぞれに約１２０バールと約２２００℃の圧力と温度の両方を増大させ（図３８ａの状態「Ｅ」）、および、最後にその高温作動ガスを約９００℃と約８バールに膨張させる（図３８ａの状態「Ｆ」）。放出弁（図示されていない）が開き、および、高温でありかつ依然として加圧されている排気ガスが排気管２０７の中に放出される。

膨張タービン２０８がその高温排気ガスを吸引してその排気ガスを周囲圧力に膨張させ、この結果として約３８０℃の温度が得られる（図３８ａの状態「Ｇ」）。排気ガスが依然として高温であり、かつ、多量の使用可能な熱エネルギーを有するので、この排気ガスは、熱交換器２０９内で約８０℃に冷却された（図３８ａの状態「Ｈ」）後に、排気２１０を通して環境内に放出される。典型的には、膨張タービン２０８は圧縮機タービン２００を駆動する。この膨張タービン２０８が、圧縮機タービン２００によって必要とされる出力よりも多くの出力を供給する場合には、過剰な出力が主ピストンエンジン２０３のクランクシャフトに結合されてもよく、または、例えば追加の発電機または任意の他の適切な装置を駆動するために使用されてもよい。

図３８ａの理論Ｓ−Ｔ図の線影付き区域２１１が、膨張タービン２０８の後の高温排気ガスから依然として取り出されることが可能な機械動力を示す。非ターボ過給ピストンエンジン、すなわち、無過給ピストンエンジンの場合に、または、中間冷却器２０２が使用されないかまたは環境の温度が非常に高い場合に、線影付き区域が増大するだろうし、こうした廃熱回収手段の潜在的に増大した重要性を示す。

幾つかの実施形態では、廃熱回収手段は、図３７に示されている、少なくとも１つのシリンダ２１４内を往復動する少なくとも１つのピストン２１３を備える廃熱回収エンジン２１２である。この廃熱回収手段は、同一の統合エンジン２１５内に主ピストンエンジン２０３と共に形成されている。この廃熱回収手段のピストン２１３とシリンダ２１４は同一の寸法および質量であり、および、他のピストン２０４およびシリンダ２０５と同期して動作する。このことは、主４行程ピストンエンジンと廃熱回収手段とが１つの単一の統合エンジン２１５を形成するだろうということを意味する。

図３７の実施形態では、廃熱回収手段は、密閉されかつ封止されているサイクルにおいて加圧アルゴンを作動ガスとして使用する。例えば窒素または空気のような任意の他の適切なガスが使用されてもよい。希ガスすなわちアルゴンが幾つかの利点をもたらし、および、腐食が生じず、かつ、高い等エントロピー指数（空気または窒素の場合の１．４に比較してアルゴンの場合には１．６６）の故に、必要とされる温度変化を生じさせるためには、より低い圧縮率および膨張率しか必要ではない。約５０℃の温度かつ約２０バールの圧力（図３８ｂの状態「Ｊ」）である加圧されたアルゴンが熱交換器２０９を通過し、および、約３８０℃に加熱される（図３８ｂの状態「Ｋ」）。廃熱回収エンジン２１２が、その吸気管２１６を通して、加熱されかつ加熱されたアルゴンを吸引する。

ピストン２１３が十分なアルゴンを吸引し終わった直後に、吸気弁（図示されていない）が閉じて、膨張が始まる。ピストン２１３がその下死点位置に達すると、アルゴンが約３．５バールの圧力と約５０℃の温度に膨張させられ終わっている（図３８ｂの状態「Ｌ」）。次に、ピストンが、ノズル２１７を通しての連続的な水の噴射の中で、アルゴンを再び圧縮し始める。この水噴射圧縮の過程において、圧力と温度の両方が上昇する。この圧縮によって引き起こされる温度増加（図３８ｂの状態変化Ｌ−Ｍ）が、断熱圧縮による温度減少であったもの（図３８ｂの状態変化Ｋ−Ｌ）よりも著しく小さい。圧縮が完了した直後に（図３８ｂの状態「Ｍ」）、放出弁（図示されていない）が開いて、圧縮されかつ湿気を帯びたアルゴンを放出管２１８の中に放出し、この放出管２１８はそのアルゴンを冷却器／凝縮器２１９に供給する。この冷却器／凝縮器２１９では、温かくかつ湿気を帯びたアルゴンが冷却され、および、圧縮の過程において噴射され気化させられ終わった水が、凝縮されて出口２２２を通して取り除かれる（図３８ｂの状態変化Ｌ−Ｍ）。水または周囲空気のような冷却媒質が入口２２０を通って中に入り、アルゴンを冷却し、蒸気を凝縮させ、および、その次に、出口２２２の中を通って外に出て行く。

凝縮された水は、管２２３を通して供給ポンプ２２４によって噴射ノズル２１７に閉ループの形で再循環させられる。冷却されかつ乾燥させられたアルゴンは、約５０℃の温度と約２０バールの圧力で冷却器／凝縮器を出て行き、および、そのサイクルを閉じるように加熱するために管２２５を通して熱交換器２０９に再び供給される。

図３８ｂにおける線影付き区域２２６から線影付き区域２２７を引いたものが、廃熱回収エンジン２１２によって供給される機械動力を示す。高速の気化を伴う圧縮が完全には可逆性ではなく、したがってエントロピーが増大するので、この線影付き区域２２７が出現する。気化された水の露点が周囲温度よりも高いので、凝縮／冷却線Ｍ−Ｊの下方の非線影付き区域が機械動力に変換されることは不可能である。より高い飽和圧力としたがってより高いモル密度とを特定の温度において有する気化可能な液体を使用することが、この線を下方に移動させ、および、供給される出力と効率とが増大する。水が安価で不燃性でありかつ環境に対して無害なので、気化可能な液体として水が選択されてよい。

熱交換器２０９によって、および、主ピストンエンジン２０３の負荷によって、与えられる熱負荷に応じて、廃熱回収エンジン２１２の一定不変な排気量においてさえ、与えられた熱負荷を適正に処理するようにこのエンジンが制御されることが可能なように、ベース圧力が変化させられるだろう。例えば、完全廃熱発生を伴う全負荷においては、回収エンジン２１２のベース圧力が３．５バールであり、および、最大圧力が２０バールだろう。主ピストンエンジン２０３からの発生させられた廃熱が５０ｋＷである場合には、回収エンジンの作動ガスの必要質量流量が約０．３２０ｋｇ／秒である。主ピストンエンジン２０３と回収エンジン２１２の両方が３０００ｒｐｍで回転するだろう。回収エンジン２１２は２行程エンジンとして動作するので、１．２ｄｍ³の排気量に等しい０，０６１ｍ３／＝６１ｄｍ³／秒の体積流量が使用されるだろう。こうした回収エンジンによって生じさせられる動力は約１０−１３ｋＷであり、すなわち、主エンジンの２０−２５％、同等の比出力ｋＷ／ｄｍ³である。言い換えると、回収エンジンの追加の機械的オーバーヘッドが、エンジン全体（主燃焼エンジン２０３＋回収エンジン２１２）によって生じさせられる追加の出力に基本的に比例している。回収エンジンの排気量は一般的に固定されている。したがって、３０００ｒｐｍにおける体積流量は一般的に０．６１ｄｍ³／秒に固定されている。そのエンジンの負荷が３０％に減少する場合には、廃熱も約３０％すなわち１５ｋＷの値に減少するだろう。したがって、作動ガスの質量流量も約３０％に減少するだろう。しかし、排気量と、特定のｒｐｍの場合に、体積流量が固定されているので、質量流量を減少させるための唯一の方法が、作動ガス圧力を約１バールに低下させることである。この結果として、そのサイクルの最大圧力が２０バールから６バールに低下する。廃熱負荷が再び増大する場合には、これに応じてベース圧力が圧力変更手段によって増大させられる。これらの圧力を設定する装置は、特に、未使用作動ガスのための圧力リザーブタンクと、制御可能な弁と、制御手段（例えば、制御装置）とを含むだろう。ベース圧力を再び増大させるために補助圧縮機が使用されてもよい。さらに、その代わりに回収エンジン自体を使用することも可能だろう。

廃熱回収手段があらゆる主ピストンエンジン構成に類似した形で動作してもよいということが指摘されなければならない。さらに、廃熱回収手段をそのピストンエンジンから分離させることと、その廃熱回収手段を別個に動作させることも可能である。

図３９ａから図３９ｆは、図３７に示されている２行程廃熱回収エンジンの弁タイミングのより詳細な形での略図である。ピストン２１３がシリンダ２１４内のその上死点位置にある時に、吸気弁２２８が開き始め、一方、放出弁２２９が完全に閉じる（図３９ａ）。ピストン２１３が下方に移動し、および、吸気弁２２８が完全に開いて、加圧された高温のアルゴンまたは他のガスの吸気を可能にする（図３９ｂ）。ピストン２１３が十分なアルゴンまたは他のガスをシリンダ２１４内に吸引し終わった直後に、吸気弁２２８が閉じ、および、ピストン２１３の継続的な下方移動によって等エントロピー膨張が始まる（図３９ｃ）。図３９ｄに示されているように、ピストン２１３が下死点位置に達すると、ノズル２１７が水を小さな液滴として噴射し始める。ピストン２１３は上方に移動してアルゴンを圧縮し、一方、ノズル２１７が水を噴射し続ける（図３９ｅ）。図３９ｆに示されているように、圧縮行程が完了した時に、放出弁２２９は開き始め、および、ピストン２１３は、そのピストン２１３がその上死点位置に達するまで、圧縮された湿ったアルゴンを放出弁２２９を通して移動させ、その次に、放出弁が閉じ、および、図３４ａにしたがってそのサイクルが再び始まる。

図３７の廃熱回収エンジン２１２内の作動ガスのベース圧力が周囲圧力よりも著しく大きく、かつ、廃熱回収エンジン２１２が２行程エンジンとして動作するので、供給される出力は比較的大きい。このことは、幾つかの実施形態において、廃熱回収エンジン２１２が統合ピストンエンジン２１５の１つのピストンとシリンダとを使用するだけでよいということを意味する。シリンダ数が多い（例えば８つ以上）場合に、合計で２つ以上のピストンとシリンダが廃熱回収のために有利だろう。廃熱回収エンジンは、主ピストンエンジンと同等の出力密度で出力を生じさせる。効率が増大するにつれて、出力損失が減少させられ、および、出力の増大が実現されるだろう。

本実施形態は、非ターボ過給エンジンと共に動作するように適合化されるだろう。無過給エンジンの場合には、図３７に示されている圧縮機タービン２００と中間冷却器２０２と膨張タービン２０８とを備える完全な過給システムは備えられない。このことは、圧縮機タービン２００とピストン２０４とによる中間冷却が省略されるので、無過給エンジンの排気ガス温度がターボ過給エンジンよりも高いだろうということを意味する。これに対応して、冷却器／凝縮器２１９の中に入る排気ガスの温度が増大させられるだろうし、および、これに応じて廃熱回収エンジン２１２は適合化させられるだろう。このことは、通常は、上記エンジン内で行われるより高い膨張／圧縮率を意味する（それぞれに図３８ｂの状態変化Ｋ−Ｌおよび状態変化Ｌ−Ｍ）。

図３７の廃熱回収エンジン２１２は、さらに、部分負荷での動作にも適合化させられるだろう。部分負荷では、ターボ過給システムの圧縮機タービン２００によって行われる圧縮が減少し、および、中間冷却器２０２から環境へ伝達させられる熱エネルギーがより少ないだろう。言い換えると、部分負荷におけるターボ過給ピストンエンジンは、無過給エンジンにより類似した形で挙動するだろう。効率が低下し、および、排気ガスの温度が上昇する。これは、廃熱回収エンジン２１２のベース圧力を変更することによって、および／または、吸気弁のタイミングを適合化させることによって対処されるだろう。

廃熱回収エンジンは、さらに、水以外の気化可能な液体を使用するだろう。例えば、メタノール、ブタン、または、部分酸化された炭化水素が使用されるだろう。水よりも高い飽和圧力を有する気化可能な液体を使用することによって、液体噴射を伴う圧縮サイクルの最後において、より低い温度が実現されるだろう（図３８ｂの状態「Ｍ」）。これは、図３７を参照して説明されたエンジンによって行われる熱力学的サイクルの効率を増大させる。このシステムが密閉されておりかつ封止されているので、非常に少量の流体だけしか環境中に出て行かないだろう。

図３８ｂの廃熱回収エンジン２１２によって行われるサイクルの場合には、作動ガスの膨張（図３８ｂの状態変化Ｋ−Ｌ）が、アルゴンガス中に含まれている蒸気の露点の付近で終了する。したがって、水の噴射を伴う後続の圧縮が、熱力学的平衡点において、または、その非常に近くで始まる。

好ましくは、この圧縮が凝縮線に沿って行われ、および、この平衡を高い効率に向けて維持するだろう。少なくとも高速動作ピストンエンジンの場合には、対応するアルゴン温度における飽和圧力と実際の蒸気圧力との間の十分な蒸気圧力の差をこのエンジンが典型的に必要とするので、これを実施することは困難だろう。圧縮（図３８ｂの状態変化Ｌ−Ｍ）によって、温度と飽和圧力とが高速動作エンジンにおいて急速に変化するだろう。

図４０ｂが、図３７の廃熱回収エンジン２１２によって行われる別の例示的なサイクルを示し、このサイクルでは、後続の圧縮の後に蒸気の露点付近の温度で圧縮が終了し、すなわち、圧縮が凝縮線に達する（図４０ｂの状態Ｌ）。このことは、膨張比がより小さくてもよく、よりコンパクトなエンジンを結果的にもたらすということと、水の噴射と気化とが温かくかつ湿ったアルゴンと共に始まるだろうということを意味する。これは、熱力学的平衡から離れている状態であり、このことはエントロピー増大によって幾分か悪影響を受ける（図４０ｂの状態変化Ｌ−Ｍ）。しかし、このことが、温度を維持しながら水の急速な気化を確実なものにする。このサイクルを行う廃熱回収エンジンは、図３７に示されている廃熱回収エンジンと同一だろう。これに加えて、主ピストンエンジンによって行われるサイクルは図３７に示されているサイクルと同一であるだろう。したがって、図４０ａの主エンジンのサイクルは図３８ａに示されているサイクルと実質的に同一であるだろう。

まず最初に、加圧されているが乾燥しているアルゴンが、熱交換器２０９内において、その圧力を約２０バールに維持しながら約３８０℃の温度に加熱されるだろう（図４０ｂの状態変化Ｊ−Ｋ）。これに続いて、図３７の廃熱回収エンジン２１２は、乾燥したアルゴンを、約１２０℃の温度と、これに対応する約５．６バールの圧力とに膨張させるだろう。飽和が１０％未満だろうし、すなわち、実際の蒸気圧力が約１２０℃における飽和圧力の１０％未満だろう。ピストン２１３が、膨張した乾燥アルゴンを再圧縮し始め、および、これと同時に、ノズル２１７が水を噴射し始めるだろう。そのアルゴンが相対的に温かくかつ乾燥しているので、噴射された水の液滴は即座に気化するだろう。温度は一定不変のままだろうが、エントロピーは上昇するだろう（図４０ｂの状態変化Ｌ−Ｍ）。圧縮の最後には、アルゴンが再び約２０バールに圧縮され、および、蒸気によってほぼ飽和させられるだろう（図４０ｂの状態「Ｍ」）。放出弁が開き、および、ピストン２１３が、冷却器／凝縮器２１９にアルゴンを供給する管２１８の中にアルゴンを放出する。この場合には、湿ったアルゴンは、最初に、露点に達するまで冷却されるだろう（図４０ｂの状態変化Ｍ−Ｎ）。その次に、凝縮が始まり、および、気化された水が凝縮されて取り除かれた後に、乾燥させられたアルゴンが再加熱のために熱交換器２０９に供給されるだろう。

図３８ｂを参照して説明されている熱力学的サイクルは、約３８０℃／２０バールから約５０℃／３．５バールにアルゴンを膨張させるために、約３：１の等エントロピー体積膨張比を必要とするだろう。しかし、図４０ｂを参照して説明されている熱力学的サイクルの場合には、２．２：１の体積膨張比が使用されるだろう。さらに、２０バールの初期圧力を実現するための圧縮比が異なり、例えば３．６：１に比較して４．７：１である。

図３８ｂによるより効率的なサイクルと図４０ｂによる適切な気化サイクルとの間の適切な妥協策を得るために、等エントロピー膨張が第１のサイクルの約５０℃と第２のサイクルの約１２０℃との中間の温度に達する、中間的なサイクルが行われるだろう。

ＶＩ：外部タービンによる予膨張

ピストンエンジン内の高圧力が摩耗または故障の原因となる可能性がある。したがって、全負荷状態と部分負荷状態の両方において、ピストンエンジンの吸気圧力を低下させることが望ましいだろう。吸気温度が十分に高く維持されている場合は、エンジンの出力と密度と効率とに悪影響を与えることなしに、エンジン摩耗が低減させられる。

Ａ：予吸気膨張タービンと高圧排気収集弁タイミングとを伴うターボ過給ピストンエンジン

図４１が、吸気ガスがピストンエンジンシリンダに入る前にその吸気ガスを予膨張させるための予膨張タービンを備えるターボ過給４行程ピストンエンジンの略図であり、および、図４２が、図４１のエンジンによって行われる熱力学的プロセスを示す。これ
らの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン４０１１が入口４０１２を通して新鮮空気を吸引し、それを圧縮する。圧縮機タービン４０１１は、圧縮された空気を冷却するために水の気化を利用するだろう。その次に、圧縮空気は復熱装置４１１３の中を通過し、この復熱装置４１１３では圧縮空気が排気流によって加熱される。その次に、その加熱された空気が膨張タービン４１１４内を通過し、この膨張タービン４１１４では、この加熱された空気の温度と圧力の両方が低下させられる。温かい空気が、吸気管４１１８の中を通過して、シリンダ４１１７内を往復動するピストン４１１６を備える例えば４行程ピストンエンジンのようなピストンエンジン４１１５の中に入り、このシリンダ４１１７内では空気が燃焼させられ、その次に排気管４１１９を通して排気される。排気管４１１９は吸気管４１１８よりも高い圧力であるだろう。したがって、弁タイミングが、大幅なスロットリングが生じないように設定されるだろう。この弁タイミングの詳細が、本明細書の弁タイミング部分において上述されている。排気が第２の膨張タービン４１１０内で膨張させられる．膨張タービン４１１４、４１１０からの過剰なエネルギーが、発電機または１つまたは複数の他の適切な装置を動作させるために使用されるだろう。膨張させられた空気が管４１１１を通って復熱装置４１１３に進み、復熱装置４１１３内で冷却される。その次に、空気が排気４１１２を通して排気される。

このプロセスが、次の詳細な具体例によって例示されることが可能である。圧縮機タービン４０１１が、入口４０１２を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する新鮮空気を吸引し（図４２の状態点「Ａ」）、および、水の連続的な供給と気化の下で、約１５０℃および約１５バールにその新鮮空気を圧縮する（図４２の状態点「Ｂ」）。この圧縮は、外部熱が供給されずまたは取り出されないので、基本的に等エントロピー状態変化である。したがって、この状態変化を示す図４２における線Ａ−Ｂは、温度軸に対して平行な直線である。

圧縮された空気／蒸気混合気が復熱装置４１１３を通過し、この復熱装置４１１３では、この混合気が、その圧力を約１５バールに維持しながら約４５０℃に加熱される（図４２の状態「Ｃ」）。その次に、膨張タービン４１１４が、等エントロピーの形で、その加熱された空気／蒸気混合気を約２００℃と約３．５バールに膨張させる（図４２の状態「Ｄ」）。外部の熱エネルギーは供給されずまたは取り出されもせず、したがって等エントロピー膨張。

シリンダ４１１７内を往復動するピストン４１１６を備えるピストンエンジン４１１５が、最初に、その膨張させられた空気／蒸気混合気を吸気管４１１８を通して吸引する。一実施形態では、この吸気行程の最後において機械的損失または他の損失が生じず、および、吸引された空気／蒸気混合気は、図４２の理論Ｓ−Ｔ図において同一の点「Ｄ」に依然として位置している。膨張タービンから吸気管を通ってシリンダ４１１７内への単純な移動が生じる。行われる圧縮または膨張または移動が理想的でなく、何らかの損失またはエントロピー増大に伴われているということが理解されるだろう。しかし、これらはこの具体例では無視される。

ピストン４１１６が上方に移動するにつれて、ピストン４１１６は、約８００℃の温度と約６２バールの圧力とに達するように、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮する。燃料の燃焼が、燃焼生成物の温度と圧力の両方がそれぞれに約２０００℃と約１３０バールとに上昇することを引き起こす（図４２の状態点「Ｆ」）。

ピストン４１６は下方に移動して、その下死点位置において約１０００℃の温度と約８バールの圧力に高温作動ガスを膨張させる（図４２の状態点「Ｇ」）。放出弁（図示されていない）が開き、高温の作動ガスが排気管４１１９を通ってシリンダ４１１７から出て行く。上述したように、一実施形態では、高温でかつ依然として加圧されている排気ガスが排気管４１１９の中へ大幅に移動することが生じ、かつ、大幅なスロットリングが生じないように、弁タイミングが設定される。第２の膨張タービン４１１０は、約１バールの周囲圧力とこれに対応する約４５０℃の温度とに排気ガスをさらに膨張させる（図４２の状態点「Ｈ」）。

圧縮機タービン４０１１からの吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、より低圧力の高温排気ガスが管４１１１を通して復熱装置４１１３に送られる。したがって、このガスは、約１バールの周囲圧力において約１５０℃に温度低下する（図４２の状態点「Ｊ」）。最後に、この冷却された排気ガスが排気４１１２を通して環境の中に放出される。周囲空気と混合することによって、排気ガスは、最初に、圧縮機タービン４０１１内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点（状態点「Ｋ」）に達するまで温度低下する。周囲空気中でその蒸気を凝縮させることによって、温度低下が比較的小さいままで多量の熱エネルギーが解放される。蒸気の凝縮エネルギーが比較的高く（例えば２ＭＪ／ｋｇを越える）かつ凝縮がほぼ一定不変の温度で生じるので、これが生じる。

より高い熱リザーブとより低い熱リザーブとを有するカルノーの熱力学的エンジンモデルによれば、より低い温度レベルにおいて環境に伝達させられる可能性がある熱エネルギーの量は小さいだろうし、および、温度が低いだろう。より低い温度レベルにおいて伝達させられる熱エネルギーの大部分が、膨張後に凝縮する蒸気の凝縮エネルギーであるだろう（図４２の状態変化Ｋ−Ａ）。

図４２が、図４１を参照して説明されている、エンジンによって行われる上述の熱力学的プロセスが理想的な熱力学的エンジンにどれだけ近いかを示す。線Ａ−Ｋの下方の線影付き区域１３が、蒸気を凝縮することによって失われる機械的エネルギーの理論的量を示す。圧縮端温度（図４２の点「Ｂ」）が周囲温度（図４２の点「Ａ」）よりも高いので、排気ガスが復熱装置４１１３内でこの温度（図４２の点「Ｊ」）よりも低く冷却されないだろう。したがって、線Ａ−Ｋの下方の線影付き区域１４と同等である特定の量の機械仕事が上述のエンジンによって失われるだろう。有利であることに、これらの区域の合計が、サイクルプロセスＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ｅ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｊ−Ｋ−Ａによって囲まれている区域に比較して非常に小さいままであり、および、したがって、この熱力学的サイクルの効率が相対的に高い。

１つの例示的な実施形態では、上述のピストンエンジンの圧縮比が８：１である。圧縮端温度（「Ｅ」）が相対的に高い（例えば、８００℃）。効率も相対的に高い。すでに予圧縮された空気を復熱装置の補助によって予熱することによって圧縮端温度が相対的に高いレベルに維持される限りは、プロセスの効率に関する圧縮比の重要性がより低くなるだろう。

他の重要なパラメータが、最終燃焼温度（「Ｆ」）と露点（「Ｋ」）とを含む。この例示されている実施形態では、エンジンが約８０％の効率に達するだろう。現状における最先端技術の構成要素（圧縮機タービン、膨張タービン、ピストンエンジン）を使用する従来のエンジンが約５０％の効率に達するだろう。

圧縮機タービン４０１１と、膨張タービン４１１４、４１１０の一方または両方とが、同一の軸（図示されていない）上に取り付けられるだろう。さらに、追加の発電機が、これらの連結されたタービンによって通常発生させられる過剰出力を使用するために連結されることが可能である。あるいは、この代わりに、一方または両方の膨張タービンが、過剰出力をクランクシャフトに供給しおよびその次に外部消費装置（ｅｘｔｅｒｎａｌｃｏｎｓｕｍｅｒ）に供給するために、ピストンエンジンのクランクシャフトに結合されるだろう。

別の実施形態では、１つの圧縮機タービン４０１１と１つの復熱装置４１１３と１つの膨張タービン４１１４とを各々が有する２つ以上のユニットが、連続的に配置されるだろう。このような実施形態では、そのユニットの膨張タービンは、後続のユニットの圧縮機の入口に作動ガスを供給する。この実施形態は、膨張タービン４１１０またはピストンエンジン４１１５からの高温排気ガスが捕捉されて利用されることを可能にする。

ピストンエンジン４１１５を通る質量流量に比較して、圧縮機タービン４０１１と復熱装置４１１３と膨張タービン４１１４とを通過するより高い質量流量が必要とされることがある。復熱装置温度が高いままであることがあるので、反復される圧縮と復熱と膨張とがこれを防止するだろうし、および、わずかな効率低下が生じるだけだろう。例えば、２つのユニットを有するターボ過給ピストンエンジンの場合には、９００℃の温度を有する排気ガスが第１の復熱装置の中に入るだろう。この第１の復熱装置は排気ガス温度を５００℃に低下させるだろうし、および、その次に、第２のユニットの後続の第２の復熱装置がそれを１５０℃に低下させるだろう。

排気ガスの温度が非常に高い場合には、復熱装置は、材料上の制限等のために、新鮮空気を同じ高温度に加熱することが不可能だろう。排気ガスによって供給される熱エネルギーのほぼ全部が捕捉されて新鮮空気に伝達させられることが可能ならば、より高い空気質量が必要とされるだろう。例えば、排気質量流量が１ｋｇ／秒であったならば、排気ガス温度は９００℃であり、および、最高復熱装置温度は５００℃であり、この場合に、２ｋｇ／秒の新鮮空気の質量流量が、９００℃から１００℃の排気ガスエネルギーのすべてを吸収するために必要とされるだろう。この例示的な実施形態では、排気流における温度差が８００℃であり（例えば、９００℃−１００℃＝８００℃）、吸気流における温度差が４００℃であり（例えば、５００℃−１００℃＝４００℃）、したがって、２倍の質量流量が必要とされるだろう。これを回避するために、２重の圧縮／復熱／膨張が行われるだろう。第１の段が空気を圧縮して排気温度を５００℃から１００℃に低下させ、一方、温度を圧縮後の１００℃から５００℃に上昇させる。その次に、膨張が生じるだろう。後続の第２の段が、同じ膨張空気を再び圧縮し、および、排気流を９００℃から５００℃に低下させ、一方、温度を１００℃から５００℃に上昇させる。８００Ｋ（９００℃−１００℃）の全温度差を使用する時の排気ガスの理論的な熱力学的効率が、９００℃から１００℃の熱エネルギーの約５９％であるだろう。この２重設計の効率が約４８％であるだろう。これは、より高コストである高温度熱交換器に比較した単純な中温度熱交換器の著しく低いコストから見て、許容可能であるだろう。

各々に半分の質量を有する２つの並行する部分的流れに排気ガス流が分割される並行的な設計である別の実施形態では、効率関係が、同じ４８％に比較して最大で５９％であるだろう。新鮮空気の流れが、第１の部分排気流によって５００℃に圧縮および加熱され、その次に膨張させられ、その次に、第２の部分排気流によって再び５００℃に再圧縮および加熱され、その後で２回目に膨張させられるだろう。この実施形態では排気流と新鮮空気流との間の復熱装置内におけるより高い温度勾配の故に、熱交換器はより小さいだろう。

さらに、排気ガス流が分割されて様々な復熱装置に同一の温度で別個に供給されるように、そのユニットを並行的に構成することも可能だろう。しかし、この実施形態では、そのユニットを通過する新鮮空気または空気／燃料混合気の流れが、連続的な性質を維持し、すなわち、１つのユニットを出て行く作動ガスが後続のユニットの入口に供給されるだろう。排気ガス流だけが分割される。

別の例示的な実施形態では、２行程ピストンエンジンが、４行程ピストンエンジンの代わりに使用されるだろう。図４３が、予膨張タービンを伴うターボ過給２行程ピストンエンジンの略図である。図４４が、図４３のピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

２行程の実施形態では、４行程エンジンに関して上述したものと実質的に同一にその段階が行われる。圧縮機タービン１２０が入口１２１を通して新鮮空気を吸引し、その新鮮空気を圧縮する。圧縮機タービン１２０は、圧縮された空気を冷却するために水の気化を利用するだろう。その次に、圧縮空気が熱交換器１２２の中を通過し、この熱交換器１２２では、圧縮空気が排気流によって加熱される。その次に、加熱された空気が膨張タービン１２３の中を通過し、この膨張タービン１２３ではその空気の温度と圧力の両方が減少させられる。温かい空気が吸気管１２９を通って、シリンダ１２６内を往復動するピストン１２５を備える２行程ピストンエンジン１２４の中に入り、および、このシリンダ１２６内ではその温かい空気が燃焼させられ、その次に排気管１３０を通して排気される。

しかし、４行程の実施形態とは違って、２行程の実施形態では、吸気が開いている間は排気弁１２８が開いているので、排気管１３０は吸気管１２９よりも低い圧力に保たれるだろう。吸気管１２９内のより高い圧力が高温の排気をシリンダ１２６から排気管１３０の中に移動させる。一実施形態では、排気弁は油圧式に動作させられるだろうが、しかし、この場合に排気弁が任意の適切な手段によって動作させられるということが理解されるだろう。

排気が第２の膨張タービン１３１内で膨張させられる。膨張タービン１２３、１３１からの過剰なエネルギーが、発電機または他の適切な装置を駆動するために使用されるだろう。その次に、膨張させられた空気が管１３２を通して熱交換器１２２に送られ、この熱交換器１２２内で冷却されるだろう。その次に、空気が排気１３３を通して排気されるだろう。

Ｂ．予吸気膨張タービンと高圧排気収集弁タイミングと追加の排気膨張タービンとを有するターボ過給ピストンエンジン

液体の連続気化を伴ってさえも、圧縮機タービンの圧縮比が増大する場合には、圧縮機の圧縮端温度が、復熱装置内への流入温度（ｅｎｔｒａｎｃｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ）と共に増大するだろう。その復熱装置は、新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気の温度をよりも低い温度に排気ガスの温度を低下させることが不可能だろう。この結果として、露点がこの放出温度よりも低いので、多量の熱エネルギーが不必要に環境内に放出されるだろう。したがって、排気ガスの使用可能な熱エネルギーの大部分が、凝縮する蒸気に対して失われることはなく、さらに、排気ガスによっても失われることがない。この場合には、さらに別の膨張機を復熱装置の後で排気流の中に備えることによって、この追加の熱エネルギーを捕捉することが有利だろう。

この問題の解決策が、排気ガスが復熱装置を通過した後にその排気ガスがさらに膨張させられるターボ過給ピストンエンジンによって実現されるだろう。

図４５は、排気ガスが復熱装置を通過した後にさらに膨張させられる、ターボ過給ピストンエンジンの略図である。図４６は、図４５に示されているピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン６０が入口６１の中を通して空気を吸引し、この空気を圧縮する。圧縮機タービン６０は、圧縮の過程において水の気化を使用するだろう。その次に、圧縮された空気が復熱装置６２の中を通過し、この復熱装置６２内でこの圧縮された空気が排気流によって加熱される。その次に、その加熱された空気は膨張タービン６３の中を通過し、この膨張タービン６３内で温度と圧力の両方が低減させられる。温かい空気が吸気管６７の中を通過して、シリンダ６６内を往復動するピストン６５を備える４行程ピストンエンジン６４の中に入り、このエンジン６４内で燃料が燃焼させられ、その次に排気管６８の中を通して排気される。排気管６８は、吸気管６７よりも高い圧力にあるだろう。したがって、一実施形態では、大幅なスロットリングが生じないように弁タイミングが設定される。この弁タイミングの詳細は上述されている。作動ガスが第２の膨張タービン６９内で膨張させられる。作動ガスは管７０を通して復熱装置６２に送られ、この復熱装置６２内で作動ガスが冷却される。最後に、この冷却された作動ガスが流路７１を通って第３のタービン７２に進み、この第３のタービン７２内でさらに膨張させられて冷却される。この第３の膨張タービン７２は、膨張端温度が圧縮機タービン６０の圧縮端温度よりも著しく低く、かつ、その中に収容されている蒸気の露点に近いことを確実なものにする。このことがそのシステムの効率を増大させるだろう。最後に、作動ガスが出口７３を通して環境に排気されるだろう。膨張タービン６３、６９、７２からの過剰なエネルギーが、発電機または他の適切な装置を駆動するために使用されるだろう。

このプロセスが次の具体例によって例示されるだろう。図４５では、圧縮機タービン６０が入口６１を通して約１５℃の温度および約１バールの周囲圧力を有する新鮮空気を吸引し（図４６の状態点「Ａ」）、および、水の連続的な供給および気化の下で、約２００℃および約２０バールに、すなわち、上述の実施形態の場合よりも高い圧力および温度に圧縮する（図４６の状態「Ｂ」）。多量の外部熱が供給されずまた取り出されないので、この圧縮は等エントロピー状態変化であるだろう。したがって、この状態変化を示す図４６の線Ａ−Ｂが、温度軸に対して平行な直線である。

圧縮された空気／蒸気混合気が復熱装置６２の中を通過し、この復熱装置６２では、この空気／蒸気混合気が、その圧力を約２０バールに維持しながら約５００℃に加熱される（図４６の状態「Ｃ」）。その次に、膨張タービン６３がその加熱された空気／蒸気混合気を等エントロピーの形で約２００℃および約３．５バールに膨張させる（図４６の状態「Ｄ」）。外部の熱エネルギーが供給されずまた取り出されず、したがって等エントロピー膨張である。

その次に、シリンダ６６内を往復動するピストン６５を備えるピストンエンジン６４が、最初に、膨張させられた空気／蒸気混合気をその吸気管６７を通して吸引する。この吸引行程の最後では、吸引された空気／蒸気混合気が、図４６の理論Ｓ−Ｔ図における、膨張タービン６３内での膨張後の状態点と同一である状態点「Ｄ」に位置している。膨張タービンから吸気管６７を通ってシリンダ６６内に至る単純な移動が生じるだろう。より適切な理解のために、この説明の段階では、不可逆性と損失は無視されている。

ピストン６５が上方に移動し、約１０００℃の圧縮端温度および約１００バールの圧力に達するように、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮する。圧縮比は、この実施形態の場合に約１２だろう。この高い圧縮端温度の故に、点火が困難な燃料が使用可能である（例えば、重燃料油）。燃料の燃焼が、空気／蒸気混合気（燃料を燃焼させることによってこの時点で組成が変化し終わっている時の作動ガス）の温度と圧力の両方がそれぞれに約２０００℃と約１３０バールに上昇することを引き起こす（図４６の状態点「Ｆ」）。一般的に、こうした重燃料油は緩慢に燃焼し、したがって、その燃焼プロセスは等容状態変化よりは等圧状態変化である（同じ体積において、点「Ｆ」における圧力が、約２０００℃の表示されている温度において約１８０バールに達するだろう）。

その次に、ピストン６５が下方に移動し、および、その下死点位置において高温の作動ガスを約８００℃の温度と約９バールの圧力に膨張させる（図４６の状態点「Ｇ」）。放出弁（図示されていない）が開き、および、高温の作動ガスが排気管６８を通ってシリンダ６６を出て行く。上述したように、排気管６８の中への高温でかつ加圧されている排気ガスの大幅な移動が生じるように、弁タイミングが設定される。一実施形態では、大幅なスロットリングが生じない。膨張タービン６９が、その排気ガスを、３バールの中間的な圧力とこれに対応する約５００℃の温度とにさらに膨張させる（図４６の状態点「Ｈ」）。このことは、膨張がまだ周囲圧力の影響を受けず、かつ、（復熱装置６２の後で）さらなる膨張を後で生じさせるために、より高いレベルに維持されるということを意味する。

圧縮タービン６０からの新鮮に吸引されて圧縮された空気／蒸気混合気を加熱するために、加圧された高温の排気ガスが管７０を通して復熱装置６２に送られる。したがって、この空気／蒸気混合気が３バールの一定不変の圧力で約２００℃に温度低下する（図４６の状態点「Ｊ」）。

最後に、冷却器排気ガスが流路７１を通して第２の膨張タービン７２に供給され、この第２の膨張タービン７２では、この排気ガスが、膨張後に約１バールの周囲圧力とこれに対応する約８０℃の温度とに膨張させられる（図４６の状態点「Ｋ」）。膨張させられた排気ガスが出口７３を通して環境内に放出されるだろう。周囲空気と混合することによって、圧縮機タービン６０内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点（図４６の状態点「Ｌ」）に排気ガスが達するまで、その排気ガスが最初に温度低下する。周囲空気中で蒸気を凝縮させることによって、多量の熱エネルギーが解放され、および、より低い熱リザーブとしての環境に伝達させられる。第２の膨張タービン７２が、膨張端温度が圧縮機タービン６０の圧縮端温度より低く、かつ、排気ガス中の蒸気の露点に近いということを確実なものにする。このことが効率を増大させるだろう。

上述のピストンエンジンの圧縮比が約１２：１であるだろう。すでに圧縮されている空気または空気／蒸気混合気を予熱するために復熱装置６２を備えることによって、圧縮比およびしたがって圧縮端圧力を増大させる必要なしに、概ねあらゆる適切な圧縮端温度に達することが可能である。媒質充填ピストンエンジン（ｍｅｄｉｕｍ−ｃｈａｒｇｅｄｐｉｓｔｏｎｅｎｇｉｎｅ）の場合の２．３バールの典型的なチャージ圧力における１０００℃と、６０℃の吸気温度とに達するために、必要とされる２９：１の圧縮比によって、２５０バールよりも高い圧縮端圧力に達するだろう。これは、現在の最先端技術のピストンエンジン、および、さらには未来のピストンエンジンの材料耐久性を明らかに越えている。有利には、その例示的なエンジンの場合における中程度の圧力における高い圧縮端温度が、典型的には点火が困難である重質燃料の燃焼を可能にする。

図４５に示されている例示的なエンジンでは、約８０％の効率が実現されるだろう。これとは対照的に、現状における最先端技術の構成要素（圧縮機タービン、膨張タービン、ピストンエンジン）を使用する典型的なエンジンは、後述するさらに別の改良なしに、（冷却損失が減少している大型のピストンエンジンの場合に）約５０％以上の効率に達するだろう。

圧縮機タービン６０と膨張タービン６３、６９、７２の１つまたは複数とが、同一の軸（図示されていない）上に取り付けられるだろう。さらに、これらの連結されたタービンによって通常発生させられる過剰出力を使用するために、追加の発電機または他の適切な装置が連結されることも可能だろう。あるいは、この代わりに、過剰出力をピストンエンジンのクランクシャフトに供給し、その次に共に外部消費装置に供給するために、１つまたは複数の膨張タービンがそのクランクシャフトに連結されてもよい。

第１の膨張タービン６３を使用する代わりに、予膨張がピストンエンジン６４によって行われてもよい。液体気化（例えば、水の気化）を伴う圧縮機を使用する代わりに、多段かつ中間冷却式の圧縮機も使用されてもよい。この場合には、最後の（非冷却式）圧縮機段が、温度の増大を伴って、より高い圧縮比をさらに実現するだろう。その次に、第２の膨張タービン７２が排気ガスを膨張させ、したがって、最後の非冷却式圧縮機段のこの膨張端温度よりも十分低い温度に排気ガスを冷却する。

図４５に示されている膨張タービン６９と復熱装置６２との組合せを使用する代わりに、図４７に示されている高温度熱交換器が使用されてもよい。図４７は、予膨張タービン１０３と高温度熱交換器１０２とを有するターボ過給４行程ピストンエンジンの別の構成の略図である。高温度熱交換器１０２が使用される場合には、図４５のピストンエンジン６４と復熱装置６２との間の膨張タービン６９は省略されるだろう。さらに、予膨張タービン１０３が使用される時には、作動ガスがピストンエンジン１０６内に噴射される時にその作動ガスが高圧力を受けているだろうということが指摘されなければならない。したがって、この構成は、２行程ピストンエンジン用途と共に使用されてもよく、この２行程ピストンエンジン用途では、１行程中にピストン室を一掃するために、吸気作動ガスの圧力が排気作動ガスの圧力よりも高いだろう。

図４８を次に詳細に説明する。高温度復熱装置１０２の後の予膨張が第１の膨張タービン１０３によって行われ、その後で作動ガスが、図４８に示されている実施形態で説明されているように、ピストンエンジン自体内での予膨張ではなくピストンエンジン１０６によって吸引されるという点で、図４７に示されている実施形態は、図４８の実施形態とは異なっている。上述したように、図４７に示されている外部膨張タービン１０３による膨張は、２行程ピストンエンジンと共に使用することを可能にする。他の側面の大部分では、図４７と図４８は互いに類似しており、したがって図４７の具体例を別個には説明しないだろう。図４７と図４８の両方の熱力学的プロセスは、図４９に示されている熱力学的プロセスに類似している。

Ｃ．高温度熱交換器と予膨張弁タイミングとを有するターボ過給ピストンエンジン

限られた燃焼温度を有する高次圧縮ピストンエンジン（ｈｉｇｈｅｒｃｏｍｐｒｅｓｓｉｎｇｐｉｓｔｏｎｅｎｇｉｎｅ）の場合には、高温度復熱装置／熱交換器が、復熱装置（例えば、熱交換器）の中を排気が通過して流れる前に排気の圧力を減少させるために、膨張タービンを必要とせずに、使用されるだろう。

図４８は、高温の排気ガスが外部膨張装置内で膨張させられる前にその高温の排気ガスが高温度復熱装置を加熱する実施形態の略図である。図４９は、図４８のピストンエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。これらの図は、互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン８０が入口８１を通して新鮮空気を吸引し、および、この新鮮空気を圧縮する。圧縮機タービンは、圧縮の過程において水の気化を利用するだろう。その次に、圧縮された空気が高圧力復熱装置８２の中を通過し、この高圧力復熱装置８２では、その圧縮空気が排気流によって加熱される。その温かい空気が吸気管８３を通過して燃焼室８５の中に入り、この燃焼室８５はシリンダ８７内を往復動するピストン８６を備える。吸気弁（図示されていない）が、ピストン８６が下死点位置に達する前に大幅に閉じる。したがって、等エントロピー膨張がピストンエンジン内で行われる。その後に、作動ガスが燃焼させられ、および、その次に、排気管８４を通して排気される。作動ガスが高圧力復熱装置８２に送られ、この高圧力復熱装置８２で冷却される。この冷却された作動ガスは別の管８８を通って膨張タービン８９に進み、この膨張タービン８９では、その作動ガスはさらに膨張させられて冷却される。最後に、作動ガスは排気９０を通して環境に排気される。

このプロセスが次の具体例によって例示されるだろう。圧縮機タービン８０が、入口８１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する新鮮空気を吸引し（図４９の状態点「Ａ」）、および、水の連続的な供給と気化の下で、約２００℃および約２０バールにその新鮮空気を圧縮する（図４９の状態点「Ｂ」）。この圧縮は、外部熱が供給されずまたは取り出されないので、基本的に等エントロピー状態変化である。

圧縮された空気／蒸気混合気が高温度復熱装置８２を通過し、この高温度復熱装置８２では、この混合気が、その圧力を約２０バールに維持しながら約７００℃に加熱される（図４９の状態「Ｃ」）。この復熱装置８２の後では、膨張が生じず、および、シリンダ８７内を往復動するピストン８６を備える燃焼室８５が、吸気管８３を通して、高温でかつ高圧に加圧された空気／蒸気混合気を直接的に吸引する。ピストン８６が下死点位置に達する前に、吸気弁（図示されていない）が大幅に閉じる。したがって、等エントロピー膨張がピストンエンジン内で行われる。このことが、組み合わされた吸気／膨張行程におけるこの予膨張の最後に圧力が約１．６バールに低下しかつ温度が約２００℃に低下することを引き起こす（図４９の状態「Ｄ」）。

ピストン８６が上方に移動して、１２：１の中間圧縮比に相当する、約１０００℃の圧縮端温度と約５２バールの圧力（図４９の状態点「Ｅ」）に達するように、吸引された空気／蒸気混合気を圧縮する。高い圧縮温度が、燃焼が困難である可能性がある重質燃料油または別のタイプの燃料をこのエンジンが使用することを可能にするだろう。その燃料の燃焼が、空気／蒸気混合気（例えば、一実施形態では、燃料を燃焼させることによって組成が変化し終わっているので作動ガスと呼ばれるが、排気ガスと呼ばれることもある）の温度と圧力の両方がそれぞれに約２０００℃と約９０バールとに上昇することを引き起こす（図４９の状態点「Ｆ」）。

ピストン８６が下方に移動し、その下死点位置において約７００℃の温度と約３．５バールの圧力に高温の作動ガスを膨張させる（図４９の状態点「Ｇ」）。放出弁（図示されていない）が開き、および、依然として高温である動作が、高温でありかつ依然として幾分か加圧されている排気ガスを高温度復熱装置８２に送る排気管８４を通ってシリンダ８７から出て行く。この場合に、圧縮機タービン８０からの圧縮された新鮮空気／蒸気混合気が約７００℃に加熱され、その圧力を約３．５バールに維持しながら排気ガスの温度を２００℃に低下させる（図４９の状態点「Ｈ」）。

その次に、膨張タービン８９が、冷却された排気ガスを管８８を通して吸引し、および、その排気ガスを１バールの周囲圧力とこれに対応する約７０℃の温度とにさらに膨張させる（図４９の状態点「Ｊ」）。最後に、冷却されかつ膨張させられた排気ガスが排気９０を通して環境内に放出される。周囲空気と混合することによって、圧縮機タービン８０内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点（状態点「Ｋ」）に排気ガスが達するまで、排気ガスが最初に温度低下する。周囲空気内の蒸気を凝縮させることによって、多量の熱エネルギーが低温度において例えば環境のようなエンジンのより低い熱リザーブに伝達させられるだろう。

ＶＩＩ．冷却のためのバイパス流路

ピストンエンジン内の燃焼温度が、ピストンエンジンからの排気流を受け取るように配置されている膨張タービンの温度耐久性を越えるだろう。ターボ過給器の現在の単純な膨張タービンの大半では、１２００℃のガス温度が構成要素の損傷の原因となるだろう。従来のターボ過給ピストンエンジンが、排気ガス温度を低下させるために、排気ガスを、より低い圧力の排気ガス収集管に対してスロットリングする。しかし、スロットリングは強力なエントロピー増大を伴い、および、したがって、機械動力の大きくて不可逆的な損失を伴う。例えば、３５％の総合的効率を有する典型的な従来のガスエンジンの場合に、エンジンの熱出力の約３．５％または機械動力の約１／１０が、スリットリングによって失われるだろう。したがって、例えば現行の膨張タービンがこれらの高温度に耐えられない可能性がある場合に排気ガス温度を低下させることが有利だろう。

図５０が、圧縮された新鮮空気の一部分がピストンエンジンをバイパスし、ピストンエンジンの直後に高温排気ガスと混合させられる、実施形態の略図である。図５１が、図５０によるエンジンによって行われる熱力学的プロセスの理論Ｓ−Ｔ図である。この２つの図は互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

圧縮機タービン２９０が、入口２９１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する新鮮空気を吸引し（図５１の状態点「Ａ」）、および、水の連続的な供給と気化の下で、約１５０℃および約１５バールにその新鮮空気を圧縮する（図５１の状態点「Ｂ」）。水以外の気化可能な液体が使用されてもよいが、この具体例では、水が想定されており、他の具体例の場合も同様に、本明細書で説明されているあらゆる気化可能な液体が想定されているということが指摘されなければならない。圧縮された空気／蒸気混合気は復熱装置２９２を通過し、この復熱装置２９２では、この混合気が、約１５バールに圧力を維持しながら、約４５０℃に加熱される（図５１の状態「Ｃ」）。その次に、膨張タービン２９３が、ピストンエンジン２９７内での膨張の後の排気ガスの圧力にほぼ合致するように、等エントロピーの形で、その加熱された空気／蒸気混合気を約４００℃かつ約９バールに膨張ささせる（図５１の状態「Ｄ」）。しかし、状態「Ｄ」の圧力は、環流なしに排気管３０１に対するこの圧縮されかつ予熱された空気の一定不変の流れを生じさせるためには、幾分かより高いだろう。圧縮された空気／蒸気混合気の適切な部分の分離が弁２９４によって制御されるだろう。この分離された空気の量と圧力は、ピストンエンジン２９７の負荷と回転とに応じて制御されるだろう。弁２９４は、ピストンエンジン２９７からの高温排気ガスとの将来の混合のために、圧縮されかつ予熱された空気の一部分をバイパス流路２９５に送る。図５１の理論Ｓ−Ｔ図では、この分離が直線Ｄ−Ｅによって示されている。

圧縮されかつ予熱された空気の残り部分が、シリンダ２９９内を往復動するピストン２９８を備えるピストンエンジン２９７によって、その吸気管３００を通して吸引される。この吸気行程の最後には、吸引された空気／蒸気混合気が、将来の混合のためのバイパスさせられた作動ガスの分離後の状態点と同じである、図５１の理論Ｓ−Ｔ図の状態点「E」に位置しているだろう。その次に、ピストン２９８が、その下方行程の残り部分の間に、空気／蒸気混合気の予膨張を行う。空気／蒸気混合気の温度と圧力が、それぞれに約２００℃と約３．５バールとに低下する（図５１の状態「Ｆ」）。

ピストン２９８は上方に移動して、吸引された空気／蒸気混合気を約７５０℃の圧縮端温度と約６０バールの圧力とに達するように圧縮する。燃料の燃焼が生じ、および、燃焼生成物の温度と圧力の両方がそれぞれに約２２００℃と約１３０バールとに増大する（図５１の状態「Ｈ」）。

ピストン２９８が下方に移動して、その下死点位置において、高温の作動ガスを約１２００℃の温度と約８．５バールの圧力に膨張させる（図５１の状態「Ｊ」）。放出弁（図示されていない）が開き、および、高温の作動ガスがシリンダ２９９を出て排気管３０１の中に入る。上述したように、排気管３０１の中への高温でかつ依然として加圧されている排気ガスの大幅な移動が生じるように、弁タイミングが設定される。一実施形態では、大幅なスロットリングが生じない。排気流路が、例えばセラミックのような高温度に耐える材料で断熱されてもよく、この材料が排気ガスの温度が不可逆的に失われることを防止するだろう。

上述の実施形態では、混合弁２９６内で、弁２９４によって前もって分離させられたより低温であるが加圧されている空気の流れが、ピストンエンジン２９７からの非常に高温の排気ガスと混合させられる。３部のより低温である分離された空気と５部の高温の排気ガスという混合比が、上記の具体例の場合に約９００℃の混合温度を生じさせるだろう。しかし、排気ガスに対する、より低温の空気の任意の適切な比率が使用されてよいということが理解されるだろう。質量の増加がそのシステムのエントロピーを増大させるので、より早期に分離させられたより低温の空気の供給が図５１の理論Ｓ−Ｔ図に直線Ｊ−Ｋとして示されている。高温の排気ガスとバイパス流との混合がエントロピー増大を引き起こすと同時に、排気ガスの温度を低下させるだろう。このことが図５１に線Ｋ−Ｌとして示されている。

排気ガス温度が、損傷を生じさせずに膨張タービン３０２に入るのに十分なだけ低いだろう。この排気ガスは、膨張タービン３０２内で約１バールの周囲圧力とこれに対応する約４５０℃の温度とにさらに膨張させられるだろう（図５１の状態点「Ｍ」）。

減圧されているが依然として高温である排気ガスが、管３０３を通して復熱装置２９２の中に送られ、圧縮機タービン２９０からの新鮮に吸引され圧縮された空気／蒸気混合気を加熱する。したがって、排気ガスは約１バールの周囲圧力において約１５０℃に温度低下する（図５１の状態点「Ｎ」）。最後に、この冷却された排気ガスは排気管３０４を通して環境内に放出される。

周囲空気と混合することによって、圧縮機タービン２９０内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点に排気ガスが達するまで、排気ガスが最初に温度低下する（状態点「Ｏ」）。最後に、周囲空気中でこの蒸気を凝縮することによって、環境の温度に近い温度において多量の熱エネルギーが解放される。

この放出で失われる機械動力が影付き区域によって示されている。影付き区域３０５は、環境内で温度低下する排気ガスによる失われた熱エネルギーを示す。影付き区域３０６が、環境内で蒸気を凝縮することによる失われた熱エネルギーを示す。影付き区域３０７が、弁２９４によって分離させられた圧縮空気をバイパスさせることに関連した機械仕事を示す。影付き区域３０８が、バイパスさせられた空気を弁２９６を通して供給することに関連した機械仕事の損失を示す。最後に、影付き区域３０９が、より低温であるバイパスさせられた空気と高温の排気ガスを混合することに関連した機械仕事の損失を示す。これらの損失は、実施形態による熱力学的プロセスとエンジンとによって供給される総合的な機械仕事に比較して小さい。上述の実施形態の場合には、このような損失はエンジンの総合熱出力の２％未満であり、および、したがって、膨張タービン３０２に入る時に約９００℃の同じ排気ガス温度を得るためのスロットリングに関連した損失の約半分である。

排気管３０１内の圧力が維持され、および、したがって、膨張タービン３０２が圧縮機タービン２９０を駆動するのに十分な動力を供給することが可能だろうということが理解されるだろう。さらに、これに応じて弁２９４、２９６を制御することによって、バイパスさせられるより低温の空気の量が変化させられ、および、実際の要件に適合化させられることが可能である。

ＶＩＩＩ．排気の再循環

特にＮＯｘの低放出を実現するために、さらには、耐久性のために燃焼温度を低下させるために、排気ガスの特定の部分を再循環させることが一般的である。従来の外部再循環システムが、排気ガスを新鮮空気と混合する前にその排気ガスを冷却する。その次に、混合気が、ターボ過給エンジン内の圧縮機タービン、または、無過給エンジン内のピストンエンジン自体に供給される。排気ガスを冷却することは熱力学的に非効率的である。したがって、排気が再循環させられる前に排気ガスの熱を再利用するためのシステムを作ることが有利だろう。

Ａ：第２の熱交換器によって高温排気ガスを再循環させる、予膨張弁タイミングと高圧力放出弁タイミングとを有するターボ過給ピストンエンジン

図５２は、第２の高温度復熱装置によって高い温度レベルで高温排気ガスを再循環させる、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン３１０が入口３１１を通して新鮮空気を吸引し、および、この新鮮空気を圧縮する。圧縮機タービン３１０は、圧縮された空気を冷却するために水の気化を利用するだろう。その次に、圧縮された空気が第１の復熱装置３１２の中を通過し、この復熱装置３１２ではその圧縮された空気が排気流の第１の部分によって加熱される。その次に、加熱された空気が第２の高温度復熱装置３１３の中を通過し、この第２の高温度復熱装置３１３では、この加熱された空気が排気ガス流の第２の部分によってさらに加熱される。その次に、このさらに加熱された空気は膨張タービン３１４の中に進み、この膨張タービン３１４では、その温度と圧力の両方が減少させられる。その次に、膨張させられた空気が、混合機３１５内で、再循環させられた排気の第１の部分と混合させられる。再循環させられた排気ガス空気の混合によって、わずかしかエントロピー増大が生じない。このことが、増大した効率を有するエンジンを結果的にもたらすだろう。空気／再循環排気混合気が吸気管３１９を通過し、および、シリンダ３１８内を往復動するピストン３１７を備える４行程ピストンエンジン３１６の中に入る。ピストン３１７がその下死点位置に達する前に吸気弁（図示されていない）が閉じられるので、空気／再循環排気混合気が予膨張させられる。その次に、その混合気が燃焼させられ、および、その次に、排気管３２０を通して排気される。排気管３２０は、吸気管３１９よりも高い圧力にある。したがって、弁タイミングが、大幅なスロットリングが排気行程中に生じないように設定される。この弁タイミングの詳細が本明細書の弁タイミングのセクションに説明されている。排気は第２の膨張タービン３２１内で膨張させられる。再循環管３２３を通して第２の高温度復熱装置３１３に排気ガス流の第２の部分を供給するように、排気ガス流が制御可能な分離器弁３２２内で分割される。排気ガスの第１の部分が第３の膨張タービン３２４に供給され、この第２の膨張タービン３２４では、この排気ガスが周囲圧力へとさらに膨張させられる。その流れが分離器弁３２２内で均等に分割される必要はないということが理解されるだろう。各々の実際の条件（エンジンのタイプ、燃料、負荷、周囲温度、および、周囲圧力等）に応じた他の比率が採用可能であり、および、この分離器弁３２２によって制御されるだろう。管３２５を通して、減圧されてはいるが依然として高温である排気ガスが、圧縮機タービン３１０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気を加熱するために、第１の復熱装置３１２に送られる。

タービン３１０、３１４、３２１、３２４のすべてまたは幾つかが同一の単一の軸の上に取り付けられてよく、および、単一のケース内に形成されてさえよい。膨張タービン３１４、３２１、３２４からの過剰なエネルギーが発電機または他の適切な装置を駆動するために使用されてよい。

３つのタービン３１０、３１４、３２４が、減少したガス流量を取り扱うだろう。第１の圧縮機タービン（この実施形態では３１０）の入口に再循環排気ガスを供給する外部排気ガス再循環は、より大きいタービンを必要とするだろう。

このプロセスが、次の詳細な具体例で例示されるだろう。図５２では、圧縮機タービン３１０が、入口３１１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する約４．５ｋｇ／秒の量の新鮮空気を吸引し、および、水の連続的な供給と気化の下で、約１５０℃および約２０バールにその新鮮空気を圧縮する。気化された水の量は約１．５ｋｇ／秒である。圧縮された空気／蒸気混合気が第１の復熱装置３１２の中を通過し、この第１の復熱装置３１２では、その空気／蒸気混合気がその圧力を約２０バールに維持しながら約４００℃に加熱される。その後に、予熱されかつ加熱された空気／蒸気混合気が第２の高温度復熱装置３１３の中を通過し、この第２の高温度復熱装置３１３では、この空気／蒸気混合気が再循環排気ガスによって約７００℃の温度に加熱される。圧力と質量流量とがそれぞれに約２０バールと約６ｋｇ／秒である。

次に、第１の膨張タービン３１４が、等エントロピーの形で、加熱された空気／蒸気混合気を約４００℃に膨張させ、その結果として約５．５バールの圧力が生じる。第１の膨張タービン３１４の後に、ピストンエンジン３１６が空気／蒸気／排気ガス混合気をその入口管３１９を通して吸引する前に、新鮮な空気／蒸気が混合機３１５内で高温度の再循環排気ガスと混合させられる。ピストンエンジン３１６は、シリンダ３１８内を往復動するピストン３１７を備える。加圧されかつ高温度である新鮮空気／蒸気を同等に高温でありかつ加圧されている再循環排気ガスと混合することは、わずかなエントロピー増大しか生じさせない。２つ以上の互いに異なるタイプのガス、または、互いに異なる状態にあるガスの、いわゆる「混合エントロピー（ｍｉｘｉｎｇｅｎｔｒｏｐｙ）」によって生じさせられる、わずかなエントロピー増大だけがあるだろう。この実施形態では、空気／蒸気と排気ガスとが混合させられる。この１つまたは複数のガスのそれぞれの副成分（ｓｕｂ−ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ）は、窒素、酸素、アルゴン、二酸化炭素等だろう。再循環排気ガスの質量流量は約６ｋｇ／秒だろう。したがって、約１２ｋｇ／秒のピストンエンジン内への総作動ガス流が生じるだろう。

ピストン３１７は、吸気弁（図示されていない)の予閉鎖（ｐｒｅ−ｃｌｏｓｉｎｇ）の後に、すなわち、ピストン３１７がその下死点位置に達する前に、吸引のために下方に移動し、および、再循環混合気を含む吸引された作動ガスを約３．５バールの圧力に予膨張させ、その結果として約２００℃の温度を生じさせる。ピストン３１７が上方に移動し、および、約８５０℃の圧縮端温度と約５０バールの圧力に達するように作動ガス混合気を圧縮する。酸素含有量が純粋な空気の場合よりも低いだろうが、高い圧縮温度が問題なしに燃料の点火を確実なものにする。燃料の燃焼が作動ガスの温度と圧力の両方がそれぞれに約１８００℃と約１００バールとに上昇することを引き起こす。

ピストン３１７が、その下死点位置において約９００℃の温度と約１３バールの圧力とに高温の排気ガスを膨張させるために下方に移動する。放出弁（図示されていない）が開き、および、依然として高温である動作が排気管３２０を通ってシリンダ３１８を出て行く。上述したように、排気管３２０の中への高温でかつ依然として加圧されている排気ガスの大幅な移動が生じ、かつ、実施形態では大幅なスロットリングが生じないように、弁タイミングが設定される。

排気管３２０内の排気ガスは、第１の膨張タービン３１４の後で新鮮空気よりも高い圧力を有する。したがって、第１の膨張が、この膨張の後の排気ガスの圧力と第１の膨張タービン３１４の後の新鮮空気／蒸気混合気の圧力とを合致させるために、第２の膨張タービン３２１によって行われる。この膨張は、約５．５バールの圧力における約７００℃の温度を結果的に生じさせる。排気ガス流が、約６ｋｇ／秒の排気ガス流を再循環管３２３を通して第２の高温度復熱装置３１３に供給するように、制御可能な分離器弁３２２内で分割される。残りの排気ガス（約６ｋｇ／秒）が第３の膨張タービン３２４に送られ、この第３の膨張タービン３２４では、この排気ガスはさらに周囲圧力に膨張させられ、その結果として約４００℃の温度を生じさせる。その流れが分離器弁３２２内で互いに等しく分割される必要はないということが理解されるだろう。各々の実際の条件（エンジンのタイプ、燃料、負荷、周囲温度、および、周囲圧力等）に応じて他の比率が採用可能であり、および、この分離器弁３２２によって制御されるだろう。

減圧されてはいるが依然として高温である排気ガスが、管３２５を通して第１の復熱装置３１２の中に送られ、圧縮機タービン３１０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱する。したがって、排気ガスは約１バールの周囲圧力において約１５０℃に温度低下し、および、約６ｋｇ／秒の流量で、出口３２６、環境内に出て行く。周囲空気と混合することによって、排気ガスは、最初に、圧縮機タービン３１０内の噴射された水の量のしたがった蒸気の露点に達するまで温度低下する。その次に、蒸気の凝縮によって、または、単純にその蒸気を周囲空気と混合することによって、熱エネルギーが環境に伝達される。

Ｂ：冷却なしに高温排気ガスを再循環させる、予膨張弁タイミングと高圧放出弁タイミングとを有するターボ過給ピストンエンジン

２つの異なる媒質が共に混合させられる時に、幾分かのエントロピー増大が避けられない。しかし、両方の媒質の温度が増大するのに応じて、エントロピーに起因する損失が減少する。したがって、混合の前に排気を冷却する必要なしに高温排気ガスが再循環させられる比較的に効率的なエンジンシステムを作ることが有利だろう。

図５３は、加圧されかつ予熱されている新鮮空気との混合によって高温度レベルにおいて高温排気ガスを再循環させるターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。温度と圧力と流量に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン３３０は入口３３１を通して新鮮空気を吸引して圧縮する。圧縮機タービン３３０は、圧縮された空気を冷却するために水の気化を利用するだろう。その次に、その圧縮された空気は復熱装置３３２の中を通過し、この復熱装置３３２ではその圧縮された空気が排気流の第１の部分によって加熱される。その次に、この加熱された空気は膨張タービン３３３に進み、この膨張タービン３３３ではその空気の温度と圧力の両方が低減させられる。その次に、膨張させられた空気が、混合機３３４内で再循環排気の第２の部分と混合させられる。再循環排気の第２の部分は、より高い温度と、空気と同じ圧力とを有する。

その空気をより高温の再循環排気ガスと混合することが、２つ以上の互いに異なるタイプのガスまたは互いに異なる状態にあるガスのいわゆる「混合エントロピー（ｍｉｘｉｎｇｅｎｔｒｏｐｙ）」によって引き起こされる最小限のエントロピー増大だけでなく、わずかなエントロピー増大だけを生じさせる。このことが、効率が増大したエンジンをもたらすだろう。空気／再循環排気混合気が、吸気管３４０を通って、シリンダ３３９内を往復動するピストン３３８を備える４行程ピストンエンジン３３７の中に進む。ピストン３３８が下死点位置に達する前に吸気弁（図示されていない）が閉じられるので、空気／再循環排気混合気が予膨張させられる。その次に、その混合気が燃焼させられ、および、その次に、排気管３４１を通して排気される。排気管３４１は、吸気管３４０よりも高い圧力にある。したがって、一実施形態では、弁タイミングが、大幅なスロットリングが排気行程中に生じないように設定される。この弁タイミングの詳細が本明細書の弁タイミングのセクションに説明されている。排気管３４１内の排気ガスは、膨張タービン３３３の後の新鮮空気／蒸気と基本的に同じ圧力を有する。制御可能な分離器弁３３６は、排気ガス流の第２の部分を再循環管３３５を通して混合機３３４に供給するように排気ガス流を分割し、この混合機３３４内で、この排気ガス流の第２の部分は第１の膨張タービン３３３からの新鮮空気と混合させられる。排気ガスの第１の部分は第２の膨張タービン３４２に供給され、この第２の膨張タービン３４２では、その排気ガスの第１の部分は周囲圧力に膨張させられる。その流れが、実際のかつおそらくは変動する要件にしたがって分離器弁３３６によって分割されるということが理解されるだろう。その次に、圧縮機タービン３３０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気を加熱するために、排気ガスの第１の部分が管３４３を通して復熱装置３３２に送られる。最後に、その排気ガスの第１の部分が出口３４４を通して放出される。

タービン３３０、３３３、３４２の全部または幾つかが同一の軸の上に取り付けられるだろうし、および、単一のケース内に形成されることさえあるだろう。膨張タービン３３３、３４２からの過剰なエネルギーが発電機または他の適切な装置を駆動するために使用されるだろう。

このプロセスは、次の詳細な具体例によって例示されるだろう。図５３では、圧縮機タービン３３０が、入口３３１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する約６ｋｇ／秒の量の新鮮空気を吸引し、および、水の連続的な供給と気化の下で、約１５０℃および約２０バールにその新鮮空気を圧縮する。気化される水の量は約１．５ｋｇ／秒である。圧縮された空気／蒸気混合気が約７．５ｋｇ／秒の流量で復熱装置３３２の中を通過し、この復熱装置３３２では、その空気／蒸気混合気がその圧力を約２０バールに維持しながら約４５０℃に加熱される。その後に、予熱されかつ加圧された空気／蒸気混合気が第１の膨張タービン３３３によって等エントロピーの形で約３５０℃に膨張させられ、約１０バールの圧力を結果的に生じさせる。膨張タービン３３３の後に、新鮮空気／蒸気が、混合機３３４内で、約４ｋｇ／秒の高温の再循環排気ガス流と混合させられる。この再循環排気ガスは、約１０００℃のより高い温度と、約１０バールの同じ圧力とを有する。

ピストンエンジン３３７は、吸気管３４０を通して空気／蒸気／排気ガス混合気を吸引する。ピストンエンジン３３７は、シリンダ３３９内を往復動するピストン３３８を有する。加圧されかつ予熱された新鮮空気／蒸気をより高温度でかつ加圧された再循環排気ガスと混合することが、２つ以上の互いに異なるタイプのガス（例えば、空気、蒸気、排気ガスと、例えば、窒素、酸素、アルゴン、二酸化炭素等のようなそれぞれの副成分）のいわゆる「混合エントロピー」によって生じさせられる最小限のエントロピー増大だけでなく、わずかなエントロピー増大だけをもたらす。再循環排気ガスの質量流量が約４ｋｇ／秒だろう。したがって、約１１．５ｋｇ／秒のピストンエンジンの中への総作動ガス流が生じるだろうし、および、吸引された作動ガスは約６１０℃の温度を有する。

最初に、ピストン３３８が、１０ｋｇ／秒の総流量で、および、吸気弁（図示されていない）の予閉鎖の後に、すなわち、ピストン３３８がその下死点位置に達する前に、高温排気ガスを吸引するために下方に移動し、および、（再循環排気ガスを含む）吸引された作動ガスを約４バールに予膨張させ、その結果として約２００℃の温度を生じさせる。その後で、ピストン３３８は、上方に移動しながら、約８５０℃の圧縮端温度と約８５バールの圧力とに達するように作動ガス混合気を圧縮する。酸素含有量が純粋な空気の場合よりも低いだろうが、高い圧縮温度が問題なしに燃料の点火を確実なものにする。燃料の約０．３ｋｇ／秒の噴射と、その直後の燃焼とが、作動ガスの温度と圧力の両方がそれぞれに約２０００℃と約１００バールとに上昇することを引き起こすだろう。

ピストン３３８は、その下死点位置において約１０００℃の温度と約１０バールの圧力とに高温作動ガスを膨張させるために下方に移動する。放出弁（図示されていない）が開き、および、依然として高温である動作が排気管３４１を通ってシリンダ３３９を出て行く。上述したように、排気管３４１の中への高温でかつ依然として加圧されている排気ガスの大幅な移動が生じ、かつ、大幅なスロットリングが生じないように、弁タイミングが設定される。

排気管３４１内の排気ガスは、膨張タービン３３３の後の新鮮空気／蒸気混合気と基本的に同じ圧力を有する。したがって、さらなる膨張が必要とされるだろうし、および、制御可能な分離器弁３３６が、約４ｋｇ／秒の排気ガス流を再循環管３３５を通して混合機３３４に供給するように、排気ガス流を分割し、および、この混合機３３４では、この排気ガス流が第１の膨張タービン３３３からの新鮮空気／蒸気と混合させられる。残りの排気ガス（約７．８ｋｇ／秒）が第２の膨張タービン３４２に送られ、この第２の膨張タービン３４２では、この排気ガスはさらに周囲圧力に膨張させられ、その結果として約４５０℃の温度が生じる。その流れが、実際の要件と、変化することがあり得る要件とにしたがって、分離器弁３３６によって分割されるだろうということが理解されるだろう。各々の実際の条件（エンジンのタイプ、燃料、負荷、周囲温度、および、周囲圧力等）に応じた他の比率が採用可能であり、および、この分離器弁３３６によって制御されるだろう。

減圧されてはいるが依然として高温である排気ガスが、管３４３を通して復熱装置３３２に送られ、圧縮機タービン３３０からの新鮮に吸引されかつ圧縮された空気／蒸気混合気を加熱する。したがって、排気ガスは約１バールの周囲圧力において約１５０℃に温度低下し、および、約７．８ｋｇ／秒の流量を伴って、出口３４４、環境内に出て行く。周囲空気と混合することによって、排気ガスは、最初に、圧縮機タービン３３０内の噴射された水の量にしたがった蒸気の露点に達するまで温度低下する。その次に、蒸気の凝縮によって、または、その蒸気を単に周囲空気と混合することによって、多量の熱エネルギーが環境に伝達される。タービン３３０、３３３、３４２の全部または幾つかが同一の軸の上に取り付けられてよく、および、さらには単一のケースの中に形成されてもよい。

Ｃ：液体噴射スクリュー圧縮機内での混合のために高温排気ガスを再循環させる、予膨張弁タイミングと高圧放出弁タイミングとを有するターボ過給ピストンエンジン

液体の気化が、増大した温度でより急速に生じる。したがって、最初に液体なしで新鮮空気を圧縮し、同一の温度および圧力の再循環排気ガスとその新鮮空気を混合し、および、その次に、液体の気化を伴ってその混合気を圧縮することが有利だろう。

図５４が、新鮮空気が最初に別個に圧縮される、増大した温度および圧力レベルにおいて高温排気ガスを再循環させる、ターボ過給４行程ピストンエンジンの略図である。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

この実施形態では、圧縮機タービン３５０が入口３５１を通して新鮮空気を吸引して圧縮する。混合機３５２では、圧縮された新鮮空気が、同一の温度および圧力レベルにある排気ガス流の第１の部分と混合させられる。作動ガスとしても知られている空気／再循環排気ガス混合気がスクリュー圧縮機３５３に供給され、このスクリュー圧縮機はこの混合気を連続的な供給と気化の下で圧縮する。幾つかの実施形態では、供給される水は予熱されている。気化プロセスが熱力学的平衡のより近くで行われるので、気化前の水の予熱が熱力学的効率を増大させる。この予熱に必要とされるエネルギーは、ピストンエンジンの冷却システムと依然として温かい排気ガスとから得られるだろう。噴射される水の温度は、圧縮が行われる温度と同一レベルである必要は必ずしもない。熱エネルギーの適切な供給源が使用可能である場合には、この噴射される水の温度はより高いことが可能であり、または、エンジンの冷却システムが高温度を実現することが不可能な場合には、この噴射される水の温度はより低いことが可能である。圧縮された作動ガス／蒸気混合気はスクリュー圧縮機３５３を出て行き、および、復熱装置３５４の中を通り、この復熱装置３５４内で加熱される。作動ガス／蒸気混合気は、吸気管３５５を通って４行程ピストンエンジン３５６内に入る。このピストンエンジン３５６は、シリンダ３５８内を往復動するピストン３５７を備える。ピストン３５７がその下死点位置に達する前に吸気弁（図示されていない）が閉じられるので、作動ガス／蒸気混合気が予膨張させられる。その次に、その混合気が燃焼させられ、および、その次に、排気管３５９を通して排気される。排気管３５９は、吸気管３５５よりも高い圧力にある。したがって、弁タイミングが、大幅なスロットリングが排気行程中に生じないように設定される。この弁タイミングの詳細が本明細書の弁タイミングのセクションに説明されている。排気ガスが排気管３５９を通って第１の膨張タービン３６０に流れる。その次に、排気ガスは復熱装置３５４の中を通過し、この復熱装置３５４では、排気ガスはスクリュー圧縮機３５３からの新鮮な作動ガスを加熱する。制御可能な分離器弁３６２は排気ガス流を分割する。排気ガス流の第１の部分は再循環管３６３を通って流れて混合機３５２に再循環する。上述したように、新鮮空気と再循環排気ガスとが混合機３５２内で混合する。排気ガス流の第２の部分が第２の膨張タービン３６５に供給され、この第２の膨張タービン３６５では、その排気ガスの第２の部分は周囲圧力に膨張させられる。その次に、その排気ガスの第２の部分は出口３６６を通して環境内に放出される。

この流れが、実際のかつおそらくは変動する要件にしたがって分離器弁３６２によって分割されるだろう。各々の実際の条件（例えば、エンジンのタイプ、燃料、負荷、周囲温度、および、周囲圧力等）に応じた他の比率が採用可能であり、および、この分離器弁３６２によって制御されるだろう。

このプロセスが、次の詳細な具体例によって例示されている。図５４では、圧縮機タービン３５０が、入口３５１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する約６ｋｇ／秒の量の新鮮空気を吸引し、および、断熱的に約２００℃および約５バールにその新鮮空気を圧縮する。混合機３５２内で、圧縮された新鮮空気が、それぞれに約２００℃および約５バールの同一の温度および圧力レベルの再循環排気ガスと混合させられる。

再循環排気ガス流は約４ｋｇ／秒である。発生させられた作動ガス混合気が、スクリュー圧縮機３５３に供給され、このスクリュー圧縮機３５３は、温度を約２００℃に維持しながら、この混合気を水の連続的な供給と気化の下で約２５バールに圧縮する。供給される水は約２００℃に予熱され、および、約１．５ｋｇ／秒の速度で気化する。スクリュー圧縮機３５３による吸引の際の作動ガス圧力がすでに約５バールのレベルにあるので、実際の吸引体積は大きく減少させられ、および、機械式スクリュー圧縮機がタービンの代わりに使用されるだろう。スクリュー圧縮機では、圧縮がタービンの場合よりも著しく長い時間を要するので、液体（例えば、水等）の連続的な気化の下での作動ガスの圧縮に良く適しているだろうし、および、このタービンの場合には段毎の圧縮時間が約１ミリ秒であるが、一方、高速で動作するスクリュー圧縮機の場合でさえ圧縮時間が少なくとも１０ミリ秒に達するだろう。

気化プロセスが熱力学的平衡のより近くで行われるので、気化前の水の予熱が熱力学的効率を増大させる。この予熱に必要とされるエネルギーは、ピストンエンジンの冷却システムと依然として温かい排気ガスとから得られるだろう。噴射される水の温度は、圧縮が行われる温度と必ずしも同一レベルである必要はない。熱エネルギーの適切な供給源が使用可能である場合には、この噴射される水の温度はより高いことが可能であり、または、エンジンの冷却システムが高温度を実現することが不可能な場合には、この噴射される水の温度はより低いことが可能である。

幾つかの実施形態では作動ガスとしても知られている圧縮された作動ガス／蒸気混合気が、約１１．５ｋｇ／秒の流量でスクリュー圧縮機３５３から出て行き、および、復熱装置３５４の中を通り、この復熱装置３５４では、その作動ガスは、その圧力を約２５バールに維持しながら約５００℃に加熱される。その次に、予熱されかつ加圧された空気／蒸気混合気がピストンエンジン３５６に直接的に供給される。シリンダ３５８内を往復動するピストン３５７を備えるピストンエンジン３５６が、吸気管３５５を通して空気／蒸気／排気ガス混合気を吸引する。

ピストン３５７が、約１１．５ｋｇ／秒の総流量で、および、吸気弁（図示されていない）の予閉鎖の後に、すなわち、ピストン３５７が下死点位置に達する前に、高温排気ガスを吸引するために下方に移動し、および、吸引された作動ガスを約５バールの圧力に予膨張させ、その結果として約２００℃の温度となる。その後で、ピストン３５７は、上方に移動しながら、約８００℃の圧縮端温度と約１００バールの圧力に達するように作動ガス混合気を圧縮する。酸素含有量が純粋な空気の場合よりも低いが、高い圧縮温度が燃料の点火を確実なものにするだろう。燃料の約０．３ｋｇ／秒の噴射と、その直後の燃焼とが、作動ガスの温度と圧力の両方がそれぞれに約１７００℃と約１３０バールとに上昇することを引き起こすだろう。

ピストン３５７が、その下死点位置において約６５０℃の温度と約１０バールの圧力とに高温の排気ガスを膨張させるために下方に移動する。放出弁（図示されていない）が開き、および、依然として高温である動作が約１１．８ｋｇ／秒の流量で排気管３５９を通ってシリンダ３５８を出て行く。上述したように、排気管３５９の中への高温でかつ依然として加圧されている排気ガスの大幅な移動が生じ、かつ、大幅なスロットリングが生じないように、弁タイミングが設定される。

排気ガス流が排気管３５９を通って第１の膨張タービン３６０に流れ、この第１の膨張タービン３６０では、この排気ガス流が約５バールの圧力に膨張させられ、この結果として約５００℃の温度になる。その次に、排気ガスは復熱装置３５４の中を通過し、この復熱装置３５４では、排気ガスがスクリュー圧縮機３５３からの新鮮な作動ガスを加熱し、および、その作動ガスが、圧力を約５バールに維持しながら約２００℃に温度低下する。制御可能な分離器弁３６２が排気ガス流を分割し、および、約４ｋｇ／秒の量を再循環管３６３を通して混合機３５２に再循環させる。上述したように、新鮮空気と再循環排気ガスはその中で混合する。

排気ガスの残り部分が第２の膨張タービン３６５に直接的に供給され、この第２の膨張タービン３６５では、この排気ガスの残り部分が周囲圧力に膨張させられ、その結果として約６０℃の温度となる。排気ガスのこの部分は、約７．８ｋｇ／秒の流量で出口３６６を通して環境内に放出される。

この流れは、実際のかつ潜在的に変動する要件にしたがって分離器弁３６２によって分割されてもよいということが理解されるだろう。各々の実際の条件（エンジンのタイプ、燃料、負荷、周囲温度、および、周囲圧力等）に応じて他の比率が採用可能であり、および、この分離器弁３６２によって制御されるだろう。

Ｄ：高温排気ガスを再循環させて酸素富化空気と混合する、予膨張弁タイミングを有するターボ過給ピストンエンジン

熱エンジンのために純粋な空気の代わりに酸素富化空気を使用することが有利だろう。このことが、作動ガスの大部分が再循環させられ、かつ、ある一定の量の酸素富化空気が吸引されて、燃料を燃焼させることが必要とされるエンジンの中に送り込まれる、半密閉エンジンをもたらす。

図５５が、増大した温度および圧力レベルで排気ガスの一部分を再循環させることと、燃焼のために酸素富化を吸引することとによって半密閉サイクルを行う、ターボ過給４行程ピストンエンジンの実施形態の略図である。温度と圧力と流量に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

酸素富化空気は外部装置（図示されていない）によって生じさせられる。この例示されている実施形態では、酸素含有量が約５０％に増加させられるが、あらゆる適切な酸素含有量が使用可能であることが理解されるだろう。これは、例えばゼオリス（ｚｅｏｌｉｔｈ）のような選択的時間的吸収体結晶（ｓｅｌｅｃｔｉｖｅｔｅｍｐｏｒａｌａｂｓｏｒｂｅｒｃｒｙｓｔａｌ）によって、または、任意の他の適切な手段によって容易に行われるだろう。この酸素富化のために消費されるエネルギーは比較的に小さいだろう。

スクリュー圧縮機または回転翼圧縮機または他の機械式圧縮機タイプによって置き換えられてもよい圧縮機タービン３７０が、入口３７１を通して酸素富化空気を吸引し、および、それを圧縮する。圧縮された酸素富化空気が管３７２を通して混合機３７３に供給され、および、この混合機３３４内で、この酸素富化空気が、スクリュー圧縮機３７４によって連続的な気化の下で圧縮され終わりかつその次に復熱装置３７５内で予熱され終わっている再循環排気ガスと混合させられる。その次に、この混合された作動ガスが吸気管３６７を通ってピストンエンジン３７７に流れる。このピストンエンジンは、シリンダ３７９内を往復動するピストン３７８を備える。ピストン３７８が下死点位置に達する前に吸気弁（図示されていない）が閉じられるので、作動ガス／蒸気混合気が予膨張させられる。その次に、この混合気が燃焼させられ、および、その次に、排気管３８０を通して排気される。膨張タービン３８１が高温排気ガスを吸引して、その高温排気ガスを膨張させる。管３８２がその膨張させられた排気ガスを復熱装置３７５に供給し、この復熱装置３７５では、その排気ガスが、スクリュー圧縮機３７４からの再循環させられかつ圧縮された排気ガスを加熱する。後続の制御可能な分離器弁３８３が、その排気ガス流を大きい方の流れと小さい方の流れとに分割する。その排気ガスの大きい方の部分は分離器弁３８３によってスクリュー圧縮機３７４の入口に供給される。スクリュー圧縮機３７４は、水の連続供給の下で、依然として加圧されておりかつ温かい排気ガスを圧縮する。排気ガスがすでに大量の蒸気を含んでいるので、こうした圧縮は、乾燥した空気または新鮮な空気の場合のように熱力学的平衡のより近くで開始する。その多量の再循環させられる排気ガスは、気化率に大きな影響を与えることなしにこの効果を改善するだろう。小さい方の流れは膨張タービン３８４に供給される。この膨張タービン３８４は排気ガスを周囲圧力に膨張させる。対応する膨張した排気ガスは出口３８５の外に出る。

このプロセスが次の詳細な具体例によって例示されることが可能である。図５５では、（スクリュー圧縮機または回転翼圧縮機または任意の他の適切な機械式圧縮機タイプによって置き換えられてもよい）圧縮機タービン３７０が、入口３７１を通して、約１５℃の温度と約１バールの周囲圧力とを有する約１．５ｋｇ／秒の量の酸素富化空気を吸引し、および、それを断熱的に約５００℃および約２５バールとに圧縮する。これらのガスパラメータは、再循環させられかつ復熱された排気ガスのガスパラメータに一致する。圧縮された酸素富化空気が管３７２を通して混合機３７３に供給され、および、この混合機３７３では、この酸素富化空気が、スクリュー圧縮機３７４によって水の連続的な気化の下で約２００℃かつ約２５バールに圧縮され終わりかつその次に復熱装置３７５内で約５００℃および約２５バールに予熱され終わっている再循環排気ガスと混合させられる。約１．５ｋｇ／秒の量の水がスクリュー圧縮機３７４内で圧縮の過程において気化し、および、したがって、約８．５ｋｇ／秒の再循環排気ガス流に加えられ、この結果として、混合機３７３の中に入る約１０ｋｇ／秒の全体的流れとなる。その次に、この混合させられた作動ガス（以下で幾つかの実施形態において簡略的に「作動ガス」と呼ばれる酸素富化空気、再循環排気ガス、および、蒸気）が、約１１．５ｋｇ／秒の流量で吸気管３６７を通ってピストンエンジン３７７に流れる。このピストンエンジンは、シリンダ３７９内を往復動するピストン３７８を備える。吸気弁（図示されていない）が開いて、対応する量の作動ガスを吸引し、その後で、ピストン３７８が作動ガスを約５バールの温度において約２００℃の温度に膨張させることを可能にするために、吸気弁が閉じる。

ピストン３７８は上方に移動して、約８００℃とこれに対応する約１００バールの圧力に作動ガスを圧縮する。次に、約０．３ｋｇの燃料が噴射されて燃焼させられる。この燃焼が、温度が約２０００℃に上昇しかつ圧力が約１２０バールに上昇することを引き起こす。ピストン３７８は下方に移動して、高温排気ガスを約９００℃および約１０バールの圧力に膨張させる。放出弁（図示されていない）が開き、および、高温排気ガスが、約１１．８ｋｇ／秒の流量でシリンダ３７９を出て排気管３８０の中に入る。

膨張タービン３８１が高温排気ガスを吸引し、および、この高温排気ガスを約５バールの圧力に低下するように膨張させ、この結果として約５００℃の膨張端温度が生じる。管３８２が、この膨張させられた排気ガスを復熱装置３７５に供給し、この復熱装置３７５では、排気ガスが、スクリュー圧縮機３７４からの再循環させられかつ圧縮された排気ガスを加熱し、および、約５バールの圧力を維持しながら約２００℃に温度低下する。

後続の制御可能な分離器弁３８３が、排気ガスの流れを、膨張タービン３８４に供給される約３．３ｋｇ／秒の小さい方の流れに分割する。この膨張タービン３８４は、排気ガスを周囲圧力に膨張させ、結果的に約８０℃の温度にする。対応する膨張させられた排気ガスは、約３．３ｋｇ／秒の流量で出口３８５から環境内に出て行く。

排気ガスの大きい方の部分が分離器弁３８３によって約８．５ｋｇ／秒の流量でスクリュー圧縮機３７４の入口に供給される。スクリュー圧縮機３７４は、依然として加圧されておりかつ温かい排気ガスを、水の連続的な供給と気化の下で、その温度を約２００℃に維持しながら約２５バールの圧力に圧縮する。排気ガスがすでに多量の蒸気を含んでいるので、こうした圧縮は、乾燥空気または新鮮空気の場合のように熱力学的平衡のより近くで開始する。この再循環排気ガスの温度が十分に高いままなので、この多量の再循環させられる排気ガスは、気化速度に大きな悪影響を与えることなしにこの効果を改善するだろう。

Ｅ：高温排気ガスを再循環させ、この高温排気ガスを酸素富化空気と混合させ、および、さらに蒸気凝縮器を有する、予膨張弁タイミングを有するターボ過給ピストンエンジン

排気ガス流の蒸気含有率が特定の割合を超えて上昇する場合に、露点が熱力学的なカルノーモデル（Ｃａｒｎｏｔｍｏｄｅｌ）におけるエンジンの低い方の温度レベルを基本的に決定するので、露点は効率的なエンジン動作にとって過剰に高い温度に達するだろう。７０℃−８０℃を越える露点は通常の周囲条件下では許容不可能である。増大した蒸気含有率を取り除くために、凝縮器が設置されるだろう。

図５６は、再循環排気ガスから過剰な蒸気を取り除くために凝縮器を使用する、ターボ過給４行程ピストンエンジンの実施形態の略図である。このエンジンは、燃焼のために高度に酸素富化された空気（酸素含有率＞７０％）を使用する。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

図５６の実施形態は、圧縮機タービン３９０（スクリュー圧縮機または回転翼圧縮機または他の任意の機械式圧縮機タイプによって置き換えられてもよい）が、入口３９１を通して、７５％の酸素含有率と約１ｋｇ／秒にすぎない吸気流量とを有する高度に酸素富化された空気を吸引し、および、その空気を約５００℃および約２５バールに断熱的に圧縮するという点において、図５５に示されている実施形態とは異なっている。さらに、排気ガスが復熱装置４０６の中を通過し、および、この復熱装置４０６では、その排気ガスが、その排気ガス中の蒸気の露点、約６０℃に温度低下する。その次に、凝縮器４０７が、スクリュー圧縮機３９４内での圧縮の過程において気化した一定量の水を取り除く。

凝縮された水は、再気化のためにスクリュー圧縮機３９４に再循環させられるだろう。乾燥された排気ガスが約５０℃の温度で凝縮器を出て行き、および、復熱装置４０６内において新たな排気ガスによって再び約２００℃の温度に再加熱される。分離器４０３が、上述したように、再循環排気ガスと、膨張タービン４０４内で周囲空気にさらに膨張させられて出口４０５を通して環境内に放出される排気ガスとを分離させる。

スクリュー圧縮機３９４内で気化によって生じさせられる蒸気の大部分を除去することによって、出口４０５を出て行く排気ガスの露点が低下し、および、凝縮器４０７内の露点によってかつ環境内への放出の後に基本的に生じさせられる温度またはより低い熱リザーブ（ｌｏｗｅｒｔｈｅｒｍａｌｒｅｓｅｒｖｅ）が減少させられるので、ピストンエンジンの全体的な熱力学的効率が上昇する。凝縮器４０７なしでは、出口４０５を通しての約２．８ｋｇ／秒の放出速度においてさえ（入口３９を通る吸引された酸素富化空気と、スクリュー圧縮機３９４内の気化した水と、燃料質量の合計）、蒸気部分だけが５０％より多いだろうし、このことが少なくとも８５℃の露点の原因となるので、蒸気の含有率がエンジン動作の過程において相対的に高い値に急速に上昇するだろう。

ＩＸ：多段中間冷却式圧縮機

多段でかつ中間冷却されている圧縮が、低温の乾燥圧縮ガスが必要とされる時に有効であるだろう。それは、気化による圧縮機内の冷却を行うために水が使用不可能である使用区域であるだろう。それは、空間と重量が制限されておりしたがって多量の水または他の流体が運搬されない乗用車またはトラックのような移動用途のために有利でもあるだろう。さらに、非常に低温の環境では、例えば周囲温度が０℃に近いかまたは０℃よりも相当に低い非常に低温の区域内では、こうした中間冷却は大きな利点を示すだろう。こうした状況では、水または他の気化可能な液体を用いて到達可能なより低い温度よりも著しくそのサイクルのより低い温度に達するだろう。次の詳細な記述によって説明されているように、こうした中間冷却された圧縮機を、熱交換器（例えば、復熱装置）と、予膨張手段と、セラミック断熱または流出断熱（ｅｆｆｕｓｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎ）とに組み合わせる時に、効率の大きな増大が得られることが可能である。

図５７は、正味機械動力のすべてをピストンエンジンのクランクシャフト上に供給するために、圧縮機タービンによる多段の中間冷却された高圧縮と、復熱装置と、ピストンエンジン内の予膨張と、燃焼室のセラミック断熱と、断熱された排気ガス経路と、軽微なスロットリングとを組み合わせるピストンエンジンを示す。図５８は、図５７に示されている実施形態によって行われる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。これらの図は、互いに関連付けて説明されるだろう。温度と圧力と流量とに関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

次の実施形態のすべてにおいて、術語「セラミック層」がセラミック材料の層だけでなく、環境に対する他のタイプの断熱も含むということに留意されたい。例えば、熱ストレスの理由から、「セラミック層」が、急速に変化する温度に対処するために金属外側層または他の任意の表面を有することが可能である。

図５７に示されている多段圧縮機タービン６００が、周囲温度および周囲圧力においてガスを吸引する。圧縮機タービン６００の第１の段では、このタービンはそのガスを第１の温度および圧力に圧縮する。その次に、そのガスが第１の管６０１ａを通して中間冷却器６０１に移動させられる。そのガスは、第１の温度よりも低い第２の温度に冷却されると同時に、そのガスの圧力が第１の圧力のままである。その次に、そのガスは第２の管６０１ｂを通して圧縮機タービン６００に戻される。圧縮機４０が、そのガスを、第１および第２の温度よりも高い第３の温度と、第１の温度よりも高い第２の圧力とに圧縮する。その次に、そのガスは第３の管６０１ｃを通過させられ、中間冷却器６０１の中に再び入る。最後の温度および圧力に達してそのガスが放出されるまで、中間冷却および圧縮サイクルが続く。多段圧縮機タービン６００が、図５７に示されているように、より大きいシステムの一部分である場合には、そのガスは、復熱装置６０２と、ピストンエンジン６０５と、膨張タービン６０８と、再び復熱装置６０２とを通過し、最後に放出される。ピストンエンジン６０５は、エンジンのクランクシャフトを介して発電機６１３または任意の他の適切な装置に動力供給するために使用されてもよい。

このプロセスが次の具体例によって例示されるだろう。図５７では、ラジアル圧縮機タービン６００が、約１５℃および１バールの周囲条件で新鮮空気を吸引し、および、外部中間冷却器６０１内で多段中間冷却の下でその新鮮空気を圧縮する。圧縮機タービン６００は４つのラジアル段を備え、および、中間冷却器６０１は３つの冷却段を有する。第１の圧縮機段の後で、圧縮されおよびしたがって加熱された空気が出口６０１ａを通して第１の中間冷却器段に供給され、および、入口６０１ｂを通して第２の圧縮機段に戻される。したがって、後続の段が、出口６０１ｃ、６０１ｅを通して、圧縮され加熱された空気を対応する第２および第３の中間冷却器段に供給し、一方、入口６０１ｄ、６０１ｆが中間冷却器段から冷却された空気を受け取る。第４の圧縮機段が、約１２０℃の温度と約３０バールの圧力で圧縮空気を供給する。各段の圧力圧縮比は約２．３５：１だろう。この値は、各々が２つまたは３つの段を有する軸流圧縮機タービンによっても実現されるだろう。ラジアル圧縮機タービンはより小型のピストンエンジンにより適切に適合しており、軸流タービンはより大型のピストンエンジンにより適切に適合している。

この圧縮／復熱プロセスが、４つの断熱（等エントロピー）圧縮状態変化Ａ→Ｂ１（第１の圧縮機段における圧縮）、Ａ１→Ｂ２（第２の圧縮機段における圧縮）、Ａ２→Ｂ３（第３の圧縮機段における圧縮）、Ａ３→Ｂ（第４のかつ最後の圧縮機段における圧縮）として図５８に示されている。中間冷却が状態変化Ｂ１→Ａ１（出口６０１ａと入口６０１ｂとに対応）、Ｂ２→Ａ２（出口６０１ｃと入口６０１ｄとに対応）、および、Ｂ３→Ａ３（出口６０１ｅと入口６０１ｆとに対応）によって示されている。

復熱装置６０２が圧縮されかつ加熱された空気を受け取り、および、約３０バールに圧力を維持しながら約４２０℃にさらに温度を増大させる（状態変化Ｂ→Ｃ）。例えば天然ガスまたは液体燃料が混合または噴射によって吸気管６０３を通して空気に供給される場合に、圧縮された空気、または、空気／燃料混合気が、ピストンエンジン６０５に供給される。

ピストンエンジン６０５はピストン６０６を備え、このピストン６０６はシリンダ６０７内を往復動する。冷却損失を低減させるために、燃焼室の表面を断熱するようにセラミック層６１１が形成される。セラミック層６１１は、ピストン６０６の頂部表面と、点火時に作動ガスに露出させられるシリンダ６０７表面の環状区域と、その燃焼空間に面するシリンダ６０７の部分とによって画定されるだろう。あるいは、この代わりに、セラミック層６１１はピストン６０６全体とシリンダ６０７とを覆うだろう。他の実施形態では、セラミック層６１１の代わりにまたはこれに追加して、セラミック弁が使用されるだろう。

ピストンエンジン６０５は、圧縮されかつ予熱されている空気または空気／燃料混合気を吸引し、および、圧力を約３．７バールの圧力に低下させかつ温度をこれに対応する約１２０℃の温度に低下させるために予膨張を行う。この膨張は理論的には純粋な等エントロピー状態変化であるが、しかし、実際には、ピストンエンジンの限られた効率と、より早期の燃焼プロセスおよびサイクルに起因する高温セラミック表面からの新鮮に吸引された空気に対する熱エネルギーの幾分かの環流とを考慮すると、幾分かのエントロピー増大が生じるだろう。このことが、この効果を示すためにより高いエントロピー値に幾分か傾いている線Ｃ→Ｄによって図５８に示されている。

ピストン６０６は、上方に移動することによって、約１４０バールの圧力と約８２０℃の温度に最終的に達するように作動ガスを圧縮する。このことは、約１３：１の体積圧縮比に相当し、例えば今日の過給定置形エンジンおよびディーゼルエンジンの場合の中程度の圧縮比に相当する。ピストンエンジン自体の効率上の欠陥を原因として、および、さらに、特に作動ガス圧力が急上昇する時の圧縮の最後におけるセラミック層６１１からの熱エネルギーの環流を原因として、圧縮行程が完全には等エントロピーではないので、図５８の状態変化Ｄ→Ｅが、より高いエントロピーに向かってわずかに傾いている線によってこの状態変化を示している。

点火が生じて燃料が燃焼させられる。このことが、図５８に線Ｅ→Ｆで示されている。しかし、理論Ｓ−Ｔ図において線を逸らせる可能性がある幾つかの効果が生じることがあるので、実際の燃焼線が幾分かより複雑であるだろうということが理解されるだろう。例えば、特定のピストン移動およびしたがって膨張をすでに生じさせる限られた燃焼速度がそれに当てはまるだろう。

燃焼中と燃焼直後に、約２０００℃の作動ガス温度がセラミック層６１１の温度よりも著しく高く、および、さらに、約２００バールの作動ガスの圧力が高く、シリンダ６０７内の高温でかつ加圧されている燃焼ガスからセラミック層６１１への熱エネルギーの大きな流れが生じる。したがって、そのセラミック層の表面が加熱されるが、セラミック層６１１の厚さを通過する熱エネルギーの流れ全体は小さいだろう。熱エネルギーのこの流れは、膨張する作動ガスの温度減少を意味し、この温度減少は、完全な断熱的でかつ等エントロピーの状態変化の場合でさえ、未遂の温度変化（ｔｈｅｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｄｅｃｒｅａｓｅｗｏｕｌｄｂｅ）よりも急速だろう。このことが、図５８に線Ｆ→Ｇによって示されており、この線Ｆ→Ｇは、より低いエントロピー値に向かって傾斜している（熱エネルギーが作動ガスからセラミック層表面に取り出されるのでｄＳ＝ｄＱ／Ｔがゼロよりも小さく、すなわち、ｄＱ＜０である）。

典型的には中間点よりも前である特定の中間膨張点Ｇにおいて、下死点位置に向かってピストンによって通過され、膨張の温度、および、したがって、作動ガスの冷却の温度が、先行の部分膨張の過程において加熱されたセラミック層６１１の表面温度に等しいだろう。説明されている実施形態では、点Ｇの温度が約１４００℃に達し、および、これに対応する作動ガス圧力が約６０バールである。僅かな温度差だけが残る形で、または、全く温度差なしに、熱エネルギーの伝達が生じないだろうし、および、進行中の膨張の過程において作動ガスの温度がセラミック層温度よりも著しく低い温度に低下するだろう。このことが、その時点ではより高温のセラミック層表面から作動ガスへの熱エネルギーの環流を生じさせる。したがって、膨張する作動ガスの温度低下は、完全に等エントロピーでかつ断熱的である膨張（ｄＱ＞０、したがって、ｄＳ＝ｄＱ／Ｔ＞０）の場合にそうであるよりも小さいだろう。したがって、ピストンの下死点に達せられるまでの残りの作動ガスの膨張を示す状態変化線Ｇ−Ｈが、より高いエントロピー値に向かって傾斜しているだろう。膨張端温度は約１２バールの膨張端圧力で約１０００℃に達する。

上述の実施形態の追加の特徴が、圧縮機タービン６００と後続の膨張タービン６０８とによって構成されている過給機部分を含むエンジンによって生じさせられる正味出力のすべてがピストンエンジンのクランクシャフトによって供給され、および、例えば、発電のために発電機６１３を駆動するだろうということである。このことは、そのエンジンの過給機部分全体が外部装置であるということを意味する。言い換えると、膨張タービン６０８は、圧縮機タービン６００を駆動するのに必要とされるであろう十分な機械動力を少なくとも生じさせるだろう。一実施形態では、この膨張タービン６０８は、圧縮機タービン６００を駆動するのに必要とされる十分な動力だけを発生し、それ以上は生じさせない。正味出力はターボ過給機によっては生じさせられないだろうし、および、従来のターボ複合システムの場合には、動力が歯車またはベルト駆動装置によってクランクシャフトに伝達されなければならないか、または、追加の発電機または他の動力消費装置によって使用されなければならない。

この実施形態の上述の特徴が、ピストンエンジン６０５内の膨張の後の排気ガスを排気ガス収集管６０４の中にスロットリングすることによって実現される（図５８の状態変化Ｈ→Ｊ）。この管６０４内での熱損失を最小限にするために、管６０４が、セラミック層６１２のような断熱手段によって断熱される。さらに、ピストンエンジン６０５のシリンダヘッド（図示されていない）内のすべての排気流路も断熱されるだろう。

この実施形態の場合に、スロットリングが従来のエンジンに比べて小さな度合いで行われるだろうということが理解されるだろう。スロットリング後の圧力が約５．３バールの圧力に維持され、一方、従来のエンジンは通常は２または３バールのスロットリング後の圧力を有する。さらに、排気ガス温度が、従来のエンジンの場合よりも、スロットリング前とスロットリング後に著しく高いだろう。両方の特徴が、従来のエンジンの場合よりも低いエントロピー増大をもたらす。したがって、大きな割合の効率を失うことなしに、幾分かスロットリングすることが可能である。例えば、この実施形態の上述のスロットリングによる効率低下が、従来のエンジンの場合における３％を越えるエントロピー増大に比較して約１％であるだろう。この１％の効率損失は、効率を消費する歯車の欠如によって大きく埋め合わされるだろう。さらに、歯車やベルトや発電機のような外部動力装置が必要とされないので、運転コストもより低いだろう。

約５．３バールの圧力が、高温でかつ加圧されている排気ガスを約１バールの周囲圧力に圧力低下するように膨張させることによって、後続の膨張タービン６０８内でさらに低下させられる。この膨張は、約４９０℃の排気ガス温度を結果的にもたらす。このことは、復熱装置６０２内の７０Kの温度勾配を意味し、および、したがって、コンパクトで安価な熱交換器を意味する。タービン６０８内での膨張が線Ｊ→Ｋによって図５８内に示されており、この線Ｊ→Ｋは、この膨張タービン６０８の不十分な効率を反映するように、より高いエントロピー値に向かって幾分か傾斜している。この膨張させられた排気ガスは、復熱装置６０２を通過し、および、圧縮機タービン６００からの圧縮新鮮空気を加熱した後に（図５８の状態変化Ｋ→Ｌ）、管と復熱装置６０２自体との不十分な断熱を原因とする復熱装置６０２から外側への熱損失を考慮して、約１７０℃の温度を伴って排気６１０を出て行く。この排気ガスは、周囲空気と混合することによって、さらに温度低下し、および、最終的には実質的に周囲温度に達する。線Ｌ→Ａがこの最終的な冷却プロセスを示す。

この例示的な実施形態は、５５％以上の全体的効率に達するだろう。発生させられた正味出力の概ねすべてがクランクシャフトにおいて使用可能であることによって、その構成全体の複雑性とコストとが低減させられるだろう。公知のターボ複合システムは、クランクシャフトに結合される複雑で高コストの追加の原動機を必要とする。特に船舶または発電の場合には、１つのプロペラまたは１つの発電機を駆動するように、発生した出力のすべてまたは少なくとも概ねすべてをクランクシャフトにおいて有することが望ましい。負荷が変化する場合には、完結した過給機システムが、異なる回転速度、圧力等において独立して動作するだろう。クランクシャフト回転に対する適合化は不要である。このことが、さらに、部分負荷における効率を増大させるだろう。

別の実施形態が図５９に示されており、この実施形態では、機械的エネルギーのすべてが膨張タービンの軸上に供給されるだろう。図６０が、図５９に示されている実施形態によって行われる熱力学的サイクルの理論Ｓ−Ｔ図である。これらの図は互いに関連付けて説明されるだろう。図５７と図５９とによる実施形態の間の一致する要素が、同一の照合番号によって示されている。これに加えて、温度と圧力と流量に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。

新鮮空気の中間冷却された圧縮が、上述したように多段中間冷却圧縮機タービン６００内で行われる（図６０における状態変化Ａ→Ｂ１→Ａ１→Ｂ２→Ａ２→Ｂ３→Ａ３→Ｂ）。この２つの実施形態の間の主な相違点が、図５９に示されているこの実施形態が、外部の第２の膨張タービン６１６内で、復熱装置６０２内の予熱（状態変化Ｂ→Ｃ）の後に、予膨張を行う（状態変化Ｃ→Ｄ）ということである。この予膨張の後の温度と圧力が、ピストンエンジン６０５によって予膨張が行われた後に上記の実施形態の場合にそうであったのと基本的に同じである。この実施形態では、ピストンエンジン６０５がわずかな予膨張だけを行うかまたは予膨張を全く行わず、および、１２０℃の温度と約３．７バールの圧力の作動ガスを受け取る。このピストンエンジンの燃焼空間が、セラミック層またはセラミック構成要素で同様の形で断熱されている。

ピストンエンジン内での膨張の後に、セラミック層またはセラミック構成要素へ出入りする熱エネルギーの同じ流れと環流（図６０のＦ→Ｇ→Ｈ）が生じる。この場合には排気ガスはスロットリングされないが、しかし、この代わりに、約１０００℃の温度と約１２バールの圧力において、排気ガス収集管の中に、基本的に一定不変の圧力で移動させられる。スロットリング後の状態Ｊは、スロットリングが行われない場合と同一である状態Ｈに相当する。温度と圧力の両方が、上述した実施形態の場合よりも高い。膨張タービン６０８内のより高い圧力膨張比（約１２：１）によって、より低い排気ガス温度に達するだろう。このことが、エントロピー増大スロットリングが生じないので、より高い効率に直接的に相当する。スロットリングを伴うより高い排気ガス温度が、エントロピー増大とこれに対応する効率減少とを示す。排気ガスは管６０９を通して復熱装置６０２に供給され、この復熱装置６０２内で、この排気ガスは、圧縮機タービン６００からの圧縮新鮮空気を加熱する（状態変化Ｂ→Ｃ）と同時に、温度低下する（図６０の状態変化Ｋ→Ｌ）。最後に、排気ガスは、上述の実施形態の場合よりも低い温度で、すなわち、約１７０℃に比較して約１４０℃で、排気６１０を通して環境内に放出される。１つの例示的な実施形態では、このより低い最終放出温度が、１％から２％の間の、または、１％からおそらくは２％より大きい値との間の、幾分かより高い全体的効率を示す。

２つの膨張タービン６１６、６０８が共通の軸６１５上に取り付けられており、および、これらは共に、発電するために発電機６１３を駆動する。他方では、ピストンエンジン６０５が軸６１４を経由して圧縮機タービン６００に供給する。２つの膨張タービン６１６、６１８からの出力はこの圧縮機タービン６００を駆動するためには使用されない。３つのタービン６００、６０８、６１６すべての圧力および圧縮／膨張比と、ピストンエンジン６０５の作動パラメータとを選択することによって、ピストンエンジン６０５の出力は、圧縮機タービン６００によって必要とされる通りだろう。この場合に、圧縮機タービン６００とピストンエンジン６０５の組合せは、正味出力のすべてが軸６１５上で生じさせられるように、膨張タービン６０８、６１６に圧縮作動ガスを供給する外部受動装置として機能するだろう。さらに、この場合には、正味出力が単一の軸だけに供給される。したがって、１つの発電機または他の機械動力の消費装置しか必要とされないだろう。

当然であるが、すでに上述されたすべての他の方策が適用されてもよい。これらは、非限定的に、放出温度をさらに低下させるための復熱装置後の追加の膨張タービン、圧縮機内での中間冷却の代わりの液体気化、圧縮の第１の部分の過程におけるシリンダ６０７内への水の噴射等を含む。

次に図６１を参照すると、約１．５ＭＷの熱出力と５０％より高い効率とを有するピストンエンジン６２３が示されている。予圧縮が、水の連続的な気化の下で新鮮空気を圧縮するスクリュー圧縮機６２０によって行われるだろう。上述の両方の実施形態とは逆に、このピストンエンジン６２３はセラミック断熱と流出断熱（ｅｆｆｕｓｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎ）との組合せを使用する。対応する表面層６２９がセラミック材料で作られ、および、上述の実施形態で詳細に説明したように、その表面層内に形成された流出断熱のための空洞を有する。流出断熱は、高温燃焼ガスによって放出される熱放射と、燃焼の過程においてその高温燃焼ガス中に形成される他の高温微粒子とを回避できず、および、空洞の外に流れ出す断熱ガスの「カーテン」を通過することができない。この放射は、燃焼空間の表面によって吸収され、および、したがって、燃焼空間を加熱するだろう。しかし、この放射が最高燃焼温度の非常に短い時間期間中だけ燃焼空間を著しく加熱するだけなので、流出断熱が熱エネルギーの伝達を減少させる。燃焼空間表面によって吸収される熱エネルギーの量は、純粋なセラミック断熱の場合よりも著しく小さいだろう。このことが図６２において線Ｇ→Ｈと線Ｈ→Ｊとによって示されており、これらの線は、図５８と図６０の場合よりもＴ軸に対してより一層平行であり、例えば基本的に垂直である。膨張動作の温度がセラミック層の温度よりも低くなった直後に、表面層６２９に伝達される熱エネルギーの一部分が膨張作動ガスに再伝達される。

温度と圧力と流量に関する後述の値は例示を目的とするものであって、何ら限定的なものではない。スクリュー圧縮機６２０が約１５℃および１バールの周囲条件の新鮮空気を吸引し（図６２の点「Ａ」）、および、その新鮮空気を水の連続供給と気化との下で約１０バールの圧力に圧縮し、結果的に約１４０℃の温度を生じさせる。気化した水の量が約０．１ｋｇ／秒である。この圧縮は概ね等エントロピー状態変化であるだろう。したがって、対応する線Ａ→Ｂ（図６２）がＴ軸に対して概ね平行である。復熱装置６２１内では、圧縮された作動ガス（空気／蒸気混合気）が、約１０バールに圧力を維持しながら約４００℃に加熱される（図６２の状態変化Ｂ→Ｃ）。ピストンエンジン６２３がこの予熱されかつ予圧縮された作動ガスを吸引し、それを約４．５バールと約２５０℃の温度とに予膨張させる（Ｃ→Ｄ）。この温度において、作動ガスは蒸気で準飽和（ｓｕｂ−ｓａｔｕｒａｔｅｄ）させられ、および、その作動ガスの増大した温度および圧力によって、あらゆる噴射された水を気化させるだろう。

ピストン６２４が上方に移動し、および、作動ガスを圧縮し始める。水が約０．０８ｋｇ／秒の流量でピストン室内に噴射され、および、作動ガスの増大した圧力と温度によって約２０バールの圧力に達するまで気化する。噴射された水の気化エネルギーの故に、温度は約２５０℃において概ね一定不変である（図６２の状態変化Ｄ→Ｅ）。準飽和状態の空間内の液体の気化が不可逆的プロセスなので、エントロピーが増大する。しかし、圧力が周囲圧力よりも著しく高いので、この気化は、より低い圧力の場合にそうであるよりも平衡のより近くで生じる。したがって、エントロピー増大が理論サイクル効率を２％から３％だけ減少させ、これと同時に、他方では、より大きい凝縮エネルギーが比較的低い露点において伝達されるので、効率の増大が生じるだろう。

ピストンが中間点「Ｅ」に達し終わると、水の噴射が停止する。点Ｅは、上死点へのピストンの行程の約７５％に位置しており、および、４；１の「等温」圧縮比と同等である。圧縮行程の残り部分において、さらなる断熱圧縮が行われる（Ｅ→Ｆ）。したがって、温度と圧力の両方が上昇し、および、それぞれに最終的に６５０℃および１４０バールの値に達する。その次に、燃料が約０．０２ｋｇ／秒の流量で供給される時に、燃料の燃焼が始まる（状態変化Ｆ→Ｇ）。燃焼が温度を約１６００℃に上昇させかつ圧力を約１８０バールに上昇させて、表面層６２９内の空洞からのガスのわずかな流入とその次の流出とを生じさせる。

ピストン６２４が下死点位置に向かって移動し続けるのにつれて、作動ガスが膨張させられ、および、空洞内のガスが外に移動し始め、これによって燃焼室表面上の断熱層を生じさせる。放射によって、または、（燃焼圧力が短い時間期間の間は圧縮端圧力よりもわずかに高いので）燃焼時の燃焼ガスの短時間の流入によって、伝達されるあらゆる熱エネルギーが、層６２９の表面に蓄積され、および、外部冷却液体またはエンジンジャケットには全く伝達されない。したがって、セラミック断熱材だけを使用する上述の実施形態に比較して、著しくより小さい熱エネルギー伝達がこの段階で生じる。したがって、この膨張の第１の段階を示す線Ｇ→Ｈが、伝達される熱エネルギー（ｄＱ）がより低いので、より低いエントロピー値に向かってより小さく傾斜している。膨張する作動ガスの温度が、約１１００℃および約６５バール（点「Ｈ」）である表面層６２９の値に到達し終わった直後に、膨張作動ガスの中への熱エネルギーの環流が始まる。したがって、対応する状態変化線Ｈ→Ｊは、より高いエントロピー値に向かって傾斜している。ピストン６２４が下死点位置にあるかまたはこの近くにある場合に、作動ガス温度は約７００℃および６バールの圧力に低下し終えている。その次に、作動ガスは、排気弁を開くことと、ピストン６２４の移動とによって、実質的に一定不変な圧力および温度において排気ガス収集管６２６の中に移動させられるだろう。

膨張タービン６２７は、依然として加圧されており高温である排気ガスを約１バールの周囲圧力とこれに対応する約４２０℃とにさらに膨張させる（Ｊ→Ｋ）。その次に、このガスは復熱装置６２１の中を通過し、この復熱装置６２１では、このガスが、そのガスの圧力を約１バールに維持しながら約１６０℃に冷却され（Ｋ→Ｌ）、その後で排気を通して環境内に放出される。作動ガスを周囲空気と混合することによって、作動ガスはその露点に温度低下し、および、蒸気の凝縮が始まる。高温のおよび／または乾燥した環境の場合には、凝縮は生じないだろうし、むしろ蒸気が周囲空気内で希釈化されるだろう。上述のエンジンは約５０％以上の効率に達するだろう。

図６３は、１つの例示的な実施形態よる、熱交換器５００２と膨張タービン５００３とを備えるピストンエンジン５００１を有する基本的構成またはシステム５０００を示す。全負荷において、または、ほぼ全負荷において、入口フラップまたは弁システム５００４が、新鮮空気が入口流路５００４を通して直接的に吸引されるように制御されるだろうし、および、新鮮空気が入口流路５００５を通して直接的に吸引されるように制御されるだろう。膨張タービン５００３はアイドル状態であり、かつ、膨張なしに新鮮空気が通過することを可能にするだろう（これは、図示されていないバイパスによって実現されてもよい）。ガス（この時点では、水／燃料混合気）がピストン５００７によってシリンダ５００８の中に吸引される前に、噴射ノズル５００６が、対応する量の燃料を噴射するだろう。この混合気は圧縮され、および、その次に、スパークプラグ５００９の起動によって点火されるだろう。燃料が燃焼し、および、上昇する圧力が、機械的エネルギーを発生させるためにピストン５００７を下方に駆動する。その後に、依然として高温である燃焼ガスが出口フラップまたは弁システム５０１０を通して出口流路５０１１の中に放出され、最後に環境内に放出される。全負荷において、または、ほぼ全負荷において、出口フラップまたは弁システム５０１０は、この熱交換器５００２を十分に高い温度に維持するために、排気ガスの一部分だけが流路５０１２を通って熱交換器５００２の中に案内されるように、高温排気ガスの流れを制御する。熱交換器５００２を通って流れる排気ガスは、出口５０１３を通って環境内に放出されるだろう。

負荷が減少させられる場合には、高温排気ガスのより多くが、熱交換器５０２の加熱出力を増大させるために出口フラップまたは弁システム５０１０によって流路５０１２の中に案内されるだろう。その次に、より多くの新鮮空気が入口５０１４を通して吸引されて熱交換器５００２の中を通過し、この熱交換器５００２内でこの新鮮空気が加温されるように、入口フラップまたは弁システム５００４が新鮮空気の流れを制御する。膨張タービン５００３に案内される空気の温度を調整するために、追加の低温の空気が入口５００５を通して吸引されて、入口フラップまたは弁システム５００４内で、または、この後で混合させられるだろう。その次に、膨張タービン５００３はこの加熱された空気を膨張させ、および、機械動力を発電のために発電機５０１５に供給する。温度センサ５０１６と圧力センサ５０１７は、吸引された空気のガス状態、すなわち、その温度と圧力とを検出するだろう。これらの検出されたパラメータは、膨張タービン５００３後に所望の温度と圧力が実現されるように、入口フラップまたは弁システム５００４と、出口フラップまたは弁システム５０１０とを調整するために使用されるだろう。膨張タービン５００３後では、温度が約２００℃以上だろうし、および、圧力が周囲圧力の１／５以下に低下するだろう。上昇させられた空気温度が、ノズル５００６によって噴射される燃料の完全な気化と均一な分散とを確実にすることを促進するだろう。

部分負荷（ｐａｒｔ−ｌｏａｄ）または部分負荷（ｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ）においては、温度が周囲温度よりも高く、かつ、圧力が周囲圧力よりも低いので、ピストンエンジンのシリンダ５００８の中への吸引空気の質量流量は全負荷状態の場合よりも低いだろう。

例示的な一実施形態では、既存のエンジンが、システム５００に近似するように変更されるだろう。全負荷におけるエンジンの熱出力に比較して、部分負荷においては、減少した熱出力が排気ガスから新鮮に吸引された空気に伝達されるので、熱交換器５００２が比較的小さいだろう。幾つかのフラップが省略されるか、または、別の適切な制御機構（例えば、弁等）によって置き換えられてもよい。

図６４が、理論Ｓ−Ｔ図の形で、４行程オットーエンジンの場合に全負荷において行われる熱力学的プロセスの具体例を示す。説明を簡単にするために、理想的なガスが想定されている。最初に、空気が断熱的に圧縮され（状態変化５０２０→５０２１）、その次に、燃料が燃焼させられ（５０２１→５０２２）、これによってシリンダ５０８内の温度と圧力とを上昇させる。高温の燃焼ガスが断熱的に膨張させられる（５０２２→５０２３）。放出弁が開いた直後に、依然として高温でありかつ加圧されている燃焼ガスが環境内に放出される（５０２３→５０２４）。この放出は不等エントロピー（ａｎｉｓｅｎｔｒｏｐｉｃ）なスロットリングを構成し、すなわち、温度が低下しかつエントロピーが上昇する。大幅な（原理的には可逆的な）等容冷却は生じないが、エンジンのシリンダ内の高圧力（５バールを大きく上回るだろう）から周囲圧力（約１バール）への不可逆的なスロットリング。その次に、排気ガスが、通常は周囲空気との混合によって周囲温度に温度低下させられる（５０２４→５０２０）。

供給される機械仕事Ｗが、５０２０−５０２１−５０２２−５０２５−５０２０によって囲まれている面積を計算し（この図では５０２５は、環境Ｔｅの温度におけるエントロピー軸の平行線上への５０２３（例えば、膨張の終わり）からの垂線の間の横断を示し）、および、５０２５−５０２６−５０２８−５０２７−５０２５によって囲まれている面積（不等エントロピーのスロットリング５０２３→５０２４によって課される機械仕事の損失を示す）と、このプロセスによって発生させられる使用可能な廃熱である三角形５０２０−５０２４−５０２６の面積とを減算することによって、図６４から演繹されることが可能である。減算された面積（「長方形５０２５−５０２６−５０２８−５０２７」＋「三角形５０２０−５０２４−５０２６」）は、三角形５０２０−５０２３−５０２５に等しいだろう。したがって、この熱力学的プロセスによって提供される仕事は、線５０２０−５０２１−５０２２−５０２３−５０２０によって囲まれている面積に等しく、および、オットープロセスのための結果を生じさせる。線５０２１−５０２２と、線５０２０−５０２４と、後述の図における対応する線とが指数関数であり、および／または、必ずしも直線である必要はないだろうが、説明を簡明にするために直線が示されている。

図６５ａが、理論Ｓ−Ｔ図の形で、スロットルを有する従来のオットーエンジンの場合に部分負荷において行われる熱力学的プロセスの具体例を示す。このエンジンが新鮮空気を吸引すると、スロットルが、空気温度を基本的に維持しながら、エントロピーを増大させる等エントロピー状態変化を引き起こす（状態変化５０３０−５０３１）。ガス圧力が低下し、および、空気温度を維持するために膨張仕事が熱に変換させられる。その次に、そのガスが断熱的に圧縮され（５０３１−５０３２）、および、その後で、燃料が燃焼させられる（５０３２−５０３３）。ピストンが再び下死点位置（点５０３４）に達するまで、エンジンが高温燃焼ガスを断熱的に膨張させる（５０３３−５０３４）。次に、排気弁が開き、および、依然として高温であるガスが環境内に放出される（５０３４−５０３５）。この放出は、図６４を参照して上述したように、スロットリングプロセスであり、したがって、温度が減少すると同時にエントロピーが上昇する（この場合には、スロットリングは等エントロピーではない）。最後に、高温の排気ガスが周囲空気と混合させられ、および、温度が周囲温度に低下する（５０３５−５０３０）。低い部分負荷条件においては、断熱膨張の最後における圧力（５０３３−５０３４）が周囲圧力さえよりも低いだろうし、このことが、供給される機械仕事の量をさらに一層減少させるだろう。このことが、排気弁が開く時の排気管中の周囲空気または排気ガスの環流を生じさせ、および、作動ガスの温度とエントロピーの両方を増大させるだろう（すなわち、線５０３４−５０３５が上方に傾斜している）。

この熱力学的サイクルによって生じさせられる機械仕事が、５０３１−５０３２−５０３３−５０３６−５０３１によって囲まれている面積から、エンジンからの利用可能な廃熱である三角形５０３０−５０３５−５０３７と、放出時の不可逆的なスロットリングを原因とする損失である長方形５０３６−５０３７−５０３９−５０３８の面積と、吸気時の不可逆的なスロットリングを原因とする損失である５０３０−５０３１−５０４１−５０４０とを減算することによって与えられる。残りの面積Ｗ、すなわち、供給される仕事が、図６５ａに草葺き（ｔｈａｃｈｅｄ）の線で示されている。図６４と図６５ａとの比較から明らかであるように、部分負荷状態によって供給される機械仕事は、全負荷状態において供給される機械仕事よりも著しく少ない。この両方の図が、比熱、エネルギー、エントロピー、および、機械仕事を示し、したがって、その面積の相対的な大きさが、対応する各効率に関する大きさであるだろうということが理解されるだろう。図６５ａでは、機械仕事、および、したがって、スロットリングなし（全負荷）の場合におけるプロセスの効率に関する大きさが、５０３１−５０３２−５０３３−５０３４−５０３１によって囲まれている著しくより大きい面積によって与えられるだろう。

大幅な部分負荷運転の場合（例えば、膨張端圧力が周囲圧力よりも低い時）には、排気弁が開く時に再圧縮が生じる。したがって、図６５ａの線５０３５−５０３０が上方に移動させられ、および、点３０がより左に移動させられ、三角形５０３０−５０３５−５０３７の面積をさらに増大させる。したがって、供給される仕事と効率とがさらに減少させられる。

図６５ｂが、理論Ｓ−Ｔ図の形で、例示的な実施形態によるオットーエンジンの場合に部分負荷において行われる熱力学的プロセスの具体例を示す。さらに、熱エネルギー、エントロピー、および、機械仕事が、非限定的な例示的な値で示されている。この例示的な実施形態では、最初に、吸引されるべき新鮮空気が熱交換器５００２内で加熱されるだろう。これに相当する状態変化が図６５ｂに５０５０−５０５１として示されている。次に、この高温の空気が膨張タービン５００３内で断熱的に膨張させられるだろう（状態変化５０５１→５０５２）。エンジンが温かくかつ膨張させられた空気を吸引し、および、その空気を断熱的に圧縮するだろう（５０５２→５０５３）。次に、燃料が燃焼してそのガスの温度と圧力とを増大させるだろう（５０５３→５０５４）。ピストンが下方に移動し、そのガスを断熱的に膨張させる（５０５４→５０５５）。最後に、排気弁が開いて、その高温ガスを放出する（５０５５→５０５６）。この排気ガスは、新鮮に吸引された空気を加熱するために使用されるだろうし、このことは廃熱回収と同等であるだろう。

この熱力学的サイクルによって生じさせられる機械仕事が、５０５２−５０５３−５０５４−５０６０−５０５２によって囲まれている面積から、エンジンからの利用可能な廃熱である５０５２−５０５１−５０５６−５０６１によって囲まれている面積を減算し、および、放出時の不可逆的なスロットリングを原因とする損失である長方形５０６０−５０６１−５０６３−５０６２の面積を減算することによって与えられる。図６５ａのスロットリングされたサイクルとは違って、長方形５０５０−５０５２−５０６５−５０６４の面積であるスロットリング損失が生じない。これに加えて、５０５０−５０５１−５０５２によって囲まれている利用可能な廃熱が、新鮮に吸引された空気を加熱するために使用されるだろう。最後に、５０５２−５０５３−５０５４−５０６０−５０５２から差し引かれなければならない面積が、図６５ａに示されているプロセスの場合よりも著しく小さいだろう。したがって、効率が改善されるだろう。

新鮮に吸引された空気の上昇する温度が、ノッキングを回避するための最高圧縮温度によって制限されるだろう。加熱温度を上昇させることが、ピストンエンジンのより高い吸気温度を生じさせ、および、固定された圧縮比の故に、より高い圧縮端温度を生じさせるだろう。さらに、燃焼によって温度増加を追加することが、過剰に高い可能性がある燃焼温度を結果的に生じさせるだろう。特に、冷却損失と酸化窒素の生成が増大させられるだろう。したがって、熱交換器内における新鮮に吸引された空気の加熱温度は制限されるだろう。しかし、低下させられた圧縮端圧力の故に（すなわち、より少ない空気質量がシリンダ内にすでに取り入れられている）、圧縮端温度が増大するだろう。

図６６は、従来のオットーエンジンと例示的な実施形態によるオットーエンジンとを比較する、様々な負荷におけるプロセス効率に関する理論図を示す。この場合も同様に、この比較のために、理想的なガスが想定されている。ある特定の負荷の場合にプロセス効率が可能な限り高いように、かつ、圧縮温度が許容限界または予め決定された限界を超えないように、膨張機の後の温度と圧力とのパラメータが選択されるだろう。この場合に、負荷は、シリンダのエンジンの充填率に等しいとして定義されるだろう（例えば、吸引可能な最大空気質量に対して比較された実際の吸引空気質量）。図示されているように、従来のオットーエンジンの場合の曲線（図６６の破線）が、この例示的な実施形態によるオットーエンジンの場合の曲線よりも下にある。一実施形態では、１１％未満の負荷の場合に、効率がゼロまたは負だろうし、すなわち、このプロセスの熱力学的損失が、生じさせられる機械仕事を越えており、したがってエンジンの完全な停止を引き起こす。一方、この例示的な実施形態によるエンジンによって行われるプロセスは、５％（可変的な弁タイミング制御を伴う−図６６の実線）と６％（固定弁タイミングを伴う−図５５の点線）との負荷においてゼロの線を横断する。

非常に大幅な負荷の場合には、この例示的な実施形態によるエンジンは、幾つかの利点を有するだろう（例えば、従来のオットーエンジンの０％の理論的効率において、この例示的な実施形態のエンジンはそれぞれに３６％と４２％の理論的効率を依然として示すだろう）。したがって、この例示的な実施形態のエンジンを備える自動車は、のろのろ運転と市内交通において、または、低速度（例えば、最高速度の１／３未満）において、節約するだろう。「改良されたオットーエンジン」とラベルが付けられた実線が、排気弁のための進歩した弁制御システム（すなわち、排気弁の開放瞬間と開放持続時間とが調整されるだろう）を有するこの例示的な実施形態によるオットーエンジンに関するものだろう。これらのシステムは、より強力なエンジンにも有用だろう。同様に「改良されたオットーエンジン」とラベルが付けられた、より下方に位置した点線が、こうした進歩した弁制御システムがない、この例示的な実施形態によるオットーエンジンに関するものだろう。固定された制御タイミングを有する単純な弁制御を用いる場合にさえ、この例示的な実施形態によるオットーエンジンの効率は、従来のオットーエンジンに比較して改善されるだろう。

図６７が、例示的な実施形態による機械式膨張機として排気ガス再循環（ＥＧＲ）とスクリュー膨張機５０７１とを使用する、ピストンエンジン５０７０の構成を示す。新鮮空気が入口５０７２を通って中に入る。排気フラップまたは弁システム５０７３がこの新鮮空気を高温排気ガスの一部分と混合するだろう。この混合の温度は、排気ガスの温度（７００℃を越えるだろう）と、加えられる排気ガスの量とに依存するだろう。混合気が、周囲圧力よりも低い圧力にスクリュー膨張機５０７１内で膨張させられるだろう。噴射ノズル５０７４が対応する量の燃料を噴射し、その後で空気／排気ガス混合気がシリンダ５０７５の中に入り、ピストン５０７６によって圧縮される。スパークプラグ５０７７が空気／燃料混合気に点火し、および、燃焼が生じる。膨張後に、依然として高温である燃焼ガスが、出口流路５０７８の中に放出されるだろう。排気フラップまたは弁システム５０７３によって制御される高温排気ガスの一部分が入口に戻されるだろう。その残りの部分が出口５０７９を通して環境内に放出されるだろう。

上述したように、スクリュー膨張機５０７１による膨張の後に測定された温度と圧力に基づいて調整を行うことが、効率の増大を促進するだろう。したがって、温度センサ５０８０と圧力センサ５０８１とが使用されるだろう。制御装置（図示されていない）が、シリンダの中に入るガスの適切な温度と圧力が得られるように排気フラップまたは弁システム５０７３を調整するだろう。一実施形態では、シリンダ５０７５内の燃焼温度が制限されており、例えば、特定の限界を超えた燃焼温度が、適切な限界を超えて酸化窒素の生成を増大させるだろう。

上述の実施形態では、スクリュー膨張機５０７１は発電機５０８２を駆動し、一方、この発電機５０８２は、一次装置（例えば、オイルポンプ、ウォーターポンプ等）または二次装置（エアコン、ヘッドライト等）を動作させるために発電する．当然のことであるが、この発生した出力は、さらに別の仕方（例えば、クランクシャフトへの直接的結合）でも使用されるだろう。

機械式圧縮機によって過給されるエンジンの場合には、吸引されかつ加熱された空気を膨張させるためにその圧縮機が部分負荷において使用されるだろうし、一方、これと同時に、同じ圧縮機が、過給モードにおいて、事前の加熱なしに吸引空気を圧縮する。吸引空気の加熱は、熱交換器によって、または、排気ガスの再循環（ＥＧＲ）によって、または、これらの組合せによって実現されるだろう。

従来のＥＧＲシステムでは、オットーエンジン内の再循環排気ガスの量が、ガス流全体の２５％を越えることは希である。この理由から、スクリュー膨張機５０７１の前の空気／排気ガス混合気の温度が、到達可能な最高プロセス効率における大幅な部分負荷運転のために必要とされるレベルに達することは希である。したがって、ＥＧＲは、新鮮に吸引された空気を加熱するための追加の手段を構成するだろうが、非常に低い部分負荷運転において高い効率が得られるべきである場合には、熱交換器５００２に完全に取って代わることはないだろう。一方、部分負荷運転が主として行われる場合には、例えば、最大負荷の１／３に下げた運転が行われる場合には、大幅な負荷運転では新鮮空気が２００Ｋ以上も加熱されることがあるので、ＥＧＲシステムで十分だろう。

歴史的には、車の平均動力が一貫して増大してきた。例えば、追い越し時間（ｏｖｅｒｔａｋｅｔｉｍｅ）を減少させる等のためには、ある特定の量の出力が有利である。改善された（すなわち、低下させられた）空気力学的抵抗と共に、エンジンは一般的に部分負荷状態で動作しており、および、他の作業または装置を作動させるために、または、部分的に作動させないために使用されるだろう。例えば、廃熱回収は部分負荷で行われるだろう。図６８は、部分負荷において廃熱回収を行うこうしたエンジンの例を示す．図６３を参照して説明された例示的な実施形態に比較して、冷却器として動作する第２の熱交換器１８だけが追加されている。

部分負荷において、第１の熱交換器５００２は、新鮮に吸引された空気を、上述した温度よりも高い温度に加熱するだろう。その次に、膨張タービン３は、吸気圧力よりも低い圧力にこの高温空気を膨張させるだろう。膨張の後に、この空気の温度は依然として過剰に高いだろう。部分負荷におけるピストンエンジン５００１に関する適切な吸気温度を得るために、第２の熱交換器／冷却器５０１８が、膨張させられた空気をより低い温度（例えば４０−６０℃等）に冷却するだろう。このエンジンの残りの構造とこれに対応する性能は、図６３を参照して説明されたものと同等であるだろう。

図６９は、全負荷における無過給オットーエンジンによって行われる理論的な熱力学サイクル（左側）に対する、本明細書で説明されている例示的なエンジンによる高温排気ガス中に含まれる熱エネルギーの廃熱回収を伴う、全負荷においてエンジンによって行われる理論的な熱力学的サイクルの例示的な比較を示す。

部分負荷における廃熱回収モードでは、新鮮空気が吸引されて、第１の熱交換器５００２内で加熱されるだろう（図６３の状態変化５１００→５１０１）。次に、加熱された空気が膨張装置５００３（この実施形態の場合には膨張タービン）の中に入り、および、ピストンエンジン５００１の実際の負荷に応じて適切な圧力レベルに膨張させられるだろう（５１０１→５１０２）。膨張とこれに伴う温度減少との後に、その空気は、第２の熱交換器／冷却器５０１８によって冷却されるだろう（図６３の状態変化５１０２→５１０３）。次に、冷却されかつ減圧された空気は、ノズル５００６によって燃料が噴射され終わった後に、ピストンエンジン５００１によって吸引されるだろう。

ピストン５００７は吸引空気を圧縮し（５１０３→５１０４）、および、その次に、スパークプラグ５００９が、燃料の燃焼を開始させるために空気／燃料混合気に点火するだろう。したがって温度が上昇する（５１０４→５１０５）。次に、ピストン５００７が下方に移動して、そのピストンが下死点位置に達するまで高温燃焼ガスを膨張させる（５１０５→５１０６）。１つまたは複数の排気弁（図示されていない）が開き、および、幾分かのスロットリングが排気管の中に生じるだろう（５１０６→５１０７）。

高温排気ガスの適切な一部分が再循環管５０１２を通して弁５０１０によって第１の熱交換器５００２に戻されるだろう。再循環させられる高温の排気ガスが、新鮮に吸引された空気を加熱し、および、温度低下する（状態変化５１０７→５１００）。このことは、高温排気ガスの熱エネルギーが、新鮮に吸引された空気を加熱するために使用されるだろうということを意味する。１つの具体例では、燃料はこのためには必要とされない。状態変化５１０３→５１０８と同等である圧縮行程の一部分（５１０８は、新鮮に吸引された空気の加熱線に圧縮線が交差する図６９の点である）と、加熱プロセス５１０８→５１０１（第１の熱交換器５００２内の完全な加熱プロセス１００→１０１の一部分である）と、膨張タービン５００３によって行われる膨張プロセス５１０１→５１０２と、第２の熱交換器／冷却器５０１８内の冷却５１０２→５１０３とが、共に、熱力学的サイクルを構成する。このサイクルは、高温排気ガスに含まれる熱エネルギーの少なくとも一部分を、使用可能な機械的エネルギーまたは（発電機５０１５によって）電気エネルギーに変形させる。

ピストンエンジン５００１自体がこの廃熱回収エンジンの一部分を形成することがあるということが理解されるだろう。１つの具体例では、追加の圧縮機装置は必要とされないだろう。

廃熱負荷は部分負荷において行われてもよい。この例示的な実施形態は、自動車エンジンが大幅な部分負荷と他のモードとにおいて動作している時に、燃料消費を著しく低減させるだろう。

図６９に示されているように、この例示的な実施形態のプロセス効率は、部分負荷において維持されるだけでなく、プロセス効率の全体が増大させられるだろう。これとは対照的に、図６６に示されているオットーエンジンの場合には、効率が部分負荷において減少する。

したがって、一実施形態では、部分負荷動作において、吸引された空気が、最初に、熱交換器内でエンジンの高温排気ガスによって温められ、および、その次に、膨張装置内で膨張させられ、この膨張装置内ではその新鮮空気が機械動力に変換され、その後で、膨張させられた新鮮空気がピストンエンジンに供給される。１つの具体例では、熱交換器を通過する新鮮空気と高温排気ガスの量が、エンジンの負荷と回転速度とに応じて膨張装置の中に入る前に空気の温度を調整するために、フラップまたは弁によって制御される。排気ガス再循環（ＥＧＲ）が、熱交換器の代わりに、または、熱交換器に追加して使用されるだろう。高温排気ガスの一部分が、温度を増大させるために、新鮮に吸引された空気と混合させられ、その後でこの空気／排気ガス混合気が膨張装置内で膨張させられるだろう。熱交換器は、空気／排気ガス混合気の温度を増大させるために混合前または混合後に使用されるだろう。

１つの具体例では、膨張装置は、発電のために発電機に連結されている自走機械式またはターボ膨張機（ｆｒｅｅｒｕｎｎｉｎｇｍｅｃｈａｎｉｃａｌｏｒｔｕｒｂｏｅｘｐａｎｄｅｒ）であってもよい。自走とは、膨張機がピストンエンジンのクランクシャフトに連結されていないかまたはそのクランクシャフトと同期させられていないということを意味する。このことが、１つまたは複数のプロセスパラメータ（例えば、温度、圧力等）がピストンエンジンと膨張装置の最大の全体的効率を実現するために調整されるように、膨張装置内での独立した流れ制御と、したがって、その膨張装置の後での膨張圧力の独立した制御とを可能にする。

別の具体例では、冷却器として機能する追加の熱交換器が、自走膨張装置の後に取り付けられるだろう。第１の熱交換器が、吸引された空気を、上述の実施形態の温度より高い温度（例えば、排気ガス温度に近い温度）に加熱するだろう。この場合に、第１および第２の熱交換器と膨張装置との組合せが、少なくとも部分負荷において、ピストンの圧縮と共に、高温排気ガスを使用することが可能である廃熱回収手段の一部分を形成するだろう。このことが、外部の廃熱回収エンジンの必要なしに燃料消費を減少させるだろう。

ピストンエンジンの出力は、エンジンの中を通過する空気質量流量と、燃焼させられる燃料の量とに依存するだろう。例示的な実施形態による構成が、予備的に温められた新鮮空気を膨張装置が膨張させるので、吸引される新鮮空気の質量流量を減少させる。したがって、エンジンのピストンが、吸気行程の過程において、環境圧力よりも低い圧力で温かい空気（または、温かい空気／燃料混合気）を受け取る。スロットルを備える従来のオットーエンジンでは、このより圧力が、等エントロピーでかつ実質的に等温のスロットリングによって実現されるだろう。しかし、この例示的な実施形態では、大幅なスロットリングは生じない。その代わりに、可逆的な膨張が、膨張装置を通して出力を供給することによって行われるだろう。予熱が、供給される動力を増大させ、および、膨張させられた空気が十分に高い温度でシリンダの吸気システムの中に入ることを確実にすることを促進する。

一般的に、特定の負荷の場合に、膨張装置に結合されているピストンエンジンの最適の効率を確実なものにする、加熱温度および膨張圧力の少なくとも１つの組合せが存在する。しかし、各々の組合せは、例えば、周囲圧力および温度、および、エンジンおよびあらゆる補助装置の実際の設計と具体化等のような、幾つかの特徴に依存する。したがって、従来のエンジンの場合のように、特定の負荷に関する最適のパラメータ（例えば、温度、圧力）を決定するために、テストが行われるだろう。これらのパラメータから、エンジンの制御手段（例えば、制御装置）が、特定の負荷の下でエンジンが動作する時の最適な予熱温度と予膨張圧力とを決定するだろう。この制御手段は、適切な効率および性能にエンジンを維持するために特定の負荷に関する所望の温度と圧力とを得るように、アクチュエータまたは他の適切な装置を駆動するように作動可能だろう。

今日の移動形エンジン用途（例えば、乗用車とトラック）と、他のエンジン用途とが、膨張装置によって発生させられる追加の電気を供給されることが可能な多数の電気装置を含む。この具体例は、例えば、エアコン、ヘッドライト、エンジンの補助機器、冷却水ポンプ、オイルポンプ等を非限定的に含む。ハイブリッドカーは、エンジンが部分負荷で動作することが多いので、これらの１つまたは複数の例示的な実施形態から利益を得ることができる。膨張装置によって発電された電気は、このタイプの自動車を特徴付ける大型バッテリーをロード（ｌｏａｄ）するだろう。

外部膨張装置が、クランクシャフトまたは動力伝達系列に直接的または間接的に連結されるだろう。これに加えて、膨張後の空気温度がピストンエンジンへの供給のためには過剰に高温である場合に、追加の冷却器が、空気の圧力を実質的に維持しながらその空気の温度をさらに低下させるために使用されるだろう。

１つの非限定的な具体例では、例示的な実施形態による、部分負荷においてエンジンを稼働させる方法が、（１）熱交換器を通過する高温排気ガスによって、または、直接的な混合によって、吸引された新鮮空気を加熱する段階と、（２）その加熱された空気を膨張装置の中で膨張させる段階と、（３）その膨張させられた空気をピストンエンジンの吸引システムに送る段階とを含むだろう。

ピストンエンジンの吸気システムに対する供給の前に新鮮空気を加熱して膨張させることが、低負荷におけるピストンエンジンの効率を維持することを促進するだろう。この例示的な実施形態は、さらに、既存のピストンエンジンに対する改良としても具体化されるだろう。

ディーゼルエンジンがこの例示的な実施形態から利益を得るだろう。部分負荷においてさえ、ディーゼルエンジンにおける膨張端圧力（放出時のエンジンシリンダ内の高温ガスの圧力）が周囲圧力を超過し、および、さらなる膨張のために使用されるだろう。この高加圧ガスが圧縮機タービンを駆動するために使用されるターボ過給器システムとは違って、この例示的な実施形態は、空気がピストンエンジンの吸気システムの中に入る前に予熱と予膨張とを実現し、および、したがって、ピストンエンジンの膨張端圧力が減少させられるだろう。このことは、燃焼ガスのより大幅な膨張と、したがって、より高い効率とを意味するだろう。この例示的な実施形態による１つまたは複数の装置によってディーゼルエンジン内の空気流を減少させることによって、単位当たりでより多くの燃料が燃焼させられるだろうし、および、平均燃焼温度が上昇するだろう。このことは、効率の別の増大を意味する。したがって、この例示的な実施形態は、オットーエンジンに加えて、部分負荷におけるディーゼルエンジンにも利益をもたらす。

一実施形態では、新鮮空気の加熱のために高温排気ガスを使用することによって、空気温度を増大させるためには追加の燃料が必要とされないだろう。

上述の説明と図面とが本発明の様々な実施形態を示すが、様々な追加と変更と置き換えとが、添付されている特許請求項に定義されている本発明の着想と範囲とから逸脱することなしに、これらの実施形態において行われてよいということが理解されるだろう。特に、本発明が、本発明の着想または本質的な特徴からの逸脱なしに、他の特定の形態と構造と構成と比率の形で、および、他の要素と材料と構成要素を用いて、具体化されてよいということが当業者に明らかだろう。例えば、上述のシステムと方法とが、より効率的なピストンエンジンシステムを作るために技術を使用することに向けられているが、上述のシステムと方法とがジェットエンジンやガスタービン等のために使用されることが可能であるいうことが理解されなければならない。したがって、本明細書で開示されている実施形態は、すべての点において、例示的でありかつ非限定的であると見なされなければならず、および、本発明の範囲は、添付されている特許請求項によって示されており、かつ、上述の説明には限定されない。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、内側室とこの内側室に流体連通している排気口とを有するシリンダと、シリンダの排気口に流体連通している排気収集管であって、内側表面と内部容積とを含み、かつ、この内部容積が実質的に第１の圧力に維持されている排気収集管と、シリンダの内側室内に往復動する形で配置されており、かつ、出力サイクルを循環するように作動可能であるピストンであって、この出力サイクルは燃焼行程を含み、この燃焼行程は始まりと終わりを有し、および、シリンダの内側室内の排気ガスが燃焼行程の終わりにおいて第２の圧力を有し、および、第１の圧力が第２の圧力に実質的に等しいピストンとを含む。

例示的な実施形態では、内燃エンジンを動作させる方法であって、この内燃エンジンは、内側室を有するシリンダと、この内側室に流体連通している吸気口と、この吸気口を開閉するように作動可能な吸気弁と、内側室に流体連通している排気口と、この排気口を開閉するように作動可能な排気弁とを含み、この方法は、吸気口を開く開位置に吸気弁を動かす段階と、吸気口を通して内側室に作動ガスを送り込む段階と、吸気口を閉じるために吸気弁を閉位置に動かす段階と、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮する段階と、この圧縮された作動ガスを、排気ガスを生じさせるように燃焼させる段階と、排気口を開くために排気弁を開位置に動かす段階と、排気口を通して排気ガスを排気する段階と、吸気弁開位置への吸気弁の後続の動きの前に、排気弁を閉位置に動かす段階とを含む。

例示的な実施形態では、内燃エンジンと共に使用するためのシリンダヘッドであって、このシリンダヘッドは、内側表面を有する排気流路と、この排気流路内に位置している排気断熱部材とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れて、第１の圧力の排気ガスを生じさせるためにその作動ガスを燃焼させる燃焼室と、燃焼室と流体連通しておりかつ排気ガスを受け入れるように作動可能な排気収集管とを含み、この排気収集管は第２の圧力に維持されており、および、第１の圧力は第２の圧力に実質的に等しい。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、燃焼室および復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、この膨張させられた排気ガスが復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための第１の圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である第１の圧縮機と、この第１の圧縮機に流体連通している第１の復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な第１の復熱装置と、第１の復熱装置に流体連通している第２の圧縮機であって、加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを圧縮するように作動可能である第２の圧縮機と、この加熱されかつ２回圧縮された作動ガスに気化可能な液体を供給するための、第２の圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、第２の圧縮機に流体連通している第２の復熱装置であって、２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを生じさせるために、加熱されかつ２回圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能である第２の復熱装置と、第２の復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、燃焼室と第１の復熱装置と第２の復熱装置とに流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために、排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、この膨張させられた排気ガスが第１および第２の復熱装置の少なくとも一方に熱エネルギーを供給する第１の膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能な第１の膨張機と、第１の圧縮機に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、燃焼室と復熱装置とに流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために、排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、膨張させられた排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する第２の膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能な第１の膨張機と、第１の膨張機と復熱装置とに流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能であり、かつ、排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、復熱装置に流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために、排気ガスを膨張させるように作動可能である第２の膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能であり、かつ、排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、復熱装置に流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能である膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、内燃エンジンを動作させる方法であって、この内燃機関エンジンは、内側室を有するシリンダと、この内側室に流体連通している吸気口と、この吸気口を開閉するように作動可能な吸気弁と、シリンダの内側室の中に往復動する形で配置されているピストンとを含み、この方法は、加熱された作動ガスを生じさせるために作動ガスを加熱する段階と、ピストンを上死点位置から下死点位置に向けて移動させる段階と、吸気弁を開位置に動かす段階と、加熱された作動ガスを吸気口を通して内側室に送り込む段階と、ピストンが下死点位置に達する前に吸気口を閉位置に動かす段階とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、圧縮機に流体連通しているタンクであって、気化可能な流体を収容し、かつ、飽和させられた作動ガスを生じさせるために蒸気で作動ガスを実質的に飽和させるように作動可能であるタンクと、このタンクに流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ飽和させられた作動ガスを生じさせるために、飽和させられた作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ飽和させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、燃焼室と復熱装置とに流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、この膨張させられた排気ガスが復熱装置に熱エネルギーを供給する第１の膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンを動作させるための方法が、圧縮行程において作動ガスを圧縮する段階と、圧縮行程の少なくとも一部分の間に作動ガスに対して気化可能な液体を送り込む段階とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている第１の気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能な第１の膨張機と、第１の圧縮機と復熱装置とに流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室であって、排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、加熱されかつ膨張させられた作動ガスの燃焼の前に、この加熱されかつ膨張させられた作動ガスに気化可能な液体を供給するための、燃焼室に関連付けられている第２の気化可能流体供給装置と、復熱装置に流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能である第２の膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている第１の気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、加熱されかつ圧縮された作動ガスの燃焼の前に、この加熱されかつ圧縮された作動ガスに気化可能な液体を供給するための、燃焼室に関連付けられている第２の気化可能流体供給装置と、燃焼室と復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、この膨張させられた排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジンシステムが、上部部分を有する内側室を有するシリンダと、内側室内に往復動する形に配置されておりかつ上死点位置と下死点位置との間を移動可能でありかつ頂部面を有するピストンと、ピストンが上死点位置にある時のピストンの頂部面とシリンダの内側室の上部部分とによって画定されている燃焼空間と、ピストンの頂部面上に配置されている第１の断熱層と、シリンダの内側室の上部部分上に配置されている第２の断熱層とを含む。

例示的な実施形態では、エンジンシステムが、クランクシャフトと、このクランクシャフトに連結されている第１の往復動ピストンエンジンであって、機械動力と、熱エネルギーを有する排気ガスとを生じさせるために、燃料を燃焼させるように作動可能であり、かつ、この生じさせられた機械動力がクランクシャフトに供給される第１の往復動ピストンエンジンと、第１の往復動ピストンエンジンに流体連通しており、かつ、排気ガスからの熱エネルギーの少なくとも一部分を取り出すように作動可能である熱交換器と、熱交換器に流体連通しておりかつクランクシャフトに連結されている第２の往復動ピストンエンジンであって、機械動力を生じさせるために、取り出された熱エネルギーによって動力供給されるように作動可能であり、かつ、この生じさせられた機械動力はクランクシャフトに供給される第２の往復動エンジンとを含む。

例示的な実施形態では、往復動ピストンエンジン内で排気ガスを冷却する方法であって、この方法は、第１の温度を有する作動ガスを供給する段階と、作動ガスの第１の部分をバイパス流路に送る段階と、第２の温度を有する排気ガスを生じさせるために作動ガスの第２の部分を燃焼させる段階と、第１の温度と第２の温度の中間である第３の温度を有する統合されたガスを生じさせるために、排気ガスと作動ガスの第１の部分とを組み合わせる段階とを含む。

例示的な実施形態では、排気ガスを再循環させる方法であって、この方法は、第１の酸素富化ガスを供給する段階と、排気ガスを生じさせるためにその酸素富化ガスを燃焼させる段階と、圧縮された排気ガスを生じさせるために排気ガスの一部分を圧縮する段階と、混合ガスを生じさせるためにこの圧縮された排気ガスを第２の酸素富化ガスと混合する段階と、排気ガスを生じさせるためにこの混合ガスを燃焼させる段階とを含む。

例示的な実施形態では、エンジンシステムが、作動ガスを受け取るための多段中間冷却式圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である多段中間冷却式圧縮機と、この圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能である復熱装置と、復熱装置に流体連通している断熱された燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能である燃焼室と、この断熱された燃焼室と流体連通しておりかつ排気ガスを受け取るように作動可能である断熱された排気収集管と、この断熱された排気収集管と復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、この膨張させられた排気ガスは復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機とを含む。

例示的な実施形態では、エンジンシステムが、作動ガスを受け取るための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、気化可能な液体を作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能である復熱装置と、膨張機に流体連通している断熱された燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能である燃焼室と、燃焼室と復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、この膨張させられた排気ガスは、復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機とを含む。

Claims

往復動ピストンエンジンシステムであって、
シリンダであって、内側室と、前記内側室に流体連通している排気口とを有するシリンダと、
前記シリンダの前記排気口に流体連通している排気収集管であって、内側表面と内部容積とを含み、かつ、前記内部容積が実質的に第１の圧力に維持されている排気収集管と、
前記シリンダの前記内側室内に往復動する形で配置されており、かつ、出力サイクルを循環するように作動可能であるピストンであって、前記出力サイクルは燃焼行程を含み、前記燃焼行程は始まりと終わりを有し、および、前記シリンダの前記内側室内の排気ガスが前記燃焼行程の終わりにおいて第２の圧力を有し、および、前記第１の圧力は前記第２の圧力に実質的に等しいピストンと、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
排気弁をさらに備え、および、前記排気弁は前記排気口を開閉するために移動可能である請求項１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
開位置と閉位置との間で前記排気弁を動かすためのソレノイドをさらに備える請求項２に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気収集管に流体連通している膨張タービンをさらに備え、前記膨張タービンは、前記排気ガスを受け取るように、かつ、第３の圧力の膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、前記第３の圧力は前記第２の圧力よりも低い請求項１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気収集管内に配置されている排気断熱部材をさらに備える請求項１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気断熱部材は前記排気収集管内に形成されている断熱室を備える請求項５に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記断熱室は流体によって満たされている請求項６に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気断熱部材は放射損失を最小限にするための反射性材料を備える請求項５に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気断熱部材は低い熱伝導率を有する材料を備える請求項５に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記材料はセラミックである請求項９に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気断熱部材はインサートを備える請求項５に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記インサートは研磨されている請求項１１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記インサートは、それらの間に空洞を画定するように前記排気収集管の内側表面からオフセットされている請求項１１に記載の往復動ピストンエンジン。
内燃エンジンを動作させる方法であって、前記内燃エンジンは、内側室を有するシリンダと、前記内側室に流体連通している吸気口と、前記吸気口を開閉するように作動可能な吸気弁と、前記内側室に流体連通している排気口と、前記排気口を開閉するように作動可能な排気弁とを備え、
前記吸気口を開く開位置に前記吸気弁を動かす段階と、
前記吸気口を通して前記内側室に作動ガスを送り込む段階と、
前記吸気口を閉じるために前記吸気弁を閉位置に動かす段階と、
圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮する段階と、
排気ガスを生じさせるために前記圧縮された作動ガスを燃焼させる段階と、
前記排気口を開くために前記排気弁を開位置に動かす段階と、
前記排気口を通して前記排気ガスを排気する段階と、
前記吸気弁の開位置への前記吸気弁の後続の移動の前に、前記排気弁を閉位置に動かす段階と、
を含む方法。
前記吸気弁と前記排気弁の少なくと１つはソレノイドによって動かされることが可能である請求項１４に記載の方法。
ピストンエンジンを動作させる方法であって、
第１の圧力を有する排気ガスを生じさせるために作動ガスを燃焼させる段階と、
第２の圧力を有する排気ガス流経路の中に前記排気ガスを排気する段階
とを含み、
前記第２の圧力は前記第１の圧力に実質的に等しい
方法。
膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させることをさらに含み、および、前記膨張させられた排気はガス第３の圧力を有し、および、前記第３の圧力は前記第２の圧力よりも低い請求項１６に記載の方法。
内燃エンジンと共に使用するためのシリンダヘッドであって、
内側表面を有する排気流路と、
前記排気流路内に配置されている排気断熱部材と、
を備えるシリンダヘッド。
前記排気断熱部材は、排気流路内に形成されている断熱室を備える請求項１８に記載の往復動ピストンエンジン。
前記断熱室は流体で満たされている請求項１９に記載の往復動ピストンエンジン。
前記排気断熱部材は放射損失を最小限にするための反射性材料を備える請求項１８に記載の往復動ピストンエンジン。
前記排気断熱部材は低い熱伝導率を有する材料を備える請求項１８に記載の往復動ピストンエンジン。
前記材料はセラミックである請求項２２に記載の往復動ピストンエンジン。
前記排気断熱部材はインサートを備える請求項１８に記載の往復動ピストンエンジン。
前記インサートは研磨されている請求項２４に記載の往復動ピストンエンジン。
前記インサートは、その間に空洞を画定するように排気流路内側表面からオフセットしている請求項２４に記載の往復動ピストンエンジン。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れて、第１の圧力の排気ガスを生じさせるために前記作動ガスを燃焼させる燃焼室と、
前記燃焼室に流体連通している排気収集管であって、前記排気ガスを受け入れるように作動可能であり、かつ、第２の圧力に維持されており、および、前記第１の圧力は前記第２の圧力に実質的に等しい排気収集管と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記排気収集管に流体連通している膨張タービンをさらに備え、前記膨張タービンは、前記排気ガスを受け取るように、かつ、第３の圧力の膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、前記第３の圧力は前記第２の圧力よりも低い請求項２７に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記膨張タービンは、前記受け取られた排気ガスからエネルギーを引き出して前記エネルギーを発電機に供給するように形状構成されている請求項２８に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記膨張タービンは、前記受け取られた排気ガスからエネルギーを引き出して前記エネルギーをエンジンクランクシャフトに供給するように形状構成されている請求項２８に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、前記圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、
前記燃焼室と前記復熱装置とに流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、前記膨張させられた排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する第１の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記加熱されかつ圧縮された作動ガスは第１の温度と第１の圧力とを有し、前記燃焼室は、燃焼の前に前記加熱されかつ圧縮された作動ガスが第２の温度と第２の圧力とを有するように、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを予膨張させ、および、前記第２の温度は前記第１の温度よりも低く、かつ、前記第２の圧力は前記第１の圧力よりも低い請求項３１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記復熱装置に流体連通している第２の膨張機をさらに備え、前記第２の膨張機は、前記復熱装置から前記膨張させられた排気ガスを受け取るように、かつ、２回膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記膨張させられた排気ガスを膨張させるように作動可能である請求項３１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記圧縮機に流体連通している予圧縮機をさらに備え、前記予圧縮機は、新鮮な作動ガスを受け取るように、かつ、前記作動ガスを生じさせるために前記新鮮な作動ガスを圧縮するように作動可能である請求項３１に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記圧縮機と前記気化可能液体供給装置は、前記圧縮された作動ガスを蒸気で飽和させるように作動可能である請求項３１に記載のエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための第１の圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために作動ガスを圧縮するように作動可能である第１の圧縮機と、
前記第１の圧縮機に流体連通している第１の復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な第１の復熱装置と、
前記第１の復熱装置に流体連通している第２の圧縮機であって、加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを圧縮するように作動可能である第２の圧縮機と、
前記加熱されかつ２回圧縮された作動ガスに気化可能な液体を供給するための、前記第２の圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記第２の圧縮機に流体連通している第２の復熱装置であって、２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ２回圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な第２の復熱装置と、
前記第２の復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、
前記燃焼室と前記第１の復熱装置と前記第２の復熱装置とに流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、前記膨張させられた排気ガスは前記第１および第２の復熱装置の少なくとも１つに熱エネルギーを供給する第１の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記第２の復熱装置に流体連通している第２の膨張機をさらに備え、前記第２の膨張機は、前記第２の復熱装置から前記膨張させられた排気ガスを受け取るように、かつ、２回膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記膨張させられた排気ガスを膨張させるように作動可能である請求項３６に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスは第１の温度と第１の圧力とを有し、前記燃焼室は、燃焼の前に前記２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスが第２の温度と第２の圧力とを有するように、前記２回加熱されかつ２回圧縮された作動ガスを予膨張させ、および、前記第２の温度は前記第１の温度よりも低く、かつ、前記第２の圧力は前記第１の圧力よりも低い請求項３６に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記第２の圧縮機と前記気化可能液体供給装置は、前記圧縮された作動ガスを蒸気で飽和させるように作動可能である請求項３６に記載のエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、前記圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能である第１の膨張機と、
前記第１の膨張機に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能な燃焼室と、
前記燃焼室と前記復熱装置とに流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、前記膨張させられた排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する第２の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記圧縮機と前記気化可能液体供給装置は、前記圧縮された作動ガスを蒸気で飽和させるように作動可能である請求項４０に記載のエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、前記圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能である第１の膨張機と、
前記第１の膨張機と前記復熱装置とに流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能であり、かつ、前記排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、
前記復熱装置に流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能である第２の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記圧縮機と前記気化可能液体供給装置は、前記圧縮された作動ガスを蒸気で飽和させるように作動可能である請求項４２に記載のエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能であり、かつ、前記排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、
前記復熱装置に流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能である膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
前記加熱されかつ圧縮された作動ガスは第１の温度と第１の圧力とを有し、前記燃焼室は、燃焼の前に前記加熱されかつ圧縮された作動ガスが第２の温度と第２の圧力とを有するように、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを予膨張させ、および、前記第２の温度は前記第１の温度よりも低く、かつ、前記第２の圧力は前記第１の圧力よりも低い請求項４４に記載の往復動ピストンエンジンシステム。
前記圧縮機と前記気化可能液体供給装置は、前記圧縮された作動ガスを蒸気で飽和させるように作動可能である請求項４４に記載のエンジンシステム。
内燃エンジンを動作させる方法であって、前記内燃エンジンは、内側室を有するシリンダと、前記内側室に流体連通している吸気口と、前記吸気口を開閉するように作動可能な吸気弁と、前記シリンダの前記内側室内に往復動する形に配置されているピストンを備え、この方法は、
加熱された作動ガスを生じさせるために作動ガスを加熱する段階と、
前記ピストンを上死点位置から下死点位置に向けて移動させる段階と、
前記吸気弁を開位置に動かす段階と、
前記吸気口を通して前記加熱された作動ガスを前記内側室に送り込む段階と、
前記ピストンが前記下死点位置に達する前に前記吸気弁を閉位置に動かす段階と、
を備える方法。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
前記圧縮機に流体連通しているタンクであって、気化可能な流体を収容するように、かつ、飽和させられた作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを蒸気で実質的に飽和させるように作動可能であるタンクと、
前記タンクに流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ飽和させられた作動ガスを生じさせるために、前記飽和させられた作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ飽和させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能である燃焼室と、
前記燃焼室と前記復熱装置とに流体連通している第１の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために、前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、前記膨張させられた排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する第１の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンを動作させる方法であって、
圧縮行程中に作動ガスを圧縮する段階と、
前記圧縮行程の少なくとも一部分の間に前記作動ガスに気化可能な液体を送り込む段階と、
を含む方法。
前記往復動ピストンエンジンは４行程往復動ピストンエンジンである請求項４２に記載の方法。
前記往復動ピストンエンジンは２行程往復動ピストンエンジンである請求項４２に記載の方法。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、前記圧縮機に関連付けられている第１の気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している第１の膨張機であって、加熱されかつ膨張させられた作動ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを膨張させるように作動可能である第１の膨張機と、
前記第１の膨張機と前記復熱装置とに流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能であり、かつ、前記排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する燃焼室と、
前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスの燃焼の前に、前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスに気化可能な液体を供給するための、前記燃焼室に関連付けられている第２の気化可能流体供給装置と、
前記復熱装置に流体連通している第２の膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能である第２の膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
往復動ピストンエンジンシステムであって、
作動ガスを受け入れるための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
気化可能な液体を前記作動ガスに供給するための、前記圧縮機に関連付けられている第１の気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能な復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ膨張させられた作動ガスを燃焼させるように作動可能である燃焼室と、
前記加熱されかつ圧縮された作動ガスの燃焼の前に、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスに気化可能な液体を供給するための、前記燃焼室に関連付けられている第２の気化可能流体供給装置と、
前記燃焼室と前記復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために、前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、かつ、前記膨張させられた排気ガスは前記復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
内燃機関ピストンエンジンシステムであって、
上部部分を有する内側室と、
前記内側室内に往復動する形に配置されており、かつ、上死点位置と下死点位置との間を移動可能であり、かつ、頂部面を有するピストンと、
前記ピストンが前記上死点位置にある時の前記ピストンの前記頂部面と前記シリンダの前記内側室の前記上部部分とによって画定されている燃焼空間と、
前記ピストンの前記頂部面上に配置されている第１の断熱層と、
前記シリンダの前記内側室の前記上部部分上に配置されている第２の断熱層と、
を備える往復動ピストンエンジンシステム。
エンジンシステムであって、
クランクシャフトと、
前記クランクシャフトに連結されている第１の往復動ピストンエンジンであって、機械動力と、熱エネルギーを有する排気ガスとを生じさせるために、燃料を燃焼させるように作動可能であり、かつ、前記生じさせられた機械動力が前記クランクシャフトに供給される第１の往復動ピストンエンジンと、
前記第１の往復動ピストンエンジンと流体連通しており、かつ、前記排気ガスからの熱エネルギーの少なくとも一部分を取り出すように作動可能である熱交換器と、
前記熱交換器に流体連通しておりかつ前記クランクシャフトに連結されている第２の往復動ピストンエンジンであって、機械動力を生じさせるために、取り出された熱エネルギーによって動力供給されるように作動可能であり、かつ、前記生じさせられた機械動力は前記クランクシャフトに供給される第２の往復動ピストンエンジンと、
を備えるエンジンシステム。
往復動ピストンエンジン内で排気ガスを冷却する方法であって、
第１の温度を有する作動ガスを供給する段階と、
前記作動ガスの第１の部分をバイパス流路に送る段階と、
第２の温度を有する排気ガスを生じさせるために前記作動ガスの第２の部分を燃焼させる段階と、
第３の温度を有する統合されたガスを生じさせるために前記排気ガスと前記作動ガスの第１の部分とを組み合わせ、かつ、前記第３の温度は前記第１の温度と前記第２の温度との中間である段階と、
を含む方法。
排気ガスを再循環させる方法であって、
第１の酸素富化ガスを供給する段階と、
排気ガスを生じさせるために前記酸素富化ガスを燃焼させる段階と、
圧縮された排気ガスを生じさせるために前記排気ガスの一部分を圧縮する段階と、
混合ガスを生じさせるために前記圧縮された排気ガスを第２の酸素富化ガスと混合する段階と、
排気ガスを生じさせるために前記混合ガスを燃焼させる段階と、
を含む方法。
エンジンシステムであって、
作動ガスを受け取るための多段中間冷却式圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である多段中間冷却式圧縮機と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能である復熱装置と、
前記復熱装置に流体連通している断熱された燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能である断熱された燃焼室と、
前記断熱された燃焼室に流体連通しておりかつ排気ガスを受け取るように作動可能である断熱された排気収集管と、
前記断熱された排気収集管と前記復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、前記膨張させられた排気ガスは、前記復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機と、
を備えるエンジンシステム。
エンジンシステムであって、
作動ガスを受け取るための圧縮機であって、圧縮された作動ガスを生じさせるために前記作動ガスを圧縮するように作動可能である圧縮機と、
前記作動ガスに気化可能な液体を供給するための、前記圧縮機に関連付けられている気化可能流体供給装置と、
前記圧縮機に流体連通している復熱装置であって、加熱されかつ圧縮された作動ガスを生じさせるために、前記圧縮された作動ガスに熱エネルギーを供給するように作動可能である復熱装置と、
前記膨張機に流体連通している断熱された燃焼室であって、排気ガスを生じさせるために、前記加熱されかつ圧縮された作動ガスを燃焼させるように作動可能である断熱された燃焼室と、
前記燃焼室と前記復熱装置とに流体連通している膨張機であって、膨張させられた排気ガスを生じさせるために前記排気ガスを膨張させるように作動可能であり、および、前記膨張させられた排気ガスは、前記復熱装置に熱エネルギーを供給する膨張機と、
を備えるエンジンシステム。