JPS58150002A - 断熱容積形装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 一般に気体の圧縮あるいは膨張によって仕事をするかあ
るいは仕事をなされるのに使用きれる二つの型式の装置
がある。これらの一般的な二つの型式の装置は容積形装
置およびタービンである。

容積形装置は種々の機械的に駆動されるあるいは駆動す
るピストンあるいはベーン型ロータを含む。

一定容積の気体が、成る容積から、圧縮機あるいは機関
の機能に依存して大きいかあるいは小さい異なった容積
へ比較的低速度で運ばれる。他の型式の装置、タービン
、において、ブレードを通過する気体の流れは大体気体
の音速の速度で生じる。

タービンは容積形装置より一層効率良くすることができ
ることは、このような装置を設計する者に良く知られて
いる。効率のこの差の理由はしばしば不明瞭であった。

この非効率についての根源的な知識により、非効率ある
いは損失が最小値捷で重要な要因によって減少するよう
な様式で容積形装置を設計することができるであろう。

もちろん、押退は部材、ピストンあるいはベーンとチャ
ンバの壁との間の摩擦により容積形装置に付加的なエネ
ルギ損失が生じることは良く認識されている。タービン
はこの非効率を避けるものではあるが、音速に近い速度
で空気力学的流れの摩擦などを受ける。

熱交換および全エネルギ損失 摺動部品の間の摩擦損失は重要であるが、通常システム
中の主要なエネルギ損失ではない。しかしながら主要な
非効率を生じさせる良く理解されていない容積形装置の
一つの特性に注目しよう。

これは、圧縮されあるいは膨張されろ気体と押退は量の
壁との間の熱交換である。この熱交換は通常根本的なも
のとして許容される。しかしこの熱交換は大いに減少さ
せることができる。

壁との熱交換 これらの解説は用語を反対にして膨張機関に等しく適用
することができるけれども、捷ず最初に圧縮機について
考える。気体は断熱的に圧縮されると、圧力の増加と同
様圧縮の作用として一層熱くなる。温度および圧力の増
加は断熱の法則の良く知られた関係に従う。いくつかの
場合において空気圧縮機におけるように、気体中につく
りだされる付加的な温度は迷惑なものとして後にしりぞ
けられる。しかしながら有用な仕事の重要な部分、主要
な部分はこの熱をしりぞける際に浪費される。

この熱が排除される空気圧縮機の特別な場合には、所望
の容積の冷たい圧縮気体を達成すべくわずかの仕事がな
きれるようにサイクルにおいてできるだけ早くこの熱を
排除することが一層効率的である。（等温装置は、１等
温容積形装置“という名称の本件出願人の同時に出願し
た特許出願の主題である。）種々の内燃機関のランキン
サイクル熱ポンプあるいは圧縮サイクルにおけるように
、圧縮機が使用される他の場合において、圧縮機の壁と
作業流体すなわち気体の熱交換による断熱圧縮からの離
反はシステムの主要な不利益および非効率である。本発
明のポイントは、断熱式容積形装置の入力ポートおよび
出力ポートの適当な設計によってこの熱交換を小さな値
まで減少させることができることである。

この熱損失の機構は、圧縮あるいは膨張の間中壁と接触
する作業流体の乱流運動である。この熱交換は二つの部
分から成る。即ち（１）壁が等温に保持される場合気体
と壁との間の熱交換および（２）壁自体の熱インピーダ
ンスである。壁の熱インピーダンスは、工程の遅れ相に
おいて気体の平均温度に等しい温度になる遅れ平均化溜
めとして壁が作用するようなものであることが明らかで
ある。熱交換の大きさと同じく相遅れは両方とも断熱効
率にとって有害である。

熱の浸透厚さ 熱接触時間内の熱の浸透厚さを計算することによって、
気体と一時的な接触をする間中の壁の熱質量を計算する
ことができる。所定の時間を内の熱（又は冷たさ）の浸
透の熱浸透厚さｄは、数学的に ｄ＝（（Ｋ／Ｃ・）ｔ）ｙ６ のように表わされる。ここでＣｖ　は壁の材料の比熱、
Ｋは熱伝導率、ｔは時間である。（Ｋ／Ｃｖ）はしばし
ば拡散係数と呼ばれる。

Ｃｖが／　ｃａｌ　ｃｍ−３ｄｅｇ　’ある一般的な材
料で、時間が１０　　　ｓθＣあるいはそれより長い（
３０００ＲＭＰにおける工程に対して）場合、浸透厚さ
は、最高速度でＫ　＝／　Ｏｃａｌ　ｃｍ　　ｄｅｇ　
　　であるプラスチックに対し３×ＩＯ”ｃｍ　と金属
および大きな遅いピストンに対し３×１０　　”ｃｍと
の間で変化する。最小の浸透厚さですら数センチメータ
ーの大気圧におけろ空気あるいはフレオンに等しいヒー
トマス（ｈｅａｔ　ｍａｓｓ　）に相当する。それ放気
体と接触する壁のヒートマスは、気体のヒートマスに匹
敵するかあるいはそれより太きい。この浸透厚さの因子
を無視し、気体からの熱流れの時間平均である温度を壁
がうけると仮定することが、技術の実務において一般的
である。この場合熱損失な決定する際の主要な因子は、
壁特性の影響をほとんどうけない仮想等濡壁と気体の理
論的な熱交換である。後に熱流れの時間に依存した相遅
れの重要性を示す。最初に浸透厚さの効果を示す。チャ
ンバの壁はなめらかでありそしてそれから熱損失はなめ
らかな壁との乱流交換に・よって支配きれると仮定する
。

拡散熱流れの説明 第１図には第１図の溜め１から第２の溜め２への熱の拡
散の古典的な解明が示されている。第１の溜め１はＴ１
のところで一層熱く、熱をバリア３まで伝えろ基本的に
無限の能力を有する乱流気体である。熱は拡散率に／Ｃ
ｖで領域２の中へあるいは外へ拡散する。それから深さ
Ｘの関数として温度Ｔの熱の分布は、一連の以下のゝゝ
エラー関数“解に従う。

ｒ＝ｒ２＋、（Ｔ１７Ｔ２）ｅｘｐ（−Ｘ　／ｄ２）又
は　Ｔ＝Ｔ２＋（Ｔ１−Ｔ２）ｅ（Ｘ　／ｄ　　）ここ
で前述のとおりｄ＝［’（Ｋ／Ｃｖ）　ｔ〕％である。

距離ｄは熱波の浸透の深さの中心である。ｄｌ、ｄ２、
ｄ３　で示された３つの曲線は時間ｔ１．ｔ２、Ｔ３の
温度の輪郭であり、ここで浸透深きｄｌはｄ２より小さ
く、ｄ２はｄ３より小きい。９７Ｅに熱いあるいは冷た
い気体をともなうンリンダ内におけるように１１が時間
に依存するものであるならば、実際の温度の分布は、か
かる解の簡明な付力口であるべきである。この意味にお
いてゝゝ冷たい“即ちＴ１はＴ２より小を＜、壁の中へ
浸透することができ、同じく熱いＴ１はＴ２より太きい
。浸透深さは、時間ｔにおけろ各々の温度変化の平均′
深きである。各々の曲線によって説明されるヒートマス
はＨ＝　（ＴＩ−Ｔ２）ＣＶであり、かくて長い時間熱
が吸収されればされるほど、熱は多量に伝達される。典
型的な拡散率および浸透深さヒートマスが糧々の材料に
対し表１に示している３゜３０００ＲＰｔ４の周波数が
例として選ばれ、浸透深さヒートマスはオツトーサイク
ル機関の♂、／圧縮燃焼気体と比べられる。

表　　１ 種々の材料の拡散率、浸透深さ、ヒートマス３０００Ｒ
ＰＭ、ｔ＝／／（２ｆ）＝０．（７／５ｅｃＣａｌａｎ
−２ 炭素鋼ＯＪ　　　Ｏ，１／　　　０．／３　−　０．０
／ｌ’１ステンレス鋼　　　　０．／μ　Ｏｊｊ　　　
　０．０３１．　　　　θ、００♂７＝７／ｙルーりｏ
ム　　　　０．／／　　０．１／　　　　０．０２Ｉ　
　　　Ｏ，００７ｉｐリン青銅２．−２　　０．♂ＩＩ
　　　　Ｏｊｊ　　　　　Ｏ，０３！ベリリウム銅　　
　　　Ｏ１♂　　Ｏ９ざ弘　　　０．．２０　　　　０
．０２／アルミニウム合金　　／、乙　　Ｏ９夕１　　
０Ｊ７　　　０．０．２に炭素コークス　　　　０．２
ｇ　０．３　　　０．２　　　　０．００７！；圧縮さ
れたｒ倍の燃料を加えた空気の熱容量＝ｊ　Ｘ　／　０
　”ｃａｌ　ｃｍ　−３なめらかな表面との乱流熱交換 もし気体がなめらかな壁のツヤイブの中を流オ！ろなら
ば、乱流流体熱交換の特性は、気体が約ＳＯ・やイブ直
径（アメリカ物理〕・ンドブツク、ｌり６３年）を移動
した後で壁と熱平衡に達するようなものである。これは
又同じく粘着性のおそくなりＨさであり、あるいは運動
エネルギが浪費されろ長さである。％％　ｓ　ｏ・ぐイ
ブ直径″の量は層流低層（ｌａｍｌｎａｒ　５ｕｂ−ｌ
ａｙｅｒ　）の特別な特性によって決定される。これは
乱流流体流れとなめらかな・Ｐイブ壁との間の境界層で
ある。シリンダあるいは他の圧縮容積の場合には、適当
な要件はストロークの時間中流体（又は気体）が壁と接
触して移動する距離である。気体がチャンバに対して高
い速度で弁から侵入するならば、気体は圧縮あるいは膨
張ストロークの時間中圧縮チャンバ内で何度も循環する
。循環のサイクルの数は、ピスト／の速度に対する入力
弁を通って侵入する気体の速度の比によって大体概算す
ることができる。ピストン面積に対する弁面積の平均比
は約２０対ｌ（テイラ−／９１，１．年）であり、シリ
ンダに侵入する気体はピストン速度のＩＯ乃至２０倍の
速度を有する。

一般に、流れによってつくられた乱流が・やイゾを通っ
て移動する流体の通常のパイプ流れに引き起こされる乱
流より大きくなるように、気体は圧縮容積に対して非対
称的にチャンバに侵入する。それ故壁との熱交換は乱流
が大きくなるとき一層大きくなるであろう。コーナを流
れる気体は真直ぐなＩＰイブ流れより乱れるので、大体
７０度の循環で約０倍の熱交換が期待される。それ故入
口が制限された弁を有する典型的なピストンは、圧縮あ
るいは膨張ストロークの時間中気体の差熱の大体半分の
壁と気体の熱交換を可能にする。気体に対する壁の差温
度差は全温度差の大体％であるので、熱の大体％が壁に
失なわれる。このような気体取扱い装置の主要な非効率
の原因となるのはこの大きな熱交換である。この熱損失
を避けるただ一つの方法は、気体を低速度で圧縮容積に
侵入させることができるようにすることである。気体が
ストローク中移動する距離は（直径で測定して）小さく
、熱交換は小さい。侵入気体の流体速度がピストンある
いは他の圧縮部材の速度に均り合うならば、弱い乱流境
界層即ち不完全な層流であってしかも小さな乱流に代る
ものが期待されろ。乱流がほぼ存在しない状態を層流に
近い流れと呼ぶことにする。かくて重大な設計は圧縮あ
るいは膨張サイクルに対し入力気体に層流に近い流れを
つくりだすことである。流れがピストン速度で層流に近
い流れとなるならば、入口ポート面積は全ピストン面積
に対し接近しなければならない。同じく膨張機関におい
て入口ポートはピストン面積に等しくなければならない
。このことは又回転ベーン装置にあてはまる。

断熱サイクルにおける壁と気体の熱交換による非効率 圧縮の後段階の間中中間温度Ｔ２に等温で保持きれる代
わりに完全な断熱圧縮であるならば、最初温度ＴＩにあ
る気体は最後の温度がＴ３となるように圧縮されろと仮
定する。ＴＩはＴ２より小さく、Ｔ２はＴ３より小さい
。ピストンを離れた・後の気体の熱エネルギは比Ｔ２／
Ｔ３による場合よりも小さい。（気体の質量は保持され
ろ。）それ放卵効率因子あるいは熱損失は、気体内に存
する熱（Ｔ３−Ｔｌ）によって分割される差（Ｔ３−Ｔ
２）である。シリンダの壁および他の因子の冷却に依存
してＴ２はＴＩとＴ３のほんの半分であり、それ故圧縮
装置は断熱圧縮に従うときに効率５θ％である。壁が達
する温度Ｔ２は熱交換工程および壁の冷却の複雑な関数
となる。一般に気体はストロークのすべてのポイントに
おいて平衡とはならず、この熱損失への接近が実際にお
こる。しかしながら理論的な最大熱の５０％までを交換
することができるということを単純な計算が示すという
事実は、この熱短絡およびそれに付随する効率の損失を
避ける装置を設計するために十分な理由となる。

壁が温度■２で等温に維持きれるならば、壁に対するこ
の熱損失は、例えば冷凍サイクルあるいは通常の空気圧
縮機のような圧縮機において実際の利益となるであろう
。しかしながら壁に対する気体の熱交換はこれより一層
複雑である。もし気体がサイクルの一部において壁に熱
を失なうことができるならば、気体は又壁が気体より熱
いならばサイクルの他の部分において壁から熱を得ろこ
とができる。壁は浸透厚さ効果により一時的に気体より
熱い。壁からの気体を加熱するというこの浸透厚さ効果
は、壁が入口気体より熱いとき気体の加熱が導入部でお
こるので圧縮機の効率に対し特に有害である。それから
気体は理想的な断熱サイクルより高い熱で圧縮され、か
くて一層の仕事が理想化されたサイクルに要求される場
合よりも要求される。かくて熱は有害な相遅れによって
交換される。第２図に壁との熱交換をともなうおよびと
もなわないこれらの理想サイクルを示す。

気体は、一定の圧力Ｐｏに沿って温度Ｔ□ではじまる導
入ストロークの間中容積ｖｏまでシリンダの中へ吸取ら
れる。理想的なサイクルにおいて純粋な断熱曲線１に沿
って容積ｖｏで圧縮を開始し、容積ｖ１および温度Ｔ１
のところで最後の溜め圧力Ｐｌに達する。壁によって気
体を加熱することによるいくつかの可能性が存在する。

（１）　　導入の間中においてのみ気体が＋Ｔｄｉｆｆ
によって加熱されるならば、圧力−容積の関係は同じま
まである。すなわち気体は仮定により圧縮の間ではなく
導入の間壁によって加熱されるので、圧縮は断熱であり
、それ放向−の状態Ｖｌ、ＰＩに到達し、しかしながら
高温においてＴ　＝（Ｔｄｉ　ｆｆ　＋Ｔｏ　）　／　
Ｔ□ｘＴ１である。過剰の熱は後に排除され、それ散気
体の同一質量を放出するために一層の仕事を必要とする
。

（２）　　圧縮の開始の後で熱を加えることができ、気
体は純粋な断熱曲線より急勾配の曲線２に従う。

それから気体の温度は壁の温度を越えるようになり、気
体からの熱を壁へもどし、曲線は断熱曲線１より小さい
勾配の曲線３を越えて曲がる。要求される仕事は一層大
きくなる。サイクルの端における圧縮気体の壁冷却が、
断熱湯合でのＶｌにおけろＴＩ以下で■４における最終
気体温度Ｔ４を実際減少させる点において、曲線４は一
層現実的であるが、正味の仕事は断熱湯合を越える。

（３）　　壁は完全に冷却し、温度Ｔ、に保持すること
ができ、気体は完全に壁と熱を交換することができ、そ
してそれから圧縮は曲線５に沿って等温である。これは
、最終的な温度Ｔ５＝ＴＱにおいて冷たい気体を得ろた
めに最小の仕事サイクＩしである。（１）一時的な基礎
上で外部から内部を隔離する浸透厚さの議論および（２
）乱流熱交換が通常のシリンダおよびピストンにおいて
部分的にのみ有効であるので、通常実際に再びそれを達
成することはできない。

熱損失および断熱サイクルの要約 熱交換は導入気体の乱流流れのためにおこる。

最大気体質量あるいは最小温度Ｔｏは、もし壁が温度Ｔ
ｏに維持されるかあるいは導入気体が層流に近い流れで
あるならば、導入の間中のみ維持されろ。同一の議論が
圧縮の間にもあてはまる。しかしながら熱浸透厚さの議
論は、もし壁が浸透厚さに比べて厚いならば、外側で熱
流れを平均化するが内側では薄い層において交互に熱く
そして冷たくなるであろうと述べている。もし気体が乱
流であるならば、この交互の熱いそして冷たい熱溜めは
最悪の時間において導入空気の加熱を生じさせ、圧縮気
体を一層熱い温度Ｔ３に到達させ、前記温度■３は、壁
の一層高い平均温度が熱を運び去るのを可能にする唾で
気体を一層更に加熱し、一層の仕事などを必要とする。

これは非効率的な圧縮機である。乱流を減少させて圧縮
と同様に層流に近い流れの導入部を有することによって
、気体と壁との間の熱交換を減少させることが一層良り
Ｏ 部分的な乱流および熱浸透厚さによる一時的な熱交換は
、すべての容積形装置に有害である。有用な測定として
、ティラーＣｌ９６６年）は約３Ｑ％の効率の損失をガ
ソリン機関内の熱損失のせいにし、５０％の効率の損失
をディーゼル機関内の熱損失のせいにする。換言すれば
ガソリン機関は３０％の代わりに≠ｊ％の効率となるこ
とができ、ディーゼル機関は３５％乃至参〇％よりむし
ろ７０％となることができる。これらは大きな進歩であ
り、それ故それらを達成するためにある程度の複雑さを
正当化する。

薄層の熱交換 もし容積がコーナを廟すると仮定して、流体が１０直径
の運動のようなもので壁と熱を交換するならば、侵入す
る流体の速度が、ピストンあるいは制限容積（例えば回
転ベーン）の他の移動境界の速度より非常に太きくなる
ことができないことを意味する。典型的な装置における
これらの速度は気体の音速の尾より通常小さいので、入
口ポートにおける差圧は気体圧力の大体／％にすきない
ことを意味する。このことは、ポートをピストンの面積
に大体等しい面積で設計しなければならないことを意味
する。リード弁のような気体圧力によって開放する弁は
、高い乱流レベルおよびかくて大きい熱交換損失に達す
る°ために入口気体の十分に高い速度を必然的にひき起
こし、しかしスリーブ型吸気弁は良く役立つ。他方排気
ポートはそれほど大きい必要はなく、実際リード作動式
弁であることができる。なぜならば、シリンダを離れる
気体は出口工程の間中シリンダ内に乱流をつ〈りださな
い。結果として、側壁面積を露出するスリーブ型人口弁
の相対的な複雑さを備えるのみの層流ポート付きピスト
ン圧縮機をつくることが可能である。この面積はシリン
ダのヘッドの全面積とほとんど等しいが、熱損失の実質
的な減少は一層小感な導入ポート、例えばシリンダヘッ
ド面積の約２分のｌをもたらす。

他方ベーン型装置は、ベーンが圧縮容積の外側壁にのら
ないとすれば、入口ポート面積が圧縮あるいは膨張容積
全断面積と同じくらい太きいように設計することができ
る。他の点では入口ポートは、ベーンが通過するときベ
ーンな支持するために必要なひもによっていくらか制限
されなければならない。

それ故入口が圧縮容積の全断面積とほぼ等しく、入口の
気体が制限容積の移動境界と同一の速度で侵入子るよう
に特別の注意がはられれている特別に設計されたポート
付き機関が提供される。この様式において気体流れは圧
縮および膨張の間中制限容積内で近い薄層であり、壁に
対する熱損失は極めて減少される。多くの熱機関におい
て、このことは２つの因子までの燃料効率における改良
を可能にする。

層流および乱流流れ 乱流はλつの状態が適合するとき流体流れにつくりださ
れる。（１）平均的な流れ範囲の運動エネルギの粘着性
の浪費が小さく、あるいは流れ・Ｐターンのレイノルズ
数が太きい。（２）速度分布の勾配が一定ではなく、す
なわち平均的な流れに垂直な距離の作用として速度の第
１の派生物より大きな有限の派生物が存在する。それ故
流れ内の一様な変形は乱流を始めるのには十分ではない
。

実際の期間中乱流は、堅い面と接触する流体流れの摩擦
（および熱伝達）を促進する。なめらかな面から流体の
中へ進むので、壁にすぐに近接した流れは、粘性によっ
て生じた流体摩擦が乱流摩擦より犬きくなるように寸法
が小さいので薄層となる。レイノルズ数が１０Ｏより大
きい（壁に垂直に測定して）流れの中へ臨界的な距離の
ところで、最初に小さな渦のだめの余地しかないので小
さな渦ができ、そしてそれから更に流体中へ進むにつれ
て徐々に大きな渦となり、流れは乱流となる。表面から
流体中へ進むときの渦の大きさの成長は“対数的変化“
と呼ばれる。例えば飛行機の翼に沿って、更に下流へ進
むにつれて乱流の輪郭は流体中へ更に延びる。なめらか
な表面へのこの浸透深きは、下流距離の約％乃至２゜の
小さな部分である。かくて流れは流体のいたるところに
乱流をひきおこす前に比較的長い距離を移動する。

これは、壁に接近した小さめの渦が流体の中へ更に大き
めの渦をひきおこす等のためである。他方もし壁が太き
い突出部を有し非常に粗い場合には、乱流は非常に急速
にひき起こされ、粗さあるいは突出部の大きざによる渦
が即座に形成される。飛行機の翼は、１０：ｌ乃至２０
：／の範囲内の抗力に対する浮力の比が達成されるよう
になめらかにつくられ、しかももしスポイラ（垂直に突
出するフラノｆ）を使用するならば、つくりだされる乱
流は大きく、抗力に対する浮力の比は２：ｌ又は３：ｌ
となる。他方もし流れが完全に層流であるならば１００
以上の抗力に対する浮力の比が可能である。かくて相対
的な尺度において、弱い乱流境界層を備えたなめらかな
壁は、スポイラによって生じるような激しい乱流に対抗
するように、あたかも抗力の特性において９層流に近い
流れ″のように作用する。

シリンダ内の回転流れの場合には、流れはコーナな備え
ていないなめらかな壁と接触し、かくて層流に近い流れ
である。他方方位面（Ａｚｌｍｕｔｈａｌ。

ｖｏｒｔｅ、ｘ　）　　は鋭いコーナによってそらされ
た流れを有し、かくて一層乱、流になるであろう。これ
が、方位渦が十分に一乱流であるにもかかわらず軸線方
向の渦が９層流に近い流れ“と呼ばれる理由である。最
後に、半径と速度の傾斜は一定であるので（状態２）、
軸線方向の面内で半径の作用としての速度分布の変形は
乱流を生ぜしめない。壁との接触あるいは摩擦のみが乱
流を生せしめる。なめらかな面に沿った層流に近い流れ
のこの議論において、表面からすぐ上流の流れはそれ自
体層流に近い流れであり、問題の面に沿った速度から太
き〈異なっていない速度および方向のものである。

断熱容積形装置の一般的な説明 本発明に従えば容積形装置（ピストンシリンダおよびベ
ーン圧縮機、膨張機の両方）の効率は、チャンバ内への
気体の近い薄層流れを提供しそれによってチャンバの壁
へのおよび壁からの熱流れを実質的に減少させるような
形状および大きさを有する入口通路（あるいは数本の入
口通路）を通して、圧縮あるいは膨張チャンバの中へ気
体を導入することによって実質的に改良される。ピスト
ン−シリンダ装置の場合、ピストンの面積の約％からそ
れにほぼ等しい面積を有する入口゛通路、好ましくはシ
リンダの捷ゎりを３１．０度延びスリーブ弁によって開
かれおよび閉じられる入口ポートのところで開く通路に
よって、層流に近い流れは達成される。通路は、シリン
ダの接線方向の速度の実質的な成分によってシリンダ中
へ気体を導入し、それによって軸線方向の渦流れをひき
おこし、半径方向の渦の形成および高い乱流、熱交換を
禁止するように配置きれたプレナム室あるいはλっ又は
２つ以上の渦巻きであるべきである。ベーン装置の場合
、導入通路および排出通路の両方とも、ロータベーンの
速度と実質的に適合する速度での４層流に近い流れが維
持され、それによって気体とロータベーンと装置のケー
シング壁との間の熱流れを減少させるような長をに沿っ
た断面積を有している。好ましくはベーン装置のケーシ
ング壁は、壁内の熱流れを減少させて壁の熱短絡を最小
にするように低い熱伝導性を有する材料からつくられる
。

≠・ストロークオツトーサイ２ル機関 入ロ通路はプレナム室のようなシリンダの上部のまわり
を３１．０度に亘って延び、オー・ミヘノドカムシャフ
ト又はクランクシャフトによって作動されるスリーブ弁
によって開閉される。燃料は、シリンダ壁から隔置され
た領域で燃焼するために集中されるように軸線に沿って
／リンダ内へ導入される。プレナム室は、チャンバ内に
軸線方向の渦流力を生じさせるように接線方向に対し斜
めに向けられたベーンを有する。軸線方向の渦流れは、
酸素の満ちた空気が燃料の燃焼を支持するのに利用でき
るところで、軸線から外側へ未燃の燃料の小ン商を遠心
分離することによって燃焼を促進する。

コ・ストロークディーゼル機関 この機関は、それぞれ以下の範囲内の圧縮比を有する過
給用ピストンシンダング、燃焼用ピストン−シリンダお
よび排気用ピストン−シリンダを有する。過給−３：ｌ
乃至ｇ：ｌ、圧縮−３：／乃至弘：／、排気−６：ｌ乃
至り：ｌｏ空気は好ましくは頂部のところで３１．０度
の入口ポートを通って過給用シリンダの中へ導入され、
前記入口ポートはスリーブ弁によって開閉され、プレナ
ム室又は渦巻きから空気を受け、前記プレナム室又は渦
巻きは、シリンダ内に軸線方向の渦および層流に近い流
れを形成するために周囲方向の速度成分を生ぜしめる。

過給空気は隔離された貯蔵チャンバに導かれ、前記チャ
ンバは準静止移動および燃焼用シリンダの掃除のために
空気を保持する。

貯蔵チャンバの容積は、燃焼用シリンダの移動容積の約
１倍乃至約６倍の範囲内であるべきである。

燃焼用シリンダはビストンストロークの底部のところで
３６０度の入口ポートを有し、前記人口ポートは渦巻き
から貯蔵チャンバから過給空気を受けとり、前記渦巻き
は燃焼用シリンダ内に軸線方向の渦流れをひきおこす。

好ましくは最高圧縮において、燃焼用シリンダの半径お
よびストロークは熱損失を最小にするために大きなりリ
アランス容積を提供するように大よそ等しくなる。燃焼
７１７ンダのヘッドはなめらかで、排気弁は／リンダの
軸線と実質的に同軸的である。軸線方向の渦流れが実質
的に妨げられず、空気が酸素の個湯していない領域で燃
焼が燃料の小滴の遠心分離によって促進されるように、
燃料は実質的に燃焼７１７ンダの軸線に沿って注入きれ
ろ。燃焼用シリンダから開放する排気弁は、シリンダの
軸線とその壁との間の中間に配置され、そこで一層完全
な排気を提供する。同軸的な管状排気弁の場合、燃焼用
シリンダのヘッドは冷却され、弁の冷却のために高い熱
伝導を提供する。排気ガスは、排気シリンダ内に軸線方
向の層流に近い渦流れを生じさせろ渦巻きへのなめらか
な壁を備えた断熱通路を通って、燃焼用シリンダから排
気用シリンダへ導かれる。排気用シリンダの排気弁はス
リーブ弁であり、半径の％のところに位置し、シリンダ
の半径の約％に等しい幅を有している。

コ・ストロークオツトーサイクル機関 ビストンストロークの底部に配置され且つシリンダの半
径の約％に等しい高さを有するＪｔＯ度の導入ポートは
、ビストンストロークの底部に導かれた導入−排出空気
の層流に近い軸線方向の渦流れの形成を生じさせるため
に、半径方向から約≠５度乃至約６０度の角度で向けら
れたベーンな有するプレナム室からシリンダの中へ空気
を導く。

好ましくは導入−排出空気は過給をれている。プレナム
室および導入ポートは、半径方向の速度成分の約１倍か
ら約２倍までの周速度成分をもって空気を導くような形
状および大きさを有している。

燃料は軸線方向渦の軸線の近くのシリンダの中へ注入さ
れ、わずかな燃料しかシリンダ壁と接触した冷たい気体
に達しない層流状のチャージを提供する。点火プラグが
燃料注入器の近くに配置され、軸線方向の渦流れを分裂
させないようにヘッド表面と同一平面となった電極面を
有している。

気体圧縮機 空気は、スリーブ弁によって開閉きれるシリンダの頂部
にある３乙Ｑ０に亘って拡がる導入ポートを通って半径
方向に対し斜めのベーンを有するプレナム室からシリン
ダ内へ導かれる。導入きれた空気は層流に近い軸線方向
の渦流の発生によりシリンダ壁とわずかな熱しか交換し
ない。

関節式ベーン圧縮機又は膨張機 それぞれ圧縮−膨張領域へおよびから導く導入通路およ
び排出通路は両方とも、ロータベーンの速度と実質的に
均り合う速度におけろ層流に近い流れが通路内に維持さ
れるような断面積を有している。効率の高いブレイトン
サイクルヒートポングは、本発明を具現化する適当な大
きさの関節式ベーン装置を利用している。ハウジングお
よびシャフト継手は熱短絡を最小にするべく隔離される
べきである。

燃焼のための乱流 内燃機関において、燃焼ガスを排出するために、特にガ
ソリン機関の場合には内部の燃焼ガスと冷たい壁の近く
の燃料−空気混合物との一層十分な混合をもたらして完
全な燃焼を促進するために、乱流は非常にしばしば故意
にひき起こされることを認識すべきである。これらの要
件は明らかに層流に近い流れな矛盾する。

他方ディーゼル機関およびオツトーサイクル機関の両方
における気体運動の確実な制御は、壁と接触する冷却さ
れた境界層がわずかの燃料しか含まないすなわち非常に
漏れやすくなるように、ディーゼル機関および燃料注入
式オツトーサイクル機関のための燃料注入システムを設
計する可能性を提供する。それから燃焼領域は冷たい外
側シリンダ壁から隔離され、熱いピストンの中高および
ヘッドにのみさらされる。未燃の燃料の問題は減少する
。

圧縮および膨張 同じく圧縮および膨張の間中気体の平均温度の間の大き
な差という付加的な矛盾が存在する。圧縮の間の気体の
温度は燃焼のために膨張の間の温度より非常に小きく、
それで膨張の間での熱い気体からの熱損失は、圧縮の場
合よりも高い平均温度に壁を加熱する傾向がある。かく
て圧縮は断熱圧縮より熱く、必要以上に多くのエネルギ
を必要とする。このエネルギのうちのいくらかは膨張の
間に回復されろが、正味の効果は非効率的である。

圧縮装置を膨張装置から分離するために効率の立場から
明確な利益が存するということはこの理由のためである
。これはガスタービンにおいてなされるが、膨張タービ
ンのブレードが燃焼の後で最高温度の気体と平衡温度に
ならなければならないので、ブレードの要求されろ高い
速度による応力はピーク温度をきびしく制限し、かくて
カルノー効率を制限する。壁と気体の乱流熱交換によっ
て又バタービンブレードの温度を制限することによって
、現在の装置は制限これろ。

ヒートポンプ プレイトンサイクル・ヒートポンプにおいて層流に近い
流れ圧縮機および膨張機の特別の利益が存在する。３つ
の一般的な型式のヒートポンプがある。（１）同時に出
願された本件出願人の特許出願において説明されている
等温サイクルあるいはスターリングサイクル。（２）気
体のように圧縮され、コンデンサ内に熱を供給し液体と
なる特別な冷凍剤を使用するランキンサイクル。液体は
熱が加えられる冷たい熱交換機の気体まで膨張させられ
る。

（３）気体が断熱的に圧縮され、熱が熱交換機内に抜き
田畑れ、それから残余のエネルギが熱膨張機関内に抜き
出され、最後に熱が第２の又は冷たい交換機内の排気ガ
スに加えられるプレイトンサイクル。ランキンサイクル
において膨張オリフィスを通って膨張する流体に相当す
るエネルギ（圧力Ｘ　“流体の容積）は浪費されるが、
流体の比較的高い密度のために容積が小さいのでこの浪
費されたエネルギは小さい。他方冷凍剤の特性の制限は
、温度比が平均的な気候で遭遇する有用な極端を覆うの
に十分なだけ太きいように比較的大きな圧縮比が使われ
ることを要求する。圧縮サイクルが例えばｔｏｅｓの効
率で含まれるとき、結果は約２乃至２８ｊの平均ゝゝ作
動係数“（ｃｏｐ）となる。理想的なｃｏｐはＴ３／（
Ｔ３−Ｔ２）である。かくて典型的な３０Ｃの温度差お
よび絶対温度３０００Ｋに対し、理論的な最大ＣＯＰ　
は１０となるべきであり、λ、Ｑという比較的小さい値
になるべきではない。

この大きな値に近づくために、冷凍剤の制限な避けるこ
とと同じく一層効、率の良い圧縮機を使用することが必
要とされる。もしプレイトンサイクルを使用するならば
、膨張機関を加えなければならず、この膨張機関の効率
は重大である。このようなサイクルにおいて圧縮機は、
仕事（Ｔ３　　Ｔ２）ｘ（気体のユニット熱質量）の総
計となり、そしてそれから熱交換機内で抜き出される熱
の総計はこの同じ値（Ｔ３−Ｔ２）である。気体のこの
ユニット熱′質量は、比Ｖｏｌ　２　／　Ｖｏｌ　３＝
　Ｔ　２／Ｔ　３でＶｏｌ３からＶｏｌ２までの容積に
減少する。小さい方のＶｏｌ２が大気圧すなわち同一の
圧力比まで膨張するとき、はぼ同一の温度差（Ｔ３−Ｔ
２）によって冷却されるが、容積は一層小さくなり、か
くて機関内でなされる仕事は比Ｖｏｌ　２／　Ｖｏｌ　
３＝　Ｔ　２／Ｔ　３により圧縮機によってなされる仕
事より小さい。

もしこの仕事が圧縮機へ供給されるならば、外部から供
給されなければならない正味の仕事は、／−（Ｔ２／Ｔ
３）＝（Ｔ３−Ｔ２）／Ｔ３又は理論的なパ最太ｃｏｐ
　　の逆である。このｃｏｐｉ　ｏは、膨張機゛が圧縮
機によってなされる仕事の２０％をなし、それ故循環力
が外側から供給される力の１０倍即ち構造カーＩＯ％で
あることを意味する。かくてもし圧縮機関および膨張機
関の両方ともそれぞれエネルギの５％を浪費する、即ち
各々の効率がりｊ％であるならば、外部源はこの付加的
な損失エネルギを供給しなければならず、供給しなけれ
ばならないエネルギを２倍にする。各々のエンジンは効
率が１００％よりむしろりｊ％であるので、ＣＯＰは理
論的最大値がＩＯから！へ減少し、又は因子の効率の損
失が２となる。

ヒートポンプ装置が圧縮機関および膨張機関の効率に対
しいかに敏感であるかが理解される。かくてプレイトン
サイクル・ヒートポンプ装置をできるだけ高い効率とす
るための主要な動機が与えられる。

一内燃機関においてｌ０Ａ−セントの損失は重大ではな
いが、所定の乱流熱交換率に対する効率の損失が極めて
太きくなるように、温度差は非常に太きい。結果として
効率の損失は重大なものとなるのに十分な程太きい。

それ故、層流に近い流れになるような様式で即ち移動す
るチャンバの境界の押退は速度より小さいかあるいはそ
れに匹敵する残余の循環あるいは両速度で、気体が押退
は容積内へ導かれる容積形装置−圧縮機、熱膨張機関、
内燃機関およびヒートポンシーが提供される。

典型的実施例の説明 本発明の一実施例は、第３図に示された関節式ベーン空
気ポンプすなわち膨張機関である。関節式ベーン空気ポ
ンプは、排気流に圧縮空気を加え、かつ未然気体を減小
するために自動車用機関と関連して広く用いられる。ヒ
ートポンプのだめの上記関節式ベーン圧縮機または膨張
機（ＡＶＣ）を用するだめの特殊な利益があり、なぜな
らば移動部品の非常に低い摩擦のためであシ、摩擦が、
かなり大きい外側レース（ｒａｓｅ）上に乗ることに反
して中心シャフトの軸受上にベーンが乗っているからで
ある。かなりの特許文けんは、自動車の発散制御などの
関節式ベーンポンプについて存在しているが、この先行
技術は、断熱圧縮の効率に向けられていない。主要技術
についての選択された引用文けんは、この明細書の終シ
に表示されている。

入ロチャンパ６１および出ロテヤンバ６２を有するハウ
ジングＴ２の内側において一組のベーン６３．６４．６
５は、回転ドラム６７によって固定軸６６の周りに回転
される。ベーンは、ドラムにおいてくシール６８．６９
．１０を通して半径方向に滑り、かつ圧縮領域において
同心ハウジング７２とともに、クリアランス７１によっ
て、かつ出口チャンバ６２から入ロチャンパ６１を分離
するウェブによって、シールされている。ベーンと圧縮
ハウジングＴ２との間およびドラム６Ｔとウェブ７３と
の間のクリアランスＴ１は、気体の洩れを防ぐために小
さく保たなければならないが、なお接触を防がなければ
ならない。なぜならば、表面は、潤滑されていないが、
摩擦を防ぐために、裸にされているからである。先行技
術の通常の形式において、ＡｖＣの入ロチャンパおよび
出口チャンバは、比較的に任意の形状のものである。比
較的に大きいチャンバの状況において、入口および出口
における空気流は、ベーン６３．６４．６５の移動に比
して比較的に固定的である。これから、大きな乱流渦は
、ベーンによって生じる。入ロチャンパにおいて、これ
らの渦は、捕えられ、圧縮チャンバにおける循環は、壁
との熱交換の増加を生じる。排出チャンバにおいて、対
応する乱流渦は、熱およびエネルギの浪費を生じる。こ
の実施例において、かつ本発明によれば、入ロチャンノ
々および出口チャンバは、気体の流速がドラム６７の回
転速度に一致するように形成されかつ寸法が定められる
（寸法７４および７５）。入口６１のための寸法７４は
、圧縮容積における平均ベーン長さに等しく、そのため
に、ドラム６７およびベーンの所与の回転は、ドラム６
Ｔと同じ速度においてチャンバ６１において気体を移動
させる。出口チャンバ６２において、幅Ｔ５は、以下に
説明するように３つのブレードのポンプの場合において
圧縮比７．３３１．：／によって割られた入口寸法１４
０幅のものである。

ロータベーン６３．６４．６５は、クリアランス７１が
開いているとき出口６２に、ベーン６５の背後の圧縮容
積が解放されているときに示される。３つのベーンの設
計は、ベーン間で７２０°の角度を有する。２つ、ｑつ
、Ｓつなどの等しい間隔のベーンの設計は、容易につく
ることができる。

ブレードの数は、圧縮比を決定し、これは、圧縮が始ま
る位置Ｉから６θ度後の圧縮位置■までのブレード間に
、捕えられた容積比である。３つのブレードのだめの合
成圧縮比は、ヒートポンプのだめの最適値に近く、なぜ
ならば、圧縮比は、／、３．３Ａニアであり、温度比は
／、／２３：／であり、すなわちＴｄｉｆｆ＝　３７℃
であり、かつ理想的ＣＯＰ＝ｇ：／である。もしも圧縮
機および膨張機がｑ！ｆチ効率であると、実際のＣ０Ｐ
ｉｊｌｌになる。

Ｉから■までの６０度の角度距離において、気体は、こ
れが解除される圧力に圧縮される。鎖線で示しだブレー
ド位置７６は、入口容積が丁度閉じられたときに相当す
る。位置７６において各ブレードに接触している気体は
、結局、位置７Ｔに移動され、外壁に接触する。この工
程において、圧縮によって加熱され、（もしも流れが膨
張のために逆になると冷却され）、壁を加熱する。しか
し、理想的場合において、気体および壁は、気体が１か
ら川まで移動されると、圧縮に対応する各位置のために
同じ温度になる。もしも外壁材料において熱伝導がない
と、熱移動は最小となる。この場合、本発明によれば、
外壁は、ステンレス鋼またはプラスチック被覆金属など
の充分に低い伝導材料でつくられて、ハウジングの壁に
、熱伝導の逆行を減らすことが、望ましい。しかし、ド
ラム６７およびブレード６３．６４．６５は、高温領域
から低温領域へ、また高温などへ回転する。

気体からの、および気体への熱移動は、すでに論説した
浸透厚さの熱放散である。流れの近接する層をつくるこ
とによって、気体の放散程度は、少くなり、温度降下は
、第９図に示したように気体において生じる。

領域１は、温度Ｔ　において高温であり、この温度は温
度Ｔ　より高い。平均壁温度ＴＶｉ、Ｔ２３ よ）大きいＴ　よシ大きい王　の境界温度である。

１ 壁１中への放散による温度降下（Ｔ−Ｔ）は、薄２ い庫さｄ　で示され、この深さは、層気体に比較して小
さく、ここで、（Ｔ−Ｔ）は、大きく、浸３ 透厚さｄ　である。しかし、気体の密度は、壁の密度よ
り非常に小さく、３×１０　　の比であり、ヒートマス
は、小さく、失われたすなわち交換された熱は、第１図
の場合に比較して小さく、この場合、気体は乱流とみら
れ、境界３への熱フラツクス（ｆｌｕｘ）Ｖｉ、かなり
大きい。

ヒートポンプ 第５図は、プレイトンサイクル冷房ヒートポンプを概略
的に示し、これは、第３図に示された層流ＡＶＣ空気ポ
ンプを利用している。圧縮機８１は、入口８３に入る空
気を圧縮しかつ加熱し、出口８４において、それを排出
する。高温圧縮空気は、標準の熱交換機８５へ行き、冷
却され、かつ膨張機８６へ行き、これは圧縮機８１をつ
くる。

しかし容積流は比（／−／βｃ）−７５％まで小さい。

実際の寸法は、理想的圧縮大きさの立方根すなわち９７
％まで小さい。出願人は理想を言っている。なぜならば
、効率損失の部分は、洩れとなシ、そのために、実際の
容積流比は、７５％よシ小さい。膨張機機関８６から、
出口８１からの冷たい空気は、直接に、冷却される空隙
へ行き、例えば冷却空気のある自動車内部へ行く。

スリーブ弁ピストン空気圧縮機 気体と壁との間の熱交換の減小が、標準空気圧縮機のた
めに通常非常に重要でなかったことは、早くから指摘さ
れていて、なぜならば、圧縮の熱は、効率的でないとし
ても用いる以前に通常拒否されるからである。このこと
は、純粋な断熱圧縮のための場合よりも、圧縮中に常に
気体が冷却機に残ることと、みなす。他方において、上
記に説明しかつ第２図に示したように、もしも、圧縮機
シリンダ壁およびヘッドが適当に冷却されていないと、
圧縮中に気体は、断熱の場合よりも平均において、より
高温となり、所与量の気体を圧縮するために要する仕事
は、より大きくなる。

もしも、シリンダ壁およびヘッドが充分冷却されると、
第２図の曲線５に対し充分低い曲線２にすることができ
、■およびＰは、断熱の場合よシ常に少ない。これは、
工業的空気圧縮機のステーノ間の内部冷却機で起こるこ
とに似ている。これは、さらに圧縮機の機構を必要とし
、同様の議論は、各ステージに適用される。それゆえ、
一般には、シリンダが特に効率的に冷却されない限り、
任意の圧縮機の壁と気体との間の熱交換を減小すること
は、充分価値あることである。第２図において、これは
、最初の温度Ｔ　において、端が上がる曲線５の等温圧
縮に相当する。

本発明の目的は、入口気体チャージを誘導することによ
って層流に似た状態に入るようにピストン圧縮機の壁と
の熱交換を減小することである。

ピストン圧縮機における層流に似た流れを達成するため
に、入口ポートの面積は、シリンダの軸線に対してでき
るだけ対称的に、ピストンの面積は殆んど等しくつくら
れる。気体を壁から内側容積へ急速に循環させかつ再ひ
壁に逆す渦を誘導することを誰も希望しない。

この関係における層に似た流れは、ピストン速度よシ充
分大きいシリンダ内の気流速がないことを意味する。し
たがって、／ストローク内において、気体は、おおよそ
、ストローク長さよシ、壁との接触におけるよシさらに
非常に多く移動しない。もしも、壁が滑らかであると、
これは、断片的熱交換が小さいことを意味する。他方に
おいて、出目弁を通って出る気体は、出口ブランピング
（ｐ　ｌｕｍｂ　ｉｎｇ　）との交換熱およびピストン
より、かなシ高い速度になることができ、ただし、この
プランピングが、シリンダの休止部への伝導によって移
動された余りにも多い熱をもって熱伝導金属径路を通っ
て伝導しない条件であるとする。排気流は、すべて、同
じ一定温度にあり、そのために、排気プランピングは、
平衡になることができる。

これは、気体が、層に似た流れをもつシリンタ容積に例
えば低速で入らなければならないことを意味するが、一
層急速かつ乱流的に出ることができる。したがって、吸
入ポートは、ピストンの面積の少くとも／／／２に大き
くなければならないとともに、排出出口ポートは、小さ
くできる。

吸気のために、空気作動型リード弁又はスプリング弁又
はその相当物を使用する空気コンプレッサにおいて、空
気作動型弁は、弁に亘って、大気圧の何分の−かまで連
続的な圧力降下があシ、ばね張力及び惰性にうち勝つと
きだけ、開いたままだから、層流を得ることはほとんど
不可能である。

その結果、入力気体が、弁リップの勾束を越えたときに
、気体は、膨張して、音速の何分の−かで、即ちＣｓの
／／′２乃至φで、シリンダ内に移動する。

一般的に、これは、ピストンの最大速度の７０倍乃至７
００倍であり、ストローク間に乱流の高熱伝達を保証す
る。この高熱伝達を回避する方法は、ストロークの頂き
に入口を有する空気コンプレッサの場合が示されている
第ｇａ図、第ｇｂ図に示すように、気体を誘導してシリ
ンダ壁の周囲の大きなポート領域を通してシリンダに入
れることである。シリンダの周囲のポート面積は、ポー
ト面積−２（ｐｉ）ＲＬであり、ここでＲはシリンダの
半径であり、ｔ−はポートの長さである。ピストン面積
は（ｐｉ）Ｒである。それ故、ポート面積のような必要
なポートの長さはＬ−Ｖλである。ストロークが２Ｒ１
即ち、ストローク−直径だから、次にく− 人力ポートの長さはストロークの長さの小さな分数値（
／Ａｔ　）であり、ピストンリングはポートに重なる必
要がない。直接流入する流れのパターン、例えば、半径
方向への流れが第９ａ図に示されている。

第６図、７ｂ図に示す実施例では、ピストン９１はシリ
ンダ９２の内側にあって標準型（リード型、ばね負荷型
、蝶型）のいずれでもよい標準ヘッド９３と排気弁９４
とを有している。スライドリング又はスリーブ入力弁９
５が、シリンダのまわりに３６０°開いておシ、ピスト
ンの半径のほぼ半分の高さの入力ポート９６を閉鎖する
。

適当な態様で、ピストンとともに、スリーブ弁９５を操
作する７つの方法は、圧縮気体を漏れないように密封し
てプレナム室１００へ戻すために、スリーブ弁９５を、
ヘッド９３の小さな凹部に入れることである。プレナム
室１００は、導入気体又は空気を入力弁９５まで導く。

ゾレナノ・室１００への入口でベーン１０１は、導入気
体を入力口９６まで案内する。弁は、カム１０２によっ
て開閉され、揺動アーム１０３によって、スリーブ弁９
５を僅かに回転させる。リカルド＜１ｑｓｑ＞は、ガソ
リン機関とディーゼル機関で、スリーブ弁の効果的な操
作を示した。第２次世昇天戦中に、スリーブ弁を有する
数千台の英国航空機の機関が製造された。これらの弁は
、回転皿ひに軸線方向の運動によ”って吸気及び排気通
路を開放し、ピストン機械用のスリーブ弁の機械的技術
は今も存在する。しかしながら、導入と排気の向き合う
ポートによって、層流に近い流れは不可能であり、オー
バヘッド弁と同様の乱流を生じるが、弁の操作は非常へ
信頼性が高い。

第７Ａ図に示すように、ベー７１０１が、ガスを入口か
らプレナム室１００に案内し、シリンダ９２が半径方向
を向いているならば、流れるガスは、大きな環状の渦を
生じる。入力ポート面積がピストンの面積に等しいなら
ば、次に、渦の速度は、ピストンの速度にほぼ等しくな
る。

簡単にいうと、各半ストローク中にほぼ／回転をし、吸
入と圧縮の間に完全にコ回転を行う。高いレイノルド数
の気体は、直径の３０乃至１００倍の距離を移動して熱
を壁と交換しなければならず、グ回転では少ないようで
ある。不幸にも、単純ではない。渦は、フィギュアスケ
ータが回転中腕を縮めるように、ストリングの端部の重
シに似ている。渦は圧縮ス）ｏ−りで圧縮されると、よ
シ速く回転し、壁との摩擦は十分に小さくなる。

熱伝達が小さく、２つが一諸に行なわれるならば、壁と
の摩擦を小さくしなければならない。半径方向の渦の場
合は、圧縮されると速度が増加する。

渦を一方向に圧縮すると角運動量の保存によって、ロー
フの長さであり、Ｓ　は最大ストロークの長さである。

それ故、圧縮比、即ち、Ｓ／Ｓ　　がＱ　　　　　ｍｌ
ｎ 大きいならば、渦の速度は著しく増加する。実際に、圧
縮比がＲより小さいＳｍ１ｎと同様に大きいならば、次
に、７つの渦は、第ｇＢ図、第ｇＣ図に示すように、小
さな渦に分裂する。第５図は、底のストロークにおける
単／の大きな環状渦を示し、第ｆｆＢ図では、部分的に
圧縮され、ｇＣ図では完全に圧縮されている。第ｇＡ図
の単一の渦の分裂が、第ｆｆＢ図にダつの渦のリングと
して、第ｇＣ図にｇつの渦のリングとして示されている
。

圧縮比がｌｌ：／であると仮定するならば、１０θｐｓ
ｉの空気を供給する工業的な空気の圧縮器である。次に
１渦の速度は最大圧縮時にコ倍に増加し、冬季さな渦の
大きさく直径）はｒ／’ｌになり、各々は７７ｇのスト
ローク間に／回転をする。その結果は、渦が回転して分
裂するからほぼ乱流に近い速度になる。その結果、渦か
ら壁（特にピストンとシリンダヘッド）への熱流が生じ
る。更に、入力気体が始めから乱流を生じ、次にこのよ
うな乱流が圧縮され、次に強度が３次元気体と同様なく
らいに増加する。（半径方向の渦ハ、二次元の気体とし
て作用する。）それ故、乱流速度は（容量）ａに増加し
、エネルギは、Ｇ値（比熱比）がジ３である気体の場合
の（容量）ａｉｃ比例する。シリンダの壁とヘッドとの
熱交換は、乱流エネルギが圧縮で増加するから大きい。

本発明の目的は、ピストン圧縮機と機関の乱動並びに単
一の大きな半径方向の渦の熱交換を、層流と弱い軸線方
向の渦を導入することによって減少させることである。

環状渦の形成、その圧縮、集約、分裂、消散の議論は幾
分推測的なものであったが、今、ドツプラーレーデ追跡
とこの説明を成立させるように設計されたニレメン゛ト
を使用する測定法から十分な証拠を得ている。数値上の
設計は、大きさと渦粘性を特別に強調した上記のグつの
シーケンスを示している。あるエレメントの大きさけ、
所望の層の境界層よシ大きく、循環を切りつめるが、結
果的に実験と一致する渦の寿命を与える。又圧縮による
主な環状渦の集約とその同位体の渦が予期される。入力
流の力学は渦の完全な源であるという事実は、立証され
ている。シリンダの流れの実験上の計測が、エレメント
の計算に一致するかを観察することが特に奨励される。

モース、ウイットローイアネスキー（／９７？）はドラ
グラレーザ風力測定を使用して、モータのピストンシリ
ンダ組立体の流れツクターンを描いた。

モース、その他の（／９７９、ｐ、：ｚｉｓ）によって
観察された流れツクターンはゴスマンその他の者の理論
によるものを完全に確認したものである。

それ故、これらの流れの分析的な予言を信じ、さらに、
それらを確立するためにその方法を確立する。

第７Ｂ図に示すように、入力ポートへ通じているプレナ
ム室１００のベーン１０１は半径方向に関して約６Ｏ０
乃至ｌ１５°の角度を有しており、次に、入力気体又は
空気は、シリンダ壁に直角な速度成分を得並びに半径方
向及び軸線方向の渦が確立される。第ｑＡ図は、半スト
ロークでの入力中の側面図と、シリンダ２の気体の回転
する通路を示している。第ｑＢ図は、ストロークの底で
のピストンと、回転するガスの通路を示す。軸線方向の
渦は、その角運動量が変化しないから、それが軸線方向
に圧縮され又は膨張されるとき、速度が変化しない。し
かしながら、半径で注入される気体がそれに続く気体に
よって軸線方向に向って押されるとき、標準的な渦関係
がランキン型の渦を保持し、渦は巻き上がり、即ち、周
囲部よシも中心部の渦がよシ早く回転する。角運動量保
存によって、”■直角方向−Ｖ。（Ｒｏ／Ｒ）によって
、直角方向の速度が増加し、ここでＶ。は、半径Ｒ８の
外方７リンダ壁の直角方向の速度であシＲは、成るよシ
小さい半径である。ピストン面積に等しい標準のポート
面積を使用し、ベーンの角度がｔｔｓｏであれば、平均
の直角方向の速度＝Ｖ　　となり、ここで■ｍａｘ　　
　　　　　　　　　　　　　　　　　　ｍａｘはピスト
ンの最大速度である。半径Ｒ＝　ＲＯ／２において、回
転速度は、周囲速度より２倍早い。気体が軸線に近ずく
と、速度の増加によって一種の遠心力障壁が生じる。そ
れは、大気の屈曲性の流れで、何故渦がこのような安定
した構造として認められるかはよく知られている。重要
な点は、比較的弱い軸線方向の渦が環状の渦を形成する
ことを阻止することである。遠心力障壁は、流体エレメ
ントを半径方向に交換する流れを阻止する。気体が、壁
との成る摩擦によって、成る角運動量を失うと、向心力
障壁（即ち角運動量）が減少する傾向があシ、それ故に
、更に容易に軸線に近ずくことができる。しかしながら
、第ｇＡ図の渦を形成する軸線に向う半径方向の運動は
阻止される。その代り、軸線の近くでよシ速い回転速度
を有する。

もちろん、方位の速度が最も速いヘッドで更に摩擦が生
じるが、ここで面積は、小さいので全体の熱交換は少な
い。例えば、半径が半分である場合、即ちＲ＝ＲＯ／、
！である場合、直角方向の速度は３Ｖｍａｘ　％であシ
、面積は、シリンダ壁の全体の面積の／／／２であるヘ
ッド面積の／／４１であシ、ストローク長さ用のヘッド
は直径がＳｏ　：　２　Ｒｏである。軸線方向の渦Ω高
速の領域は、壁と僅かに接触するのみであり、それ故、
高速の等方性乱流又は、大きな渦の導入よりもさらに熱
損失が小さい。それ故、シリンダ壁並びにヘッドの双方
の熱損失を減少させるため軸線方向の渦を生じさせるよ
うな回転運動を入力気体に与えるベーンに層流入力弁に
よってピッチを組み込むことが望ましい。

吸込軸線方向渦流の詳細な設計 一般には、環状又は半径方向流れ渦が対流移動に加わり
、従って回避されなければならないことを知った。軸線
方向渦の主な目的は気体流の半径方向運動を押えること
にある。それ故に、シリンダに入仝気体はできるだけ小
さい半径方向流れを有することが望ましく、従って吸込
ポートの開口をできるだけ大きくして、吸込ポートが半
径方向であるか接線方向であるかにかかわらず、絶対速
度を小さくしておく。更に、吸込ポートを通る流れは接
線方向、半径方向ともに一定な速度にあることが望まし
い。事実はそうでなかったならば、例えば、半径方向流
れ速度を一定に保ち、接線方向速度を減した場合には、
シリンダ内での角速度の半径方向の勾配は軸線方向循環
を誘発し、望ましくない環状渦を誘発する。

半径方向速度は（ピストン速度）×（ピストン面積／ポ
ート面積）によって決定される。ピストン面積は一定で
ある。すると、速度−周波数×Ｒ内θ；（クランクアー
ムの投影は純正弦動作を僅かに修正する）；（ピストン
速度／ポート面積＝一定又は廊θに比例するポート面積
を望む。これは、環状吸込ポートを開閉するカムの設計
を確立し、即ち、吸込ポートの開口度は略（ＤＲ）＊θ
でなければならない（ＤＲ＝最犬最大部開口度）。

環状速度を吸込中一定に保つために、いくつかの選択を
持っている。

１、吸込空気に半径方向運動を与える羽根を、ポートの
開口度が変化するにもかかわらず、一定な接線方向速度
を与えるように構成することができる。

２、吸込空気をプレナムから吸引することができ、この
プレナムはその中に十分に長く接続する二次渦を有し、
その結果吸込気体の角運動量が各吸込期間中一定のまま
である。

この第コの態様はおそらくより容易である。というのは
、二次渦が容易に作られ、ピストンのサイクルに対して
長い消滅時間を有するからである。

保守的な設計の例について：接線速度を半径方向吸込速
度の（ｐｉ）／２倍にし、半径方向吸込速度をピストン
速度にする、半径のコ倍のストロークを仮定する。する
と、 Ｓ＝ストローク＝２Ｒ ■＝ストロークの中間でのピストン速度、即ち最大速度
（クランクアームゾロジエクションを無視する） ｔ＝ストロークの時間＝（コＲ／Ｖ　）（ｐｉ）／コニ
ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　
　　ｐ（ｐｉ）Ｒ／Ｖ。

ｔ　＝サイクルの時間（２サイクル）＝ｙ ２（ｐｉ）Ｒ／Ｖ。

■Ｒ−ｖｐに等しいと仮定した吸込空気の半径方向速度 ｖ工＝接線方向吸込速度＝　（ｐｉ）ＶＲ／２−（ｐｉ
）Ｖ、／２吸込空気が一回転する時間＝　ｔ　＝２（ｐ
ｉ）Ｒ／Ｖ□＝４ｔＲ／ｖ０ サイクル中の空気の回転数 ＝　ｔ、／　ｔニー（２（ｐ　ｉ　）Ｒ／　Ｖ、）［Ｊ
Ｒ／Ｖ、１）＝（ｐυ／コ。

従って、前に論じたように、渦の期待される減衰又は抵
抗はｆ、−回転数／！；０＝３％であるべきである。

吸込ポートを囲むプレナム室を軸線方向の長さＲとし半
径ＪＲとする。すると、接線速度；プレナム室半径、２
Ｒでのｖｆｖプレナム ｖ７＝ｖｆ１−／／２ｖ工＝〔（ｐｉ）／ｌＩ〕ｖｐニ
ナリ、回転する時間は ｔ７＠ｖすｈ　＝２（ｐｉ）Ｒｆｖす、、／”ｐｖすｂ
＝／乙Ｒ／Ｖ、　　になり、そして、ストローク当りの
プレナム内での回転数＝ｔ　　／ｌ、４ツナエ＝　（ｐ
ｉ）７ｇ。

ｙ これは、渦がストロークからストロークまでに著しく消
滅しないことを意味する。というのは、羽根では、渦消
滅時間が５乃至／θ０回転あるからである。

プレナムは Ｓ（ｐ＊）Ｒ＝＝（ｐｉ）Ｒ／（サイクル当り）のシリ
ンダ容積を補給し、そして自身は、ＲＣ４’　（ｐ　＋
）Ｒ）　＝４（ｐｉ）Ｒ容積を収容する。

従って、プレナム容積の半分がサイクル毎に置き換えら
れ、プレナム内の渦は充填時間当り（ｐｌ）７１回転す
る。これは又、ブレナム渦の一定な角運動量又は無視し
うる消滅を保証するに十分小さい。ゾレナム渦に対する
入力は、平均吸込速度にマツチするに十分な面積の単−
又は数個の接線方向ポートであるのが良い。ゾレナム渦
は吸込速度を平均化する。平均吸込速度、即ち平均ピス
トン速度、＝コＶ／（ｐｉ）。プレナムの接線方向ポー
トはシリンダの吸込接線方向速度の半分、即ち、■プＶ
カ、＝ｖ工／２＝［：（ｐｉ）汐〕■、になる。

プレナム入口ポート面積は次の関係によって決定される
。

（プレナムポート面積）×（プレナム接線方向速度）＝
（ピストン面積）×（平均ピストン速度）プレナムは横
断面がＲであるから、これは、数個のポートが必要とさ
れることを意味する。合理的な設計は巾がＲ／（ｐｉ）
、長さＲのｑつの接線方向ポートである。

煙で流れを見ることができるように市販の空気圧縮機に
透明なプラスチックスリーブ弁および透明なプラスチッ
クヘッドを取付けて実験をした。

プレナム入口羽根に上記の分析で規定した角度を与えた
とき、気体の運動の映画は期待した渦を示す。羽根を半
径方向に向けると、軸線方向渦は形成されず、より大き
な無秩序な運動度−乱流がはつきりした。

スリーブ弁ピストン圧縮機の作動 吸込ストロークのとき、空気が斜めの周囲羽根１０１を
通してシリンダへ吸引され、軸線方向円周方向流れ渦が
プレナム１００内に形成される（第６図および第７Ｂ図
参照）。渦からの空気が吸込ポート９６を通してシリン
ダへ吸引されるとき、空気はシリンダ内に略層流の軸線
方向渦を形成する。この渦流の略層流および安定性は、
サイクルの休み中空気からシリンダ壁への熱移動を減す
る。吸込スリーブ弁９５は上死点直後に開き始め、下降
ストロークの半分で完全に開く。この下降（吸込）スト
ローク中、略層流吸込渦がシリンダ１２２内に作られる
。ピストン９１がストロークの終りに近ずくと、スリー
ブ弁９５は閉じ、これによって、ピストンがおそくなる
につれて一定な吸込速度を維持する。

ストロークの終りで、スリーブ弁は閉じられ、ピストン
９１がシリンダ内で上方に移動し始めると圧縮が始まる
。気体の圧縮は、気体圧力が送出圧力を越えるまで続き
、吐出弁９４は、ピストンが上死点に達するまで開く。

その間に、スリーブ弁は下降し始める。吸込ポート１２
８は、上死点後、ストロークの頂のクリアランス内の小
量の残留気体が吸込圧力まで再び膨張したとき数度開く
。

更に下方ストローク中、吸込空気は渦運動をもったゾレ
ナムからスリーブ弁吸込ポートを通して吸引される。こ
れは新たなサイクルの始まシである。

軸方向渦の略層流および安定性の減少した乱流が組合さ
ってシリンダ壁およびヘッドとピストンクラウンに対す
る大変減少しだ熱移動を引き起す。

内燃機関 「内燃機関の理論と実際」チャールス、エフ・ティラー
著（／９乙６）又は「高速内燃機関」サー、ハーリ、ア
ール、リカード著（／９３．３）のような内燃機関に関
する代表的な参考書は熱浸透厚さの概念について先に論
じた過度効果の熱浸透厚さ熱交９換について何も述べて
いない。その代シ、関体する量について運転の平均が取
られ、この主要な非効率因子は無視される。圧縮の終シ
での気体温度が期待される断熱温度に近いという観察は
ト♂ツクをかたずけるに十分であるが、第２図におよび
その後の議論で示したように、圧縮での熱損失即ちエネ
ルギ損失は重大であり、しかも依然として、ときとして
、理想的な断熱の場合とはほとんど異ならない最終圧力
又は温度を有している。

その結果、気体から壁への熱損失のもとは乱流限度で処
理される。これについて乱流の仮定がある。

乱流にとって必要な条件は大きなレイノルズ数であり、
事実この条件は満足される。しかし、シリンダ容積の横
断面を均一に満す乱流の条件は゛処理されない。気体が
ピストン速度に匹敵する大きな速度で入るように大口弁
の面積が構成されるならば、高速度の気体がシリンダ容
積内に断熱に近い均一な乱流を引き起すたくさんの時間
があシ、これは通常何が起るかということである。代シ
に、気体をスムースな略層流の仕方で吸込むことができ
従って乱流を大きく減少させることがわかった。

その上、軸線のまわシに気体の回転を与えることができ
、望ましくない熱交換渦を押える。他方、内燃機関の多
くの本および最近の設計は大きな乱流の発生によって、
特に「押込み」によってもつと完全な燃焼をも去らすこ
とを強調している。乱流が燃焼気体と未燃焼気体の混合
を高め、これによって、燃焼をより促進する意見がある
。これは、熱移動を減するために乱流を減少させる本発
明の目的と対立している。

、２徨類の押退は内燃機関がある。オツドサイクルは吸
込前に燃料と空気を混合することを含み、従って冷壁に
近い燃料が、これをホック、内部、燃焼領域へ運ぶため
に乱流混合を必要とする。第二の型式の内燃機関はデイ
ゼルであり、この場合には空気が高温度まで圧縮された
後に燃料が液滴として噴射される。この場合には、軸方
向渦は特有の利点を有する。

高密度の固体又は液体粒子は気体渦の中で外方に遠心力
を受ける。燃料噴射器の代表的な数ミクロンの大きさの
粒子の噴射速度ハ、／センチメートル走行し、減速後、
ＲＯ／２乃至Ｒｏ／４の半径で期待された渦速度（１０
傭秒　の数倍）に匹敵する。従って、ディーゼルの燃料
噴射器がヘッドの中心に位置して滴を扇形に噴射するな
らば、軸線方向渦は、滴が蒸発して燃焼するまで滴を半
径方向外方に運ぶ理想的な性質をもつ。滴の大きさ分布
および噴射角度を調節することによって滴は、これらを
最も効果的に燃焼させる領域へ自動的に移される。滴が
７つの半径方向帯域で燃焼されなかったならば、滴は、
燃焼を増す空気の多いそして燃料の少い領域へ外方に遠
心力で飛ばされる。

渦の軸線近くに燃料を噴射することによって更に有利な
効果が起る。渦の軸線近くで燃焼した燃料は、酸素のほ
とんど完全な使用のために最も熱い領域である。しかし
乍ら、この領域は、渦の外層によって壁から遮蔽される
領域である。最後に、熱によって安定化される渦の特長
は、熱い流れ領域が内側で安定していることである。（
熱い空気は軽く、軸線へ１浮く」。回転している渦の遠
心力場では、軸線は重力の「高」い点である。）この効
果は最も熱い気体と接触している壁面積を大きく減少さ
せ、その結果、燃焼気体から壁への熱の流れを減する。

従って、こ９発明の目的は、オツド機関およびディーゼ
ルサイクル機関の両方について圧縮および燃焼の両方の
間気体と壁との間の熱の流れを大きく減少させることに
ある。ディーゼルサイクル機関では、シリンダ壁から若
干除かれる燃焼を維持し、これによって熱損失および発
散を更に減少させることを目的としている。

カルノットサイクルにおける熱損失 熱力学の第２法則から圧縮機関の理論的な最大効率はち
ょうど、 効率＝　（７２−Ｔ、）／Ｔ２である。

ここに、■　は気体の初期温度、Ｔ　　ｉｔ理想２ 的な断熱圧縮後の気体の温度である。

想効率はちょうど／　　Ｒ（Ｉ　Ｇ　）である。

に こにＲは圧縮比、Ｇは比熱の比であシ、Ｇ−／、４ｔ、
而して、ｇ：／の圧縮比をもつ代表的なオツドサイクル
機関は５乙−の効率を与え、／乙：／の圧縮をもつディ
ーゼルは乙７チの効率を与える。実際には、効率はこれ
らの値の〃であるかも知れない。壁に対する熱損失は約
３０−の大きな損失であることが良く認識されており、
（ティラー、／９乙ｇ）：残シの損失は、ＣＩ）最大圧
縮時間に対する燃料の燃焼の遅れである「時間」損失（
１５１および＠動いている部品の摩擦に帰する。本文で
論じた熱浸透厚さ損失は機関の文献には述べられていな
い。事実、平均したとき、壁の時間に依存する加熱は、
冷却水（又は空気）で測定される熱損失を与える。しか
し乍ら、熱浸透厚さ現象は又排気ガスが理想的なサイク
ルのものである以上の排気ガスの温度上昇を起す。それ
がどうして起るのかを示す。

排気の熱損失 一般の試験機関における測定は、排気ガスダクトの中で
未知の熱交換が行われるから、排気ガス温度を予期され
る値と比較することはない。我々は理想的であるが実現
性のない熱浸透厚さサイクルの排気ガス温度への影響を
考慮した。周囲の空気は温度Ｔ　で入シ、断熱的にＴ２
に圧縮される。

、　　　　　１ 燃料の燃焼によって熱が加えられて温度はＴ　に達し、
この熱気体は断熱的にＴ　に膨張させられる。圧力、容
積、圧縮比、温度及び比熱の関係は次のように表わされ
る。

Ｖｏｌ　　／Ｖｏｌ　　＝Ｒ １２Ｃ □／□−Ｒ（１−Ｇ） １Ｃ Ｐ２／Ｐ１＝Ｒ６ 燃料の燃焼によって加えられる熱Ｈは次のように温度Ｔ
　をもたらす。

Ｈ＝Ｔ　−Ｔ ２ また、ピーク圧力は次の通りである。

Ｐ３＝Ｐ２（Ｔ３／Ｔ２） 膨張率は、通常、（排気タービンを除いて）圧縮比Ｒで
あり、従って、排気ガス温度Ｔ　は次４ のようにピース温度■　に関係する。

Ｔ　／Ｔ　　＝Ｔ　／Ｔ　　＝Ｒ（６−”）４２１Ｃ 熱浸透厚さの損失 温度Ｔ　のときの熱の９０％が燃焼時に円筒型ピストン
の壁に貯えられるとする。■　−０，乙■３となるから
、Ｐ、■、Ｐ′及びＴ′の新しい値は次のようになる。

Ｐ’＝（０，乙Ｔ　／Ｔ　　）Ｐ ３　　　　　　　　　　３　　　２　　２排気温度は次
のようになる。

■・　−０，ｌｙ　Ｔ　Ｒ（１−０） ４　　　　　　　　　３Ｃ 壁によりｑｏｓＯ熱損失があシ、／／２が吸入中の気体
に戻され、〃が冷却水で失われるとする。

すなわち、熱浸透厚さの熱波を流入と流出との熱の流れ
に等しく分けた。流入気体の加熱の一部は圧縮が始まっ
た後に起き、また前に述べた機械的損失も起こすことは
我々も認めるが、この加熱が大口弁の閉塞及び圧縮スト
ロークの始まりの前の初期御熱よ１シ小さいということ
を我々は容易に推定する。従って、圧縮は次の条件で始
まる。

Ｔ’　　＝Ｔ　　＋０．．２Ｔ３ １ Ｐ′二Ｐ １ 圧縮後の条件は次の通りである。

（Ｇ−１） Ｔ’　＝Ｔ’　Ｒ（０−１）−（Ｔ−１，ＪＴ３）Ｒ６
２１Ｃ１ 前と同じ量の燃料が燃えて、 Ｔ’　＝Ｔ’　＋（Ｔ　−Ｔ　） ３　　　　２　　　　３　　２ 及び Ｐ’　＝Ｐ　　（Ｔ’／Ｔ’　） ３　　　　２　　　３　　　２ となる。ここで、Ｔ′　　はＴより大きいので、再び３ ９０％の損失が起り壁をさらに暖める。連続するサイク
ルにおいて、Ｔ′　　はＴ　よシ大きく、Ｔ“３３ はＴ′３よシ大きい。この温度上昇の連鎖は補助的な効
果によって制限されなければならない。

Ｒ＝７６、Ｔ３＝２Ｔ２のディーゼル機関の典型的な値
を計算する。加えられる熱は、Ｈ＝Ｔ　である。これは
、化学量論による量のコ乙チに当る混合燃料に相当する
。

（Ｇ−１）− Ｔ２＝　ＴｌＲｏ−３７゜ Ｔ′＋θ２Ｔ　＝Ｔ　＋０．４ｔＴ　＝ユ２Ｔ１１　　
　　　　　　　３１　　　　　　　　　２以上よシ Ｔ／＝ユ２Ｔ２ 及び Ｔ’　　＝Ｔ’　　＋Ｔ　　＝３．２７　　＝／、６Ｔ
３３　　　　２　　　　２　　　　　　　　２従って、
排気温度は次のようになる。

Ｔ’＝０．乙Ｔ′Ｒ（１−Ｇ）＝０．９６Ｔ４４　　　
　　　　　　３　　に れは、４ｔｏｓＯ熱損失を除いた排気温度の推定される
値であるが、実際にはよシ少ない仕事がなされる。言換
えれば、温度は／サイクルにつき７．６の比で上昇し、
ピーク圧力は次式に示され、Ｐ′　＝（人６／ユ２）Ｐ
　＝０．７３Ｐ３３ ／サイクルにつき０．７３減少する。従って、他の制限
効果が起きるまで、各サイクル毎により多くの熱損失が
起き、有効な仕事がよシ少なく行われる。そのような効
果の一つは、圧縮された導入気体温度Ｔ′２がＯ０乙Ｔ
３、すなわち壁で冷された燃焼気体温度より高くなるこ
とである。この場合、圧縮ストローク中の熱損失は、壁
が予熱されているから、連続して起きる燃焼気体の熱損
失を制限する。もしＴ３が同じで、仮に／、乙Ｔ３とし
熱浸透厚さに対する熱損失がＴ　の２０％に変化する（
他の２０％ＶｉＴ　　からの損失である）とすれば、排
気ガスＴ　は７．２丁　に上昇し、利用可能な工４ ネルギーの２０％が冷却水を通してよりもむしろ排気の
中で失われるだろう。当然に、これらの関係は極端に複
雑であり、正確な予想を行うために、非常に細い計算解
析がなされなければならないが、しかし上記解析はこれ
らの損失を如何にして補正するかの方針を与えるのに十
分である。これらの損失を補正する方針は、ディーゼル
機関がなぜ圧縮比をさらに上げても、例えば／６から２
０までにしてもなぜよシ効率を上げることができないと
いうことの説明を補助する。／６以上の圧縮比において
、有用な仕事すなわち効率は圧縮比の関数として一定に
なるということが、／ｑ乙乙年テーラーによって明らか
にされた。この理由は、圧縮比が増加すると熱損失が増
加するということであり、なぜならば、ストローク終期
においてクリアランス容積が小さくなるような形状にな
シ、その結果容積に対する表面積の比がより大きくなり
、さらに熱損失がよシ大きくなる。

ディーゼル機関の設計 我々は以下のものを著しく減少させたディーゼル機関の
構成を提案する。

（１）壁による熱損失 （２）燃焼中の圧縮比の時間損失 （３）　　移動部品の質量 上記構成は、はぼ層流で分離した過給、燃焼、及び膨張
のシリンダ（７！サイクル）の構成を結合している。

我々は全体の圧縮比を、２０：／に選んだ。第７の過給
シリンダは容積比が５：／である。それ故、燃焼シリン
ダは％：／の容積比をもち、その結果最終の圧縮比は２
０：／である。燃焼シリンダの中の最初の膨張は同じ容
積比ｌＩ：／を有する。もし燃焼が温度及びその後の圧
力を２倍にすると、膨張シリンダは １／Ｇ ５×コ　　−ｇ、２：／ の比を持たなければならず、従って排気圧は周囲の大気
圧まで減少させられる。

この利点は次の通シである。

■、　加給のシリンダとピストンとは、／／（２×ｔＩ
Ｇ）＝／／／’Ｉ＝７％だけ、ピーク燃焼圧力より低い
圧力になる。これはかなり軽量化され、より短いピスト
ンスカート、短ストローク及びより大きい直径をもつよ
うに作ることができる。

２、等長ストロークの燃焼シリンダは、直径を５−１／
２−７７Ｑ、　ｕ４　＝ダ５チ　だけ小さくなり、また
はピストン領域を／１５だけ小さくなるだろう。

従って、ピストンとヘッドの最高出力は、同じ出力とス
トロークの標準ディーゼルのシリンダよシ同じ比すなわ
ちめだけ小さくなるだろう。

それ故に、重量と摩擦は同じ比だけ小さくなるだろう。

３、燃焼シリンダの圧縮比はｌＩ：／にすぎず、我々は
４ｒすなわち直径のコ倍の長いストロークを仮定する。

もし底部ポートの長さが０．、！；ｒ（２ストローク）
であるならば、圧縮又は膨張のストロークは３．！ｒｒ
である。これはピーク圧縮の大きなりランク角をもたら
す。例として、我々は圧縮比／乙：／からコθ：／、さ
らに１６：／、すなわち理想効率の６７％から７０チ、
さらに６７％にわたって燃焼が起こることを想定する。

これは燃焼シリンダの圧縮比が３、−からり、さらに３
．２になることを示す。これらの変位に対応する全クラ
ンク角度は５９度すなわち／サイクルの約／Ａである。

これは、同等の単一シリンダコストロー２のディーゼル
、すなわちＲ＝／乙、／→２０：／’→／乙：／の変化
が２ｑ度すなわち／／、２．．２５短いものに対応する
ディーゼルより大きい。それ故、燃焼時間の圧縮損失は
相当に減少させられる。

４、　ピーク圧縮と燃焼期間（／乙：／→２０　：　／
→／乙：／）の間の燃焼ピストン・シリンダの構成は既
略半径の７倍の長さである。これは、ストロークが半径
の３．５倍で３．３の圧縮比の燃焼中の平均ヘッドクリ
アランスである。それ故、容積に対する表面積の比は、
２０：／の圧縮比に対し半径の／／９の平均ヘッドクリ
アランスをもつ標準的単一シリンダに比較して（／　＋
　ｒ／Ｚ）＝Ｓ倍だけ壁による熱損失を減少するように
することが望ましい。

５、膨張シリンダは過給シリンダよシ大きく作ることが
でき、その結果、排気の有効な働きをすべて引出すため
に、′過膨張”、実際には適正な膨張がなされる。いわ
ゆる排気ガスの過膨張は、排気ガスが大気導入圧力まで
膨張されることを意味する。通常、排気圧力は導入時の
ユないし２１．５倍であシ、気体エネルギは排気タービ
ン及び過給において５０チの効率で使用されるか、又は
完全に無駄にされる。分離した排気シリンダは、燃焼シ
リンダの小さい寸法と小さい圧縮比の利点と同じように
、適正な過膨張も備えている。

６、　ポートを注意深く設計することにより、我々は各
シリンダ内の層流に近い流れの流れ方向の渦を起こすこ
とにより壁による通常の大きな乱流熱交換を減少するこ
とができる。これは、各容積からの気体の移動がほぼ静
止し、従って圧力降下横断弁が非常に小さいということ
を要求するだろう。

加給、燃焼、排気のだめの分離シリンダ３つに分離した
シリンダの設計の第１の理由は、燃焼シリンダの圧縮比
を、燃焼中のシリンダとピストンの構成が概略“ライ）
（ｒｉｇｈｔ）″シリンダであるような十分に小さな値
に制限することである。上記ライトシリンダは、その長
さが半径に等しく、その結果、はぼ層流に似た流れの流
方向の渦が壁への熱の流れを効果的に減少することがで
きる。燃焼時間の減少、圧縮損失及びヒートマス（ｈｅ
ａｔ　ｍａｓｓ　）の減少は駆除的利益である。他方、
２つの追加シリンダと複合弁とが付加されなければなら
ない。多くの有用な働きは排気シリンダ内２３２／／、
６５＝人ｌＩ／倍だけ燃焼シリンダより大きくなる。従
って、燃焼シリンダの中での熱損失は排気シリンダの設
計に比較して重要さが少ない。

従って、我々は層流条件を弱めることによって燃焼シリ
ンダを設計する。

燃焼シリンダの設計 理想的な層流の圧縮又は燃焼のシリンダは上に述べられ
た。シリンダの壁の頂部にある導入ポートば「／λの長
さであり、ゆっくりした層流状の方位角及び半径の方向
の流れを可能にする。この壁滑弁は最高温度／！ｆ；Ｏ
Ｏ℃、圧力／ｇ００ｐｓｉの燃焼において閉じることと
冷却することが困難となる。しかしながら、リカードは
、コ・ストローク滑弁ディーゼルはよく作動するように
作ることができるということを７９５３年に明らかにし
ているが、本件の場合には導入空気がそれよシも３００
Ｃ高くなっている。さらに、シリンダの掃気は、底部か
らシリンダを通り頂部までの軸線方向の流れによって非
常に都合よくなされる。それ放伐々は、燃料シリンダが
コーストローフディーゼルに類似して作られることを提
案する。ここで、コーストローフディーゼルは、導入が
ストロークの底において通常の環状ポートの中の過給気
体（圧縮Ｓ：／、圧力１０：／）によって起きるもので
ある。これらのポートはｒ／２の長さであり、ざ３度の
導入が可能なスリーブポートと同じになるだろう。排気
はヘッドの中で軸線方向において中心を一致させた弁か
ら出て行く。

排気シリンダの設計 燃焼シリンダを出た排気ガス圧力は導入空気の圧力の約
２倍であるので、底部のストローク期間の一部分は、こ
の高い圧力を過給入口圧力の値Ｋまで下げるために使用
されなければならない。他方、流入気体は燃焼シリンダ
に移送され、排気ガスを掃気しなければならない。我々
は、同時に開かれる入口ポートと排出ポートとを配列す
ることによってつくられるほぼ層状の流れによってこれ
を達成することを提案する。それ故、圧力はすべで一様
になる。

容積は排気ピストンが降下している量変化しているので
、導入空気と排気ガスは移送されながら膨張する。圧縮
は燃焼ストロークの排気圧力から始まる。それ故導入空
気は、導入ポートが開いている時、平均過給圧の値より
高くなるように過剰圧縮されなければならない。燃焼シ
リンダの気体の容積と過給される貯蔵容積との合成容積
は排気ピストンが降下するにつれて断熱的に膨張し、排
気ガスは、導入中に過給設計値にまで膨張する新しい導
入空気によって置き代えられるだろう。

我々は、この低下をするだめのコっの方法を述べる。第
１のものは時間が短すぎて作動しないだろう。この低下
は排気シリンダの中での断熱的膨張でなければならない
から、排気の２：／の圧力膨張のだめの排気シリンダの
クランク角度は、低下の時間となる。この低下の時間は
、排気シリンダがストロークの頂部から微小容積（／／
ｇ、　２）（／／／２）＝０．０７１１３に変化するだ
めの時間である。排気ビストンストローク長を燃焼シリ
ンダと同じくするために、これは房　（／−２＜０．０
７ダ３）〕＝３２度のクランク角度に一致させる。次に
、排気シリンダは、一定圧力すなわち帽　Ｃ／−１１＜
０．０７ダ３）〕＝ダ５度の角度中の過給導入空気の圧
力における排気ガスと等しい容積を受入れなければなら
ない。これら一つの角度の間のタイミングの差は７３度
である。これは、過給空気が燃焼シリンダの排気を排除
するための時間である。この時間は短か過ぎ、過給シリ
ンダが要求される排除時間よシ少ない一定の圧力におい
てそのチャージをすべて分配することを要求する。

スーパーチャージ保持容積（ＳＵＰＥＲＣＨＡＲＧＥ　
ＨＯＬＤＩＮＧＶＯＬＬＩＭＥ　） その代りとして、この問題を避けるために、スパーチャ
ージャーは空気を２倍の導入圧力で保持容＠に供給でき
る。次いで排気が減少する間、スーパーチャージ保持容
積の結合容積、燃焼シリンダ、および排気シリンダの最
初のストローク内にコ倍の圧力降下が生じる。同時に、
完全に充填された過給空気が燃焼シリンダ内に導入され
る。スーパーチャージャーのシリンダは、保持容積を新
教的に再充填し、導入圧力のコ倍に郷しい元の圧力に戻
す、従って、保持容積は、 となる、このとき、空気の導入は、排気ピストンのクラ
ンク角度が、 のときに生じる。

このときは、減少、導入、掃気行程中に導入ボートがほ
ぼ完全にＣ１１％＞開くように、ｇ！の燃焼シリンダの
導入ボート開度の中央で簀尾よく行なわれる。次に、低
い導入空気速度従って低い熱損失を得るために、燃焼シ
リンダへの入口ポートの厚さに注意を払わねばならない
。導入ボートの微小クエ！厚さのλθ優とすると、有効
導入面積は、 〔ｉ−ｏ、　ａ〕〔ｏ、　ｇｏ〕〔（Ｐ　Ｉ　）　ｒ２
〕−ｏ、　７　（Ｐ　ｔ）ｒ２となる。導入ガスの平均
密度は約（１−／／！（／−コーｔ／ａ＞　）となり、
これはその最終密度のＯｏｇとなる。また、有効面積は
燃焼ピストン面積のほぼｆｆ？＋１となる。

／／Ｊストロークに比べ微小導入時期は（Ｊ／（Ｐｉ）
）〔ＩＩｏ７ｔｔｏ〕　であり、従って導入ガスの半径
方向速度は、 （Ｊ−’　（Ｐ　ｉ　）　）（／／ｖ効面積）　（／８
０／１ＡＯＪ−３，３×ピストン速度となるであろう。

軸線方向の渦流の方位速度（ｍＺｉｍｕｔｈａｌ　ｖｅ
ｌｏｃｉｔｙ）を、半径方向導入速度の／、５倍に選定
する。この比率は、ベーンとして働らくウエツの角度に
よって決定される。この場合、ガスは圧縮中に、（速Ｗ
ｌｘストローク時間）／円周雛約ｑ回作動し、膨張中に
も同様に作動する。そのとき、燃料が軸線方向渦流の内
方コ５１１の質量分率（ｍａ　ｓ　ｓイｒａｃｔｉｏｎ
）で燃焼するものとすれば、熱交換は１０−／に％とな
るはずである（コ３憾の等量燃焼（ｓｔｏｃｈｌａｍｅ
ｔｒｉｃ　ｂｕｒｎ）として）。

掃気（ＳＣＡＶＥＮＧ　Ｉ　ＮＧ） 入口の過給導入空気は、燃焼生成物に対して遠心方向に
強く（″ｈｅａｖｙつ作用する。このことは、導入空気
がより低温であり排気ガスよりも大きな角度モーメンド
ナ有することを意味する。導入空気が未に燃焼されてい
ないために低温であり、かつ、導入空気が壁と接触して
スピンダウンしていないので角度モーメントが大きいの
である。従って、導入空気は、シリンダ壁と接触する薄
い層として流入する傾向になり、小さな半径に向って従
ってｔ／λ半径における排気弁に向って高温のガスを押
しのける。排気ガスのコアの内方／／１の部分の質量（
容積で１／ｑ、密度で／／ｌ　）は、燃料噴射のモーメ
ントによって弱い渦流をひきおこされる傾向がある。こ
のことは、ツムする冷たい導入ガスとの相互作用に都合
が良く、かつ、排気弁から掃気されるのにも都合が良い
。もしも排気ガスの残量が非常に大きなとき、すなわち
、掃気が不充分なときには、排気弁の大きさを／／３の
半径に減少して排気質量のＳｓのみが残るようにするこ
とは簡単である。軸線方向の渦流は制御排気弁で制御さ
れるので、有効な掃気が行なわれる。リカルド（／ｆ５
４（年）は掃気について問題を提起し、導入ガスに１渦
流（ｓｗｉｒｌ）”の概念すなわち回転角度モーメント
を導入した。このことは、リカルドの排気ボートもまた
シリンダの周壁に設けてあって、軸線の近くには設けて
ないからである。次いで導入ガスは排気ガスを周壁のボ
ートから離れて軸線に向けて押しのけ、結果として掃気
は不充分であった。

ディーゼル機関の設計 第１０図に示すように、３つのピストンすなわち過給ピ
ストン２０１、燃焼ピストン２０２および排気ピストン
２θ３は、夫々のシリンダ２０Ｂ、２０９および２１０
内において、クランクシャフト２０４およびクランク２
０５．２０Ｇ、２０７　　により駆動される。スーパー
チャージャのシリンダ２０８は、クランクシャフト２０
４０カム２１２によって駆動されるシリンダ壁スリーブ
弁２１１を有する。仁れらのカム２１２は、シリンダ壁
スリーブ弁２１１を駆動して環状ボート２１３を開閉さ
せ、直状ベーン２１５を備えた渦流入口により発生され
る回転循環流により導入空気を環状プレナム室から吸引
している。この回転循環流によって、スーパーチャージ
ャのシリンダ内に導入空気の軸線方向渦流２１６が発生
される（第１／図参照）。導入ボート領域２１３が大き
なことおよび軸線方向の渦流２１６によって、シリンダ
壁２０８との熱交換は小さくなり、スーパーチャージャ
ーの空気は新教的に圧縮されて、リーフスゲリング排気
弁２１７を通ってシリンダから排出される。リーフスプ
リング排気弁２１７はシリンダヘッド２１８内に半円形
状に設けられているので、軸線方向の渦流は半径のほぼ
／／、２　の所でほぼ回転流の方向にシリンダ°から排
出される。過給空気は８２倍に圧縮されて約２ｇ０ＰＳ
　Ｉ　（約／９．ｌＫｔ／−）となり、ダクト２１９内
を通って室２２０内に運ばれる。この室２２０は圧縮空
気（過給空気）の体積を燃焼シリンダ２０９の容積の１
．５６倍に保持する。ダクト２１９の壁およびこの室２
２０は、熱損失を減少させるため断熱されているかある
いはセラミックのライニング２２１が施しである。

作動時においては、シリンター２０８および貯留室２２
０内の過給空気の圧力は、排気が行なわれる直前の燃焼
シリンダ２０９内の圧力とほぼ等しくまた、同時期での
排気シリンダ２１０内の圧力にも等しいので、これらの
３箇所の圧力はすべて等しくなる。燃焼ピストン２０２
は、燃焼シリンダ２０９の底部ボート２２２および燃焼
シリンダヘッド２２４の排気弁２２３に直接さらされて
いる。ガスは次に、はとんど一定の圧力でかつ新教的に
移送ダクト２２６を通って貯留室２２０から圧縮室の入
口のプレナム室２２５に移送されるので、きわめて僅か
の乱流が生じる。排気シリンダ２１０内での排気ピスト
ン２０３の膨張によって、圧力がＪｇＯＰＳＩ（約／＊
、　ｉ）４／、、ｄ　）から／１ＩＯＰｓｉ　　（約９
．＆９Ｋｔ／ｃｄ）　　まで２のファクタで減少される
とき、燃焼シリンダは新らしい過給空気で充填され、排
気弁２２３が閉じられる。次いで過給空気は、燃焼ピス
トン２０２のトップリングが入口ポート２２２を覆うこ
とによって燃焼シリンダ２０９内に留められる。入口ボ
ート２２２は、／りンダの半径に対し約６００傾斜した
多くのベーンを有するシリンダに３６００の開度で開口
している。過給ガスの圧力比はＳ：ｌであり、この比率
は燃焼シリンダ２０９に対する過給７リンダ２０Ｂの面
積比に等しい。燃焼７リンダ２０９内の過給空気の更な
る圧縮は燃料噴射の前でダニｌであり、従って、全圧縮
比はコＯ：ｌどなる。燃料は、エンジンのクランクシャ
フト２０４により駆動される標準的な燃料ポンプ（図示
せず）によって駆動される標準型の燃料噴射装置２２１
にょっ℃燃焼室内に噴射される。

燃料が微細／１Ｎ２２７（第１２図参照）として噴射さ
れて燃焼噴射装置２２８の軸線のまわりの渦流２２９と
なると、円錐状に拡った微、細滴はシリンダ壁に向か５
半径方向の遠心力を受けるまで、軸線方向の領域内に留
められる。燃料の炎状の燃焼は渦流の中心領域に留めら
れ、未燃焼の微細滴燃料のみが有効酸素の存在する予燃
焼領域に向って半径方向に逃散する傾向をもつ。従って
燃料が燃え尽きるまで燃焼は半径方向外方に向って徐々
に進行する。高温の燃焼生成物はシリンダ壁２０９かも
分離して留まり、ピストン２０２およびヘッド２２３の
みが制限された領域で高温ガスにさらされる。本発明の
他の目的は、層状に近い渦流を利用して燃焼がシリンダ
の容積の中実軸線領域で行なわれるようにすること並び
に作動ガスとシリンダ壁との間の熱流を減少することで
ある。

管状の排気弁２２３は、第１０図に１例を示し第１コ図
に他の例を示しであるよ５に、特別の円筒状の設計にな
っている。第１Ｏ図に示すように弁２２３はオーバーへ
ラドカム２３０およびシャフト２３１によって駆鵬され
、また、シャフト２３１によって支持塔れた中央の円筒
状ヘッド部分ｚ３２の上に載っていて通路２３３内で水
冷されてｔｔｏｏ℃にも及ぶ高温の排気ガスによっても
オーバーヒートしないようになっている。更に、半径の
／／２の環状開口によって、軸線方向の渦流２２７が排
気ガスダクト２３４内で誘起される乱流が最小となるよ
うに室から排出できるようになっている。このダクトは
、熱伝達を減少させるためセラミックコーティング又は
他の耐熱断熱材でライニングされている。排気ガスダク
ト２３４は短かくかつ排気シリンダの容積２１０の数・
（−セントとなるように小さな容積で形成されていて、
燃焼シリンダと排気シリンダとの間の弁のみが排気ガス
弁２２３となるようになっている。

排気ガスは半径に対してほぼ６０°の角度をなして導入
ポート２３６を通ってダクト２３４から排気シリンダ２
１０に入り、軸線方向の渦流２３７が形成されるように
なっている。排気弁２２３は、排気ピストン２０３が上
死点後のｌ／Ｓストロークにあるときに閉じられる。こ
れは、排気ガスが２ｇ０ＰＳＩ　（約／　Ａ、　／−９
Ｋｇ／ｃＭ）がら／１ＩｏＰＳＩ（約９．　ｇ　９Ｋｙ
／ｄ）の圧力に膨張する時である。排気ピストンは次い
で、最大速度の、２／ｓの速度で移動し、導入ポートの
領域２３６は、流入ガスが最大ヒストン速度の９倍で移
動すべく、ピストン領域の／／１０となるように設計さ
れている。方位角（ａｚｉｍｕｔｈ）の周りでピストン
領域の／／１０のポート領域を与えるには。（（Ｐｉ）
／、２）又は／／１１回転（ｔｕｒｎ）　　となる。

次いで排気ピストン２３０が、全容積比がｇｏ、２：ｌ
となるまで、排気ガスを膨張させる。これにより、スト
ロークの終時に大気圧まで圧力が降下する。排気弁２３
８は、燃焼シリンダ２Ｑ９の排気弁２２４と同様に設計
されていて、燃焼シリンダの排気ポートと同様にカムン
ヤフト２３１により駆動されるカム２３９によって開か
れる。排気弁２３８は、排気ピストン２０３が上死点に
至る直前まで開いたままに保たれる。排気ポートのリー
ド角は、入口ボート２２２および排気ポート２２４が開
かれる直前の燃焼シリンダ２０９内の、２ｇ（ＩＩ）Ｐ
ＳＩ　（約／　（、、、１９Ｋｙ／ｃ（）　　の圧力ま
で捕捉されたガスが圧縮されるような角度である。排気
がスは渦流２４１および排気ポート２４２を経て排出こ
れる。

第１２図に示すごとく、排気チャンバと同様な燃焼チャ
ンバのヘッド部分２５０は、弁内のスロット２５６を通
って延びるラグ２５４によりスリーブ弁２５２内に支持
することができ、弁は弁ヒのタペットヘッド２６０を通
る揺動アーム２５８によって作動される。

第１４’図のタイミング図表は、ピストンと弁との相対
タイミングを示すものである。過給ピストン２０１の上
死点からスタートして、導入スリープ弁２１１は９０°
前方にあり、ちょうど開かれようとしている。・燃焼ピ
ストン２０２は、Ｐ燐排気弁２２４が開かれる直前の７
３ｇ０の位置にあり、燃焼ピストン２０２が導入ボトム
ポート２２２を開けている。排気ピストン２０３もまた
上死点にある。ｇ２°のより遅い時期において、テトム
ポート２２２が閉じ、ｌざＯｏの位置で過給導入ポート
２１３が閉じる。過給シリンダ２０Ｂおよび燃焼シリン
ダ２０９の両シリンター内で圧縮が行なわれる。燃焼シ
リンダ２０２の上死点９約２００前方において、燃料の
噴射が始まり、膨張工程に続いて燃焼工程が始まる。

オツトーサイクル機関 前述のごとく、オツトーサイクル機関（すなわちガンリ
ンを燃料としキャブレタを使用するもの）では、通常最
大の乱流が生じるように設計される。

ピストンのクラウン部又はヘッド部が小さな直径をもつ
ように設計されるとき、再流入容積およびピスト／の外
径とヘッドとの間の間隙は小さく作られていて、ガスは
再流入容積内に詰め込まれる。

これはスキッシュ（ｓｑｕｉｓｈ）と呼ばれる。という
のは、小さな間隙容積内のガスが再流入容積内に”　５
ｑｕｉｓｈ”すなわち詰め込まれて、ストロークの終時
に乱流を発生させるからである。前に説明したように、
乱流を生じさせる目的は、シリンダ壁と接触する空気と
燃料との混合気を中央の高温で燃焼するガスと連続的に
混合させて完全燃焼させ、大気汚染の原因となる未燃焼
ガスが生じないようにするためである。しかしながら、
乱流は熱損失をを増大させることになる。

以上、燃料を層状渦流の軸線に沿って導入し、シリンダ
壁から燃料を遮断させることによって燃焼効率を向上さ
せたディーゼル機関について述べてきた。ディーゼル機
関については、燃料は、爆発を要求される直後に噴射さ
れる。オツトーサイクル機関においては、燃料と空気と
は予め混合されているので、この場合には常に燃料−空
気の混合気がシリンダ壁と接触するが、逆に燃料噴射型
機関においては層流状（′″５ｔｒａｔｉｆｉｅｄ　”
）充填を行なうことができる。もしも、上死点前に層流
状渦流の軸線に沼って燃料が噴射される場合には、微細
滴の大きさ、過流速度および蒸発速度によって決められ
る半径の外でのみ燃料が空気と混合する。

その結果生じる層によって、空気−燃料の混合体がシリ
ンダ壁に到達することが十分に防止される。

この場合には、燃料−空気の混合体が７リング゛壁と接
触することは殆んど又は全くなく、従って、完全燃焼さ
せるために乱流を与えることは要求されない。オツトー
サイクルの燃料噴射型エンジンにおいては、ヘッド弁の
形状によって成る程度の”渦”（ｓｗｉ　ｒ　ｌ　）が
時々発生して軸線方向の渦流を生じさせるが、制限され
たポート領域からのガス導入速度は非常に大きく流れが
非均−になる。にもかかわらず、燃料と空気の完全な混
合体はシリンダ周壁に向かうので、完全燃焼させるには
乱流を生じさせることが必要とされる。従って、渦流の
中心部の燃料が濃いところで燃焼が続けられる。

渦流の中心におけるヘッドおよびピストンのクラウン部
と接触する空気−燃料混合体は、オイルフィルムの摺動
によっては冷却されずに高温に維持された表面と接触し
ている。従って、幾分かの熱誘導損失が期待できる層状
渦流方式の燃料噴射型４−ストロークオツトーサイクル
機関の設計ヲ行なえるから層状渦流方式のため熱損失お
よび燃焼損失は殆んどなく、それゆえ、シリンダ壁から
の汚染物質も減少される。

この作動サイクルは標準のｑ−スｉ・ロークサイクルで
あり、圧縮および爆発は、上記３シリンダのディーゼル
機関に比べ同じシリンダで行なわれる。小さな圧縮比（
例えばｇ：／）のオツトーサイクル機関は、この要望を
うまく行なうことができる。

スーパーチャージャーを設ければ、最終圧縮容積が過給
比に比例してより好ましいものとなり（ヘッドクリアラ
ンスが大きくなるので）、一層有効な設計を行なうこと
ができるが、スーパーチャージャを設けない場合であっ
ても燃焼時にシリンダの周壁から離れている層状の軸線
方向渦流のため熱損失が大幅に減少されるであろう。

グーストロークオツトーサイクル機関 第１ｓ図および第７６図において、シリンダ３０２中の
ピストン３０１はクランクアーム３０３およびリストピ
ン３０４によって、グーストロークモードでクランク７
ヤフトによって駆動される。

ピストンは、滑らかなビストス頭部とヘッド３０６との
間にクリアランス３０５がある状態で燃焼が起るときに
おける頂部死点にある状態で示されている。ヘッドクリ
アランス３０５は寸法上Ｒ／４’（Ｒはピストン径）で
あり、ピストン径に等しい代表的なストローク表（，２
Ｒ）に対して、Ｒ／１のクリアランス３０５はＩｆ”、
／の代表的なオツドサイクル圧縮比に対応する。圧縮容
積は、下部シリンダのクリアランスおよびヘッド３０６
のクリアランス内にあるスリーブ弁３０７によって制限
される。リカルドが論述するように、これらのクリアラ
ンスは、外部壁に対する完全な摺動接触がなされて熱を
抽出して膨張を制限するまで、スリーブ３０７が熱によ
って膨張するように、自動的に調節される。スリーブ弁
３０７はピストンを越えて延びてシリンダー壁の切欠き
容積部３１０に入っている。この切欠き容積部は、零で
あって弁座として働いてもよく、または、もし太きけれ
ば、捕獲気体が圧縮されないようなものである。スリー
ブ弁４０１は開くようにばね装荷され、コつのカム３１
１によって作動される。すなわち、スリーブ弁３０７は
第１３図に示すように、ロッカーアームによって作動さ
れることができる。スリーブ弁内のヘッド部分３１２は
カムシャフトによって支持されているが、第１３図のよ
うにも支持できる。

吸引ストロークの始めにおける頂部死点において、スリ
ーブ弁は後退して、渦巻形空気人口３２０中のベーン３
１６によって真すぐにされた流入空気のモーメントによ
って形成した軸線方向渦としての空気吸引用のプレナム
室３１５にポート低域３１４を開口する。

ヘッド３０６は燃料噴射器３１７１、スノ（−クランク
３１Ｂおよび排気弁３１９を含む。燃料噴射器は、完全
な標準タイプであるが、燃料スブしが軸線方向に対称的
であり且つ渦層負荷となるように、軸線方向に取付けら
れている。点火プラグ３１Ｂは回転流れに対してできる
だけ動揺を少なくするようにヘッド３０６と同一の面内
にあるスパーク点火表面を有する。そのような点火）゛
ラグは航空機Ｑ点火プラグを代表するようなものである
。同様に、排気弁３１９の底部表面は渦流を動揺させな
いように滑らかである。排気弁３１９はカム３２１によ
って駆動される。

第１６図は、ピストン３０１、ヘッド３０６およびコつ
の渦巻形のプレナム室３１５を示ス。ベーン３１６は吸
引機３２４および内部軸線方向渦３２５を発生する。ベ
ーン３１６における渦巻の吸引領域は、吸引機がピスト
ンの小さい径におけるピストンの速度の約７倍の速度を
有するよ５　Ｋ。

ピストンの吸引領域の／／３である。その結果、ピスト
ン速度のコ倍の半径方向吸引速度は軸線方向の渦よりさ
らに小さく（約／／、２）そのため軸線方向の渦は流れ
を支配し環状の渦、すなわち半径方向の渦が形成される
のを防いでいる。

タイミングターイヤグラムは任意のターストローク機関
と同一であり、ターストローク機関のタイミングは周知
であるのでここには示さない。唯一の小さな相違は、吸
引スリーブ弁３０７の開閉用のカム形状である。ボート
領域はスリーブ弁の開きの程度によって決められる。こ
の領域は、半径方向速度対方位角方向速度の比が吸引中
一定であるように、ピストンの速度に比例している。

したがって、弁の開きはクランク速度の正弦に比例する
。このことは製造に対して最っとも簡単なカムであり、
オフセンタ円である。このようにして、軸線方向渦の半
径方向モーメントばかりでなく角モーメントは吸引スト
ローク中一定であり、その結果、子午線方向の循環すな
わち半径方向の循環が最小になる。このことは熱損失を
最少にする。

λ−ストロークオツトーサイクル機関 断熱形容積式機械の効率を改良するために、乱流を減少
させることまたは薄層の流れにすることの原理を用いる
記述を完了するために、薄層軸線方向渦吸引および滑ら
かな壁すなわち、ヘッドおよびピストン頂部を有するコ
ーストロークオツド−サイクル機関について述べる。コ
ーストローフ機関において、ヘッドはり一ストロークオ
ットーサイクル機関と同一であるが、コーストローフ機
関における吸引はストロークの底部においてである。薄
層流れの軸方向方渦の場合には、底部ポートは底部ポー
トのリブの角度によって吸引流に角度モーメント、すな
わち渦を与え、さらに吸引中リプからの渦寸法を減少す
るのに充分なだけ底部ポートのリブの開口を接近させる
ように、特に設計されている。さらに説明すると、リブ
のクリンダ側は必然的に吸引流に対して鋭い不連続性を
与え、そのためこれらのリブを通った吸引流は寸法でリ
ブの厚さの約１．３倍である渦を有する。これらの渦が
流れを大きく動揺させないために、渦は主の軸線方向の
渦の寸法に比較して小さくあるべきである。この渦は特
性寸法の半径を有するので、リブ間隔はシリンダ半径に
比較して小さくあるべきである。このようにして、リブ
間隔が半径の約／／４　　であるべきか、または３６の
リブが全ポート領域の周囲に配置される。さらにこれら
のリブは半径から＋　ｔ’ないし６０”の特性角度で傾
斜すべきである。もし機関がスーパーチャージされるな
らば、吸引と排気との圧力差は、吸引および掃気がほぼ
一定圧力に起るよ５に配列され、吸引における過圧力の
爆発が吸引流中に高速度を誘導しない。しばしば、クラ
ンクケースが吸引空気の小さい予備圧縮に対して用いら
れるが、その場合クランクケースの容積は、予備圧縮、
すなわち“ボッグが大き過ぎないように、充分大きくな
ければならない。この場合の“大き過ぎる”とは、ｌθ
ないしコＯ悌のオーターであり、クランクケースの容積
は押退は量の約３ないし７０倍である。このように、吸
引流はピストンの速度に充分近く、薄層流すなわち乱流
の少ない流れが可能となる。

これらの原理に留意して、第１７図を参照すると、シリ
ンダー４０２中のピストン４０１はクランクアーム４０
３およびリストビン４０４によってコーストローフモー
ドにおいてクランクシャフトで駆動される。ピストン４
０１は、軸線方向機パターン４０６中の空気の吸引後置
部吸引ポートリブ４０５をほぼ覆うように示されて−る
。１０ないし１０ｆの時間遅れで、燃料が噴射器４０１
から噴射され、前述の如く遠心的に広がり蒸発するスプ
レを発生する。燃料−空気混合体は、フラッシュ点火プ
ラグ４０９によって点火され、その後膨張後で底部ボー
トを覆う前に、排気弁４０８が開けられる。カムシャフ
トカム、揺動アームおよび燃料噴射ポンプはそのような
機械における標準タイプである。吸引ボートリブ４０５
および渦流パターン中の吸引空気を方向付ける渦巻４１
１はターストローク機関と同様であり、第１ｇ図におい
て頂部部分断面兼平面図に示されている。渦巻４１１に
至る空気はクランクケースから吸込まれることができ、
または一層効率的な設計が別個のスーパーチャージャを
設けることで得られもこともできる。しかし、流入は円
周における全３６０度であるべきで、入口ボート間の圧
力降下は、流入速度が前述の如くピストン速度と適合す
るように、小さく設計されるべきである。

小さいコーサイクル機関においては、速度は高く（約音
速の／／１０ないし／／！；　）　、吸引に対する圧力
差は比較的大きい（大気圧の／／３０ないし１７ｉｏ　
）。

その結果、吸引流に対する設計はそれほど重大ではなく
、大きな不適合も許容されうる。コーサイクル機関に対
して、層流に近い軸線方向の渦流の吸引に対する謀計は
、小さい高速度機関に容易に適応できる。

■結輪 作用気体およびその境界面からの熱の流れまたはそれら
への熱の流れの決定的に制御がある容積形機械が設計さ
れる。その結果は、そのよ゛うな機械の熱効率における
主要な改良となる。制御方法は、静止薄層流の発生、さ
らに具体的にいうと、拘束容積の対称を利用できる安定
渦中の薄層流の発生によって乱流熱移動を否定すること
である。

極めて低い熱移動の達成は、いつでも吸引した乱流速度
が押退は速度に比較して小さく且つ壁と接触する作用気
体の全押退けがほぼＳＯのチャンネル巾に比較して小さ
い距離であることを要求する。このことは、完全な乱流
を誘発するのに必要な大きなレイノルド数において滑ら
かな壁に接触する流体押退けの距離である。適当な吸引
ボートの設計および小さい押退けは薄層流を保証する。

この原理内に実施例は存在し、（１）自動車寸法のと一
トポンプに適応しうる関節式ベーン圧縮機−膨張機（２
）断熱形量気圧縮機、（３）ディーゼル機関（（ａ）予
備圧縮、（ｂ）後圧怖、燃焼および予備膨張、（ｃ）　
ｆｌｌｔ−一排気膨張が３つの別個のンリングで実行さ
れる）および（り）好ましくは燃料噴射を伴なう、２お
よびｑストロークオツトーサイクル機関である。

ある場合のこれらの設計の熱効率は、実施されているも
のの２倍よりよい。このことは、今まで気体から壁への
熱膨移動は吸引した乱流のレベルに敏感であるとしては
充分取扱われていなかったことによる。リカルド（／９
５＋年）およびティラー（／９４４手）の叩き古いテキ
ストブックはほとんど機関内の乱流パターンさえ考慮し
ていない。近年のモテルおよび測定は吸引した乱流パタ
ーンをあいまいに示し℃いるに過ぎない。この流パター
ン、熱損失、得られる効率あ・よび必要な正確測定間の
関係は本発明の基礎である。

参考資料 （１）本 “米国物理ハノドブソク″１９乙３年プレンティスホー
ル発行、ニューヨーク、頁２Ｓ６およびコＳフルカルド
、エッチ、アール著＜ｔｑｓｔｉ年＞”高速度内燃機関
”プラッキーマンドサン発行、ロンドン、イングランド ティラー、シー、エフ、著１理論および実際における内
燃機関”１９６６年１巻２章 （２）記　事 ゴスマン、ニー、ｆイ、ジョーンズ、ジュイ。

アール、ワットキンズ、エイ、ビー著（ｔ　９７　ｆ年
）１往復エンジンにおけるインンリンダプロセスに対す
る予想方法の開発”ブロック、ゼネラルモーターズ　シ
ンポジューム、デトロイト、ミゾがン。

頁１０３Ｃ第１６図） モース、ニーピー、ホワイトロー、ジエイ、エッチ、イ
アネスキーズ、エム著（／９り９年６月）１モーターの
ピストン−シリンター組立体におけるレーザードプラー
風力測定による乱流測定”流体工学ジャーナル、ＡＳＭ
Ｅ議事録１０／巻頁２１Ｓ（第１７図） （３）特　許 プリュワー等の米国特許第３．３１Ｉ３．７Ｉｒａ号明
細書（／ｌり年９月２６日発行）（シーリング１ワツシ
ヤ″を用いるロータ一端シーリングおよびローター軸等
との関係） エゾツプの米国特許第３．３’ｌＡ、　／７１．号明細
書（１９６７年７０月りθ日発行）（ローターおよびス
トリッパーランディング間のシーリングおよびストリッ
パーランディング上にコ硫化モリブデン被覆を用いるこ
と） ブリュワー等の米国特許第３．８６．．２９．２号明細
書（／９６７年１２月Ｓ日発行）（急速な圧力変化を減
少するためのハウジングの内部壁土の切欠き。

軸受シューおよびシーリングンユ。また、ベーンの特殊
な材料と組合せ） パセツク等の米国特許第、？、　、３７０，７ｇＳ号明
細書（ｉｑｔｇ年２月２７日発行）（ｆ−リーに取付け
られた１インペラー”ディスクニアフィルター）。

アトジットの米国特許第、？、　ｔＯ／、ざ２７号明細
書（／９Ａｇ９Ａ月１７日発行）（７−リングシューを
保持するために適所にモールドされたプラスチックロー
ターライニング、軸受シューがライニングでモールドさ
れる。） ブリュワー等の米国特許第、？、　４／９，２０ｓ号明
細書（／９６ｆｆ年７．２月３１日発行）（（１）シー
リング兼軸受シューおよび整列だぼな保持するスポット
溶接した金属ローターライナー−）つり合重りが容易な
組立を可能にするように曲がっている。（３）つり合重
りのハブにモールドされたベーン（ｔｌ）強化熱硬化性
プラスチックでモールドされたベーン（３）ベーングラ
スチック中の種々の組織（６）ノ・ウジフグ中にモール
ドされたゲール軸受（７）組立を容易にするためのが−
ル軸受より小さいグーサー〇ノ・ブ）ロープの米国特許
第３．φ、３’）、　２１，１７号明細書（／９４９年
ｑ月ｇ日発行）（（１）ロータおよび凹部中のハウジン
グの端部においてシールするためにコーティングを有す
るローター（，２）ストリッツくランディングおよびコ
ーティングの関係（３）コーティングがＭ　ｏ　Ｓ　２
を含む） ロープの米国特許第３．　’７３７．２１．、！ｉ号明
細書（／？／、９年ヶ月ｇ日発行）（ソニーの基部およ
びそれらの保持ストリップ間のくさび状空間）ステイル
ズ等の米国特許第３．　ｇ’ｌｌＩ、　４９６号明細書
（／９７４’年ｌＯ月、２９日発行）（つり合いがとれ
たλつのベーンが延びているロータエニット二人ロボー
ト上の雑音を減少するためのおおい）シールの米国特許
第３．９Ａ；’Ｉ、　、７１号明細書（／９７４年ｓ月
ｑ日発行）（ベーンが枢着されるビン用の案内トラック
中にパイロットスリーブを保持する標準のλベーンユニ
ット）。

【図面の簡単な説明】

第１図は、バリアを横切る熱移動を示すダイアダラムで
あり、 第２図は、種々の熱サイクルを示すＰＶダイアダラムで
あり、 第３図は、関節式ベーン圧縮機兼膨張機の端断面図であ
り、 第グ図は、第３図の機械における気体の温度低下を示す
ダイアダラムであり、 第３図は、第３図のベーンを用いるプレイトンサイクル
ヒートポンプの概略図であり、第６図は、圧縮機の縦断
側面図であり、第７Ａ図は、半径方向ベーンを示す誘導
通路を通しての横断平面図であり、この半径方向ベーン
は、用いることができるが、好ましくないものであり、 第７Ｂ図は、第６図に示された圧縮機における誘導通路
を通しての横断平面図であり、これらのベーンは、半径
方向に対して斜めであり、かつ環状渦の形成を抑える望
ましい軸線方向渦流を誘導するものであり、 第ｆｆＡ図、第８８図および第ｇＣ図は、速度の円周方
向成分がほとんどないか、または全熱なく、ピストン機
械中に気体が誘導されるとき、底ストローク、中間スト
ロークおよび頂部ストロークにおいて、それぞれ形成し
かつ存続する環状渦を示し、これは第７Ａ図に示された
ものと同様に半径方向ベーンを有する場合であり、 第９Ａ図および第９Ｂ図は、シリンダが膨張する軸線方
向渦流の誘導進行としての形成および膨張を概略的に示
し、このような流れは、第７Ｂ図に示された斜めのベー
ンによって誘導され、第１Ｏ図は本発明を実施するλス
トロークディーゼル機関の断面図であり、 ｙ４ｔｔ図は、第１Ｏ図に示された機関を通る気体流の
経路を示すほぼ概略の形における平面図であり、 第１．２図は、第７０図に示されたヘッドの代りに用い
ることができる燃焼シリンダのヘッドの切欠断面図であ
り、 第１３図は、第１コ図のｔ＃−／３＠に沿ってとり、か
つ矢印の方向からみた部分断面図であり、第１ｔＩ図は
、第１０図および第１／図に示された機関のタイミング
を示すダイアダラムであり、第１３図は、本発明を実施
するｑストロークオツトーサイクル機関の端断面図であ
り、第１６図は、第１５図における／／、−ｊｌ、線に
よって示したように誘導通路においてとった第１Ｓ図に
示された機関の横断平面図であり、第１７図は、２スト
ロ一クオツトーサイクル機関の端断面図であり、 第ｔｇ図は、第７７図における１ｇ−１ｇ線によって示
したように、誘導通路においてとった第１り図に示され
た機関の横断平面図である。 図面の浄書（内容に変更なし） ｓ／ｌ 、ｊｌ ＦＩ６．３ ＦＩｏ、４ ＦＩｏ、５ ＦＩＧ、６ ＦＩｏ、？Ｂ　　　ＦＩＧ、７Ａ ＦＩＧ、８４ ＦＩＧ、θＢ ＦＩＧ、ＥＣ ＦＩＧ、　９Ａ ＦＩＧ、９８ ＦＩＧ、／／ ＦＩＧ、１５ ＦＩＧ、　／６ １、事件の表示　　昭和！７　年　特許願　　第　１１
，０７ｊ３２°発″０名称　　　断熱容積形装置 ３、　補正をする者 事件との関係　　出願人 名　称　　冒ルｒイシ　！−毫ｌイナ電ツＩスツム／母
１− ４、代理人

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 （１）気体の押退は容積を圧縮もしくは膨張させるため
   の装置であつ１、そのような圧縮もしくは膨張を行なわ
   せるだめの可変容積のチャンバを形成する手段と、チャ
   ンバに気体を導入すべく該チャンバのポートに開口する
   少なくともｌっの入口通路とよりなり、入口通路は層流
   に近い状態の気体流をチャンバに与えるような形状およ
   び大きさを備え、このためチャンバを形成する壁部への
   またそこからの熱流れが大巾に減少されるようになって
   いる装置。 （２）　　前記第（１）項に記載の装置において、可変
   容積チャンバがシリンダ内にピストンを移動自在に設け
   ることによって形成され、入口通路の面積がピストン面
   積の約半分の面積からそのほぼ全面積までの範囲にある
   ことを特徴とする装置。 （３）　　前記第（２）項に記載の装置において、入口
   通路がゾレナム領域としてシリンダの上端部のまわりで
   ３６００に亘って拡がり、さらにスリーブ弁よりなり、
   スリーブ弁がその閉鎖位置と開放位置との間で入口ポー
   トを横切るように移動自在となっていることを特徴とす
   る装置。 （４）前記第（３）項に記載の装置において、プレナム
   室がシリンダに対する接線方向の速度成分でもって気体
   をチャンバに送るようになっており、このため軸線方向
   の渦流が得られ、しかも半径方向の渦流の形成とそれに
   伴う熱交換が阻止されることを特徴とする装置。 （５）前記第（２）項に記載の装置において、装置がオ
   ツＩ−−サイクル機関であり、さらに、燃料をチャンバ
   のほぼ軸線に向けて該チャンバに導入するだめの手段よ
   りなり、このため燃料および燃焼がシリンダ壁部から離
   れた領域に少なくとも部分的に局限化されるとともに燃
   焼の促進が未燃の燃料滴をシリンダの軸線から外側に遠
   心力でもって向かわせることによって行なわれ、これに
   より燃料の燃焼維持のために酸素の欠乏していない空気
   が得られることを特徴とする特許（６）　　前記第（４
   ）項もしくは第（５）項に記載の装置において、さらに
   、ピストンをシリンダ内で移動させるべく該ピストンに
   連結されたクランクシャフトと、ピストンに往復運動を
   行なわせるべくクランクシャフトを調時間係で駆動する
   ために該クランクシャフトにスリーブ弁な連結する連結
   手段とよりなる装置。 （７）前記第（６）項に記載の装置において、連結手段
   が頭上カムシャフトからなることを特徴とする装置。 （８）２・ストロークのディーゼル機関であって、気体
   の過給を行なうだめの過給用ピストン−シリンダ装置と
   、過給用シリンダから気体を受入れてその燃焼を行なう
   ための燃焼用ピストン−シリンダ装置と、燃焼用チャン
   バから排気ガスを受入れるための排気用ピストン−シリ
   ンダ装置とよりなり、過給用シリンダでの圧縮比が燃焼
   用シリンダでの圧縮比よりも８大きく、炒・つ約３：ｌ
   ないし約♂：ｌのオーダであり、燃焼用シリンダでの圧
   縮比が約／４　：／ないし約２０：ｌのオーダの全圧縮
   比に対して約３：ｌないし約≠：ｌのオーダであり、排
   気用シリンダが排気ガス圧力を大気王近く寸で下げろた
   めに約ｔ：／ないし約り：ｌのオーダの容積膨張比を有
   していることを特徴とするディーゼル機関。 （９）　　前記第（３）項に記載のディーゼル機関にお
   いて、過給用シリンダがその上端部で３６００に亘って
   拡がる入口ポートを有し、さらに、入口ポートを横切る
   ように移動自在となったスリーブ弁と、過給用シリンダ
   内に層流に近い軸線方向の渦流を作り出すために気体に
   周囲方向の速度成分な与えて該気体を入口ポートに供給
   するようになったプレナム室とよりなることを特徴とす
   るディーゼル機関。 ００　　前記第（９）項に記載の装置において、さらに
   、絶縁放出ダクトと、準静的な押退けを行なうように過
   給加熱空気を保持して燃焼用シリンダの排気を行なうた
   めの絶縁貯蔵チャンバとよりなり、貯蔵チャンバの容積
   が燃焼用シリンダの押退は容量の約ｌないし約６倍のオ
   ーダであることを特徴とするディーゼル機関。 ０１）　　前記第（８）項、（９）項および０１項のい
   ずれかに記載のディーゼル機関において、燃焼用シリン
   ダがストロークの下死点附近に入口ポートを有し、入口
   ポートが燃焼用シリンダ内で軸線方向の渦流を作り出す
   ようになった渦形手段でもって過給用シリンダと連通し
   ていることを特徴とするディーゼル機関。 （２）　前記第（８）項、第（９）項、第０１項および
   第Ｑｌ）項のいずれかに記載のディーゼル機関において
   、燃焼用シリンダの半径およびストロークがほぼ等しく
   、このため燃焼中の燃焼チャンバのクリアランス容積が
   熱損失を減少させるような大きさになっていることを特
   徴とするディーゼル機関。 α葎　前記第（６）項に記載のディーゼル機関において
   、燃焼用シリンダのヘッドが実質的に清めらかであり、
   燃焼用シリンダの軸線とほぼ共軸となるように該燃焼用
   シリンダに設けられた排気弁と、燃焼用シリンダの軸線
   にほぼ沿って燃料を注入するだめの手段とよりなり、こ
   のため軸線方向の渦流が実質的に乱されないようにされ
   、しかも燃焼作用が空気の酸素分の欠乏されていない領
   域に燃料滴を遠心力でもって向けろことによって高めら
   れていることを特徴とするディーゼル機関。 αぐ　前記第（６）項に記載のディーゼル機関において
   、燃焼用シリンダのヘッドが実質的に清めらかであり、
   さらに、燃焼用シリンダの軸線にほぼ沿って燃料を注入
   するための手段と、燃焼用シリンダからの排気を行なう
   だめの排気弁とよりなり、排気弁が一層完壁な排気を行
   なうために燃焼用シリンダの軸線とその壁部とのほぼ中
   間にそのヘッドに配置されていることを特徴とするディ
   ーゼル機関。 （至）前記第（２）項および第α騰項のいずれかに記載
   のディーゼル機関において、排気弁が円筒形状のスリー
   ブを有し、スリーブが燃焼用シリンダのヘッドにおける
   冷却された案内表面に沿って摺動し、これにより排気弁
   の冷却のための大きな熱移動が得られるようになってい
   ることを特徴とするディーゼル機関。 （ト）　前記第（８）項に記載のディーゼル機関におい
   て、さらに、燃焼用シリンダを排気用シリンダに連通に
   連通させるための排気チャンネルよりなり、排気チャン
   ネルが熱絶縁され、しかも滑らかな壁部な持って渦形と
   なっており、また排気チャンネルが排気用シリンダ内に
   層流に近い軸線方向の渦流を作り出すように燃焼用シリ
   ンダの排気ガスを排気膨張シリンダに導くようになって
   いることを特徴とするディーゼル機関。 ａ″Ｉ）前記第（ト）項に記載のディーゼル機関におい
   て、排気用シリンダが環状の排気開口を有し、排気開口
   が燃焼用シリンダの半径のほぼ半分のところに位置し、
   かつその半径の約半分に等しい幅を有していることを特
   徴とするディーゼル機関。 （至）　≠・ストロークのオツトーサイクル機関であっ
   て、ピストン−シリンダ装置と、シリンダへの入口ポー
   トとよりなり、入口ポートはシリンダの上部の全周囲に
   亘って全体に拡がり、かつ該シリンダの半径の約半分以
   下の高さを有し、その高さが圧縮比によって除されたス
   トローク長にほぼ等しく、さらに、開放位置と閉鎖位置
   との間で入口ポートを横切るように移動自在となったス
   リーブ弁よりなるオットーサイクｌし機関。 ０リ　前記第（ハ）項に記載のオツトーサイクル機関で
   あって、さらに、空気に周囲方向の速度成分を与えて該
   空気な入口ポートに供給するだめの通路手段よりなり、
   その速度成分が半径方向の導入速度のｌないし２倍のオ
   ーダであり、このためシリンダ内に軸線方向の渦が作り
   出されることを特徴とするオツトーサイクル機関。 翰　前記第０９項に１載のオツトーサイクル機関におい
   て、さらに、シリンダ内にその軸線に近接して燃料を注
   入して層流状のチャージを行なうだめの手段よりなり、
   これにより熱の流れが減少されるとともにシリンダ壁部
   と接触した比較的冷たい未燃の気体からの汚染部分も減
   少されることを特徴とするオツトーサイクル機関、。 ＱＩ　　前記第（至）項、第０１項および第一項のいず
   れかに記載のオツトーサイクル機関において、さらに、
   燃料の注入箇所に接近して配置された点火プラグよりな
   り、点火プラグはヘッド表面とほぼ同一平面となった電
   極表面を有し、これにより軸線方向の渦流とヘッド表面
   との表面摩擦が減少されることを特徴とするオツトーサ
   イクル機関。 （２）前記第（至）項、第０１項および第一項のいずれ
   かに記載のオツトーサイクル機関において、さらに、燃
   焼側表面を備えた排気弁よりなり、燃焼側表面は滑らか
   にされ、しかもヘッド表面とほぼ同一平面となっており
   、これによりシリンダ内の気体流との摩擦が最小にされ
   ており、排気弁がシリンダの半径のほぼ半分のところに
   位置きれ、このため排気ガスの流出が促進されることを
   特徴とするオツトーサイクル機関。 翰コ・ストロークのオツトーサイクル機関において、シ
   リンダの半径の約半分に等しい高さで３６００に亘る注
   入ポートよりなり、注入ポートはビストンストロークの
   下死点でのピストンの上部に隣接して配置されており、
   さらに、注入ポートに開口するプレナム室よりなり、プ
   レナム室にはベーンが設けられ、ベーンがシリンダの半
   径から約≠５０ないし２約６００の角度で方向づけられ
   、これにより、ビストンストロークの下死点で導入され
   た注入−排出空気に層流に近い軸線方向の渦流が形成さ
   れるようになったオツトーサイクル機関。 （ハ）　前記第翰項に記載のオツトーサイクル機関にお
   いて、さらに、注入ポートを介してシリンダに送られた
   注入−排出空気を予め圧縮するだめの過給器よりなるこ
   とを特徴とするオツトーサイクル機関。 輸　前記第一項および第（ハ）項のいずれかに記載のオ
   ツトーサイクル機関において、プレナム室と注入ポート
   が注入−排出空気に半径方向の速度成分の約ｌないし約
   ２倍の周囲方向の速度成分を与えてその導入を行なうよ
   うな太ききおよび寸法にされていることを特徴とするオ
   ツトーサイクル機関。 翰　前記第一項および第（財）項に記載のオツトーサイ
   クル機関において、さらに、軸線方向の渦流の軸線に近
   接した位櫃で燃料を７リンダに注入すべくシリンダのヘ
   ッドに設けられた燃料注入手段よりなり、このため層流
   状のチャージが行なわれ、このとき燃料がシリンダの壁
   部と接触した比較的冷たい気体にほとんど到達すること
   がないようになっていることを特徴とするオツトーサイ
   クル機関。 翰　前記第一項に記載のオツトーサイクル機関において
   、さらに、燃料注入手段に近接してシリンダのヘッドに
   配置された点火プラグよりなり、点火プラグはヘッド表
   面とほぼ同一平面となった電極表面を有し、このため軸
   線方向の渦流の乱れ範囲が減少して排気ガスが自由に流
   れるようになっていることを特徴とするオツトーサイク
   ル機関。 翰　大巾にしかも断熱的に圧縮された空気もしくは気体
   を供給するための気体圧縮機であって、ピストン−シリ
   ンダ装置と、シリンダの上端部のまわりで３６００に亘
   って拡がる入口ポートと、入口ポートを横切るように移
   動自在となったスリーブ弁と、空気を入口ポートに導入
   するための手段とよりなり、空気の導入時に空気にシリ
   ンダの周囲方向についての大巾な速度成分が与えられて
   、注入空気もしくは気体に層流に近い軸線方向の渦流が
   形成され、このため空気もしくは気体とシリンダの壁部
   との間の熱流れが最小にされており、さらに、渦流の方
   向で気体もしくは空気を除去すべくシリンダのヘッドに
   配置された少なくとも１つのり−ド弁と、絶縁された圧
   縮空気もしくは気体を送給すべくシリンダのヘッドに設
   けられた通路とよりなる気体圧縮機。 翰　気体のほぼ完全な断熱圧縮もしくはそのほぼ完全な
   断熱膨張を行なうための関節式ベーン装置であって、ケ
   ーシングと、関節式ベーンな支持するロータと、ロータ
   とケーシングとによって形成される圧縮−膨張領域に導
   びかれた注入通路と、その圧縮−膨張領域から導びかれ
   た排出通路とよりなり、注入通路および排出通路の長さ
   方向の断面積がロータのベーンの速度にほぼ匹敵する速
   度の層流に近い流れなそれら通路内で維持するようにな
   っており、このためロータ、ベーンおよびケーシング壁
   部と気体との間の熱流れが減少されるようになっている
   関節式ベーン装置。 山　前記第一項に記載の関節式ベーン装置において、気
   体と接触するケーシング壁部が小さな熱伝導率の材料か
   ら作られ、これによりケーシング壁部中の熱流れが減少
   し、かつその壁部中の熱短絡が最小にされることを特徴
   とする関節式ベーン装置。 ６υ　プレイトンサイクル・ヒートポンプであって、そ
   の圧縮機および膨張機が前記第一項もしくは第（７）項
   に記載の関節式ベーン装置からなっているプレイトンサ
   イクル・ヒートポンプ。 （２）前記第０℃項に記載のプレイトンサイクル・ヒー
   トポンプにおいて、さらに、絶縁されたシャフト継手と
   、圧縮機および膨張機を熱絶縁するだめのハウジング絶
   縁体とを包含する手段よりなり、このため圧縮機と膨張
   機との間の熱短絡が最小にされていることを特徴とする
   プレイトンサイクル・ヒートポンプ。