JPS63500730A - 軸動力発生機 - 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】

軸動力発生機 技術分野 本発明は軸動力を発生させるためのロータリータイプの熱へ罐に関する、更に詳 細には、本発明は熱汽罐の基本原理に属する三ａ：ｉＭ程、燃焼過程、及び膨張 過程に関する。 本発明に於てはこのような過程はピストン往復エンジンとは異って各各独立した 作業室で行表われる。本発明の膨張系統は圧縮系統からの分離が可能であるため ディーゼルエンジン又はガソリンエンジン　システムに適用出来るばかｐてなく ガスタービン又は蒸気タービンシステムにも適用可能である。 背　景　技　術 ディーゼルニンジンは高温に於て作動するためその熱効率が高いという特長はあ るがこのエンジン１ま重量が大でわシ振動が激しくエナジの排気頂失が大である などの短点を有する。 ピストン往復エンジンとバニケルロータリー（’Ｗ’ａｎｋｅｌ’　Ｒｏｔａｒ ｙ）ニンジンに於てＩ士膨張過程力Ｘ終、てもその作業室に充分に膨張できＡい 、ＦＡ謂利用可能な圧力ガスが残存する。そしてこれらの圧力ガスは次の排気過 程て大気中に排気される。 ガスタービンは＠量で、振動が無く動力が連続的に発生するなどの特長を有して いる。 しかし′ｆ：がら、ガスタービンは比較的に低い温度に於て作動するためその熱 効率が低いと言５のが短点である。 次は、本発明と関連のある一種のロータリーポンプである円柱ピストンポンプに 関する簡単な説明でちる。 ピストンローターが　ポンプ端板　Ｋ挿入された固定軸ハブ（１（ｕＢ）に支持 され嵌合本体ボア内にて円運動をする２５に構成されている。このｐ−ターは互 ＩＣ接触しない。したがって作業流体の気密はローターとローター間では要求さ れなく、ローターと固定子間においてのみ要求さｎる。これが円柱ピストンポン プの特長でろる。このポンプ１まスクリューポンプ又はロベポンブと区別される 。 キーターはそれらを取シ巳む本体の壁と密接なる間隙を維持しな接触していなり ０ただしローターのベアリング部分のみが直接接触するだけでるる。 このポンプは低い圧縮比１ｃおいてｌ″を効率が高いが、圧縮比がｔｌ：２ｚ以 上高くなるとその効率は低下する。々ぜならば一つ〇；ローターよ、て圧縮され た高圧ガスが低い圧力のガスを圧縮し始めるとローターのポンプイングチ十ンバ ーに瞬間的に逆流するので逆流と関連したガスの運動エナージがガスのエントロ ピ（Ｅｎｔｒｏｐγ）を増加させるためである。 本発明の目的は熱効率が高く、クランクとバルブがなく、振動のない、構造が簡 単なロータリーエンジンを供給するＫある。 本発明の基本構造こりの作業室（Ｃ構成されているので、二りの円柱ピストンポ ンプ（一つは小さく、一つ１仕大である）が直列に密接に結合された構造を有し ている。即ち二対の円柱ピストンローターを侑する二段ポンプチャンバにて構成 された一つＯポンプを成している。 ここで、本発明は一つの作業Ｎは小で、他の一つの作業室は大であるのが特長で ある。詳細々説明は次の如くである。 各作業室には一対の円柱ピストンローターがら、て、各作業室は比較的その穴か 小さいガス：ｌ！！路に連通して匹る。この％ビろトンロータは固定軸Ｉ・プに よ、て支持さｎた状態で円運動するように構成されている。これらの小さいロー ターと大きいローターの相互間にある位相角（ｐｈａｓｅ　ＡＱｇｌｅ　）が存 在する。そしてこれらローターはタイミングギヤーによってすべて同一なＲＰＭ で回転する。 二段円柱ピストンポンプに類似の本発明は次の如く一般的に熱汽城に要求される 圧ｉｓ機能と膨張機能を有している。 圧縮機の場合、作業流体の入口は大作業室に位置し、出口は小作業室に位置して いる。 よりて大作業室と小作業室の大きさにまって決定宮れる戒る圧力によってＥＢさ れる。 圧縮が終ると小ピストンローター（５ＰＲ）はＥｔａ≦気を大作業室から隔離し て圧縮正気の逆流を防ぐ。このような過程は周期的に反復され圧縮正気が逍己的 に得られる。 一方、位相角が誤って設定されるとＳＰＲが圧縮ご気の大作業室への逆流を防き ′きれず効率が急激に低下する。 動力発生機の場合、作業流体の入口は小作業室に位置し、出口は大作業室に位置 する。 そして、小作業室のへウジ／グに対称的に位置するディーゼルエンジンの燃ｆ４ 慣射ノズルに類似のノズルが装置される（又はガソリンエンジンのスパークプラ グが装置されることもある。）小作業室の入口から高温／高圧（約５７０５．３ ＭＰａ　）の圧縮：気が流れ込むと、突気は回転するＳＰＨによって大作業室に 送られる。 ところで、ディーゼルニンジンに於て燃料がシリンダ円に償射されるように燃料 力；燃料ノズルを通して交互小作業室内に霧化さｆ′Ｌ慣射される。すると慣射 された燃料は卯時点火、燃焼する。そして燃料の燃焼に依９て小作業庭内に超高 圧燃焼ガスが発生する。 次に、超高圧燃焼ガスはガス通路を通うて大作業室に交互に流れ込む。その後、 この日高三ガスはＬＰＲを駆動させ人気圧で断熱的に膨張する。 更に詳細に説明すると、燃焼ガスが大作業室にて膨張を終えて回転するＬＰＨに よってガス通路と孤立した後、新しい超高圧ガスが適時に大作業室に流入し、又 しも膨張を起す。そして膨Ｆ＆を終えた燃焼ガスは回転するＬＰＲによ、て加口 に運ばれ大気中に吐き出される。即ち排気過程がバルブを不必要に行なわれる。 それで、超高圧燃焼ガスのエンタルピー（Ｅｎｔｈａｌｐア）と排気ガスのニス タルビー差に該西する動力が一つのＬＰＲから又一つのＬＰＲに交互にガスが膨 張することによって連結的に発生する。 一方、もしＳＰＲとＬＰＨＱ間で位相角が誤って設定さルるとｆｉ高圧燃焼ガス はその適時周期が乱ｎ大作業呈に流れ込んで膨張が終らない燃焼ガスが大気中に 吐き出さ九るＱでピストン往復エンジンのように排気騒音力；発生する。 不発明を、膨張室（中間サイズ）、膨張室（小サイズ）、彰脹宜（λサイズ）の 三段に４成すると圧縮、燃焼、膨張及び排気の過程ｔ；同時に得られる。この時 、勿論すべてのピストンローター１ま同−ＲＰＭて回転する。 この場合、正気は膨張室に流れ込んで回転すｂ中間ピストンローターによって断 熱的に圧扁さｎて燃焼室に運ばれる。 次いで、燃焼室に燃料が慣射さ九て起こる燃妄過程によって燃ゴ霊てＢ高厚燃濠 ガスが成田され、次めでこの燃焼ガスは膨張室に流ｉ”ｌ−込上記のよりに膨張 する。そｎによって動力が発生する。そして燃焼ガスは大気中に排出さｊＬ８゜ 本発明で１１、燃焼室及びＦａ脹旦などカニ各々独立しているため正圧排気過程 を進行させながら定積ａｇ　（Ｃｏ＋＞５ｔａｏｔ−Ｖｏｌｔｒｎｅ　Ｃｏｍｂ ｕｓｔｉｏｎ）の遂行が可能である。 即ち、５ｐＲｒ７ｃｘって膨張室とは孤立しているその量ヵ；一定である切に決 定することによって排気三カを大気圧に至らしめることができるので定裂排気過 程ｔ−得ることがてきｓ０上記の如く足状燃焼過程と正圧排気過程を共に遂行可 能であるため本発明に対する理論的熱効率ＩＳ、圧縮比に対するＣＡＲＮＯＴ　 ＣＹＣＬＥのそれより更に高Ｖ１゜ 第１図は不発ＢＡを具体化した断面図、第２図は第１図のピストンローターｏｐ ｗ図、第３図ｔ′ｉ第１図の固定軸ハブ（ＨＵＢ）の詳細図、第４因はプレート ンサイクル（ＢＲＡＹＴＯＮ　ＣＹＣＩＪ　）　（Ｄ　Ｔ／Ｓ　３４図、第５図 はディ＋＋　４　Ａ、　サインｙ（ＤＩＥＳＥＬ　ＣＹＣＬＥ）　ＣＤｒＡｇ図 、第６図は本発明サイクルのＴ／Ｓ線図、第７図は熱効率を互に比較するための 本発明、ブレートン、オド−（０ＴＴＯ）及びデ４　’ｔ／ｖｆイクｉＩ／等ｋ Ｗｒ−ａ度二ン）ｏビ（ｚｎｔｒｏｐｙ）表百ＩＣ示すＴ／Ｓ法図、 第８図は本発明の動力発生過程と容易に説明するだめのフッ−ダイアグラム図面 の簡単な説明 １１＋・噂小ピストン　ローター ２・・・・大ピストン　ローター ３・・・・・小作業室（燃焼室） ４・・・・大作業呈（膨張室） ５・・・・同足８ノ％プ ロ・−・・固定軸ハブ ７・・・・入口Ｃ本発明が動力発生機として使用される場合）出口（本発明が圧 縮櫨として使用される場合）８・・・・ガス通路 ９・・・・出口（本発明が動力発生根として使用さｎる場合）ＩＱ−１７・・・ ・冷媒通路 １８・・・・燃料慣射ノズル又はスパークプラグ１９・・・・三方感知ノズル Ａ・・・・ｆＥｔａ根、　Ｂ　・・・・本発明圧ａ機Ｃ・・・・点火バーナー、 　Ｄ　・・・・本発明動力元先根（高圧用）Ｅ　・・◆・ヒーター（ＨＥＡＴＥ Ｒ）Ｆ　・・・・本発明動力発生機（低三用）Ｇ・・・・発電機　Ｈ−・・・コ ンデンサーエ・・・・グ数ポンプ　Ｊ・・・・デアレーｐ−（ＤＥＡＥＲＡＴＯ Ｒ）Ｋ　・・・・ヒーター給水ポンプ（ＨＥＡＴＥＲＦＥＥＤ　ＰＵＭＰ）Ｌ・ ・・・燃料慣射ポンプ Ｍ・−命中点火ポンプ、Ｎ・・・ｅ燃料タンク発明の好適な実施態様 第８図は本発明、即ち圧縮機（Ｂ）、高三動カ発臣模（Ｄ）及び低三動カ発生機 （Ｆ）によって動力が発生する過程を容易に説明するために図示する動力発生Ｐ ＬＡＮＴに対する　フローグイフグラム　でらる。 第１図は本発明の基＊票造を図示するものてらる。 ピストンに−ター（１）（２）は固に軸へプｆ５１　［６１Ｋ支持される状態で 円運動上するよ５になっている。こルらローターは高温＋てて圧動さ九るため、 第２図のように冷媒Ａ路箸〈が形成で九ている。すべてのローターは図示が省略 されているが、タイマーギ十−に依って同−ＲＰＭで回転する。 次は、動力発生過程に対する説明である。 本発明圧縮機い）に依って約３ＭＰＡの圧縮にこって二段圧縮される。 もし総Ｅ縮効率が８５％で、又総圧扇比力”１：１０ｚ−ｃらδとするとＥ、ｉ １機＠）の出口において圧縮空気の温度は約５７０しどなる。 高圧の圧縮空気は三超枳出口から点火バーナーｒ）七通うて高圧動力発生機５Ｐ ＣＩＣＩの入口に至シ燃焼室（３）円に流入する。 ところで、こ０時超高圧でボンプイング（Ｐｕｍｐｉｎｇ　）された燃料室内に 償射される。慣射さｎた燃料はディーゼルエンジンの燃焼過程と同じ工うに即時 点火、燃焼する。七〇によって燃焼呈ｉｃ茜高圧ガスが発生する。 始動時においては、点火ポンプ間が作動して燃料を点火バーナーＣＣ’）Ｋ正送 する。この点火バーナーは本発明５ＰＧ（Ｄ）の燃料室（３）に慣射さルた燃料 が容易に点火できるようにＳＰＧ　（Ｄ）に供給される圧縮空気を充分に高温に 加熱する。 ｆ？！：焼室（３）において、成虫された高圧燃焼ガスヒ先に流入した燃焼ガス が膨張を終えた後、適時に膨張室ｔ）に流ＩＬ込んで断熱的に膨張して動力を発 生する。そして膨張過程が終ると高Ｅ燃焼ガスが又ガス通路（８）を通って再び 膨張室に供給さルる。 このような結果によって高圧燃焼ガスのエンタルピー（ＥｈＴｄ、ＡＬＰＹ　） と排気ガスのエンタルピーの差に：、て相応Ｏ動力が発生するのである。 次はこのようが動力発生過程を熱力学的に説明する。 第４図、第５■及び第６図は本発明に関するサイクルが他のそのイクル、ディー ゼルサイクル及び不発明サイクルの各図示でおる。 ルビー圧縮される。状態−ＩＦｉ大気の状態であシ、状態−２は圧縮機出口の状 態である。そして燃焼室で状態−２０圧縮空気に償射された燃料の燃焼によって ＰＡ（Ｊ（ＥＡＴ）が供給さル、作菓泥体は状態−３に一定量の下に加熱される 。燃焼過程終了後、状態−３の作東粒３Ｆｉ膨張室に流入する直前の燃焼ガス状 態てらｐ状す−４は膨張を終えた燃焼ガスの状態である。膨張の終った燃焼ガス は膨張室から大気に排出される。曲→−４は排気過程が量の状態て遂行されるの を意味する。 不発明サイクルにひいて、膨張過程で発往した動力中。一部はＥ縮機駆動に使用 さ几、その他は出方される。 第７図１ｄ本発明サイクルの熱効率がど。熱汽罐の熱効率よ）も更１（高いこと をＥＥＡするための図示である。 本発明サイクル、ＢＲＡ、ＹＴＯＮ　ＣＹＣＬＥ、０ＴＴＯＣＹＣＬＥ’Ｊ−５ ＤＩＥＳＥＬＣＹＣＬＥに供給さ九る熱愛及びその圧縮比がナベて一定であると すると、Ｍ７図に図示した各サイクル１ま次の如くである口発明サイクル　：　 サイクル　ｌ−２−３−４Ｂ　ＲＡＹ丁ＯＮサイクル：サイクル　１−２−３’ −４−１０ＴＴＯサイクル　：　サイクル　１−２−３−４’−１ＤＩＥＳＥＬ サイクル　：　サイクル１−２−３’−４’−１第７図において、ナベてのサイ クルに供給される熱量はどｎも互に同一面積である面積６２３５６又１ま面積６ ２３’５’６’で表わす。しかし排気される熱量は次のように相異する。 発明サイクル　：面積６１４’５６（最小）ＯＴＴＯサイクル　：面積６１４’ 　５５Ｄ　Ｉ　ＥＳＥＬサイクル　二面積６１４’５’６（え犬）従、て出力は 供給熱量と排気熱量の差によって与えらｊｌ、その該当面積は次のＡυである。 発明サイクル　二面撰　１２３４１（最大）ＢＲＡＹＴＯＮサイクル二面積１２ ３’４ゞ１０ＴＴＯサイクル　：面積　１２３４’ＩＤＩＥＳＥＬブイクル：面 積　１２３’４°１（最小）サイクルの熱動５５は出力を総供給熱愛で割、たも の′？″定義される。 従って本発明サイクルの熱効率かどのサイクル■そルよシ更に高員。 そしてディーゼルサイクルの熱効率がえも低い。 一般的に熱汽罐は高温で作すする特上の熱効率が高い。従、てディーゼルエンジ ン又はガスタービンよシも高圧縮比において作動（即ち作業流体が更に高温であ る）するためディーゼルエンジンの熱効率は案際におりてガスタービンやガソリ ンピストンのそれよシ更に高−０ 本発明にンいては、図示のようにピストンローターの内部に冷媒通路（１０−１ ，６）がある。従、て本発明は例えば第８図の図示のように冷媒通路（１０−１ ７）を通る冷却水の循ｆｆ１Ｋよって容易に冷却される。そのため不発ＦＡはデ ィゼルエンジンと同様に高温で作動が可能である。 一方、本発明は排気ガスの圧力が大気圧の場合効率が良好、である。 次に、本発明において、負荷変動に関係なく排気ガスの圧力が常時１気圧ＩＣ維 持さ几ることをｉｉ！明する。 排気ガスの圧力を亡排気圧感知ノズルに装置された計器によって感知された圧力 は大気圧との圧力差によ、て足期的方信号に変換される。この信号は圧ｉａ機（ Ａ）の回転速度を制御する。 即ち、排気ガスの圧力が大気圧以上でちると、Ｅ縮ｆｆ１（Ａ）の回転速度は低 下する。逆に排気圧力が大気圧以下であるとＥＭ機（Ａ）の回転速度は早くなる 。　すると、圧縮云（人）の回転速度の変化に二って圧縮比が変化するので、圧 縮比の変化に比例して本発明（Ｄ）の排気ガスの圧力も変化して大気圧になるの である。 第８図に訃いて排気圧感知ノズ＃（１９）ニジ圧縮機（人）に連結さ九ている点 線は電気信号ライン（、ＬＩＮＥ）を表すものであって、圧縮根回を制御するた めのものである。しかして、本発明（Ｄ）　においての排気圧は常時１気圧１ｃ 維持され、本発明は熱効率が高く排気騒音も制御される。 本発明は第８図の図示のように排気熱を利用して動力を成益することができる。 この場合、燃焼室の燃料慣射ノズルは不要である。 不発ＢＡＯ動力発生根（Ｆ）の機能は蒸気タービンと同一でろ乙。しかしながら 不発ＦｊＡ（Ｆ）は蒸気タービンよシ高温において駆動が可能であ６゜ 要約すれば、蒸気タービンの場合、高圧蒸気のエナージがノズルを通って膨張す ると蒸気積出の運動エナージ（Ｊ（ＩＮ訂ＩＣ廚訳ＧＹ）Ｋ変化し、次にこの運 動エナージが動力にＲ換する。しかし本発明において１士高圧蒸気Ｏニナージが 工／タルビー増加原因でろる運動エナージに変ることなく膨張室においての断熱 膨張によって直ちに動力に変換する。 次は、２：発明（Ｄ）から排気される排気熱力；本発明（Ｆ）によ、て動力に： 変換するのを説明する。 本発明（Ｄ）からの排気熱（仕ヒーター（Ｅ）の熱交換によって圧力蒸気（ＰＲ ＥＳＳＵＲＥ　ＳＴＥＡＭ）を成主する。この蒸気の小ｆはデアレータ−（Ｊ） にての温度のバランスを保つためにデアレータ−（Ｊ）に送られ、残余の大部分 は不発ＢＡ（Ｆ）に供給さｎる。 本発明（Ｆ）の小作乗室（３）に流れ込んだ高圧スチームは二つ０３ＰＲ（１） によ、て大作業旦（４：膨張室→に交互に送られる。しかる後この高圧蒸気は彫 脹呈Ｉ４＋から＠熱的に膨張し、次の出口（９）に送られる。膨張室で蒸気の膨 張が終ると、又新しい高ＥＥ蒸気が流れ込んで膨張過程が反復される。 このような過程は継続的にＩＡｂ返され高圧蒸気Ｏニンタルピ−（ＥＮＴＨＡＬ ＰＹ　）と出口（９）Ｋ排出される蒸気のエンタルピーＯ差に該搗する動力が連 続的に発生する。 不発ＰＡ（９）の出口（９）から排出された蒸気の次の過程はＲＡＮＫＩＮＥＣ ＹＣＬＥ　においてのそれと同じでちる。 ＦＩＧＵＲＥ　１ 手続主甫正書　１発）（訂り 昭和６２年　９月１８日 特許庁長官　７Ｊ＼月Ｉ　すｂ　夫　殿１、　４９牛の耘 ＰＣＴ／ＫＲ８６１０００１３ ２、発明の名称 ロ　−　り　リ　エ　ン　ジ　ン ３、補正をする者 期中との療　特許出願人 ５、　補正命令の日付　昭和　年　月　日６、　補正により増加する発明の数 ７、　補正の対象 （１）明細書全文 （２）図面（仁 ８、　補正の内容 別紙の通り 全文補正明細書（ＰＣＴ／ＫＲ８６１０ＯＯ１３）１、発明の名称 ロータリエンジン ２、特許請求の範囲 （１）　中央に円筒形の固定軸ハブ（５）をそれぞれ設けた２つの円筒形のハウ ジング（３）が部分的に重ねられた形状をなす１つの燃焼室と、これに隣接して 設けるが寸法が大きく同様に円筒形の固定軸ハブ（６）をそれぞれ設けた２つの 円筒形のハウジング（４）が部分的に重ねられた形状をなす１つの膨張室とで構 成され、これらの燃焼室と膨張室は２個のガス通路（８）により互いに連通して おり、上記燃焼室と膨張室はそれぞれ燃焼ポケット（２）と膨張ポケット（２１ ）を形成するように１対のガス＆送ロータ（１）と動力ロータ（２）を、互に噛 み合いも接触もしないで回転しうるように前記固定軸ハブ（５）　（６）に支持 せしめて設けてあり、上記燃焼室のハウジングに向い合って配列した少なくとも １対の燃焼噴射ノズル叫を設け、これにより回転する燃焼ポケット（２ψ内に燃 料を噴７１」ＩｊＬ回ノエ不１１ユ、１−Ｖ４（ＪＶ（υ）ｉ’＋ＲＭ：：）ｌ ＰＪ’ｔｋ／Ｊ′Ｉ＋ブ無しに除々に進行しうるようになり、かつ膨張室で膨張 を終えた燃焼ガスの大部分が次の膨張過程のために導入される高圧の燃焼ガスと は隔離されて単に１つの膨張室のみで膨張ガスの大部分が一定の圧力の下に排気 されるよう膨張ポケット（２１）が最少のデッドスペース（２４）を持つように したことを特徴とするロークリエンジン。 （２）燃焼室のハウジングを設けることなく、圧力を持つガスまたは蒸気のよう な作業流体を燃焼室における燃焼過程を経ずにそのまま膨張室に流入させ、所要 圧力で膨張するようにし、１つの燃焼室と１つの膨張室のみによって排気騒音を 生ずることなくガスタービンあるいは蒸気タービンのような動力を発生すること を特徴とする特許 ンジン。 （３）中央に円筒形の固定軸ハブ（５）をそれぞれ設けた２つの円筒形のハウジ ング（３）が部分的に重ねられた形状をなす１つの燃焼室と、これに隣接して設 けるが寸法が大きく同様に円筒形の固定軸ハブ（６）をそれぞれ設けた２つの円 筒形のハウジング（４）が部分的に重ねられた形状をなす１つの膨張室とで構成 され、これらの燃焼室と膨張室は２個のガス通路（８）により互いに連通してお り、蒸気燃焼室と膨張室はそれぞれ燃焼ポケット（２１ＩＯと膨張ポケット（２ １）を形成するように１対のガス搬送ロータ（１）と動力ロータ（２）を、互に 噛み合いも接触もしないで回転しうるように前記固定軸ハブ（５１（６１に支持 せしめて設けてあり、蒸気燃焼室のハウジングに向い合って配列した少なくとも １対の燃焼噴射ノズル０匂を設け、これにより回転する燃焼ポケット（２０）内 に燃料を噴射して高圧縮比においても定積燃焼過程がバルブ無しに除々に進行し うるようになり、かつ膨張室で膨張を終えた燃焼ガスの大部分が次の膨張過程の ために導入される高圧の燃焼ガスとは隔離されて単に１つの膨張室のみで膨張ガ スの大部分が一定の圧力の下に排気されるよう膨張ポケソｌ−（２１）が最少の デッドスペース（２４）を持つロークリエンジンにより動力を得る際に、圧縮空 気を燃焼ポケッ１−（２ω内に進入させ、密閉されて回転する燃焼ポケット（２ ω内に燃料を噴射して燃料を体積一定にて燃焼させ、この燃焼過程によって得ら れる高圧の燃焼ガスを、膨張ボケフ）　（２１）内に予め進入した膨張ガスの大 部分が膨張ポケット（２１）の密閉によりデッドスペース（２４）から隔離され た直後に、ガス通路（８）を介してもう１つの膨張ポケット（２１）の前側の角 に流入するようにして膨張する時まで動力ロータ（２）を回転させるようにし、 膨張の終った燃焼ガスの大部分を圧力一定の状態で大気に排出させ、上記定積燃 焼過程、膨張過程及び定圧排気過程がロータの１回転ごとに４回の割で発生し継 続的に成就するようにしたことを特徴とする動力発生方法。 ３、発明の詳細な説明 〔産業上の利用分野〕 本発明はロークリエンジン及びその運転方法に関する。特に、本発明は圧縮点火 型ロークリエンジンに関する。 〔従来の技術〕 本発明の説明に先だって往復ピストンエンジン及びガスタービンに対する長所短 所とエンジンが高い熱効率で高出力を出すための必要条件について、以下に概略 説明する。 往復ピストンエンジンは作業流体の温度／圧力が高温／高圧であるため、その熱 効率が著しく高い。 しかし、このピストンエンジンはその構造上、改善の余地が無いとされている、 即ち、重量であり振動が激しく、エネルギー排気損失と共に排気騒音などを誘発 する短所を有している。一方、ガスタービンはその作業流体の温度及び圧力が低 く、たとえその熱効率は低いとする弱点はあるが、その代わり軽量で振動がなく 、動力の発生が連続性を有し、高出力を発生する長所を持っている。例えば、若 しガスタービンとディーゼルエンジンが共に同じ圧縮比で駆動するとすれば、ガ スタービンの熱効率はディーゼルエンジンのそれより更に高いであろう。しかし 、ガスタービンは、高温の作業流体と接触するすべての要素についてその冷却が 容易でなく、ディーゼルエンジンにおける程の高圧縮比においては駆動し得ない 。 内燃機関において、圧縮比が高ければ高い程作業流体の温度も高くなり、又熱効 率も高くなる。 そして、エンジンは高速で作動する程、それだけ更に高出力を出す。従って、エ ンジンは高い熱効率で高出力を出すためには高圧縮比で且つ高速で作動する必要 がある。然かるに、圧縮比が高ければ作業流体の温度も高くなる。従って、高温 の作業流体と接触するすべての要素は、それらが過熱されて破損されないように 、又それらのすべり面（例えば、シリンダの壁面）に油膜が維持されるように、 適度に冷却される必要がある。 又、すべてのロータは高速回転が可能であるように、その回転軸に対する慣性モ ーメントの均衡が取られていなければならない。 遊星回転型ワンケルロークリエンジンが１つの内燃機関として実現して以来、多 数のロークリエンジンが発明されている。しかし、どれも上記の高圧縮比、これ に対応する適切な冷却及び慣性モーメントの均衡のための問題をすべて解決する ことが出来なかった。しかして、その発明はどれも熱機関として実現され得なか った。 オートサイクルスパーク点火エンジンにおいては、はぼ供燃比が同一である空気 ／燃料混合ガスが電気スパーク点火によって一瞬間に燃焼する。 −ａ的にこの過程は定積燃焼過程とみなす。 一方、圧縮点火式ディーゼルエンジンに於いては、燃料に対して空気がより多（ 供給され、噴射された燃料は比較的に徐々に燃焼する。一般的にこの過程は定圧 燃焼過程とみなす。しかるに、上記の２つのエンジンが共に同じ圧縮比において 運転されるとすると、定積燃焼過程を遂行するスパーク点火エンジンの効率が定 圧燃焼過程を遂行する圧縮点火エンジンの効率より熱力学的に確かに更に高くな ければならない。しかしオートサイクルスパーク点火エンジンにおいては、その 圧縮比５Ｉ！ｆ表昭６３−５００７３０　（３）を、供燃比が同じである空気／ 燃料混合ガスの事前点火を防止するため、又は燃焼ノックを防ぐため、成る値以 下に限定しなげればならない。従って、エンジンの熱効率も事実上酸る値以下に 限定される。 このような問題は圧縮点火エンジンによって多少解決される。かくして圧縮比が オートエンジンのそれより更に高く、結果的に熱効率も又高くなる。しかし、過 剰空気／燃料混合ガスを使用するディーゼルエンジンはその燃焼速度がおそいた め、低い回転速度で作動されなければならないので高出力を出すことができない 。 〔発明が解決しようとする問題点〕 本発明の目的は、徐々に進行する適正な燃焼及び定圧排気の過程がすべて可能で あり、燃料が高圧縮比においても燃料の質に関係なく正常に燃焼し、熱効率が高 く、小型ながら高出力が可能であり、構造が簡単で製作が容易であり、振動がな く、又ノッキングもなく、排気騒音もない理想的なロークリエンジン及びその運 転方法を提供するにあ〔問題点を解決するための手段〕 本発明のエンジンは出来るだけ互いに近く隣接する２つの大小の作業室によって 構成されている。 各作業室には円筒形ピストンポンプのロータのような１対のピストンロータが装 置される。従って、本発明のエンジンはちょうど２つの大小の円筒形ピストンポ ンプが直列に連結されているように見える。この大小作業室のおのおのではそれ ぞれ燃焼過程及び膨張過程が進行するものであるが、以下これらをおのおの燃焼 室及び膨張室と称する。 〔作　用〕 第１図に示したように燃焼室には空気入口（７）、膨張室には排気口（９）が有 り、これら燃焼室と膨張室には燃焼ガスが燃焼室より膨張室に流れ込むことが出 来るように、その孔が比較的小さい２つの通路（８）で連結されている。以下こ の通路をガス通路と称する。このガス通路（８）は耐熱材で内張すされている。 上記の燃焼室の２つのロータによって作業流体は空気入口（７）よりガス通路（ ８）に移される。 （このロータを以後ガス搬送ロータと称する。）一方膨張室のロータは高圧燃焼 ガスによって回転される（以下、これを動力ロータと称する。）これらガス搬送 ロータ（１）及び動力ロータ（２）は共に回転軸に対する慣性モーメントが完全 にその均衡を保っているので、振動の無い高速回転が可能である。これらロータ は対称的に配置された２個所において突出している。従ってこれらロータの突出 部の間には凹部空間が形成されている。しかるに、この凹部空間はロータが回転 する際、燃焼室壁面（３）、又は膨張室壁面（４）によって密閉状態に包囲され 、又は部分的に包囲され、一部は開状態を成す。 （以下、燃焼室及び膨張室に形成される各凹部空間をそれぞれ燃焼ポケット及び 膨張ポケットと称する。） 従って、燃焼室にも合計４個の燃焼ボケフＩＪのが有り、膨張室にも合計４個の 膨張ボケソ）　（２１）を持つことになる。ロータの内部には第２図に示すよう に、対称的に通路（１０〜１６）が配列されている。この通路を通じて冷媒（空 気、水又は油）が高温の作業流体よりロータに吸収された熱を除去するために循 環する（以下、この通路を冷媒通路と称す）。 第４図は本発明の構造に対する理解を促進するために本発明のエンジンの燃焼室 及び膨張室に類似する構造の１種のロークリポンプである円筒形ピストンポンプ の主要断面を示すものである。 このポンプのロータ等がそのポンプチャンバ内において全部同じ回転速度で回転 する如く、本発明に係るエンジンのロータも、図示はしなかったが同期歯車によ って、全部同一の回転速度で、回転軸ハブ（５、６）に支えられた状態で、関連 する燃焼室及び膨張室内にて円運動をするようになっている。このロータは運転 中は互に接触することはない。なお、これらはベアリング部分を除いては関連す る燃焼室及び膨張室の壁面（３、４）と直接接触することのないように構成され ている。 燃焼室のハウジングには少なくとも１対以上の燃料噴射ノズルを装置するための ノズルホルダ側が配列され、以下に詳細に説明するように、定積燃焼過程が徐々 に行われるようになっており、このホルダＯｇＪにはディーゼルエンジンにおい て使用されるものと類似の燃料噴射ノズルが設けられている。又、膨張室のハウ ジングにも膨張室内の圧力が１気圧以下に低下するのを防ぐために、１対のバル ブノズル（２２）が第１図のように配置され、ここに圧力差によって自動的に開 閉するチェックバルブ（２３）が設けられるか、又は図示しない往復ピストンエ ンジンの吸入バルブのようにカムとレバーによって駆動する少くとも１対のポペ ット弁が設けられる（以下、この弁をブリージングバルブと称する）。又、この 膨張室のハウジングには膨張過程後の膨張室内の圧力を感知するための計器ノズ ルが有り、ここに圧力感知用の計器が取り付けられる（以下、この計器を排気圧 感知器と称する）。 このように構成される主な目的は、ゆるやかに進行する定積燃焼過程と常に１気 圧にて進行する定圧排気過程を共に可能にするためのものである。 次に本発明のエンジンの作動原理及びその特徴につき詳細に説明する。 本発明のエンジンの動力発生過程は、静力学的に、第８図に示したように４つの 基本過程及び等エントロピー圧縮、定積燃焼、等エントロピー膨張及び正圧排気 の過程等で構成されるサイクルで表現される（以下、このサイクルを定積／定圧 サイクルと称する）、この定積／定圧サイクルの熱効率は同じ圧縮比にて駆動す る公知の内燃機関のいずれのサイクルの熱効率よりも高い、これは次に証明され るであろう。 本発明のエンジンには、ディーゼルエンジンで用いられる燃料供給装置（即ち、 燃料噴射ポンプ及びその他の補助装置）とロータリ型空気圧縮機、そしてこの圧 縮機より空気入口（７）に流れ込む圧縮空気を加熱するだめのバーナ（以下、空 気加熱バーナと称する）が設けられる。この空気加熱バーナは圧縮機と直列に空 気入口（７）に連結され、エンジンの始動時にのみ使用される。 本発明のエンジンが正常作動中は、圧縮空気の温度が燃料の自然発火温度に達す るように、空気圧縮機が空気を充分な圧力で圧縮する。そしてこの圧縮空気は直 ちに本発明のエンジンの空気入口（７）に流れ込む。 しかし、駆動中は圧縮空気の温度が燃料の自然発火温度へ近ずくのが容易でない ため、圧縮機によって生成された圧縮空気は前記の空気加熱バーナによって、自 然発火点以上に加熱された後、エンジンの空気入口（７）に流れ込む。 エンジンのロータが静かに回転することによって、圧縮空気は静かな流れで開い ている燃焼ポケット０！０）内に流れ込む。そしてこの燃焼ポケットは、もう１ つの燃焼ポケットが開いた後、直ぐ閉じる。 圧縮空気は連続的に４個の燃焼ボケ７）に交互に流れ込む。しかるに、直前に閉 鎖したこの燃焼ポケット（２［＋ｊ内に、丁度ディーゼルエンジンにおいて燃料 がシリンダ内に噴射されるように、燃料が燃料噴射ノズルを介して霧化状態にて 噴出される。 すると、噴射された燃料は直ちに点火する。続いて、燃料は徐々に噴射され、こ れに対応してその燃焼も又漸次的に進行する。 このような局面は回転するガス政送ロータ（１）の突出部が燃焼ガスをガス通路 （８）のあるところに導き、燃焼ポケットＱのがガス通路を介して膨張室に連結 されるまで続く。この燃焼過程は密閉された燃焼ポケット内において起るため、 この燃焼ポケット内に高圧が発生する。即ち、この過程は定積燃焼過程である。 なお、この定積燃焼過程は過程ごとにガス搬送ロータの約１／２回転に相当する 長時間接続される。 〔効　果〕 このような燃焼過程は瞬間的な燃焼をする公知のエンジン機関のどの燃焼過程と も区別される唯一のものである。 本発明のエンジンにおいては、燃焼過程ごとに利用可能な燃焼時間は、ロータの 約１／２回転に相当する長い時間である。この燃焼時間は往復ピストンエンジン 又はワンケルロータエンジンとは比較にならない程長い。この充分な燃焼時間の ために燃料は一定の容積の下で高圧縮比においても、ノッキング無しに漸進的に 燃焼する。 ディーゼルエンジンのような圧縮点火型のエンジンにおいては、噴射された燃料 の点火遅延が比較的長いと燃焼ノックが発生する。一般的に点火遅延は作業流体 の温度が高ければ高い程短かくなる。従って、燃焼ノックは作業流体の温度が高 ければ発生しにくい。それゆえ、若し圧縮点火式エンジンにおいて、燃焼ノック が発生するとすれば、燃焼ノックは１つの燃焼過程において、初めに噴射された 燃料の着火遅延が、後に噴射される燃料より長いため、初めに噴射された燃料に よって発生ずるものである。 本発明のエンジンにおいては、初めに少量の燃料を噴射してノッキングの発生を 抑えるようにする。従って、噴射された燃料はノンキングなしに燃焼する。しか して作業流体の温度がある程度上昇すると、燃料をそれに従って更に多く噴射す ることが出来るようになる。このように、燃料の噴射量が引き続き漸進的に増加 することによって、先に噴射された燃料が燃焼し作業流体の温度がノッキングの 発生の心配が無い程の、点火遅延の短かい高温に到達するものである。そして燃 焼過程の後期に至っては、多量の燃料が噴射されても燃料は噴射すると同時に、 点火遅延な（直ちに燃焼する。このような燃焼は燃焼過程に許容される時間が充 分であるので可能である。このような燃焼方法は多量の燃料が一瞬間に噴射され てディーゼルエンジンの燃焼過程とは区別される。 本発明のエンジンの燃焼過程において、密閉された燃焼ボケッ）Ｃ！［０内の空 気は燃料噴射ノズルに向かって瞬間的に流入する。従って、噴射された燃料は空 気とよく混合して完全燃焼が行われる。 更に燃焼ガスが膨張室に流れ込む時、すべての燃焼ガスはその孔が比較的小さい ガス通路（８）を通るようになるので、若し未燃焼粒子が残っている場合、これ らはガス通路にて再燃焼する。このように本発明のエンジンにおいては、噴射さ れた燃料が空気と混合され、又充分な燃焼時間が燃焼過程に許容されるため、ガ ソリンからバンカーＡ（予熱が要求される）に至る多くの種類の燃料の使用が可 能であり、又これらの完全燃焼も可能である。 完全燃焼はエンジンの熱効率を向上させるだけでなく公害防止にも一役買うこと になる。１つの燃焼ポケソ）（２［Ｄが空気入口（７）から圧縮空気の供給を受 けて密閉された後、ロータが約１７２回転する間、高圧の燃焼ガスが燃焼ポケッ ト内にて生成される。しかるに、膨張室に於いて１つの膨張ポケット（２１）が 密閉すると、直ちにもう１つの膨張ポケットの前方の隅が上記の燃焼ポケットと 連通ずる。すると上記の燃焼ボケント内の高圧の燃焼ガスがガス通路（８）を通 って先に連通した膨張ポケット（２１）の前方の隅に流れ込んで、大気圧に膨張 するまで動力ロータ（２）を回転させることによって動力が発生し、この膨張ポ ケットの前方の空間は膨張して完全な膨張ポケットの形状を成す。次に、膨張の 終わった燃焼ガスの大部分を包含している膨張ポケットが密閉されて、膨張を終 えた燃焼ガスはこの膨張ポケット内に存在する大部分の燃焼ガスとこの膨張ポケ ットの外に存在する少量の燃焼ガスに分離される。その後、大部分の燃焼ガスが 大気に排出されるように排気口（９）に送られる間、もう１つの膨張ポケットの 前方の隅が又ガス通路と連通し、これによってもう１つの燃焼ポケット（２）で 発生する高圧の燃焼ガスが、次の膨張過程を遂行するために、膨張が終わった少 量の燃焼ガスが、瞬間上まっている膨張ポケットの前方隅に流れ込んで、それら と混合された後、上記のように動力を生成して膨張することになる。この膨張過 程で高圧燃焼ガスが膨張ポケット前方の隅に流れ込む直前に（この膨張ポケット の前方の隅の空間を以下デッドスペースと称する）、このデッドスペースは膨張 過程ごとに膨張を終えた少量の燃焼ガスが残ることになり、又高圧の燃焼ガスが 流れ込むことになる。従って、それらは互に混合する。 しかるに、混合する前にそれらの圧力及び温度が相異するので、燃焼ガスのエン トロピーがエントロピー増加の法則に従ってデッドスペースの容積に比例して増 加する。エントロピーの増加はエンジンの熱効率を低下させる。 それ故、デッドスペースが大きければ大きい程、エンジンの熱効率は低下する。 本発明のエンジンあるいはこれと類似の構造においては、エンジンのピストンロ ータ（１１（２）が、たとえデッドスペースをなくすことは出来ないまでも、ど んな他の形態のロータよりも更に小さくなる唯一のロータである。 従って本発明のエンジンではデッドスペースが小さいため、先の膨張過程で膨張 の終わった大部分の燃焼ガスを次の膨張過程の高圧の燃焼ガスとは混合すること なく排気させることが可能である。 本発明のエンジンにおいては各燃焼ポケット０ｍ内の高温／高圧の燃焼ガスが２ つのガス通路を交互に通過して動力ロータ（２）の突出部円筒形表面に直ちに衝 突することなく、膨張室に流れ込むことになる。従って膨張室に流れ込んだこの 燃焼ガスの高速流動が動力ロータの過度の加熱を防止する。 本発明のエンジンにおいては、作業流体の流れは空気入口（７）及び排気口（９ ）にて、前記の燃焼、膨張、及び排気の過程はロータの回転ごとに４回発生する 。従ってロータ１回転に対して４回の脈動的動力が２つの動力ロータ（２）から 交互に発生ずる。 膨張室に密閉された膨張ポケット（２１）内の圧力を以下閉ポケット圧力と称す る。この閉ポケット圧力は常時１気圧に維持されなければならない。 閉ポケット圧力が１気圧内外であると、この大気圧との圧力の差はエネルギーの 損失を生ずるだけでなく排気過程におけるピストンエンジンにおけるように、排 気騒音を誘発する。しかし、この閉ポケット圧力は次の説明のように常に１気圧 に維持される。 閉ポケットの圧力は、１気圧の時直ちに膨張室の計器ノズル０９に設けられた排 気圧感知器によって感知される。それゆえ、この信号によって空気入口（７）に 圧縮空気を供給している圧縮機の回転速度を落とすことによって圧縮比を低くし 、閉ポケットの圧力が低下して、１気圧に調整される。しかし、本発明のエンジ ンが正常運転中であれば閉ポケット圧力が１気圧以上になることはほとんどない 。 膨張室の圧力が１気圧以下になると、チェックバルブ（２３）が圧力差にしたが って、自動的に開かれるので、大気が直ちにこのチェックバルブを通じて膨張室 内に流れ込んで、閉ポケット圧力が１気圧以下に低下するのを防止する。このチ ェックバルブの代わりに、往復ピストンエンジンで使用される吸入バルブのよう なパルプ（ブリージングパルプ）が使用されることもある。このブリージングバ ルブは空気入口（７）から流れ込む圧縮空気の圧力と、燃焼室に噴射される燃料 の量にしたがって、普通使用されるカム及びレバーによって駆動する。膨張室内 の圧力は、空気入口から流れ込む圧縮空気の圧力と燃焼室に噴射される燃料の量 に左右される。例えば、空気入口から流れ込む圧縮空気の圧力と燃焼室に噴出さ れる燃料の量の結果によって、膨張室の圧力が１気圧に低下する直前にブリージ ングバルブが開かれる。すると、大気が膨張室に流れ込んで、閉ポケットの圧力 は常に１気圧に維持される。上記のチェックバルブ及びブリージングパルプの出 口は大気に開口する。 上記説明は、本発明エンジンの理解に役立つだろう。 しかし、図示しない、このチェックバルブ又はブリージングバルブの出口のどれ が使用されるとしても、共に配管によって排気口（９）に連結するのがより好ま しい。従って、これらバルブが連結されて駆動する場合には、排気ガスの１部が 排気口（９）より逆流して膨張室に流れ込むことになる。それでも、閉ポケット 圧力は依然として１気圧に維持される。このように本発明のエンジンにおいでは 、定圧排気過程が得られ、排気騒音が除去される。 本発明のロータには、燃焼室壁面（３）又は膨張室壁面（４）に密接するそれら の突出部の円筒面が非常に広く、そして第２図に図示したようにそれらの胴体の 内部を通して、冷媒が循環可能なように冷媒通路（１０−１６）が設けられてい る。 そのため、高温の燃焼ガスからこのロータに吸収される熱は、その広い円筒面を 介して、又は冷媒通路（１０−１６）を通過する冷媒の循環によって外部に放出 される。 第１図にはエンジンのハウジングを冷却する手特六ＨＦＪ６３−５００７３０　 （１２）段が示されていないが、当然されも冷却しなげればならない。このハウ ジングの冷却は公知の技術によって可能である。即ち、本発明のエンジンのハウ ジングに水ジャケット又は冷却フィンを設けると、適度の冷却が可能である。水 冷式の場合に関する例としては、本発明のエンジンのハウジングにワンケルロー クリエンジンの場合と類似の水ジャケットが形成され、又この水ジャケットが前 記の冷媒通路（１６−１７）と連結されているのに反し、本発明のエンジンは第 ５図の図示のように、冷却水循環ポンプ（Ｋ）に依る冷媒（水）の循環によって 適度に冷却される。 往復ピストンエンジンにおいては、ピストンの円筒面はシリンダ壁面と油膜接触 によって滑動する。従って若しシリンダの壁面の温度が高温になると、その滑面 の油膜に損傷をきたし、それらは金属接触を惹起する。 上記の如き理由で、ピストンエンジンの冷却方式が空冷式の場合このエンジンは 滑性の油膜を維持するため、水冷式のエンジンより低い圧縮比（即ち、より低い 温度）にて駆動されるべきである。 従って、その冷却損失が減少はするものの結果的にその熱効果はより低くなる。 しかし、本発明エンジンにおいては、ロータのすべての表面は関連する燃焼室及 び膨張室の壁面と直接接触しない。 すなわち、すべてのロータの滑面ば関連する燃焼室及び膨張室壁面（３１（４１ と非常に密接なる間隙を維持しながら、接触も出来、また油膜接触も可能である 。更に、燃焼室では気密が多少不充分であっても、熱効率にはエンジンの構造上 大きな影響を及ぼすことはない。更にエンジンをより高い高温で駆動させるため に、燃焼ポケット（５］を形成するロータ（１）の突出部の曲面を熱絶縁性の良 い耐熱材でライニングすることができる。 このような理由で本発明のエンジンは空冷式かつ高圧縮比での駆動が可能である 。その際は、空気がロータの胴体内部の冷媒通路（１０−１６）を通過する。エ ンジンが空冷式かつ高圧縮比で駆動すると冷却損失が減少して熱効果がある程度 向上する。 上記の説明を要約記載すると、本発明エンジンは、どのような他のロータよりデ ッドスペースを小さくする、又他の燃焼ポケットロータが約１／２回転する間、 密閉状態を維持することが出来る構造の各々１対のピストンロータ（１）　（２ １が設けられた燃焼室と膨張室に構成され、高圧縮比においてもすべての燃料の 正適燃焼が可能で、又正圧排気も許容され、結果的に同一圧縮比において駆動す る内燃機関のどのサイクルよりも更に高い熱効率が得られる定積定圧サイクルに て駆動し、且つ、往復ピストンエンジンに於いて、往復運動に伴・う振動、重さ 、低出力、排気騒音等の構造上改善の余地策のない欠点を、すべて解決し得る理 想的なエンジンである。 第５図は本発明のエンジンを利用した１つの動力発生系統の作業流体の流れであ って、動力を発生するために必須の機器及びこれらの相互関係を図示するもので ある。図示の如く、本発明のエンジン（Ｃ）には圧縮Ｗ　（Ａ）　、空気加熱バ ーナ（Ｂ）、燃料噴射ポンプ（Ｅ）、ラジェータ（Ｈ）、その他の補助機器が具 備されている。本発明エンジンには、エンジンが小型エンジンであるか又は大型 であるかによってスクリュー圧縮機が利用されることもあり、ガスタービンで主 として使用される多段軸流圧縮機が使用されることもあり、あるいは本発明エン ジンに適合するその他のタイプの圧縮機が使用されることもある。次は圧縮空気 の供給過程及び動力生産過程の説明である。 動力生産過程について先に説明したが、ここでは本発明のエンジンの駆動に重点 をおいて具体的に説明する。 圧縮空気に燃料を噴射すると、燃料が自然に点火するように圧縮機（Ａ、）が空 気を断熱的に充分な高圧に圧縮し７て、圧縮空気の温度が燃料の自然発火点以上 の高圧になるよう導く。しかし、エンジンを始動する時には、圧縮機（Ａ）が始 動モータ（図示しない）によって駆動されるので、圧縮機が空気を充分な圧力に 圧縮できず、圧縮空気の温度を燃料の自然発火温度に至らしめることが出来ない 場合がある。それゆえ、駆動中には空気加熱燃料ポンプ（Ｆ）を駆動して、燃料 を圧縮空気が通過している空気加熱バーナ（Ｂ）に噴射しながら、かつ空気加熱 バーナに電気スパークを発生させる。すると噴射された燃料は容易に点火、燃焼 して圧縮空気の温度が、燃料が自然発火可能な充分な高温に上昇する。このよう にして、燃料が自動的に点火する高温の圧縮空気が本発明のエンジンの空気入口 （７）に流れ込むようになる。 本発明エンジンのロータの回転によって、圧縮空気は空気入口（７）に流れ込ん で開状態にある燃焼ポケット（２）内に入る。続いてもう１つの燃焼ポケットが 開状態になると、この燃焼ポケットは閉状態になる。この際、燃料噴射ポンプ（ Ｅ）により燃料が充分な高圧にて密閉された燃焼ポケットｃ！ω内に、燃料噴射 ノズルホルダ０（至）に装置された燃料噴射ノズル（図示しない）を介して霧状 に噴射する。すると、噴射された燃料はただちに点火する。 このような燃料の噴射及び噴射された燃料の燃焼は、燃焼ポケット（２）が回転 して膨張室にガス通路（８）を通って連結されるまで、容積が一定状態で持続す る。しかして、ガスＢ送ローラ（１）が作業原体を入口からガス通路（８）に送 る間、高圧の燃焼ガスが回転する燃焼ボゲソト（２）内にて生産される。このよ うな燃焼過程は密閉された燃焼ポケット（２ω内にて、ロータの回転ごとに４回 、燃焼ポケットを交替しながら発生する。 膨張室において、第１図に示す如く、１方の動力ロータ（２）の突出部の一方の 隅が回転して、ガス通路（８）に近い膨張室壁面（４）の隅に到達することによ って、１方の膨張ボケッ）　（２１）が密閉され、続いて直ちに他方の動力ロー タの他の膨張ポケットの前方の隅がガス通路（８）を介して燃焼ポケットＯｍに 連結される。 すると、直前に開いた燃焼ポケット（２ω内の高圧の燃焼ガスがガス通路を通っ て直前に連結された膨張ポケットの前方の隅に流れ込んで、大気圧に膨張するま で動力ロータ（２）を回転させることになる。即ち、動力が動力ロータから発生 して、その前方の隅の空間は成長して完全な膨張ポケットを形成する。次いで、 この膨張ポケット（２１）が密閉し、従ってこの膨張ポケット内の膨張を終えた 大部分の燃焼ガスは、排気口（９）に送られた後、大気中に排気される。一方デ ッドスペースに残った少量の燃焼ガスは次の膨張過程を遂行するために、流れ込 んだ高圧の燃焼ガスと混合する。よって、ロータの毎回転ごとに四回脈動する動 力が２つの動力ロータ（２）によって交互に発生する。 若し、本発明のエンジンが最大負荷で運転されていない場合は膨張室内の圧力が １気圧以下に低下する直前にブリージングパルプを開く。すると排気ガスの一部 が直ちにブリージングバルブを介して膨張室に流れ込む。従って、密閉された膨 張ポケット内の圧力が常に１気圧に維持される。そのため本発明のエンジンにお いて定圧排気過程が得られ、従って出口での排気ガスの流れは静かである。 前記説明の圧縮、燃焼、膨張及び排気の過程は、熱力学的に第８図１による定積 ／定圧サイクルで表わされる。以下に第８図に関連してこの定積／定圧サイクル を熱力学的に説明する。 過程１−２：空気が理想的な圧縮機によゲて状態−１より状態−２に圧縮される 等エントロピー圧縮過程である。第８図で状態−１と状態−２は各々圧縮機入口 の大気の状態と圧縮機出口の圧縮空気の状態である。圧縮空気は状態の変化無し に空気入口（７）に流れ込んで、開状態にある燃焼ポケット（２）内に入ること になる。 過程２−３：燃焼ポケットが密閉された後、噴射された燃料の燃焼によゲこ熱が 密閉された燃焼ポケット内の圧縮空気に供給される過程である。 作業流体は体積の変化なく状態−３に加熱される。 従って、容積は一定であり、温度と圧力だけが上昇することになる。 状態−３は燃焼ガスが膨張室に流れ込む直前の燃焼ポケットＩ２ω内においての 燃焼ガスの状態である。 過程３−４：高圧の燃焼ガスが、まさに開状態が始まる膨張ポケット（２１）の 前方の隅に流れ込んで動力ローフ（２）を回転させ、状態−３がら状態、−４に 膨張する過程である。熱力学的には、この１：Ｖ衣１−ＩＵ６３−５００７３０ 　（１４）ような膨張過程及び、前記の圧縮過程は普通等エントロピー過程とみ なす。状態−４は膨張室で１気圧に膨張を終えた燃焼ガスの状態である。 過程４−１：膨張を終えた燃焼ガスが排気口（９）に送られ大気中に静かに排出 される排気過程である。 曲線４−１は排気ガスが有する熱量が圧力の一定な状態から大気中に放出される ことを意味する。 このサイクルにて、動力は膨張過程（状態−３から状態−４になる）から発生し 、この動力中の一部は圧縮機駆動に使用されその他は出力される。 定積／定圧サイクルの熱効率は同一圧縮比にて駆動する内燃機関のどのサイクル の熱効率より更に高い。これは次のように立証される。 第９図は定積／定圧、プレイトン、オート及びディーゼルを、これらの熱効率が 互に比較出来るように、その圧縮比及び供給熱量を共に同じくし、ひとつの温度 ／エントロピーをすべて図示したものである。第９図に於いて、各サイクルは次 の通りである。 定積／定圧サイクル　：サイクル１−２−３−４−１プレイトンサイクル　：サ イクル１−２−３’　−，４”−１オート　サイクル　：サイクル１−２−３− ４“−１デイーゼル　サイクル：サイクル１−２−３’　−４’　−１第９図の 温度／エントロピ一平面にて、定積／定圧サイクルに与えられる熱量やオートザ イクルに与えられる熱量は、どれも面積６２３５６で表わされ、プレイトンサイ クルに与えられる熱量も、又ディーゼルサイクルに与えられる熱量も、共に面積 ６２３’　５’　６で表わされる。しかるに、このふたつの面積は与えられる熱 量が同一であるので、互いに等しい。 一方、各サイクルから排出される熱量を表わす面積は、各々次の如くである。 定積／定圧サイクル　二　面積　６１４５６ブレイトンサイクル　二　面積　６ １４”　５’　６オート　サイクル　：　面積　６１４“５６デイーゼル　サイ クル：　面積　６１４’５’６どのサイクルにおいても、供給された熱量と排出 される熱量の差は、利用可能の動力に変換する。 従って、各サイクルから変換された各動力を表わす面積は、次の如くである。 定積／定圧サイクル　：　面積１２３４１プレイトンサイクル　：　面積１２３ ’　ｃ１オート　サイクル　二　面積１２３４“１デイーゼル　サイクル二　面 積１２３’　４　’　１熱力学に於いて、サイクルの熱効率は供給された熱から 変換された動力（出力）を総供給熱量で割って定義される。そこでは、定積／定 圧サイクルの出力に対応する面積が、上記のどのサイクルに対する面積よりも広 い。そのため、定積／定圧サイクルの熱効率が他のどのサイクルのそれより更に 高いことは明白である。 本発明のエンジンは圧縮機が分離されているので、再生サイクルにても作動する ことが出来る。 この場合には、本発明エンジンに熱交換器が必要であり、若し必要な場合、吸入 ポンプも必要とされる。例えば本発明のエンジンにオイル噴射式スクリュー圧縮 機が設けられ、又、排気口（９）に熱交換器が装置されているとすれば、圧縮機 によって生産された圧縮空気は、熱交換器によって加熱された後・エンジンの空 気入口（７）に流れこむようになる、圧縮空気と排気ガスは共にこの熱交換器を 通過する。更に詳しく述べると、圧縮機が空気を１気圧、２５℃（過程）にて２ ０気圧、９０℃にて圧縮する。そして本発明エンジンがその冷却損失が２５％で あり、理論空気量の１５０％である５００°Ｃの圧縮空気が供給された状態で運 転される時、その排気ガスの温度は約６５０　’Ｃになる。 そのため、熱交換器を通過する圧縮空気は９０°Ｃから５００℃に排気ガスの熱 交換によっ”ζ容易に加熱される。しかるに、若し排気口（９）においての排気 ガスの温度が１気圧に対して７００　’Ｃ以上に高ければ、熱交換器の排気ガス 出口に吸入ポンプ（又はブロワ−）を更に装置することが望ましい。 このように吸入ポンプを装置して駆動すると、排気ガスが吸入され、大気中に排 出されるので、本発明エンジンの膨張室内の燃焼ガスは大気圧以下に膨張される ようになり、対応的に又排気ガスの温度も熱交換器を１つだけ装置する時より、 より１！１表昭６３−５００７３０　（１５）低い温度となる。従って、結果的 に熱交換器内においても排気ガスの体積変化に該当する動力が、多少とも更に発 生することになり、又熱交換器によって排気熱も回収される。従って、全熱効率 は著しく向上される。 本発明エンジンはプレイトンサイクルにおいても、又ランキンサイクルにおいて も駆動することが出来る。この場合には、作業流体が燃焼過程を経由ゼずに空気 入口（７）からガス通路（８）にたやすく送られること（こなる。しかｔ７、本 発明エンジンはガスタービンや蒸気タービンより熱力学的な面で優秀である。ガ スタービン及び蒸気タービンにおいては、高圧の作業流体が有するエネルギーが ノズルを介しての膨張によって、運動エネルギーに変換された後、この運動エネ ルギーから有用な動力が得られる。そのため、作業流体のエントロピーが大きく 増加する。更に、タービンの最後のステージを離れる作業流体の運動エネルギー は、利用できない。しかし、本発明のエンジンにおいて（丁、高圧の作業流体が 有するエネルギーがエントロピー増加の要因である運動エネルギーに変換される ことなく、有用な動力に直接変換される。又本発明のエンジンはデッドスペース が小さいため、その膨張過程でエントロピーの増加がプレイトン又はランキンサ イクルにて作動が可能である他の如何なるエンジンのそれよりも更に小さい。そ のため、本発明エンジンはプレイトン又はランキンサイクルにて駆動するどのエ ンジンよりも更に高い熱効率を得ることが出来る。更に、本発明エンジンはその 構造上プレイトン、又はランキンサイクルにてガスタービン又は蒸気タービンよ り更に高温／高圧において作動可能のものである。 本発明に係るエンジンによれば定圧排気過程が成就するので、消音器としても利 用が可能である。 本発明に係るエンジンを、例えば、排気損失の多いピストン往復エンジンの排気 口にマフラーの代わりに装置すると、シリンダー内で膨張を全うすることができ ずに排出される燃焼ガスが、結局本発明のエンジンの膨張室にて、大気圧で膨張 を全うすることができるので、排気騒音が取り除かれかつ動力も幾らか回収され ることになる。 ４、

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の装置の１実施例の横断面図、第２図は本発明のロータの各部断 面図で２ａ図はロータの斜視図、２ａ図は正面図、２０図は端面図、２ａ図は２ ａ図の線Ａ−Ａにおける断面図、２ｅ図は２Ｃ図の綿Ｂ−Ｂにおける断面図、２ ｆ図は、２０図の線Ｃ−Ｃにおける断面図、２ｇ図は２０図の線Ｄ−Ｄにおける 断面図、２ａ図は、２Ｃ図の線Ｅ−Ｅにおける断面図、第３図は本発明の装置の ハブ（固定軸）に関する正面図及び側面図、 第４図は従来の円筒形ピストンポンプの横断面図、 第５図は本発明の動力発生過程についての作業流体のフローチャート、 第６図は従来のプレイトンサイクルのＴ／Ｓ　（温度／エントロピー）線図、 第７図は従来のディーゼルサイクルのＴ／Ｓ線第８図は定積／定圧ザイクル（本 発明の動力発注過程）のＴ／Ｓ線図、 第９図は定積／定圧サイクル及びその他のサイクルのＴ／Ｓ緑図である。 図面中止な記号の説明： １・・・ガス搬送ロータ（ＲＯＴＯＲ）　、２・・・動力ロータ、３・・・燃焼 室壁面、４・・・膨張室壁面、５・・・ハブ、６・・・ハブ、７・・・空気入口 、８・・・ガス通路、９・・・排気口、１０−１７・・・冷媒通路、１８・・・ 燃料噴射ノズルホルダ、１９・・・計器ノズル、２０・・・燃焼ポケット、２１ ・・・膨張ポケット、２２・・・バルブノズル、２３・・・チェックバルブ、２ ４・・・デッドスペース、Ａ・・・空気圧縮機、Ｂ・・・空気加熱バーナ、Ｃ・ ・・本発明のエンジン、Ｄ・・・発電機、Ｅ・・・燃料噴射ポンプ、Ｆ・・・空 気加熱燃料ポンプ、Ｇ・・・燃料タンク、Ｒ・・・放熱器、Ｋ・・・冷却水循環 ポンプ。 第１図 第４図 国際調査報告

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. １．二つの円柱ピストンポンプが直列に密接に結合された構造を有する二対のロ ーターを有する二段作業室に構成され、高圧ガスによって動力を発生し、又動力 から圧縮ガスを成生する装置であって二つの作業室の中一つは小さく、他の一つ は大であることを特徴とし、又四つのローターに冷媒通路が形成され、各ロータ ーは共に同一回転速度で回転し、結果的に圧縮過程と膨脹過程がバルブを不要と して連続的に遂行される装置。
2. ２．特許請求の範囲第１項において、直列に密接に結合された作業室が三段に構 成され、即ち作業室の中、一つはサイズが中（圧縮室）であり、又一つは小（燃 料室）で、他の一つは大（膨脹室）なる作業室に形成されていて、燃焼室に二つ の燃料噴射ノズル、又はスパークブラグが対称的に装置され、各ローターは共に 同一の回転速度で回転し定積燃焼過程と正圧排気過程がバルブを不要として連続 的に行なわれることを特徴とする装置。
3. ３．特許請求の範囲第１項又は第２項において、作業室が多段に構成されている ので、圧縮比又は膨張比を向上させることか出来る装置。