JPS63502203A - 複合機関 - Google Patents

Abstract

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Description

【発明の詳細な説明】 複合機関 本発明はガスタービンの形のタービン／ターボ圧縮機紐と複合された容積形機関 を包含する複合機関に関する。

−ｉ的に言って、タービン／ターボ圧縮機紐を往復ピストン又は回転ピストン機 関のような容積形機関に連結し、容積形機関の排出ガスがターボ圧縮機を駆動す るタービンを駆動し、又はそれを駆動することを助け、ターボ圧縮機が容積形機 関をターボチャージするようにすることは既によく知られている。また、空気と 容積形機関からの燃焼ガスを交換するが、実際にタービン／ターボ圧縮機紐が容 積形機関から独立に作動し得るガスタービン機関の部分である複合機関構成は知 られている。本書はこれらの形式の原動機の両方での改良を扱う。

動力出力及び燃料効率を最大限にすると同時に比重量を最小限にするために、容 積形機関をターボチャージし、又は容積形機関をガスタービン機関と複合するこ とは望ましいと長い間考えられていた。ターボチャージピストン機関の例は多す ぎて言えず、かつ多くは、特に自動車技術の分野で、非常によく知られている。

航空機の推進に適用されたこの形式の機関の良い以前の例は、例えば、雑誌「フ ライト」、６５巻、第４号、１９５４年４月、５４３〜５５１ページに記載され たであった。それはディーゼルの排気で駆動されるタービン／ターボ圧縮機紐を 有するターボチャージ１２シリンダ２行程ディーゼルからなり、機関の二つの部 分はそれを装備した航空機の飛行様式にわたって二つの軸速度を最適に整合させ 得る可変伝動装置を介して相互連結されていた。それは明らかに同等のターボジ ェットよりも重くかつより複雑であったので商業的に成功しなかった。また、タ ーボジェットは高速度を提供すると共に燃料は当時比較的安価であったので、タ ーボジェットの高い燃料消費は非常な不利ではなかった。

それ以来、技術が進歩するにつれて航空機推進のためのターボ複合容積形機関に ついての多くの他の研究が行われてきた０例えば、１９７６年３月のケイ、シー 、シビンスカサス他による「亜音速輸送機用タービン／回転燃焼複合機関の予備 的評価」と題するアメリカ航空宇宙局技術覚書ＴＭＸ−７１９０６は回転ピスト ン機関によって置換えられたその燃焼器を有、する高圧力比ターボファンが本質 的に何であるかを示しており、圧縮機及びタービンは回転ピストン機関及びファ ンも当該軸に歯車連結された同じ主軸上にある０回転ピストン機関の回転子は主 軸の周りを直接に旋回する。航空機関の点から、これは当時成功した設計とは考 えられず、得られた燃料消費の改善は基準ターボファンと比較して機関重量の増 大を補償するには不十分であった。

より近年に、米国特許第４４４９３７０号は低圧縮ターボチャージディーゼル機 関がディーゼルと独立に作動され得るターボチャージャを有する航空機用複合機 関を開示している、これは、タービンがディーゼルからの排出ガスを受取るが排 出ガスは最初にタービンの前のサイクルに挿入された触媒作用燃焼器を通過し、 必要な時にはいつでも燃料及び空気を触媒作用燃焼器へ供給して排出ガスを追加 加熱し得るようにするので可能であり、更に弁及びダクトが設けられてディーゼ ル機関を選択的にバイパスすることができ、圧縮機（送風機）空気は触媒作用燃 焼室へ真直ぐに通過してタービンを駆動しかつそれから始動作用順序中に補助設 備用動力を提供する。

ターボチャージ容積形機関のこれらの及び多数の他の提案された例の調査は、形 式及び構造が違っているが、それらが、ターボチャージ空気を容積形機関へ送出 する圧力が容積形機関からの燃焼ガスをタービンへ排出する圧力より低いことで そのような機関の慣例に従っていることを現しているように思われる。

更に、ターボ複合されていない通常の場合の容積形機関の゛２２行程び４行程作 動サイクルの両方の例を考えると、一般規定として、それらの圧縮比がそれらの 膨張比とほぼ等しいことが観察され得る。容積形機関のこの一般原則は容積形機 関がタービン／ターボ圧縮機紐と複合されている時にそれらにも通用されること があるように思われる。これの例外は、ターボチャージ及びスーパーチャージ４ 行程往復機関の設計者に知られている所謂上記した二つのパラグラフで述べたこ とが、後て理解特に昭６３−５０２２０３　（３） される理由で、複合機関の全体的な作動サイクルがそれらがなし得るよりも低い 効率及び動力をもつ結果をもたらすので不利であることがここで主張される。

生し得る複合機関を提供することは大発明の目的である。

本発明の別の目的は複合機関の容積形機関及びガスタービン機関が複合機関の全 体的な動力出力に最も有効に従って、本発明は、容積形機関と、圧縮機手段、燃 焼器手段、タービン手段及び自由動力タービン手段を流れ的に直列に有し、ター ビン手段が燃焼器手段からの燃焼ガスによって駆動されかつ圧縮機手段に駆動上 連結されたガスタービン機関と、ターボチャージ空気を圧縮機手段から容積形機 関へ送出するターボチャージ空気送出手段であって、ターボチャージ空気送出手 段が容積形機関へめターボチャージ空気の送出を選択的に阻止する弁手段を含み 、それにより容積形機関が遮断されている間にガスタービン機関が作動されるタ ーボチャージ空気送出手段と、燃焼ガスを容積形機関から燃焼器手段へ排出して その中で更に燃やす燃焼ガス排出手段とを包含し、構成がターボチャージ空気を 容積形機関へ第一の高い圧力で送出しかつ燃焼ガスを燃焼器手段へ第二の低い圧 力で排出するようになっている複合機関構成を提供する。容積形機関からの消費 された燃焼生成物の良好な掃気はそれにより保証され、同時に良好な整合がター ビン／ターボ圧縮機紐及び容積形機関の圧縮及び膨張特性の間に得られる。

好ましくは、容積形機関はその膨張比より実質的に小さい圧縮比をもって作動す るようになっている。

好ましくは、容積形機関の圧縮比はその膨張比の約半分ものであり、好ましくは 、圧縮比は膨張比の半分に０゜前述した第一の圧力が前述した第二の圧力より実 質的に高いことを保証するために、低圧力比過給機のような掃気ポンプ手段をタ ーボチャージ空気送出手段中に含むことは好ましい。

つ燃焼ガスを燃焼器手段の周りに実質的に均等に分配する燃焼ガス分配ダクトを 含む。

容積形機関の生新熱作動は有利な目標であり、かつこれを゛促進するためにター ボチャージ空気送出手段は好ましくはターボチャージ空気の一部を容積形機間の 冷却系統へ送出するようになっており、複合機関はターボチャージ空気の前記一 部を冷却系統での使用後に燃焼器手段へ排出する空気排出手段を更に設けている 。

また、本発明によれば、複合機関を作動する方法が提供され、咳複合機関は上述 したようなものであり、該方法は、 （ａ）　ガスタービン機関を始動しかつそれを動力発生状態まで加速すると同時 に容積形機関を依然遮断し、弁手段を閉じて容積形機関へのターボチャージ空気 の供給をへのターボチャージ空気を供給を許し、かつ容積形機関を動力発生状態 まで加速すると同時にガスタービン機関性能又は燃料効率を全体として与える、 ことを包含する。

好ましくは、複合機関から要求される全体的な動力出力が低い時、動力出力の大 部分は容積形機関によって供給され、ガスタービンは点火されないで作動する。

しかしながら、複合機関から要求される全体的な動力出力が高い時、動力の大部 分は容積形機関及びガスタービシ機関の両方によって供給される。

上述したタービン及びターボ圧縮機は原動機の全体的な作動サイクルのそれらの 部分を最も有効に行い得る形式に従って半径流形式又は軸流形式のいずれかにす ることができることは理解すべきである。

上に略述した概念の主な利点はそれらが容積形機関に高いピーク燃焼圧力を必要 上発生することな（与えられた大きさの容積形機関を通る空気流、従って発生さ れる動力を大きく増加させる手段を提供することである。更に、空気装填は燃焼 が起こる前に従来のそのような機関におけるよりも清浄である。概念は容積形機 関構成部品がディーゼル機関である場合の使用に非常に通しているが、火花点火 機関及びガスを燃料とする機関にも通用され得る。

同等の往復機関と比較して、本発明による原動機は燃料消費のかなりの減少と関 連して所望されるシリンダの燃料消費を減少することができかつ低いコストの燃 料を使用することができた。

本発明の態様を添付図面に関して例としてだけ次に説明する０図において、 第１図はディーゼル機関と複合されたガスタービン機関を包含する複合機関の概 略的構成であり、第２図はディーゼル機関についての２行程作動サイクルを°採 用する第１図の複合機関の全体的な作動サイクルを例示する理想化されたインジ ケータ線図であり、第３図はディーゼル機関についての２行程作動サイクルを採 用する第１図のガスタービン及びディーゼル機関の間の可能な関係を例示する合 成インジケータ線図であり、 第４図は第１図のディーゼル機関についての２行程作動順序の略図であり、 特表昭６３−５０２２０３　（４） 第５図は第１図のディーゼル機関についての４行程作動サイクルを採用するピス トン／シリンダ組合せ体の可能な作動順序の略図であり、かつ 第６図は第５図のそれと同様な４行程ディーゼル作動順序を採用する第１図の複 合機関の全体的な作動サイクルを例示するインジケータ線図であり、第７図は第 ２図に示したそれと同様な作動サイクルを行い得る回転ピストン又はバンケル形 式の機関の略図である。

第１図を参照すると、軸線方向断面で部分的に図示された大気吸引ツインスプー ル軸流ガスタービン機関１０２と複合された多シリンダディーゼル機関１００を 包含する複合機関が略図で図示されている。ディーゼル機関、１００及びガスタ ービン機部１０２の両方は既知の形式からもたらされ得るが、本発明を実施する に必要な程度まで修正され得る。いくつかの目的のために、ディーゼル板間１０ ０は２行程サイクルを有しかつこれは別に述べなければ採用される０通常のよう に、ピストン（図示せず）は低速度出力軸１０４を駆動するクランク軸（図示せ ず）に連結されている。後述するように、二つの機関はそれらの熱力学的サイク ルが効率良く整合されるように一緒に複合される。

ディーゼル機関１００がそれをガスタービン機関１０２のターボ圧縮機１０６の 出力からターボチャージャ空気ダクト１０８を通してターボチャージすることに よって吸気されることは第１図から理解されよう、この空気ダクト１０Ｂは空気 弁１０９を組入れており、それによって空気ダクトはディーゼル機関１００の吸 気を減少し又は阻止するように後述するように所望される時に部分的に又は完全 に閉塞される。

実際に、空気ダクト１０Ｂ中のターボチャージ空気は二方向へ分割され、一方の 方向は分岐ダクト１１０を通ってディーゼル機関１１０のシリンダヘッド、シリ ンダライナ及び他の構成部品を冷却する冷却空気として使用し、かつ他方の方向 はダクト１０８の連続部分を通ってディーゼル機関を生餅熱させるに最適な値に ターボチャージ空気の温度をｔＪ！！！ｆｆするために、熱交換器１１２をダク ト１０Ｂ中に組入れることは多分必要である。もしターボチャージ空気の冷却が 所望されるならば、空気が熱を交換する流体はガスタービン機関１０２及び／又 はディ−ゼル機関１００への燃料供給であることができ、又は熱はファン援助放 熱器を通して大気へ捨てられることができる。ターボチャージ空気の緩めが所望 されるならば、熱交換流体はテイーゼル機関１００及び／又はガスタービン機関 １０２の冷却系統からの排出空気であり得る。

非全熱の３０％まで）はガスタービン機関の燃焼室でより少ない燃料を必要する ことを意味することである。それ故、ガスタービン機関はディーゼルのそれと同 様であり得るかなり改善された燃料消費量で動力を発生する。

組合わされたユニットの燃料消費量はそれにより改善される。

熱交換器１１２に加えて、ターボチャージ空気供給ダクト１０８は好ましくは複 合機関の電気系統（図示せ機関１０２からの機械的動力取出部（図示せず）によ って駆動され得る既知の形式の低圧力比ターボチャージャの形の掃気ポンプ１１ ４を含む、掃気ポンプ１１４は、ターボ圧縮機１０６の出口及びディーゼル機関 の排出出口の間の圧力差が別に空気の充分な循環をシリンダ及び冷却系統を通し て生じさせるに不十分であるのでディーゼル機関１００中へ及びそれを通るター ボチャージ空気流を促進するためによく必要であり得る。

ターボチャージするために使用される代わりに、ターボ圧縮機１０６からの空気 の若干（もし弁１０９が閉じられているならば、全て）はガスタービン機関１０ ２の環状燃焼室１１６へ直接に送出され、燃料は燃料噴射ノズル１１８によって 既知の方法で燃焼室中へ噴射されてターボ圧縮機送出空気と共に燃焼する０部分 的に又は完全に開いた空気弁１０９によって、燃焼はターボ圧縮機１０６からの 空気によって起こるのみならず、ディーゼルの冷却系統からの排出冷却空気によ って及びディーゼルの排出部分からの排出燃焼ガスによって起こる。

空気弁１０９は主にそのような機関を使用するために複合機関の必要な構成部品 であると考えられるが、勿論、簡単化のために可能であればそれなしで行うこと は好ましい、これは、それぞれの場合に設計の実行可能性、例えば、ディーゼル 及びガスタービン機関及びそれらの付属品が両方の機関を同時に始動し得るかに 依存する。

複合機関の設計中に、空気弁１０９がもし存在するならばその解放及び閉鎖動作 で漸進的であるべきか、又は別に単一の二位置解放／閉鎖弁であるべきかをも考 察すべきである。この選択はディーゼル機関１００へのターボチャージ空気供給 の絞りがその作動範囲の部分中に望ましいかに依存する。

ディーゼル機関１００が存在しているので、排出冷却空気及び排出燃焼ガスはそ れぞれの排出ダクト１２０及び１２２によってガスタービン機関１０２へ運ばれ る。

環状燃焼室１１６の周りへの画形式のディーゼル排出の均等分配を保証するため に、排出ダクト１２０及び１２２は燃焼室を取囲むそれぞれの環状分配ダクト１ ２４．１２６中へ吐出する１分配ダクト１２４から、ディーゼル排出冷却空気は 多数の等角度に離間された分配口１２８を通して燃焼室１１６の上流端をすぐに 取囲む領域へ通過され、それによりそれは知られているように室壁中の空気希釈 孔（図示せず）を通して燃焼室中へ徐々に通過することができ、圧縮機」０６の 出口から直接に来る特イモ０３６３−５０２２０３　（５）空気よりも僅かに後 の段階で燃焼過程の部分を取る。しかしながら、分配ダクト１２６中のディーゼ ル排出燃焼ガスは更に後の段階で燃焼過程に加わるように燃焼室１１６の下流側 内部領域へ直接に分配口１３０を通して通過する。

ノズル器内ベーンリング１３２を通過した後、ガスタービン機関燃焼器１１６に 存在する燃焼ガスはターボ圧縮機１０６を駆動するに充分な燃焼ガスからのエネ ルギを抽出する高圧力タービン１３４を通って膨張され、ターボ圧ＦＭ機は高圧 力タービンと同じ駆動軸１３６に取付けられている。最後に、ガスは自由動力タ ービン１３８を通って大気へ膨張される。自由動力タービンは出力軸１４０に取 付けられ、出力軸は軸１３６の内側を通りかつ出力動力をガスタービン機関１０ ２の前方端へ取る。

第１図に示した複合機関の全体図をみると、動力出力はディーゼル機関１００か らの低速度出力軸１０４と、ガスタービン機関１０２からの高速度出力軸１４０ とを包含する。二つの軸の機械的、流体又は電気的結合は機関によって生じる動 力及び動力が入れられる使用に依存して望ましい又は望ましくないことがある。

勿論、そのような機械的、流体又は電気的結合は当業界で知られておりそれ故こ こで詳細に説明しない。

例えば、高動力航空機関利用において、生じる動力は歯車又は流体結合で容易に 扱うには大き過ぎるので、出力軸１０４を大きく比較的遅い旋回プロペラ又はダ クト付ファンを駆動するために使用すると同時に出力軸１４０を小さい比較的速 い旋回プロペラ又はダクト付ファンを駆動するために使用することは有利であり 得る。これに対して、ヘリコプタ機関構成については、二つの出力軸１０４．１ ４０は一緒に歯車結合されてヘリコプタ減速歯車の修正された形によって主回転 子を駆動すること従って、ガスタービン機関１０２は既知の形式の電気的又は空 気始動器を用いて始動され得る。ディーゼル機関軸１０４がガスタービン機関軸 １４０に結合されていないとき、ディーゼル機関１００を始動するための通常の 第１図の複合機関の提案される始動及び作動順序は次のとおりである。

（ａ）　ガスタービン機関が最初に始動されかつ独立のユニットとして適当な空 転速度まで回転を上げ、空気弁１０９が閉じられてディーゼル機関１００への空 気の供給をなくする。

（ロ）ガスタービン機関１０２が自立しかつ若干の動力を生じている時、次にデ ィーゼル機関が軸１０４に取付けられた別体の始動器を用いて、又は軸１０４及 び１４０の間の結合を通してそれを駆動することによって始動される。空気弁１ ０９は開かれ、掃気ポンプ１１４は始動され、かつ燃料はディーゼル機関へ受入 れられる。

（Ｃ）　ディーゼル機関１００がその正規運転範囲へ加速されるにつれて、ガス タービン機関１０２及びディーゼル機関の両方は別々に燃料を受けるユニットと して運転し続けると同時に複合機関として相互依存的に協働し続け、ガスタービ ン機関はディーゼル機関をターボチャージしかつ動力に貢献するディーゼル機関 排出はガスターいに対して変化されることができて最適性能即ち効率を与える。

過給ディーゼル機関がガスタービン機関よりも燃料効率良いので、可能ならば、 複合機関から要求される全動力出力が中又は低レベルで定常している時に、動力 の大部分はディーゼル機関成分によって適用され、ガスタービン機関は絞られ又 は無効にされ、後者の場合に、それはターボチャージャとして作用するが、動力 タービンによって発生された若干の動力をもっている。しかしながら、高い動力 レベルはガスタービン機関が高い動力レベルで点火されて作動しかつそれにより 複合機関の全動力の大部分を供給するように構成することによって容易に供給さ れ得る。

ガスタービン機関１０２は好ましくは高圧力比で作動するように設計されること は注目されるべきである。この故に、ガスタービン機関がターボチャージャとし て点火されずに作動するのではなくで点火されているときの複合機関の作動は過 剰な燃料消費を含まない。

第１図に示した構成は他の形の複合機関と同程度の設計変更をすることができか つ別の熱交換器、再生及びボトミングサイクルのような特徴が含まれ得る。

次に第２回を参照すると、第１図に関して述べた複合機関の好適な形の全体的な 作動サイクルを表す理想化されたインジケータ線図が図示されており、そこでは ポンド／平方インチ絶対で空気及び燃焼ガス圧力がサイクルのいろいろな段階に おけるディーゼル機関及びガスタービン機関の対応容積比に対して縦座標として プロットされている。

全体的なサイクルは次のように説明され得る。

（ｉ）大気圧力の空気は点Ｊにおいてターボ圧ｍｆｆ１１０６（第１図）へ入り かつターボチャージ空気としてターボチャージ圧力ＰＡをもって点Ａにといてデ ィーゼル機関１００のシリンダへ送出される６点Ａは下死点後好適な２行程サイ クルの第一の又は圧縮行程中の点である。

（ｉｉ）　点Ａ及びＧの間でディーゼル機関のシリンダ中の装填空気はピストン がシリンダを上死点の方へ移動するにつれて圧縮される。

（ｉｉｉ）燃焼は点Ｇ及びＫの間でほぼ一定体積で、かつＫ及びＬの間でほぼ一 定圧力で起こる。

（ｉｖ）　ＬからＢまで膨張はピストンがシリンダをＢにおける下死点の方へ下 がるにつれて起こり、そこでディーゼルからの燃焼ガスは圧力Ｐ８でガスタービ ン機関のタービンへ排出されかつ膨張はガスタービン機関からの排出を示す点Ｍ においてタービン中で大気圧力近くまで下がり続ける。

（ν”）　１ｌＪｔ斜線ＢからＡまでは、これが実際にシリンダから消費された 燃焼ガスを掃気する過程及び次のサイクルでの圧縮のためのターボチャージ空気 の新規の装填の「吸込」を示すので特に注目されるべきであり、即ち線ＢＡはデ ィーゼル機関での「掃気」及び「吸込」がピストンがそれらの圧縮行程の第一の 区域中に下死点から上方へ移動するにつれて起こるにちがいないことを示す。

第１図の複合機関の別の特徴を第２図を参照して次に説明する。

第一に、ダク）１０８中のターボチャージ空気は圧力Ｐａにおいてディーゼル機 関１００のシリンダへ送出され、圧力Ｐ、はシリンダからの燃焼ガスがダクト１ ２２を介してタービン１３４へ排出される圧力Ｐ、より高い。

前述したように、ディーゼル機関１００間の圧力降下はディーゼルのシリンダを 通るターボチャージ空気の充分な循環を促進する助けとなりかつ掃気ポンプ１１ ４を空気ダクト１０８に組入れることによって保証され得る。

別の利点はＰａがＰｓより低くないので排出弁を開いた時に爆発的な減圧が起こ らないことである。ＰＡをＰ。

より低くしない以前の実施はそのような減圧を生じて消費された燃焼ガスと新規 の流入空気装填との望ましくない混合を生じていた。

第二に、ディーゼル機関の圧縮比Ｒ，がその膨張比Ｒ８より実質的に小さく、Ｒ ，はＲ３の値の約半分である。

実際に、理想的な理論的関係はＲ，−０，５Ｒ，＋０．１であるようである。

第三に、全体的にみると第２図での完全なインジケータ線図が傾斜線Ａ−Ｂによ って分割されていることは線図Ｊ−Ａ−Ｂ−Ｍの下方部分が典型的なガスタービ ン機関インジケータ線図であるがディーゼル機関についての上方部分Ａ−Ｇ−に −Ｌ−Ｂ−Ａが圧縮及び膨張比をほぼ等しくさせておらず、慣例を破ることでデ ィーゼル機関１００及びガスタービン機関１０２の圧縮及び膨張特性間の良好な 整合を示しており、即ちディーゼル機関のサイクルはそれをガスタービン機関に ついてより良く整備斜線Ａ−８による完全なインジケータ線図のこの殆ど水平な 分割の利点はそれがディーゼル機関及びガスタービン機関の間の寸法関係に関し て与える設計の融通性である。第３図を参照すると、傾斜線Ａ−Ｂがインジケー タ線図の理論的領域又はピークシリンダ圧力のいずれにも影響せずにターボチャ ージ圧力のどのレベルにおいても引かれることができ、たとえどのターボチャー ジ圧力が採用されてもディーゼル機関の圧縮及び膨張比が同じ比例関係をもつこ とは理解されよう、従って、線Ａ−Ｂが線図上で上方へ移動するにつれて、ディ ーゼル機関の圧縮及び膨張比が減少されるので、それを通る与えられた空気流を 扱うために必要とされるディーゼル機関の寸法は減少される。各シリンダで発生 される動力は上死点でのシリンダ隙間容積中に含まれる空気量に主に依存するの で、ディーゼル機関からの動力出力がターボ圧縮機の圧力比の関数である一圧力 比の倍増が動力出力を約手２八倍だけ増加するーことは注目されるべきである。

第２図をみると、圧縮比Ｒ１は、ピストンによって掃き即ち隙間容積Ｖを加えた 値を隙間容積で割った値と定義され、 即ち、Ｒ，＝　（ｖ＋Ｖ）／ｖ それ故、ｖ−Ｖ／　（Ｒａ　−１） 従って、圧縮比が低い値へ減少されるにつれて、シリンダ隙間容積は大きくなる 。この関係は、多い空気量の流れが処理されかつ高い動力が発生されても、高圧 力比ターボ圧Ｍ機の使用がシリンダ中に維持される空気の圧力及び温度を正規の ディーゼル値にし得るので、我々の発明による低圧縮比設計によって有利に使用 され得る。別に、超合金及び高強度セラミックスのような進歩した耐熱材料をピ ストン及びシリンダに使用してピークシリンダ圧力及び温度を増加させるならば 、より高い動力が得られる。このようにして、圧縮及び膨張のより多くがガスタ ービン機関で行われ、従ってディーゼル機関でより少なく行われる。

第３図は第１図の２行程ディーゼルの圧縮及び膨張比についてのおそらく実際的 な全体的範囲の指示を与える。

全体的にみると、膨張比の値は３から１２を含む範囲の外側にあることはないよ うであり、かつ海面及び通常の陸地高度での作動について、膨張比の好ましい範 囲は３から８を含む範囲である。高い高度（２０，０００から４０．０００フィ ート位、複合機関が輸送航空機の動力装置である）では、膨張比の好ましい範囲 は６がら１２を含む範囲である。これらの範囲はディーゼル機関及びそれが複合 されるガスタービン機関についての実際的な設計パラメータとして好ましい（タ ーボ圧縮機及びタービンの圧力比が前述したようなディーゼル機関の圧縮比及び 膨張比に整合するように選ばれる）が、ディーゼル機関にできるだけ低い圧縮比 を与えることの利点は留意れは圧縮比を約５０％だけ変化させ得る。

次に第４図をみると、第１図の２行程ディーゼルの好適な作動サイクルが２行程 サイクルの連続的な段階を例示する四つの線図（ａ）から（ｄ）を参照してより 詳細に説明される。第２図も参考にされるべきである。説明の便宜上、圧縮行程 が第一の（又は早期）区域及び第二の（又は最終）区域に分割され、第一の区域 がその初期部分を参照することによって再分割される。

第４（ａ）図はシリンダ４０１内のピストン４００を図示しており、連接棒４０ ２及びクランク軸４０４が下死特表昭６３−５０２２０３　（７） 出口弁４０８の両方は開いている。入口弁４０６はターボチャージ空気を受入れ 、それはすぐにシリンダ４０１をターボチャージ圧力まで加圧する。第４（ａ） 図に示した位置はほぼ第２図の点Ｂに対応する。入口及び出口弁の両方が開いて いることはシリンダを通るターボチャージ空気の流れによりシリンダ４０１から 消費された燃焼ガスをパージさせ、これはピストン４００が２行程サイクルの第 一の即ち圧縮行程の第一の即ち早期区域の前述した初期部分中でＢＤＣから上方 へ移動している時に起こる。勿論、入口及び出口弁は直径方向にだけ図示されて おりかつ例えばピストンの上方に清浄な空気の「泡」を形成することによって燃 焼ガスを排出弁の方へ移動させかつピストンが上方へ移動している時にピストン により排出ガスを排出弁を通して有効に押出すためにターボチャージ空気を大口 弁４０６からピストン４００のクラウシへ下へ確実に向けるようにする構成は好 ましい。

上方の行程の第一の区域の前述した初期部分は入口弁４０６が閉じる時、好まし くは半行程の少し前で終了される。この段階でターボチャージ空気の流通による 能動的なパージは停止する。シリンダが燃焼生成物を押出すピストン４００の上 方運動によって燃焼生成物なく更に掃気されることを保証するために排出弁４０ ８が入口弁４０６より少し長い間開いてとどまるこをは好ましい。

排出弁４０８が第４（ｂ）図に示したように半行程より少し後に最終的に閉じる ことは好ましくかつこれは上方行程の第一の即ち早期区域の終了及び第二の即ち 最終区域の開始を印す、この位置は第２図で点Ａで照合され得る。

た燃焼ガスの掃気は第２図の点Ｂ及びへの間のピストンの上方即ち圧縮行程の第 一の区域中に行われる。

現在、圧縮行程の第一の即ち早期区域を、ターボチャージによる吸込及びパージ の両方を起こす初期部分と、更に掃気を起こすと同時に大口弁が閉鎖されていて もターボチャージ圧力をピストンの上方運動によってシリンダ中に維持する最終 部分とに分割することは好ましく思われるが、入口弁が排出弁と同時に−又はそ れより遅く−閉じるように弁タイミングを調節することは実験的な経験又は理論 的な考察に鑑みてより望ましいと判明され得る。

半行程付近でピストンの移動の迅速性のために排出弁４０８の閉鎖前に僅かな圧 縮が起こることがあり得るが、サイクルの上方即ち第一の行程の第二の即ち最終 区域がピストン４００をシリンダ４０１の上へ第４（ｂ）図に示した半行程位置 から第４（Ｃ）図に示した上死点ＣＴＤＣ）位置まで移動することを含み、かつ ターボチャージ空気の圧縮を専ら実際に行うサイクルの唯一の区域である。第４ （Ｃ）図及び第４（ｄ）図に入口及び出口弁がこれらの時期に閉じたままである ので図示されていないことに注目されたい。

既知の形式の噴射器（図示せず）からの燃料噴射は知られているようにＴＤＣの 直前で起こり、燃焼はピストンがＴＤＣを通過する時に起こる。第２図に関して 、ＴＤＣはほぼ点Ｇで照合され得る。

サイクルの第二の即ち下方行程の全体はＴＤＣから下へ第４（ｄ）図に示した下 死点（Ｂ　Ｄ　Ｃ）まで膨張のために使用され、下死点でサイクルは再び開始す る。

なぜディーゼル機関の圧縮比が°膨張比よりもはるかに小さいかは第４（ａ）図 及び第４（ｄ）図から明らかになり゛、それは勿論掃気及び吸込過程が実際の圧 縮が始まる前にサイクルの圧縮行程中に起こるためである。

提案した２行程サイクルがピストン機関の圧縮比を最小限にするので、少ない量 のターボチャージ空気が圧縮自体の開始前にシリンダ中へ導入され、即ちターボ チャージ圧力にある空気の新鮮な装填がシリンダの全容積の一部分を占めるだけ であることは当業者によって理解されよう、しかしながら、従来の技術では、圧 縮及び膨張比は殆ど等しくかつそれ故シリンダはターボチャージ空気で完全に満 たされるにちがいない、流入空気装填がシリンダから燃焼空気を掃気するために 一部分使用されるので、提案したサイクルが所望により借入過程でターボチャー ジ空気の消費を最小限にするように使用され得ることは明らかである。

ディーゼル機関１００が２行程形式のものであることが好ましいことは第１図に 関して述べた。そして第２図から第４図に関するそれ以後の説明は２行程形式の サイクルに専ら関係していた。しかしながら、２行程サイクルの選択はディーゼ ル機関の重量を最小限にする利益にあり、かつターボ複合ピストン機関を設は得 る多くの形る。それ故、その代わりに第１図のデ、イーゼル機関１゜Ｏが４行程 形式であるとするならば、第５図及び第６図はそのような機関のぜストン／シリ ンダ組合せ体についての作動順序及びインジケータ線図をそれぞれ図示している 。第５図はピストン５００がシリンダ５０１内を移動しかつ連接棒５０２を介し てクランク軸５０４に連結されていることを示している点で第４図と同様である 。

しかしながら、入口及び出口弁はそれらの機能が次の説明から明らかであるので 再び図示されていない。

第５（ａ）図は４行程サイクルの第一の下方行程の開始でいる。この第一の下方 行程は便宜上吸込行程と呼ばれることができかつその三つの点におけるピストン の位置が第５（ａ）図から第５（ｃ）図に図示されている。第５（ａ）図に示し た位置において、入口弁（図示せず）は既に開いておりかつ排出弁（図示せず） は閉じており、排出弁は排出行程として知られる第二の上方行程の開始まで閉じ たままであり、その後それは排出行程の期間の間開いたままになり、排出行程の ＴＤＣ直前の終了位置は特衣昭６３−５０２２０３　（８） 第５（ｆ）図に示されている。大口弁は吸込行程の第一の区域申開いたままであ るが、ピストン５００は第５（ａ）図に示した位置り及び第５（ｂ）図に示した 位ＷＥ（半行程の直前）の間を下方へ移動する。従って、大口弁を通るシリンダ ５０１のターボチャージが位２０及びＥの間で起こることは明らかである。

圧縮行程中のピークシリンダ圧力、及び次の燃焼を実際的な値に制限するために 、ピストンが位置Ｅに達する時又はその直後に大口弁が閉じ、かつそれが排出行 程の終了まで閉じたままでいるように構成される。この結果、吸込行程の第二の かつ最終区域はピストンが位置ＥからＢＤＣまで、即ちＢＤＣより少し前である 第５（ｃ）図に示した位ｆｉＦ近くまで移動する時にシリンダ５０１内の、ター ボチャージ空気を膨張させることだけを実際に行う。

それ故、吸込は実際に吸込行程の第一の区域中だけに起こる。

ビからＦまでのシリンダ５０１中の空気装填の膨張後、ピストン５００は第５（ ｃ）図及び第５（ｄ）図に関して図示したピストン位７Ｆ及びＧによって近似さ れるＢＤＣからＴＤＣまで上方へ移動する圧縮行程として知られる４行程サイク ルの第一の上方行程を開始する。半行程の直後の位置までのこの圧縮行程の第一 の区域について、ピストンは空気装填をターボチャージ圧力まで再圧縮するだけ である。この中間位置からピストンがＴＤＣに達するまで、空気装填はターボチ ャージ圧力より高い圧力に圧縮される。ＴＤＣ直前の凡そ位ｆＧにおいて、燃料 は噴射されかつ燃焼はＴＤＣにおいて及び膨張行程として知られる第二の下方行 程の開始直後に起こる。サイクルのこの膨張部分中に、弁はピストンが再びＢＤ Ｃへ下方へ移動する時閉じたままであり、この移動はそれぞれＴＤＣの直後及び ＢＤＣの直前である位置し及びＢの間にあるように第５（ｄ）図及び第５（ｅ） 図に関して指示されている０位置Ｇ及びＬの間の区別は第６図に関して後述する ような燃焼過程と関連される。最後に、既に述べたように、排出弁はＢＤＣにお いて、又は位置Ｂにおけるその直前において開かれ、かつサイクルの上方行程は 開始され、その間中消費された燃焼ガスはガスタービン機関１０２（第１図）の タービン１３４へ排出される。

消費された燃焼ガスをシリンダ５０１の隙間容積から掃気することを助けかつそ れにより最も効果的な燃焼のためにシリンダ中に非常に清浄な空気の装填を保証 するために、ＴＤＣ及び第５（ａ）図に関連して図示されたＤのようなＴＤＣ後 の位置の間のサイクルの吸込部分の第一の区域の初期部分中に、入口及び排出弁 が両方共同時に開いてターボチャージ空気を隙間容積に流通し、それにより燃焼 生成物を効果的にパージするように構成される。好ましくは、大口弁は排出行程 の最終部分中ＴＤＣの直前（位置Ｃ１第５（ｆ）図）で開かれて、ピストン位置 Ｃ及びＤの間の期間にわたって弁タイミングを入口及び出口弁の間で一致させる 。

次に第６図を参照すると、第５図の上の作動順序が複合機関の完全サイクルの理 想化されたインジケータ線図に参照される。シリンダの位置に関する第５図で使 用した文字は該インジケータ線図でも利用される。

第２図に関連して説明したように、空気の圧縮は、インジケータ線図上の点Ｊか ら点Ａにおけるターボチャージ圧力ＦＡまで、ガスタービン機関のターボ圧縮機 中、及び掃気ポンプ（存在するならば）中で起こる０点Ｂにおける圧力Ｐｇは４ 行程ディーゼル機関からの燃焼ガスがタービンへ排出されて更に曲線Ｂ−Ｍ上を 下へ大気圧力まで膨張する圧力であり、シリンダ中の膨張は第５（ｅ）図でＴＤ Ｃに近いピークシリンダ圧力における点りからＢＤＣ又はその近くにおける点Ｂ までのようにすでに起こっている。第２図におけるように、ターボチャージ空気 は燃焼ガスがタービンへ排出される圧力Ｐ１より高い圧力ＰＡでディーゼル機関 へ送出されることは注目されるべきである。

排出弁は勿論点Ｂで開かれかつ線Ｂ−Ｃは第５（ｆ）図に図示した排出行程を表 し、点ＣはＴＤＣである。前述したように、入口弁が開かれ、排出弁も開いたま まであってシリンダの隙間容積を通るパージ流を許しかつそれにより燃焼生成物 の掃気を助けることはこの点付近においてである０点Ａ゛は大口弁が開かれて圧 力ＰＡにおけるターボチャージ空気を受入れる時にＴＩ）Ｃ付近でのシリンダ内 の圧力の可能な瞬間的な増加を表す０次に掃気過程が点Ｃ及びＤの間で起こる時 に圧力の僅かな減少があり、Ｄは第５（ａ）図から第５（ｃ）図に示した吸込行 程の開始におけるＴＤＣ後である。Ｄは排出弁が最終的に閉じ、従って吸込行程 の第一の区域の初期掃気部分を終了する点である。線Ｄ−Ｅはほぼ半行程までの 吸込行程の第一の区域の残りの部分を表し、その間中急速に増加するシリンダ容 積はターボチャージされる。吸込自体は大口弁の閉鎖によってＥにおいて終了し かつその後吸込行程の残りの部分は装填空気の膨張を行い、これは曲線Ｅ−Ｆで 指示され、Ｆは吸込行程の終わりにおけるＢＤＣである。前述したように、已に おける大口弁の早期閉鎖はピークシリンダ圧力を許容し得る値に制限する作用を する。

上述したインジケータ線図の部分、即ち点Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ｅ−Ｆで限定された部分 は説明を助けるために概略的な形で引かれておりかつ実際の機関では図示したそ れと相違°することがあることは注目されるべきである。特に、線ＢＣ，ＣＤ及 びＤＥは図示したように完全に水平及び垂直であることはなさそうであり、かつ 線ＢＣ及びＤＥはより近づいてあり得る。

Ｆにおける吸込行程の終了後、空気装填は曲線Ｆ−Ｅ−Ａに沿ってターボチャー ジ圧力Ｐａまで再圧縮され、点Ａはサイクルの圧縮行程の半行程直後にある（第 ５（ｄ）図）、その後空気装填はＧにおいてＴＤＣまで更に圧縮され、燃料はこ の点の直前で噴射されかつ次に燃焼１抹昭６３−５０２２０３　（９） は最初にほぼ一定な容積（（１，−Ｋ）で起こりかつ次に一定圧力（Ｋ−１、） で起こる。ＴＤＣ直後の点しは排出圧力Ｐ８まで下がる膨張行程の開始及び別の サイクルの開始を印す。

吸込行程の残りの部分中に吸込空気装填を膨張させかつそれにより以後のピーク シリンダ圧力を制限するために吸込行程の比較的初期に大口弁を閉じる上述した 技術はターボチャージ往復ピストン機関の分野で「より複雑な膨張サイクル」と して知られていることは注目されるべきである。しかしながら、第６図に点Ｊ− Ａ−Ｂ−Ｍで図示したようなガスタービン機関の圧縮／膨張サイクルと関連して そのようなサイクルを使用することは新規であると考えられる。

第６図に関して注目すべき別の点は、使用される「より複雑な膨張」形式のサイ クルの性質によって、効果的ではあるが、点Ｂにおける膨張比よりも実質的に小 さい点Ｅ°における４行程ディーゼル機関の圧縮比が膨張比の約半分である２行 程ディーゼルについての原則に合致しないことである。

従って、本発明の特殊な態様の説明は２行程又は４行程サイクルのいずれかをも つ往復変形型のディーゼル機関に言及してきた。それにもかかわらず、本発明は 往復ピストンの代わりに回転子を有する機関のような容積形機関の他の形式を含 む、容積形級機関でのそのような回転燃焼機関は「２行程」形式のサイクルを行 うことができる。

用語「２行程形式の作動サイクル」によって、適当な形式の往復ピストン機関に よって通常行われるような２行程サイクル、又はそれらが作るインジケータ線図 に関して他の形式の容積形機関によって行われるような２行程サイクルの同等の もののいずれかが意味される。用語「４行程形式の作動サイクル」によって、適 当な形式の往復ピストン機関によって通常行われるような４行程サイクル、又は それらが作るインジケータ線図に関して他の形式の容積形機関によって行われる ような４行程サイクルが意味される。

容積形機関の回転形式の例が第７図に示されている。

ここでは、バンケル形式の機械的構成が提案される「２行程」圧縮一点火サイク ルを行うために採用される。凸側部７０１を有する三角形の回転子７００がハウ ジング７０２内に装着され、その内部表面７０３は外トロコイドに°形成されて 回転子が中心７０６の周りを偏心して回転する時に回転子の三つの縁部上の縁シ ール７０４との接触を維持する０回転子７００の内径７０８は駆動軸（図示せず ）と同心状にある歯車軸（図示せず）に係合れらの機械的細部は教科書から容易 にめられるが、入口及び出口口部の構成はめられない。

回転子７００が矢印の方向へ回転するにつれて、その三つの縁部に取付けられた シール７０４はハウジング７０２の壁７０３に沿って掃き通り、回転子の凸側部 ７０１及び壁の間に三つの囲まれた回転空間１，１１及びＩＩＩを形成する。こ れらの三つの囲まれた空間１．ＩＩ及びＩＩＩは往復ピストン機関のピストンの 上方の空間のように燃焼室であり、回転子７００の各回転中に大きさを連続的に 増減する。シール７０４が壁表面７０３を掃き通る時にそれらはそれぞれ入口及 び出口口部７１０．７１２を繰返し露出し、かつ囲まれた空間Ｉ、１■、ＩＩＩ の容積の変化は、中心７０６の周りの各それぞれの空間の進行の間、第２図のそ れと同様なインジケータ線図で２行程往復機関サイクルと同等なサイクルの圧縮 及び膨張部分を作るために使用される。これは、入口及び出口口部がハウジング ７０２の反対側に複製され、それにより従来知られているよりも一層対称的なハ ウジングを作りかつそれにより熱歪みを最小限にするので可能である。この構成 は各空間が圧縮及び膨張「行程」を回転子の完全回転当たり二回行うことを可能 にする。

更にこの機関を説明すると、各入口口部７１０は小さい間接燃焼室として作用す る室７１４に連結されている。

室７１４は入口通路７１８を通るターボチャージ空気７１６を受入れるように連 結され、かつこれらの通路７１８は入口弁７２０を設けて機関へのターボチャー ジ空気の流れを制御する。

サイクル中の適当な点において、燃料噴射器（図示せず）は燃料７２２を室７１ ４中へ噴射する。

回転燃焼室即ち空間の選択されたーっ［１１又はＩＩＩ、及びその対応する回転 子の凸面７０１に関しての作動サイクルは次のとおりである。

（ｉ）サイクルの圧縮部分即ち「行程」は三つの区域、即ち圧縮及び燃料噴射を 行う最終区域及び二つの早期区域に分割されることができ、二つの早期区域の第 一はターボチャージ空気でパージすることによって援助されない燃焼生成物の排 出だけを含み、かつ二つの早期区域の第二はターボチャージ空気の吸込を含み、 更にこの第二の早期区域の初期部分は燃焼生成物をターボチャージ空気でパージ することによって燃焼生成物なしで回転空間を掃気する仕事を行う。

より詳細には、 （ａ）サイクルの圧縮部分の二つの早期区域の第一は回転空間が排出部７１２の 一つとだけ連通ずることがら始まり、これは前のサイクルの膨張「行程」の終゛ 端で又はその近くで凸回転子面７０１の前縁シール７０４によって覆われていな い一層７図の空間Ｉ１１を参照、圧縮「行程」が進むにつれて回転空間の容積が 減少し始めると、消費された燃焼生成物は排出口部７１２から確実に追出される 。

（ｂ）圧縮「行程」の第一の早期区域の終止は回転子面７０１の前縁シール７０ ４が入口口部７１０を開く時に起こり、その人口弁７２０は開いてターボチャー ジ空気を受入れる。これは、各入口口部７１０及特表昭６３−５０２２０３　（ １０） びその最も近い隣接の排出口部７１２の間の距離が当該初期部分中にターボチャ ージ空気を関連した室７１４及び回転空間を通して自由に流し、それによりそれ らが消費された燃焼生成物をパージしかつ回転空間中にターボチャージ圧力で清 浄な空気の装填を保証するようになっているので、圧縮「行程」の二つの早期区 域の第二のものの初期部分の開始を印す、第７図の空間Ｉは圧縮「行程」の第二 の早期「掃気及び吸込」区域のこの初期「掃気」部分を例示している。

（Ｃ）ちょうど説明した第二の区域の初期「掃気」部分を終止するために、回転 子面７０１の後縁シール７０４は排出口部７１２を回転空間との連通から絶つ。

その直後に大口弁７２０は遮断されてサイクルの圧縮部分の第二の「吸込」区域 を終止する。

（ｄ）サイクルの圧縮部分の最終区域は大口弁７２０が”遮断する時に開始し、 室７１４中及び回転空間中の圧力は容積が更に減少するにつれてターボチャージ 圧力より高く増加する１回転空間の容積が最小に達する直前、即ち回転子面７０ １の中間部が入口口部７１０と整列する直前に、燃料７２２は室７１４中へ噴射 されかつ燃焼は容積がディーゼル原理で圧縮点火により最小にされる時に起こる 。

（ｉｉ）上の回転子面７０１が入口口部７１０を過ぎて移動し続けると、回転空 間の容積は再び増加し始め、燃焼過程は回転力を回転子７００に与える。第７図 はこの状態を回転空間ＩＩに関して例示している。こ。

れはサイクルの膨張部分の開始であり、その終止時に回転空間の容積は最大に達 し、かつサイクルは繰返す。

上述に関して若干の追加の観察が必要である。

第一に、サイクルの排出部が圧縮「行程ｊの第一の区これが望ましいと判明した ならば膨張「行程」の終止を重複し得ることを注目されたい。

第二に、現在圧縮行程の二つの早期区域の第二（即ち「吸込」区域）を、吸込及 びターボチャージ空気によるパージの両方が起こる初期部分に分割することが好 ましいようであるが、後縁シール７０４が排出口部７１２を回転空間から絶つ時 又はその直前に大口弁７２０が閉じるように大口弁タイミングを調節することは 実験的経験又は更に理論的考察に鑑みて一層望ましいことが判明され得る。

第三に、前述した本発明の他の態様に関する限りでは、上述した回転容積形機関 がそれが複合されるタービン／ターボ圧縮機紐のサイクルとの最適整合の概念を 取入れるように採用され、ターボチャージ空気７１６が燃焼ガスをタービンへ排 出する圧力より高い圧力で室７１４へ送出され、回転容積形機関の圧縮比がその 膨張比より実質的に小さいことは理解されるべきである０本発明の２行程往復デ ィーゼル態様についての場合であったように、圧縮比が膨張比の約半分であり、 それにより複合機関のインジケータ線図が第２図に図示したそれと実質的に一致 することは好ましい。

第四に、上述した本発明の回転容積形機関Ｂ様はバンケル２行程ディーゼル形式 のものであったが、他の形式の回転容積形機関が本発明により多分利用され得る 。

第五に、回転燃焼室及びターボチャージ圧力の間の減少された圧力差は、通常の ディーゼルのそれらと比較して、回転ピストン形式の機関で時々経験されるシー ル問題を軽減することができる。

１８１モロＨ６３−５０２２０３（１１）可　− Σ Ｏ 国際調査報告 ＡＮＮＥＸ　Ｔｏ　ｑ＝＝　ＩＮＴＥＲＮＡＴＩＯＮＡＬ　ＳＥｊ’、ＲＣ：！ 　Ｒ三？ＯＲＴ　０ＮＧＢ−八−４８５７５５Ｎｏｎｅ

Claims (12)

【特許請求の範囲】
1. １．容積形機関と、圧縮機手段、燃焼器手段、タービン手段及び自由動力タービ ン手段を流れ的に直列に有し、タービン手段が燃焼器手段からの燃焼ガスによつ て駆動されかつ圧縮機手段に駆動上連結されたガスタービン機関と、ターボチャ ージ空気を圧縮機手段から容積形機関へ送出するターボチャージ空気送出手段で あつて、ターボチヤージ空気送出手段が容積形機関へのターボチヤージ空気の送 出を選択的に阻止する弁手段を含み、それにより容積形機関が遮断されると同時 にガスタービン機関が作動されるターボチヤージ空気送出手段と、燃焼ガスを容 積形機関から燃焼器手段へ排出してその中で更に燃やす燃焼ガス排出手段とを包 含し、構成がターボチャージ空気を容積形機関へ第一の高い圧力で送出しかつ燃 焼ガスを燃焼器手段へ第二の低い圧力で排出するようになつている複合機関構成 。
2. ２．容積形機関がその膨張比より実質的に小さい圧縮比をもつて作動するように なっている請求の範囲１による複合機関構成。
3. ３．容積形機関がその膨張比のほぼ半分である圧縮比をもつて作動するようにな つている請求の範囲２による複合機関構成。
4. ４．容積形機関がその膨張比の半分に０．１を加えた値である圧縮比をもつて作 動するようになつている請求の範囲３による複合機関構成。
5. ５．ターボチヤージ空気送出手段が第一の圧力が第二の圧力より実質的に高いこ とを保証する掃気ボンブ手段を含む請求の範囲１から４までのいずれか一つによ る複合機関構成。
6. ６．燃焼ガス排出手段が燃焼器手段を取囲みかつ燃焼ガスを燃焼器手段の周りに 実質的に均等に分配するようになっている燃焼ガス分配ダクトを含む請求の範囲 １から５までのいずれか一つによる複合機関構成。
7. ７．ターボチャージ空気送出手段がターボチャージ空気の一部分を容積形機関の 冷却系統へその半断熱作動を得るために送出するようになつており、複合機関が ターボチャージ空気の前記一部分を冷却系統での使用後燃焼器手段へ排出する空 気排出手段を更に設けている請求の範囲１から６のいずれか一つによる複合機関 構成。
8. ８．空気排出手段が燃焼器手段を取囲みかつ空気を燃焼器手段の内部の周りに実 質的に均等に分配するようになつている空気分配ダクトを含む請求の範囲７によ る複合機関構成。
9. ９．ターボチャージ空気送出手段が容積形機関の冷却系統へのターボチャージ空 気の送出温度をその半断熱作動を促進するために変化させる熱交換器手段を含む 請求の範囲７又は８による複合機関構成。
10. １０．複合機関が容積形機関と、圧縮機手段、燃焼器手段、タービン手段及び自 由動力タービン手段を流れ的に直列に有し、タービン手段が燃焼器手段からの燃 焼ガスによつて駆動されかつ圧縮機手段に駆動上連結されたガスタービン機関と 、ターボチャージ空気を圧縮機手段から容積形機関へ送出するターボチャージ空 気送出手段であつて、ターボチヤージ空気送出手段が容積形機関へのターボチャ ージ空気の送出を選択的に阻止する弁手段を含み、それにより容積形機関が遮断 されると同時にガスタービン機関が作動されるターボチャージ空気送出手段と、 燃焼ガスを容積形機関から燃焼器手段へ排出してその中で更に燃やす燃焼ガス排 出手段とを包含する複合機関を作動する方法であって、該方法が、（ａ）ガスタ ービン機関を始動しかつそれを動力発生状態まで加速すると同時に容積形機関を 依然遮断し、弁手段が閉じられて容積形機関へのターボチャージ空気の供給を阻 止し、 （ｂ）容積形機関を始動し、弁手段を開いて容積形機関へのターボチヤージ空気 の供給を許し、かつ容積形機関を動力発生状態まで加速すると同時にガスタービ ン機関を依然作動し、かつ （ｃ）ガスタービン機関及び容積形機関によつて発生された動力の量を互いに対 して変化させて複合機関の最適性能及び燃料効率を全体として与える、ことを包 含する方法。
11. １１．複合機関から要求される全体的な動力出力が低い時、動力出力の大部分が 容積形機関によつて供給され、ガスタービン機関が点火されずに作動する請求の 範囲１０による方法。
12. １２．複合機関から要求される全体的な動力出力が高い時、動力の大部分が容積 形機関及びガスタービン機関の両方によつて供給される請求の範囲１０又は１１ による方法。