NO873867L

NO873867L - COMPOUND ENGINES.

Info

Publication number: NO873867L
Application number: NO873867A
Authority: NO
Inventors: John Anthony Jenes Rees
Original assignee: John Anthony Jenes Rees
Priority date: 1986-01-16
Filing date: 1987-09-15
Publication date: 1987-11-16
Also published as: NO873867D0

Description

Foreliggende oppfinnelse angår compoundmotorer som omfatter en positiv fortrengnlngsmotor i compound med et turbin/turbokompressorsett i form av en gassturbinmotor. Oppfinnelsen angår videre en fremgangsmåte til drift av slike motorer. The present invention relates to compound engines which comprise a positive displacement engine in compound with a turbine/turbo compressor set in the form of a gas turbine engine. The invention further relates to a method for operating such motors.

Generelt sett er det tidligere kjent å knytte et turbin/ Generally speaking, it is previously known to connect a turbine/

turbokompressorsett til en positiv fortreningsmotor som for eksempel en motor med frem- og tllbakegående stempel eller roterende stempel, slik at ekshaustgasser fra motoren driver eller hjelper til med å drive turbinen som driver turbokompressoren, mens denne på sin side turbolader den positive fortrengingsmotor. Det er også kjent compoundmotoranord-ninger der turbin/turbokompressorsettet ved varmeutveksling for forbrenningsgassene fra den positive fortrengnlngsmotor i virkeligheten er en del av en gassturbin som er istand til å arbeide uavhengig av den positive fortrengnlngsmotor. Foreliggende beskrivelse angår forbedringer i den sistnevnte type kraftkilde. turbocharger kit for a positive displacement engine such as a reciprocating piston or rotary piston engine, so that exhaust gases from the engine drive or help drive the turbine that drives the turbocharger, which in turn turbocharges the positive displacement engine. There are also known compound engine devices in which the turbine/turbocompressor set in heat exchange for the combustion gases from the positive displacement engine is in reality part of a gas turbine which is able to work independently of the positive displacement engine. The present description relates to improvements in the latter type of power source.

Det har lenge vært ansett som ønskelig å turbolade positiv fortrengnlngsmotor eller å setteen positiv fortrengnlngsmotor i compound med en gassturbinmotor for å optimalisere kraft-ytelsen og brendseløkonomien mens man reduserer den spesifike vekt. Eksempler på turboladede stempelmotorer er for tallrike til å nevnes, og mange er velkjente, særlig på automobilområdet. It has long been considered desirable to turbocharge a positive displacement engine or to combine a positive displacement engine with a gas turbine engine to optimize power output and fuel economy while reducing specific weight. Examples of turbocharged piston engines are too numerous to mention, and many are well known, particularly in the automotive field.

Et godt tidlig eksempel på denne type motor, anvendt til drift av fly, var "Napier Nomad", beskrevet for eksempel i magasinet "Flight", bind 65, nr. 4, april 1954, sidene 543-551. Den besto av en turboladet 12-sylindret, 2-takts dieselmotor med turbin/turbokompressorsettet drevet av dieselmotorens ekshaust, der de to deler av motoren er forbundet med hverandre ved hjelp av et regulerbart gear som tillot de to akseler å bli optimalt tilpasset hverandre under flyvningen med det fly der det var innstallert. Løsningen var ikke kommersielt vellykket, antagelig fordi den var tyngre og mer komplisert enn tilsvarende turbojetenheter og dessuten kunne turbojetenheter by på større hastigheter, mens brendsel på det tidspunkt var forholdsvis billig, slik at det høyere bredselforbruk for turbojetenheten ikke var noen særlig straff. A good early example of this type of engine, used for the operation of aircraft, was the "Napier Nomad", described for example in the magazine "Flight", volume 65, no. 4, April 1954, pages 543-551. It consisted of a turbocharged 12-cylinder, 2-stroke diesel engine with the turbine/turbocharger set driven by the diesel engine's exhaust, the two parts of the engine being connected to each other by means of an adjustable gear that allowed the two axles to be optimally matched to each other in flight with the aircraft in which it was installed. The solution was not commercially successful, presumably because it was heavier and more complicated than equivalent turbojet units and, moreover, turbojet units could offer higher speeds, while fuel at the time was relatively cheap, so that the higher fuel consumption for the turbojet unit was no particular penalty.

Etter dette er mange andre studier vedrørende turboladede After this are many other studies concerning turbocharged

positive fortrengningsmotorer for flyfremdrift blitt utført etterhvert som teknologien skred frem. For eksempel viser NASA Technical Memorandum TMX-71906 med tittelen "preliminary Evaluation of a Turbine/Rotary Combustion Compound Engine for a Subsonic Transport " av K. C. Civinskas med flere, fra mars 1976, det som hovedsaklig er en høytrykks turbofan som har fått sin forbrenningsdel erstattet av en motor med roterende stempel, der kompressor og turbin er på samme hovedaksel som motoren med roterende stempel og der også motorens fan er tilsluttet akselen gjennom et gear. Rotorene i motoren med roterende stempel, sirkler direkte rundt hovedakselen. I form av flymotorer, ble dette ikke betraktet som noen heldig løsning på det tidspunkt, idet forbedringen i brendselforbruk som man oppnådde, var utilstrekkelig til å utligne den økte motorvekt, sammenlignet med den turbofan det vises til. positive displacement engines for aircraft propulsion were carried out as technology advanced. For example, NASA Technical Memorandum TMX-71906 entitled "preliminary Evaluation of a Turbine/Rotary Combustion Compound Engine for a Subsonic Transport" by K. C. Civinskas et al., dated March 1976, shows what is essentially a high-pressure turbofan that has had its combustion section replaced of an engine with a rotating piston, where the compressor and turbine are on the same main shaft as the engine with a rotating piston and where the fan of the engine is also connected to the shaft through a gear. The rotors in the rotary piston engine revolve directly around the main shaft. In terms of aircraft engines, this was not considered a successful solution at the time, as the improvement in fuel consumption achieved was insufficient to offset the increased engine weight compared to the turbofan referred to.

Senere er det i US-PS 4.449.370 beskrevet en compoundmotor for bruk i fly, der en turboladet dieselmotor med lav kompresjon har en turbolader som kan arbeide uavhengig av dieselmotoren. Dette er mulig fordi selv om turbinen mottar ekshaustgasser fra dieselmotoren, passerer disse først gjennom en katalytisk forbrenner som er innsatt i syklusen foran turbinen, slik at når det er behov for det, kan brendsel og luft tilføres den katalytiske brenner for å frembringe ytterligere oppvarming av ekshaustgassene og videre finnes det en ventil og kanaler, slik at dieselmotoren etter valg kan forbikobles, idet kompressor (blåser) luft føres direkte til det katalytiske forbrenningskammer for å drive turbinen og dermed frembringe energi for hjelpeutstyr under oppstartingen. Later, US-PS 4,449,370 describes a compound engine for use in aircraft, where a turbocharged diesel engine with low compression has a turbocharger that can work independently of the diesel engine. This is possible because although the turbine receives exhaust gases from the diesel engine, these first pass through a catalytic combustor inserted in the cycle ahead of the turbine, so that when needed, fuel and air can be supplied to the catalytic combustor to produce additional heating of the exhaust gases and further there is a valve and ducts, so that the diesel engine can be bypassed if desired, as compressor (blower) air is led directly to the catalytic combustion chamber to drive the turbine and thus generate energy for auxiliary equipment during start-up.

En gjennomgåelse av disse og mange andre foreslåtte eksempler på turboladede positive fortrengningsmotorer synes å vise at selv om de er av forskjellige typer og konstruksjoner, følger de vanlige regler for slike motorer ved at det trykk hvormed turboladeluften leveres til den positive fortrengnlngsmotor er lavere enn det trykk med hvilket forbrenningsgassene har når de som ekshaust overføres fra den positive fortrengingsmotor til turbinen. A review of these and many other proposed examples of turbocharged positive displacement engines seems to show that, although they are of different types and designs, they follow the usual rules for such engines in that the pressure at which the turbocharged air is delivered to the positive displacement engine is lower than the pressure with which the combustion gases have when they are transferred as exhaust from the positive displacement engine to the turbine.

Videre vil man når man tar i betraktning både 2-takts og 4-takts arbeidssykler for positive fortrengningsmotorer, i det vanlige tilfelle der det ikke er turboladet, kunne se at som en generell regel vil deres kompresjonsforhold være tilnærmet det samme som deres ekspansjonsforhold. Det synes å være et faktum at denne generelle regel for positive fortrengningsmotorer også er blitt anvendt på motorene når de arbeider i compound med turbin/turbokompressorsett. En unntagelse fra dette, synes å være den såkalte "mer komplette ekspansjonssyklus" som er kjent for konstruktører av turboladede og overladede 4-takts motorer med frem-og tllbakegående stempler . Furthermore, when considering both 2-stroke and 4-stroke duty cycles for positive displacement engines, in the usual case where it is not turbocharged, one will see that as a general rule their compression ratio will be approximately the same as their expansion ratio. It seems to be a fact that this general rule for positive displacement engines has also been applied to the engines when working in compound with turbine/turbo compressor sets. An exception to this seems to be the so-called "more complete expansion cycle" known to designers of turbocharged and supercharged 4-stroke engines with forward and reverse pistons.

Det skal her fremholdes at de kjennsgjernlnger som er nevnt i de to foregående avsnitt, viser ulemper fordi de, av grunner som vil bli omhandlet nærmere, resulterer i at de samlede arbeidssykler for compoundmotorer fører til lavere virkningsgrad og ytelse enn man burde vente. It must be emphasized here that the characteristics mentioned in the two preceding paragraphs show disadvantages because, for reasons that will be discussed in more detail, they result in the overall working cycles for compound engines leading to a lower degree of efficiency and performance than one should expect.

Det er en hensikt med foreliggende oppfinnelse å komme frem til compoundmotorer med bedre virkningsgrad og med muligheter for utvikling av større ytelser enn tidligere. It is a purpose of the present invention to arrive at compound engines with a better degree of efficiency and with possibilities for the development of greater performances than before.

En videre hensikt med oppfinnelsen er å komme frem til en fremgangsmåte til drift av compoundmotorer slik at deres positive fortreningsmotor og gassturbinmotorens komponenter bidrar mest mulig effektivt til den samlede ytelse fra compoundmotoren. A further purpose of the invention is to arrive at a method for operating compound engines so that their positive pretraining engine and the gas turbine engine's components contribute as efficiently as possible to the overall performance of the compound engine.

I henhold til dette tilveiebringer foreliggende oppfinnelse en compoundmotoranordning omfattende en positiv fortrengnlngsmotor, en gassturbinmotor med seriekoblet kompressoranordning, forbrenningsanordning, turbinanordning og frieffekt-turbinanordning, der turbinanordningen drives av forbrenningsgasser fra forbrennlngsanordnlngen og er i drivforbindelse med kompressoranordningen, utmatningsanordninger for turboladeluft for føring av turboladeluft fra kompressoranordningen til den positive fortreningsmotor og der mateanordningen for turboladeluften innbefatter en ventil for selektiv avstengning av tilførselen av turboladeluft til den positive fortrengingsmotor, hvorved gassturbinmotoren kan arbeide mens den positive fortrengnlngsmotor er ute av drift, samt ekshaustanordninger for forbrenningsgasser fra den positive fortrengnlngsmotor til forbrennlngsanordnlngen, for ytterligere forbrenning i denne, idet anordningen er slik at turboladeluft blir matet til den positive fortrengingsmotor ved et første høyere trykk, og forbrenningsgassen avgis som ekshaust til forbrennlngsanordnlngen ved et andre lavere trykk. God spyling av forbrukte forbrenningsprodukter fra den positive fortrengnlngsmotor, er dermed sikret, samtidig med at det oppnås en god tilpasning mellom kompresjons-og ekspansjonskarakteristikkene for turbin/turbokompressorsettet og den positive fortrengnlngsmotor. In accordance with this, the present invention provides a compound engine device comprising a positive displacement engine, a gas turbine engine with series-connected compressor device, combustion device, turbine device and free-effect turbine device, where the turbine device is driven by combustion gases from the combustion device and is in drive connection with the compressor device, discharge devices for turbocharge air for leading turbocharge air from the compressor device of the positive displacement engine and wherein the supply device for the turbocharged air includes a valve for selectively shutting off the supply of turbocharged air to the positive displacement engine, whereby the gas turbine engine can work while the positive displacement engine is out of operation, as well as exhaust devices for combustion gases from the positive displacement engine to the combustion device, for further combustion in this, the device being such that turbocharged air is fed to the positive displacement engine v at a first higher pressure, and the combustion gas is released as exhaust to the combustion device at a second lower pressure. Good flushing of spent combustion products from the positive displacement engine is thus ensured, while at the same time a good adaptation is achieved between the compression and expansion characteristics of the turbine/turbocompressor set and the positive displacement engine.

Den positive fortrengnlngsmotor er fortrinnsvis beregnet på å arbeide med et kompresjonsforhold som er betydelig mindre enn dens ekspansjonsforhold. The positive displacement engine is preferably designed to operate with a compression ratio that is significantly less than its expansion ratio.

Kompresjonsforholdet for den positive fortrengnlngsmotor er fortrinnsvis omtrent halvparten av dens ekspansjonsforhold, med kompresjonsforholdet fortrinnsvis på halvparten av ekspansjonsforholdet, pluss 0,1. The compression ratio of the positive displacement engine is preferably about half its expansion ratio, with the compression ratio preferably being half the expansion ratio, plus 0.1.

For å sikre at det ovennevnte første trykk er betydelig høyere enn det ovenfor nevnte andre trykk, kan det være fordelaktig å inkludere spylepumpeanordninger, så som en overlader med et lavt trykkforhold, i mateanordningen for turboladeluft. In order to ensure that the above-mentioned first pressure is significantly higher than the above-mentioned second pressure, it may be advantageous to include scavenge pump devices, such as a supercharger with a low pressure ratio, in the turbocharger air supply device.

Ekshaustanordningen for forbrenningsgassene innbefatter fortrinnsvis en fordelingskanal for disse gasser, som omgir forbrennlngsanordnlngen og er innrettet til å fordele forbrenningsgassene mest mulig jevnt rundt forbrennlngsanordnlngen . The exhaust device for the combustion gases preferably includes a distribution channel for these gases, which surrounds the combustion device and is designed to distribute the combustion gases as evenly as possible around the combustion device.

Semi-adiabatisk drift av den positive fortrengingsmotor er et fordelaktig formål og for å lette dette, er mateanordningen for turboladeluft fortrinnsvis innrettet til å mate endel av turboladeluften til et kjølesystem for den positive fortrengingsmotor, mens compoundmotoren videre er forsynt med luftutmatningsanordninger for utmatning av denne del av turboladeluften til forbrennlngsanordnlngen etter bruk i kjølesystemet. Semi-adiabatic operation of the positive displacement engine is an advantageous purpose and to facilitate this, the supply device for turbocharge air is preferably arranged to feed part of the turbocharge air to a cooling system for the positive displacement engine, while the compound engine is further provided with air delivery devices for the delivery of this part of the turbocharged air to the combustion device after use in the cooling system.

Det er å foretrekke at luftutløpsanordningene innbefatter en luftfordelingskanal som omgir forbrennlngsanordnlngen og er innrettet til å fordele luften stort sett jevnt rundt det indre av forbrennlngsanordnlngen. It is preferred that the air outlet devices include an air distribution channel which surrounds the combustion device and is arranged to distribute the air generally evenly around the interior of the combustion device.

For ytterligere å lette semi-adiabatisk drift av den positive fortrengingsmotor, kan det være nødvendig at mateanordningene for turboladeluft innbefatter en varmeutveksleranordning for endring av matetemperaturen på turboladeluften til kjølesy-stemet for den positive fortrengingsmotor, for å lette semi-adiabatisk drift av denne. To further facilitate semi-adiabatic operation of the positive displacement engine, it may be necessary for the turbocharger air feed devices to include a heat exchanger device for changing the feed temperature of the turbocharged air to the cooling system for the positive displacement engine, to facilitate semi-adiabatic operation thereof.

I henhold til oppfinnelsen er man også kommet frem til en fremgangsmåte til drift av en compoundmotor, der compound-motoren er som beskrevet ovenfor og der fremgangsmåten omfatter: According to the invention, a method for operating a compound engine has also been arrived at, where the compound engine is as described above and where the method includes:

(a) Start av gassturbinmotoren og aksellerering av denne til en effektproduserende tilstand, mens den positive fortrengnlngsmotor fremdeles er ute av drift, idet ventilanordningen er stengt for å hindre matning av turboladeluft til den positive fortrengnlngsmotor, (b) start av den positive fortrengnlngsmotor, åpning av ventilanordningen for tilførsel av turboladeluft til den positive fortrengnlngsmotor og aksellerering av denne motor til en effektproduserende tilstand mens gassturbinmotoren fremdeles arbeider og (c) innstilling av verdien av de effekter som utvikles av gassturbinmotoren og den positive fortrengnlngsmotor i forhold til hverandre for å gi optimal drift eller brendsel-økonomi for compoundmotoren som et hele. (a) Starting the gas turbine engine and accelerating it to a power-producing condition, while the positive displacement engine is still inoperative, the valve arrangement being closed to prevent the supply of turbocharged air to the positive displacement engine, (b) starting the positive displacement engine, opening of the valve arrangement for supplying turbocharged air to the positive displacement engine and accelerating that engine to a power-producing condition while the gas turbine engine is still operating and (c) setting the value of the powers developed by the gas turbine engine and the positive displacement engine in relation to each other to provide optimum operation or fuel economy for the compound engine as a whole.

Når den samlede effektytelse som kreves fra compoundmotoren er lav, vil størstedelen av effektutgangen bli avgitt av den positive fortrengnlngsmotor, mens gassturbinen arbeider uten ytelse. When the overall power output required from the compound engine is low, the majority of the power output will be delivered by the positive displacement engine, while the gas turbine operates without output.

Når den samlede ytelse som kreves fra compoundmotoren er høy, blir imidlertid betydelige effektmengder avgitt både av den positive fortrengnlngsmotor og av gassturbinmotoren. When the overall performance required from the compound engine is high, however, significant amounts of power are produced by both the positive displacement engine and the gas turbine engine.

Det skal påpekes at de turbiner og turbokompressorer som er nevnt ovenfor kan være av enten radialtypen eller aksialty-pen, alt etter hvilken type som kan bringes til å utføre deres del av den samlede driftssyklus for compoundmotoren med best mulig virkningsgrad. It should be pointed out that the turbines and turbocompressors mentioned above can be of either the radial type or the axial type, depending on which type can be brought to perform their part of the overall operating cycle for the compound engine with the best possible degree of efficiency.

En fremtredende fordel ved de tanker det er gitt et omriss av ovenfor, er at de leder frem til en anordning med sterk økning av luftstrømmen gjennom en positiv fortrengnlngsmotor av en gitt størrelse - og dermed av den ytelse som avgis-uten nødvendigvis å frembringe høye topptrykk under forbrenningen i den positive fortrengnlngsmotor. Videre vil luftladningen bli renere før forbrenning finner sted enn i tilsvarende kjente motorer. Trekkene er velegnet til bruk der den positive fortrengningsmotordel er en dieselmotor, men kan også anvendes både til motorer med gnisttenning og de som drives med gass. A prominent advantage of the ideas outlined above is that they lead to a device with a strong increase in air flow through a positive displacement engine of a given size - and thus in the power output - without necessarily producing high peak pressures during combustion in the positive displacement engine. Furthermore, the air charge will be cleaner before combustion takes place than in similar known engines. The covers are suitable for use where the positive displacement engine part is a diesel engine, but can also be used both for engines with spark ignition and those powered by gas.

Sammenlignet med tilsvarende motorer med frem-og tllbakegående stempler, vil kraftkilder i henhold til oppfinnelsen kunne by på en betydelig reduksjon i antall sylindere som kreves, og dermed reduksjon i vekt og volum av kraftenheten, samtidig med en betydelig reduksjon i brendselforbruket. Sammenlignet med tilsvarende gassturbinmotorer, kan brendselforbruket reduseres og det kan anvendes billigere brends-ler. Compared to similar engines with reciprocating pistons, power sources according to the invention will be able to offer a significant reduction in the number of cylinders required, and thus a reduction in the weight and volume of the power unit, at the same time as a significant reduction in fuel consumption. Compared to similar gas turbine engines, fuel consumption can be reduced and cheaper fuels can be used.

Oppfinnelsen er kjennetegnet ved de i kravene gjengitte trekk og utførelsesformer for oppfinnelsen vil nu bli beskrevet som eksempel under henvisning til tegningene der: Figur 1 skjematisk viser oppbygningen av en compound motor som omfatteren gassturbin kombinert med en dieselmotor, figur 2 er et idealisert indikatirdiagram som viser den samlede arbeidssyklus for compound motor på figur 1, der det er antatt en totakts arbeidssyklus for dieselmotoren, The invention is characterized by the features reproduced in the claims and embodiments of the invention will now be described as an example with reference to the drawings where: Figure 1 schematically shows the structure of a compound engine comprising a gas turbine combined with a diesel engine, Figure 2 is an idealized indicator diagram showing the overall duty cycle for the compound engine in Figure 1, where a two-stroke duty cycle is assumed for the diesel engine,

figur 3 er et sammensatt indikatordiagram som viser mulige forhold mellom gassturbinen og dieselmotoren på figur 1 under forutsetning av en totakts arbeidssyklus for dieselmotoren, figure 3 is a composite indicator diagram showing possible relationships between the gas turbine and the diesel engine in figure 1 under the assumption of a two-stroke duty cycle for the diesel engine,

figur 4 viser skjematisk arbeidstaktene for en stempel/sy-linderkombinasjon under forutsetning av en totakts arbeidssyklus for dieselmotoren på figur 1, figure 4 schematically shows the working cycles for a piston/cylinder combination under the assumption of a two-stroke working cycle for the diesel engine in figure 1,

figur 5 viser skjematisk en mulig taktsrekkefølge for en stempel/sylinderkombinasjon, der man forutsetter en firetakts arbeidssyklus for dieselmotoren på figur 1 og figure 5 schematically shows a possible cycle sequence for a piston/cylinder combination, where one assumes a four-cycle work cycle for the diesel engine in figure 1 and

figur 6 er et indikatordiagram som viser den samlede arbeidssyklus for compound motoren på figur 1, under forutsetning av en firetakts diesel arbeidssyklus svarende til figur 5, mens figure 6 is an indicator diagram showing the overall duty cycle for the compound engine in figure 1, under the assumption of a four-stroke diesel duty cycle corresponding to figure 5, while

figur 7 skjematisk viser en motor med roterende stempel eller av Wankeltypen som er istand til å følge en arbeidssyklus svarende til den som er vist på figur 2. figure 7 schematically shows an engine with a rotating piston or of the Wankel type which is able to follow a work cycle corresponding to that shown in figure 2.

På figur 1 er det i skjematisk form vist en compoundmotor omfattende en flersylindret dieselmotor 100 1 compound med en atmosfærisk luftet dobbeltrotor aksialgassturbinmotor 102 som er vist delvis i aksialt snitt. Både dieselmotoren 100 og gassturbinen 102 kan være avledet fra kjente typer, men modifisert i den utstrekning som er nøddvendig til utøvelse av oppfinnelsen. For noen formål er det fordelaktig at dieselmotoren 100 har en 2-takts arbeidssyklus, og dette vil bli forutsatt i det følgende hvis det ikke sies noe annet. Som vanlig er stemplene (ikke vist) forbundet med en veiveaksel (ikke vist) som driver en lavhastighets utgangsaksel 104. Som forklart i det følgende, er de to motorer com-poundforbundet på en slik måte at deres individuelle termo-dynamiske sykler blir tilpasset hverandre på en effektiv måte. Figure 1 shows in schematic form a compound engine comprising a multi-cylinder diesel engine 100 1 compound with an atmospherically vented double-rotor axial gas turbine engine 102 which is shown partially in axial section. Both the diesel engine 100 and the gas turbine 102 can be derived from known types, but modified to the extent necessary for practicing the invention. For some purposes, it is advantageous for the diesel engine 100 to have a 2-stroke duty cycle, and this will be assumed in the following unless stated otherwise. As usual, the pistons (not shown) are connected to a crankshaft (not shown) which drives a low-speed output shaft 104. As explained below, the two engines are compounded in such a way that their individual thermo-dynamic cycles are matched to each other in an efficient manner.

Man vil se av figur 1 at dieselmotoren 100 tilføres luft ved turboladning av motoren fra utgangen for turbokompressoren 106 for gassturbinen 102 gjennom en turboladekanal 108 for luften. Denne luftkanal 108 innbefatter en luftventil 109 ved hjelp av hvilken luftkanalen kan stenges helt eller delvis når det er behov for det som forklart i det følgende, for derved å redusere eller stenge lufttilførselen til dieselmotoren 100. It will be seen from Figure 1 that the diesel engine 100 is supplied with air during turbocharging of the engine from the output of the turbocompressor 106 for the gas turbine 102 through a turbocharging channel 108 for the air. This air duct 108 includes an air valve 109 by means of which the air duct can be completely or partially closed when there is a need for what is explained below, thereby reducing or closing the air supply to the diesel engine 100.

I virkeligheten blir turboladeluften i luftkanalen 108 delt i to baner, der en bane går gjennom en grenkanal 110 til bruk som kjøleluft for kjøling av sylindertoppen, sylinderforingen og andre komponenter i dieselmotoren 100 og luften i den annen bane går gjennom en fortsettelse av kanalen 108 for lufttilførsel til sylindrene. In reality, the turbocharged air in the air duct 108 is divided into two paths, where one path passes through a branch duct 110 for use as cooling air for cooling the cylinder head, cylinder liner and other components of the diesel engine 100 and the air in the other path passes through a continuation of the duct 108 for air supply to the cylinders.

For å justere temperaturen på turboladeluften til en optimal verdi for å gjøre dieselmotoren semi-adiabatisk, er det muligens nødvendig å ta med en varmeutveksler 112 i kanalen 108. Hvis kjøling av turboladeluften er nødvendig, kan det fluidum som brukes til varmeutveksling med luften være brendseltilførselen til gassturbinmotoren 102 og/eller dieselmotoren 100 eller varmen kunne slippes ut i atmosfæren gjennom en radiator med vifte. Evis oppvarming av turbola-deluf ten er nødvendig, kunne det varmeutvekslende fluidum være utløpsluft fra kjølesystemet eller systemene for dieselmotoren 100 og/eller gassturbinmotoren 102. Den fordelaktige virkning ved anvendelse av turboladeluft til kjøling av sylinderkomponentene er at uttrekning av varme (opp til 3096 av den samlede varme som frigjøres) betyr at mindre brendsel er nødvendig i gassturbinmotorens forbrenningskammer. Gassturbinmotoren kan derfor frembringe energi ved et betydelig forbedret brendselforbruk som kunne svare til forbruket dieselmotoren har. Brendselforbruket for den samlede enhet blir dermed forbedret. In order to adjust the temperature of the turbocharge air to an optimum value to make the diesel engine semi-adiabatic, it may be necessary to include a heat exchanger 112 in the duct 108. If cooling of the turbocharge air is required, the fluid used for heat exchange with the air may be the fuel supply to the gas turbine engine 102 and/or the diesel engine 100 or the heat could be released into the atmosphere through a radiator with a fan. If heating of the turbocharged air is necessary, the heat exchanging fluid could be exhaust air from the cooling system or systems for the diesel engine 100 and/or the gas turbine engine 102. The beneficial effect of using turbocharged air for cooling the cylinder components is that extraction of heat (up to 3096 of the total heat released) means that less fuel is needed in the gas turbine engine's combustion chamber. The gas turbine engine can therefore produce energy with a significantly improved fuel consumption that could correspond to the consumption of the diesel engine. Fuel consumption for the overall unit is thus improved.

I tillegg til varmeutveksleren 112, innbefatter tilførsels-kanalen 108 for turboladeluft fortrinnsvis en spylepumpe 114 i form av en overlader av kjent type med lavt trykkforhold, som kan drives fra det elektriske system (ikke vist) compoundmotoren har eller med et mekanisk kraftuttak (ikke vist) fra dieselmotoren 100 eller gassturbinmotoren 102. Spylepumpen 114 kan godt være nødvendig for å understøtte strømmen av turboladeluft inn i og gjennom dieselmotoren 100, siden trykkforskjellen mellom utløpet fra turbokompressoren 106 og ekshaustutløpet fra dieselmotoren ellers ville være utilstrekkelig til å skape tilstrekkelig sirkulasjon av luft gjennom sylindrene og kjølesystemet. In addition to the heat exchanger 112, the supply channel 108 for turbocharge air preferably includes a scavenge pump 114 in the form of a supercharger of a known type with a low pressure ratio, which can be operated from the electrical system (not shown) the compound engine has or with a mechanical power take-off (not shown ) from the diesel engine 100 or the gas turbine engine 102. The scavenge pump 114 may well be necessary to support the flow of turbocharged air into and through the diesel engine 100, since the pressure difference between the outlet from the turbo compressor 106 and the exhaust outlet from the diesel engine would otherwise be insufficient to create sufficient circulation of air through the cylinders and the cooling system.

I stedet for å bli benyttet til turboladning, kan noe (eller om ventilen 109 er lukket, all) luft fra turbokompressoren 106 bli matet direkte til et ringformet forbrenningskammer 116 for gassturbinmotoren 102, idet brendsel sprøytes inn i forbrenningskammeret på kjent måte med en brendselinnsprøyt-ningsdyse 118, for forbrenning sammen med mateluft fra turbokompressoren. Med luftventilen 109 delvis eller helt åpen, vil forbrenning finne sted ikke bare med luft fra turbokompressoren 106, men også med ekshaustkjøleluft fra dieselmotorens kjølesystem og med ekshaustforbrenningsgasser fra dieselmotorens ekshaustdeler. Selv om luftventilen 109 er antatt å være en nødvendig komponent i compoundmotoren for de fleste formål en slik motor kan ha, vil det naturligvis være fordelaktig å kunne klare seg uten denne om mulig, idet konstruksjonen da blir enklere. Dette avhenger av de praktiske løsninger konstruksjonen har i hvert enkelt tilfelle, for eksempel om dieselmotoren og gassturbinmotoren og deres tilbehør var av en slik utførelse at begge motorer kunne startes samtidig. Instead of being used for turbocharging, some (or if the valve 109 is closed, all) air from the turbocharger 106 can be fed directly to an annular combustion chamber 116 for the gas turbine engine 102, fuel being injected into the combustion chamber in a known manner with a fuel injector. ning nozzle 118, for combustion together with feed air from the turbo compressor. With the air valve 109 partially or fully open, combustion will take place not only with air from the turbocharger 106, but also with exhaust cooling air from the diesel engine cooling system and with exhaust combustion gases from the diesel engine exhaust parts. Although the air valve 109 is believed to be a necessary component in the compound engine for most purposes such an engine can have, it would naturally be advantageous to be able to do without it if possible, as the construction would then be simpler. This depends on the practical solutions the construction has in each individual case, for example whether the diesel engine and the gas turbine engine and their accessories were of such a design that both engines could be started at the same time.

Ved konstruksjon av compoundmotoren, må man også ta i betraktning om luftventilen 109, om den er tilstede, burde være progressiv ved sin åpnings-og lukkeaksjon som angitt ovenfor eller som et alternativ kan være en enkel to-stil-lings åpen/lukket ventil. Dette valg vil avhenge av om strupning av turboladeluftens tilførsel til dieselmotoren 100 er ønskelig under en eller annen del av arbeidsområdet. When designing the compound engine, one must also take into account whether the air valve 109, if present, should be progressive in its opening and closing action as indicated above or as an alternative can be a simple two-position open/close valve. This choice will depend on whether throttling of the turbocharger air supply to the diesel engine 100 is desirable during one or another part of the working area.

Etter å ha startet dieselmotoren 100, blir ekshaustkjøle-luften og ekshaustforbrenningsgassene ledet til gassturbinmotoren 102 ved hjelp av de respektive ekshaustkanaler 120 og 122. For å sikre jevn fordeling av begge typer diesel-ekshaust rundt det ringformede forbrenningskammer 116, skal ekshaustkanalene 120 og 122 tømme ut i de respektive ringformede fordelingskanaler 124, 126 som omgir forbrenningskammeret. Fra fordelingskanalen 124 blir kjøleluft for dieselekshausten ført gjennom et antall fordelingsporter 128 som står med like store vinkler fra hverandre til området som omgir og ligger like ved oppstrømenden av forbrenningskammeret 116, slik at kjøleluften gradvis kan passere inn i forbrenningskammeret gjennom luftfortynningsåpninger (ikke vist) i kammerveggen som i og for seg er kjent for å ta del i forbrenningsprosessen på et noe senere trinn enn luften som kommer direkte fra kompressorens 106 utløp. Dieselmotorens utstrømmende forbrenningsgasser i fordelingskanalen 146 blir imidlertid ført gjennom fordelingsportene 130 direkte til et innvendig område i f orbrenningskammeret 116 på nedstrømsiden for å ta del i forbrenningsprosessen på et ennu senere trinn. After starting the diesel engine 100, the exhaust cooling air and exhaust combustion gases are directed to the gas turbine engine 102 by means of the respective exhaust ducts 120 and 122. To ensure even distribution of both types of diesel exhaust around the annular combustion chamber 116, the exhaust ducts 120 and 122 must empty out into the respective annular distribution channels 124, 126 which surround the combustion chamber. From the distribution channel 124, cooling air for the diesel engine housing is led through a number of distribution ports 128 that are at equal angles from each other to the area surrounding and located close to the upstream end of the combustion chamber 116, so that the cooling air can gradually pass into the combustion chamber through air dilution openings (not shown) in the chamber wall which in and of itself is known to take part in the combustion process at a somewhat later stage than the air coming directly from the compressor 106 outlet. The diesel engine's outgoing combustion gases in the distribution channel 146 are, however, led through the distribution ports 130 directly to an internal area in the pre-combustion chamber 116 on the downstream side to take part in the combustion process at an even later stage.

Etter passasje gjennom en styrevingering 132 for munnstykket, vil forbrenningsgassene som kommer fra gassturbinmotorens forbrenningsdel 116 ekspandere gjennom en høytrykksturbin 134 som trekker ut tilstrekkelig energi fra forbrenningsgassene til å drive turbokompressoren 106 og denne er montert på samme drivaksel 136 som høytrykksturbinen. Sluttelig blir gassene ekspandert gjennom en frienergiturbin 138 til atmosfæren. Denne turbin er montert på en utgangsaksel 140 som løper inne i akselen 136 og fører utgangsenergi til den forreste ende av gassturbinmotoren 102. After passing through a guide vane ring 132 for the nozzle, the combustion gases coming from the gas turbine engine's combustion part 116 will expand through a high pressure turbine 134 which extracts sufficient energy from the combustion gases to drive the turbo compressor 106 and this is mounted on the same drive shaft 136 as the high pressure turbine. Finally, the gases are expanded through a free energy turbine 138 to the atmosphere. This turbine is mounted on an output shaft 140 which runs inside the shaft 136 and carries output energy to the front end of the gas turbine engine 102.

Når man ser på compoundmotoren som er vist på figur 1 som et hele, omfatter kraftuttakene en utgangsaksel 104 med liten hastighet fra dieselmotoren 100 og en utgangsaksel 140 med høy hastighet fra gassturbinmotoren 102. Mekanisk kobling, væskekobling eller elektrisk kobling av de to akseler sammen kan, men behøver ikke, være ønskelig, alt etter den energi som utvikles av motoren og den anvendelse man har for denne energi. Slike koblinger enten de er mekaniske, væskekoblet eller elektriske, er naturligvis kjent på området og vil her ikke bli beskrevet i detalj. When looking at the compound engine shown in Figure 1 as a whole, the power take-offs include a low-speed output shaft 104 from the diesel engine 100 and a high-speed output shaft 140 from the gas turbine engine 102. Mechanical coupling, fluid coupling or electrical coupling of the two shafts together can , but need not be desirable, depending on the energy developed by the engine and the application one has for this energy. Such connections, whether they are mechanical, fluid-connected or electrical, are of course known in the field and will not be described in detail here.

For anvendelse som kraftig flymotor for eksempel, kan de energimengder som utvikles være for store til at de lett kan håndteres av gear eller væskekoblinger og det kan da være fordelaktig å benytte utgangsakselen 104 til drift av en stor, forholdsvis langsomtroterende propell eller en fan i en kanal, mens utgangsakselen 140 benyttes til drift av en mindre forholdsvis hurtigroterende propelle elller fan i en kanal. I motsetning til dette kan hvis motorenn anvendes for et helikopter, de to utgangsakseler 104, 140 forbindes med hverandre med gear for å drive hovedrotoren ved hjelp av en modifisert form for et helikopter reduksjonsgear. For use as a powerful aircraft engine, for example, the amounts of energy developed may be too large to be easily handled by gears or fluid couplings and it may then be advantageous to use the output shaft 104 to operate a large, relatively slowly rotating propeller or a fan in a channel, while the output shaft 140 is used to operate a smaller relatively fast-rotating propeller or fan in a channel. In contrast, if the engine is used for a helicopter, the two output shafts 104, 140 can be connected to each other by gears to drive the main rotor by means of a modified form of a helicopter reduction gear.

Oppstarting av de to motorer 100, 102 bygger på kjent teknologi. Således kan gassturbinmotoren 102 startes ved bruk av en kjent type elektrisk starter eller en luftstarter. Hvis dieselmotorens aksel 104 ikke er koblet til gassturbinmotorens aksel 140, vil det være nødvendig å benytte en vanlig form for elektrisk startmotor eller luftstarter til oppstarting av dieselmotoren 100. Et foreslått oppstartings-og driftsprogram for compoundmotoren på figur 1 er slik: (a) Gassturbinmotor 102 startes først og kjøres opp til en passende tomgangshastighet som en uavhengig enhet med luftventilen 109 lukket, slik at det ikke foregår lufttil-førsel til motoren 100. (b) Når gassturbinmotoren 102 er selvgående og utvikler en viss energi, blir så dieselmotoren 100 startet ved bruk enten av en egen startmotor som er tilknyttet akselen 104 eller ved å drive motoren ved hjelp av en kobling mellom akslene 104 og 140. Luftventilen 109 åpnes, spylepumpen 114 startes og brendsel tilføres dieselmotoren. (c) Når dieselmotoren 100 løper opp til sin normale rotasjonshastighet, fortsetter gassturbinmotoren 102 og dieselmotoren å løpe som adskilte enheter med brendseltil-førsel, mens de samvirker synergistisk som en compoundmotor, idet gassturbinmotoren turbolader dieselmotoren og dieselmotoren ekshaust bidrar til den energi som utvikles av gassturbinmotoren. (d) Under drift kan de energimengder som utvikles av hver motor reguleres i forhold til hverandre for å gi optimal drift eller virkningsgrad. Da den overladede dieselmotor vil være mer brendseleffektiv enn gassturbinmotoren, vil det, om det er mulig, være fordelaktig i perioder da den samlede energiytelse som kreves fra compoundmotoren er stabil på moderate eller lave nivåer, å sørge for at størstedelen av energien leveres av dieselmotordelen, mens gassturbinmotoren er stilt tilbake eller satt ut av drift. I det siste tilfelle vil den virke som turbolader, men med en viss energi frembragt av kraftturbinen. Høyere energinivåer kan man imidlertid lett få til ved å sørge for at gassturbinmotoren kjøres opppå et høyere energinivå og derved bidrar med en større del av den samlede energi fra compoundmotoren. Starting the two engines 100, 102 is based on known technology. Thus, the gas turbine engine 102 can be started using a known type of electric starter or an air starter. If the diesel engine's shaft 104 is not connected to the gas turbine engine's shaft 140, it will be necessary to use a common form of electric starter or air starter to start the diesel engine 100. A suggested start-up and operating program for the compound engine in figure 1 is as follows: (a) Gas turbine engine 102 is first started and driven up to a suitable idle speed as an independent unit with the air valve 109 closed, so that no air is supplied to the engine 100. (b) When the gas turbine engine 102 is self-propelled and develops a certain amount of energy, the diesel engine 100 is then started by using either a separate starter motor which is connected to the shaft 104 or by driving the motor by means of a coupling between the shafts 104 and 140. The air valve 109 is opened, the flushing pump 114 is started and fuel is supplied to the diesel engine. (c) When the diesel engine 100 runs up to its normal rotational speed, the gas turbine engine 102 and the diesel engine continue to run as separate units with fuel supply, while working synergistically as a compound engine, the gas turbine engine turbocharging the diesel engine and the diesel engine exhaust contributing to the energy developed by the gas turbine engine. (d) During operation, the amounts of energy developed by each engine can be regulated in relation to each other to provide optimal operation or efficiency. As the supercharged diesel engine will be more fuel efficient than the gas turbine engine, it would be beneficial, if possible, during periods when the total energy output required from the compound engine is stable at moderate or low levels, to ensure that the majority of the energy is provided by the diesel engine part, while the gas turbine engine is set back or taken out of service. In the latter case, it will act as a turbocharger, but with a certain amount of energy produced by the power turbine. However, higher energy levels can easily be achieved by ensuring that the gas turbine engine is run at a higher energy level and thereby contributes a larger part of the total energy from the compound engine.

Man skal merke seg at gassturbinmotoren 102 fortrinnsvis er beregnet på å arbeide ved et høyt trykkforhold. Dermed vil drift av compoundmotoren med gassturbinmotoren igang, ikke innebære noe for høyt brendselforbruk, sammenlignet med når den arbeider som en turbolader uten å være tent. It should be noted that the gas turbine engine 102 is preferably intended to work at a high pressure ratio. Thus, operation of the compound engine with the gas turbine engine running will not involve excessive fuel consumption, compared to when it works as a turbocharger without being ignited.

Anordningen som er vist på figur 1 tillater like meget variasjon når det gjelder konstruksjonen som andre former for compoundmotorer og detaljer så som ytterligere varmeutveks-lere, regenerering og "bottoming" sykluser kan være innbe-fattet . The arrangement shown in figure 1 allows as much variation in terms of construction as other forms of compound engines and details such as additional heat exchangers, regeneration and "bottoming" cycles may be included.

Det skal nu vises til figur 2, der det er gjengitt et idealisert indikatordiagram som uttrykk for den samlede arbeidssyklus for den foretrukne utførelsesform for compoundmotoren som er omhandlet i tilknytning til figur 1, der luft og forbrenningsgasstrykk i kilo pr. kvadratcentimeter absolutt, er gjengitt som ordinat mot de tilsvarende volum-forhold for dieselmotoren og gassturbinmotoren ved forskjellige trinn under syklusen. Reference should now be made to Figure 2, where an idealized indicator diagram is reproduced as an expression of the overall work cycle for the preferred embodiment of the compound engine discussed in connection with Figure 1, where air and combustion gas pressure in kilograms per square centimeter absolute, is reproduced as an ordinate against the corresponding volume ratios for the diesel engine and the gas turbine engine at different stages during the cycle.

Den samlede syklus kan beskrives slik:The overall cycle can be described as follows:

(1) Luft ved atmosfæretrykk kommer inn 1 turbokompressoren 106 (figur 1) ved punktet J og mates som turboladeluft til sylindrene i dieselmotoren 100 ved punktet A med et turboladetrykk på P^. Punktet A er et punkt under den første eller kompresjonstakten i den foretrukne 2-takts syklusetter nedre dødpunkt. (li) Mellom punktene A og G blir ladningen av luft i sylinderen for dieselmotoren komprimert idet stempelet beveger seg oppad i sylinderen mot øvre dødpunkt. (ili) Forbrenning finner sted ved tilnærmet konstant volum mellom punktene G og K og ved tilnærmet konstant trykk mellom K og L. (iv) Fra L til B finner ekspansjon sted i sylinderen idet stempelet beveger seg tilbake nedad i sylinderen mot nedre dødpunkt ved B, hvoretter forbrenningsgassene fra dieselmotoren slippes ut som ekshaust ved et trykk Pg til turbinen for gassturbinmotoren og ekspansjonen fortsetter i turbinen tilbake nesten ned til atmosfæretrykket ved M som representerer ekshaust fra gassturbinmotoren. (v) Den skrå linje B til A skal her fremheves siden den i virkeligheten representerer prosessen med utspyling av forbrukte forbrenningsgasser fra sylinderen og "innføringen" av den nye ladning av turboladeluft for kompresjon i neste syklus, det vil si at linjen BA angir at "spyling" og "innføring" i dieselmotoren må finne sted når stemplene beveger seg oppad fra nedre dødpunkt gjennom en første del av deres kompresjonstakter. (1) Air at atmospheric pressure enters the turbo compressor 106 (Figure 1) at point J and is fed as turbocharge air to the cylinders of the diesel engine 100 at point A with a turbocharge pressure of P^. Point A is a point below the first or compression stroke of the preferred 2-stroke cycle after bottom dead center. (li) Between points A and G, the charge of air in the diesel engine cylinder is compressed as the piston moves up the cylinder towards top dead center. (ili) Combustion takes place at approximately constant volume between points G and K and at approximately constant pressure between K and L. (iv) From L to B, expansion takes place in the cylinder as the piston moves back downwards in the cylinder towards bottom dead center at B , after which the combustion gases from the diesel engine are released as exhaust at a pressure Pg to the turbine for the gas turbine engine and the expansion continues in the turbine back almost down to atmospheric pressure at M which represents exhaust from the gas turbine engine. (v) The slanted line B to A should be emphasized here since it actually represents the process of flushing out spent combustion gases from the cylinder and the "introduction" of the new charge of turbocharged air for compression in the next cycle, that is, the line BA indicates that " scavenging" and "entry" in the diesel engine must occur as the pistons move upward from bottom dead center through the first part of their compression strokes.

Andre trekk ved compoundmotoren på figur 1 vil nu bli forklart under henvisning til figur 2. Other features of the compound engine in figure 1 will now be explained with reference to figure 2.

For det første mates turboladeluften 1 kanalen 108 til sylindrene for dieselmotoren 100 ved et trykk Pj^som er høyere enn trykket Pg, med hvilket forbrenningsgassene fra sylindrene slippes ut som ekshaust til turbinen 134 gjennom kanalen 122. Som nevnt tidligere vil dette trykkfall over dieselmotoren 100 bidra til tilstrekkelig sirkulasjon av turboladeluften gjennom sylindrene for dieselmotoren og kan sikres ved innbygning av en spylepumpe 114 i luftkanalen 108. En ytterligere fordel er at på grunn av at P^ikke er noe særlig mindre enn Pg, vil eksplosiv dekompresjon ikke finne sted når ekshaustventilene åpner. Tidligere praksis med å gjøre Pj^ mindre enn Pg har ført til slik dekompresjon, noe som resulterer i uønsket blanding av forbrukte forbrenningsgasser med den nye innkommende luftladning. Firstly, the turbocharged air 1 is fed through the channel 108 to the cylinders of the diesel engine 100 at a pressure Pj^ which is higher than the pressure Pg, with which the combustion gases from the cylinders are released as exhaust to the turbine 134 through the channel 122. As mentioned earlier, this pressure drop across the diesel engine 100 contribute to sufficient circulation of the turbocharged air through the cylinders for the diesel engine and can be ensured by incorporating a scavenging pump 114 in the air duct 108. A further advantage is that due to P^ not being much smaller than Pg, explosive decompression will not take place when the exhaust valves opens. Previous practice of making Pj^ less than Pg has led to such decompression, resulting in undesirable mixing of spent combustion gases with the new incoming air charge.

For det annet er kompresjonsforholdet R^for dieselmotoren betydelig mindre enn dens ekspansjonsforhold Rg, idet R^er tilnærmet halvparten av verdien for Rg. I virkeligheten synes det ideelle teoretiske forhold å være Rj^ = 0.5 Rg + 0.1. Second, the compression ratio R^ of the diesel engine is significantly less than its expansion ratio Rg, R^ being approximately half the value of Rg. In reality, the ideal theoretical ratio appears to be Rj^ = 0.5 Rg + 0.1.

For det tredje vil det faktum at det komplette indikatordiagram på figur 2 deles med den skrå linje A-B angi en god tilpasning mellom kompresjons-og ekspansjonskarakteristikkene for dieselmotoren 100 og gassturbinen 102, ved at selv om den nedre part av diagrammet J-A-B-M er et typisk turbinmotor-indikatordiagram, bryter den øvre del A-G-K-L-B-A for dieselmotoren med det som er vanlig ved ikke å ha kompresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet tilnærmet likt, det vil si at motorens syklus er endret for at den skal passe bedre til gassturbinmotoren. Third, the fact that the complete indicator diagram of Figure 2 is divided by the inclined line A-B indicates a good match between the compression and expansion characteristics of the diesel engine 100 and the gas turbine 102, in that although the lower part of the diagram J-A-B-M is a typical turbine engine- indicator diagram, the upper part A-G-K-L-B-A for the diesel engine breaks with what is common by not having the compression ratio and the expansion ratio approximately equal, that is, the engine cycle has been changed to better suit the gas turbine engine.

En fordel ved denne nesten horisontale deling av det fullstendige indikatordiagram med den skrå linje A-B er den konstruksjonsmessige fleksibilitet man får når det gjelder størrelsesforholdet mellom dieselmotoren og gassturbinmotoren. På figur 3 vil man se at den skrålinje A-B kan trekkes i et hvilket som helst nivå for turboladetrykk uten å innvirke hverken på det teoretiske areale av indikatordiagrammet eller toppverdien for sylindertrykket, mens kompresjons-og ekspansjonstrykkene for dieselmotoren har det samme proporsjonale forhold til hverandre uansett hvilket turboladetrykk man velger. Når linjen A-B nu beveger seg oppad på diagrammet, vil størrelsen på dieselmotoren som kreves for å håndtere en eller annen gitt luftstrøm gjennom motoren bli redusert, fordi kompresjons-og ekspansjonsforholdene for dieselmotoren reduseres. Man skal merke seg at energiytelsen fra dieselmotoren er en funksjon av trykkforholdet i turbokompressoren - idet dobling av trykkforholdet øker energiytelsen med omtrent to-tredjedeler - fordi den energi som frembringes i hver sylinder hovedsaklig avhenger av massen av luft som inneholdes i sylinderens klarvolum ved øvre død-punkt. Ser man på figur 2 er kompresj onsf orholdet RA definert som det volum V som i sylinderen fylles av stempelet pluss det volum sylinderen ikke fyller eller klarvolumet v i sylinderen, delt med klarvolumet, det vil si An advantage of this almost horizontal division of the complete indicator diagram with the inclined line A-B is the constructional flexibility obtained in terms of the size ratio between the diesel engine and the gas turbine engine. In figure 3 it will be seen that the inclined line A-B can be drawn at any level for turbocharge pressure without affecting either the theoretical area of the indicator diagram or the peak value for the cylinder pressure, while the compression and expansion pressures for the diesel engine have the same proportional relationship to each other regardless which turbocharger pressure is chosen. As the line A-B now moves up the diagram, the size of the diesel engine required to handle any given airflow through the engine will be reduced, because the compression and expansion ratios of the diesel engine are reduced. It should be noted that the energy output from the diesel engine is a function of the pressure ratio in the turbo compressor - doubling the pressure ratio increases the energy output by approximately two-thirds - because the energy produced in each cylinder mainly depends on the mass of air contained in the cylinder's clear volume at top dead -point. Looking at figure 2, the compression ratio RA is defined as the volume V that is filled in the cylinder by the piston plus the volume that the cylinder does not fill or the clear volume v in the cylinder, divided by the clear volume, that is

l.e. RA = (v + V)/V,laugh. RA = (v + V)/V,

derfor er v = V/(RA- 1),therefore v = V/(RA- 1),

og dermed blir sylinderens klarvolum stort når kompresjonsforholdet reduseres til lave verdier. Dette forhold kan på en fordelaktig måte utnyttes ved konstruksjoner med lavt kompresjonsforhold, 1 henhold til oppfinnelsen, fordi bruk av en turbokompressor med høyt trykkforhold gjør det mulig å bibeholde trykk og temperatur på luften i sylinderen ved toppen av kompresjonstakten på verdier som er normale for dieselmotorer, selv om store luftmassestrømmer behandles og høye energiytelser skapes. Som et alternativ kan ennu høyere ytelser oppnås hvis man benytter avanserte varmebestandige materialer i stempler og sylindertoppen, så som superlege-ringer og kjeramikk med høy styrke, noe som tillater økning i sylinderens topptrykk og temperatur. På denne måte vil mer av kompresjonen og ekspansjonen bli utført i gassturbinmotoren og tilsvarende mindre i dieselmotoren. and thus the clear volume of the cylinder becomes large when the compression ratio is reduced to low values. This ratio can be advantageously utilized in constructions with a low compression ratio, 1 according to the invention, because the use of a turbo compressor with a high pressure ratio makes it possible to maintain the pressure and temperature of the air in the cylinder at the top of the compression stroke at values that are normal for diesel engines , even if large air mass flows are processed and high energy performances are created. Alternatively, even higher performance can be achieved by using advanced heat-resistant materials in the pistons and cylinder head, such as superalloy rings and high-strength ceramics, which allow increases in cylinder head pressure and temperature. In this way, more of the compression and expansion will be carried out in the gas turbine engine and correspondingly less in the diesel engine.

Figur 3 viser en viss indikasjon på mulige praktiske samlede områder for kompresjon- og ekspansjonsforhold for 2-takts dieselmotoren på figur 1. Sett som et hele er det ikke sannsynlig at verdien for ekspansjonsforholdet vil ligge utenfor området 3 til 12, og for drift ved havflaten og normale høyder på land, vil et foretrukket område for ekspansjonsforholdet være 3 til 8. I store høyder (for eksempel 6.500 meter til 13.000 meter, når compoundmotoren er drivkraften i et transportfly) vil et foretrukket område for ekspansjonsforholdet være 6 til 12. Selv om disse områder foretrekkes som praktiske konstruksjonsparametere for dieselmotoren og gassturbinmotoren som den arbeider i compound med (trykkforholdene for turbokompressoren og turbinen er valgt slik at de passer til compresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet for dieselmotoren som forklart tidligere), er fordelene ved å gi dieselmotoren et så lavt kompresjonsforhold som mulig, noe man skal ha i tankene. Man skal merke seg at dieselmotoren kunne innbefatte en sylin-dertopp med regulerbart kompresjonsforhold. Dette ville gjøre det mulig å variere kompresjonsforholdet med omtrent 5056. Figure 3 shows some indication of possible practical overall ranges for compression and expansion ratios for the 2-stroke diesel engine in Figure 1. Taken as a whole, it is not likely that the value for the expansion ratio will lie outside the range 3 to 12, and for operation at sea level and normal altitudes on land, a preferred range for the expansion ratio would be 3 to 8. At high altitudes (for example, 6,500 meters to 13,000 meters, when the compound engine is the driving force in a transport aircraft) a preferred range for the expansion ratio would be 6 to 12. Although these ranges are preferred as practical design parameters for the diesel engine and the gas turbine engine with which it works in compound (the pressure ratios of the turbocharger and turbine are chosen to match the compression ratio and expansion ratio of the diesel engine as explained earlier), the advantages of giving the diesel engine a compression ratio as low as possible, something to keep in mind. It should be noted that the diesel engine could include a cylinder head with an adjustable compression ratio. This would allow the compression ratio to be varied by approximately 5056.

Det skal nu vises til figur 4 og en foretrukket arbeidssyklus for 2-takts dieselmotoren på figur 1 vil nu bli forklart mer i detalj under henvisning til de fire diagrammer (a) til (d) som viser på hverandre følgende trinn i 2-takts syklusen. Det skal også vises til figur 2. Man skal merke seg at av hensyn til beskrivelsen er kompresjonstakten delt i en første (eller tidlig) del og en andre (eller sen) del, der den første del er videre oppdelt med henvisning til et begynnelsesparti av denne. Reference will now be made to Figure 4 and a preferred duty cycle for the 2-stroke diesel engine of Figure 1 will now be explained in more detail with reference to the four diagrams (a) to (d) which show successive stages of the 2-stroke cycle . Reference should also be made to figure 2. It should be noted that, for the sake of description, the compression rate is divided into a first (or early) part and a second (or late) part, where the first part is further divided with reference to an initial part of this.

Figur 4(a) viser stempelet 400 i sylinderen 401 med stempelstang 402 og veiveaksel 404, like etter nedre dødpunkt (BDC), ved hvilket både innsugningsventil 406 og utblåsningsventil 408 er åpne. Innsugningsventilen 406 slipper inn turboladeluft som snart setter sylinderen 401 under trykk opp til turboladetrykket. Den stilling som er vist på figur 4(a) tilsvarer omtrent punktet B på figur 2. Det forhold at både innsugnings-og utblåsningsventilene er åpne, muliggjør skylling av de brukte forbrenningsgasser fra sylinderen 401 på grunn av den gjennomgående strøm av turboladeluft gjennom sylinderen, noe som finner sted mens stempelet 400 beveger seg oppad fra BDC under det ovennevnte første parti av den første eller tidlige del av den første takt eller kompresjonstakten i 2-takts syklusen. Innsugnlngs-og utblåsningsventilene er naturligvis vist bare helt skjematisk og man kan for eksempel treffe foranstaltninger for å lede turboladeluften fra innsugningsventilen 406 ned mot kronen på stempelet 400 for å fortrenge forbrenningsgassene mot utblås-ningsventilen ved at det dannes en "boble" av ren luft over stempelet og dermed bringer stempelet til å bli mer effektivt når det gjelder å drive ut ekshaustgassene gjennom ekshaustventilen 408 når stempelet beveger seg oppad. Figure 4(a) shows the piston 400 in the cylinder 401 with piston rod 402 and crankshaft 404, just after bottom dead center (BDC), at which both intake valve 406 and exhaust valve 408 are open. Intake valve 406 lets in turbocharge air which soon pressurizes cylinder 401 up to turbocharge pressure. The position shown in Figure 4(a) corresponds roughly to point B in Figure 2. The fact that both the intake and exhaust valves are open enables flushing of the used combustion gases from the cylinder 401 due to the continuous flow of turbocharged air through the cylinder, which takes place as the piston 400 moves upward from BDC during the above-mentioned first part of the first or early part of the first stroke or compression stroke of the 2-stroke cycle. The intake and exhaust valves are of course only shown schematically and one can, for example, take measures to direct the turbocharged air from the intake valve 406 down towards the crown of the piston 400 in order to displace the combustion gases towards the exhaust valve by forming a "bubble" of clean air above the piston thereby causing the piston to become more efficient in expelling the exhaust gases through the exhaust valve 408 as the piston moves upward.

Det ovennevnte første parti av den første del av den oppadrettede takt avsluttes når innsugningsventilen 406 lukker, fortrinnsvis litt før halvveis i takten. På dette trinn vil aktiv skylling ved gjennomstrømning av turboladeluft opphøre. Det foretrekkes at ekshaustventilen 408 står åpne litt lenger enn innsugningsventilen 406, for å sikre at sylinderen blir videre spylt klar for forbrenningsprodukter ved den oppadrettede bevegelse av stempelet 400 som driver disse ut. Det foretrekkes at ekshaustventilen 408 til slutt lukker litt etter halvveis i takten som vist på figur 4(b), og dette markerer avslsutningern av den første eller tidlige del av den oppadrettede takt og begynnelsen av den annen eller siste del. Denne posisjon kan angis som punktet A på figur 2. Som en oppsummering vil derfor spyling av brukte forbrenningsgasser, innbefattende skylling med turboladeluft, pluss naturligvis innføring ved turboladning utført under den første del av stempelets bevegelse oppad eller kompresjonstakten mellom punktene B og A på figur 2. The above first part of the first part of the upward stroke ends when the intake valve 406 closes, preferably a little before half way through the stroke. At this stage, active flushing by the flow of turbocharged air will cease. It is preferred that the exhaust valve 408 is open a little longer than the intake valve 406, to ensure that the cylinder is further flushed ready for combustion products by the upward movement of the piston 400 which drives them out. It is preferred that the exhaust valve 408 finally closes a little after halfway through the stroke as shown in Figure 4(b), and this marks the end of the first or early part of the upward stroke and the beginning of the second or last part. This position can be indicated as point A on figure 2. Therefore, as a summary, flushing of spent combustion gases, including flushing with turbocharge air, plus of course introduction by turbocharging carried out during the first part of the piston's upward movement or the compression stroke between points B and A on figure 2 .

Selv om det på det nuværende tidspunkt synes å være fordelaktig å dele den første eller tidlige del av kompresjonstakten i et begynnelsesparti i løpet av hvilket både innfø-ring og skylling med turboladeluft finner sted og et slutt-parti i løpet av hvilket ytterligere spyling finner sted mens turboladeluften opprettholdes i sylinderen ved den oppadrettede bevegelse av stempelet, selv om innsugningsventilen er blitt lukket, kan det i lys av erfaring med eksperimenter eller ytterligere teoretiske betraktninger, finnes å være ønskelig å justere ventilstyringen slik at innsugningsventilen lukker, samtidig med - eller til og med senere enn-ekshaustventilen. Although at present it appears to be advantageous to divide the first or early part of the compression stroke into an initial portion during which both introduction and scavenging with turbocharge air takes place and a final portion during which further scavenging takes place while the turbocharged air is maintained in the cylinder by the upward movement of the piston, even if the intake valve has been closed, in the light of experience with experiments or further theoretical considerations, it may be found desirable to adjust the valve control so that the intake valve closes, simultaneously with - or until and with the later than exhaust valve.

Den andre eller siste del av den oppadrettede eller første takt i syklusen omfatter bevegelse av stempelet 400 opp i sylinderen 401 fra halvtaktstillingen som er vist på figur 4(b) til øvre dødpunkt (TDC) stilling som vist på figur 4(c) og er den eneste del av syklusen som egentlig utelukkende gjelder komprimeringen av turboladeluften, selv om man kan ha en viss kompresjon før lukning av ekshaustventilen 408, på grunn av den hurtige bevegelse av stempelet omtrent halvveis i takten. Man skal merke seg på figurene 4(c) og 4(d) at innsugnings-og utblåsningsventiler ikke er vist siden de holdes lukket på disse tidspunkter. The second or last part of the upward or first stroke of the cycle comprises movement of the piston 400 up in the cylinder 401 from the half-stroke position shown in Figure 4(b) to the top dead center (TDC) position as shown in Figure 4(c) and is the only part of the cycle which is really solely concerned with the compression of the turbocharged air, although one may have some compression before closing the exhaust valve 408, due to the rapid movement of the piston about half way through the stroke. It will be noted in Figures 4(c) and 4(d) that intake and exhaust valves are not shown since they are kept closed at these times.

Brendselinnsprøytning fra en innsprøytningsanordning av kjent type (ikke vist) finner sted på kjent måte like før TDC og forbrenningen finner sted idet stempelet passerer over TDC. Når det gjelder figur 2 kan TDC angis tilnærmet med punktet Fuel injection from an injection device of a known type (not shown) takes place in a known manner just before TDC and combustion takes place as the piston passes above TDC. As far as Figure 2 is concerned, TDC can be indicated approximately by the point

G. G.

Hele den andre eller nedadrettede takt av syklusen anvendes for ekspansjon fra TDC tilbake ned til nedre dødpunkt (BDC) som vist på figur 4(d) og ved dette punkt gjentas syklusen. The entire second or downward stroke of the cycle is used for expansion from TDC back down to bottom dead center (BDC) as shown in figure 4(d) and at this point the cycle is repeated.

Det skulle være klart av figurene 4(a) til 4(d) hvorfor kompresjonsforholdet for dieselmotoren er meget mindre enn ekspansjonsforholdet - årsaken er naturligvis at spyle-og innføringsprosessen finner sted under kompresjonstakten i syklusen før den egentlige kompresjon begynner. It should be clear from figures 4(a) to 4(d) why the compression ratio for the diesel engine is much less than the expansion ratio - the reason is of course that the flushing and introduction process takes place during the compression stroke of the cycle before the actual compression begins.

Fagfolk på området vil forstå at fordi den foreslåtte 2-takts syklus reduserer kompresjonsforholdet for stempelmotoren, blir et mindre volum av turboladeluft innført i sylinderen før kompresjonen som sådann begynner, det vil si at den friske ladning av luft ved turboladetrykket bare opptar en brøkdel av det totale volum i sylinderen. Innenfor teknik-kens stand er imidlertid kompresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet mer lik hverandre og sylinderen må derfor være fullstendig fyllt med turboladeluft. Da den innkommende luftladning delvis benyttes til spyling av forbrenningsgassene fra sylinderen, vil det være klart at den foreslåtte syklus kan benyttes til å redusere tapet av turboladeluft under spyleprosessen om det er ønskelig. Those skilled in the art will appreciate that because the proposed 2-stroke cycle reduces the compression ratio of the piston engine, a smaller volume of turbocharged air is introduced into the cylinder before compression as such begins, that is, the fresh charge of air at the turbocharged pressure occupies only a fraction of that total volume in the cylinder. Within the state of the art, however, the compression ratio and the expansion ratio are more similar to each other and the cylinder must therefore be completely filled with turbocharged air. As the incoming air charge is partly used for flushing the combustion gases from the cylinder, it will be clear that the proposed cycle can be used to reduce the loss of turbocharged air during the flushing process if that is desired.

Det ble nevnt i forbindelse med figur 1 at dieselmotoren 100 fortrinnsvis var av 2-takts typen og at den påfølgende beskrivelse i forbindelse med figur 2-4 utelukkende angikk en syklus av 2-takts typen. Imidlertid er 2-takts syklusen å foretrekke når det gjelder å redusere vekten av dieselmotoren og for mange typer tjenester som en turbo-compound stempel-motor kan bli satt til, kan en 4-takts syklus være fordelaktig. Hvis man derfor i stedet antar at dieselmotoren 100 på figur 1 er av 4-takts typen, vil figur 5 og 6 hver for seg gjengi en arbeidsrekkefølge og et indikatordiagram for en stempel/sylinderkombinasjon i en slik motor. Figur 5 svarer til figur 4 ved at den viser stempel 500 som beveger seg i en sylinder 501 og er forbundet med en veivaksel 504 med en stempelstang 502. Imidlertid er innsugnings-og utblåsningsventiler ikke vist, fordi deres funksjon vil fremgå av den følgende beskrivelse. It was mentioned in connection with figure 1 that the diesel engine 100 was preferably of the 2-stroke type and that the subsequent description in connection with figures 2-4 exclusively concerned a cycle of the 2-stroke type. However, the 2-stroke cycle is preferable in terms of reducing the weight of the diesel engine and for many types of service to which a turbo-compound piston engine may be put, a 4-stroke cycle may be advantageous. If it is therefore instead assumed that the diesel engine 100 in figure 1 is of the 4-stroke type, figures 5 and 6 will each reproduce a working order and an indicator diagram for a piston/cylinder combination in such an engine. Figure 5 corresponds to Figure 4 in that it shows piston 500 moving in a cylinder 501 and connected to a crankshaft 504 with a piston rod 502. However, intake and exhaust valves are not shown, because their function will be apparent from the following description.

Figur 5(a) viser stempelet 600 i en stilling like etter øvre dødpunkt ved begynnelsen av den første nedadrettede takt i 4- takts syklusen. Den første nedadrettede takt kan betegnes som lnnsugningstakt for enkelthets skyld og de posisjoner stempelet har ved 3 punkter i denne takt, er vist på figurene 5 (a) - 5(c). I de posisjoner som er vist på figur 5(a) er innsugningsventilen (ikke vist) allerede åpen og eksosventilen (ikke vist) holder på å lukke, idet eksosventilen deretter forblir lukket inntil begynnelsen av den annen oppadrettede takt som er kjent som utblåsningstakten, Figure 5(a) shows the piston 600 in a position just after top dead center at the beginning of the first downward stroke of the 4-stroke cycle. The first downward stroke can be referred to as the suction stroke for the sake of simplicity and the positions the piston has at 3 points in this stroke are shown in figures 5 (a) - 5 (c). In the positions shown in Figure 5(a), the intake valve (not shown) is already open and the exhaust valve (not shown) is closing, the exhaust valve then remaining closed until the beginning of the second upward stroke known as the exhaust stroke,

hvoretter den holder seg åpen så lenge utblåsningstakten varer, og hvis endeposisjon like før øvre dødpunkt er vist på figur 5(f). Innsugningsventilen holder seg åpen under den første del av innsugningstakten mens stempelet 500 beveger seg nedad mellom posisjon D som er vist på figur 5(r) og posisjonen E (like før halvveis i takten) som er vist på figur 5(b). Det vil dermed være klart at turboladning av sylinderen 501 gjennom innsugningsventilen finner sted mellom posisjonene D og E. after which it remains open as long as the blow-out stroke lasts, and whose end position just before top dead center is shown in figure 5(f). The intake valve remains open during the first part of the intake stroke while the piston 500 moves downward between position D shown in Figure 5(r) and position E (just before half way through the stroke) shown in Figure 5(b). It will thus be clear that turbocharging of cylinder 501 through the intake valve takes place between positions D and E.

For å begrense toppverdiene for sylindertrykkene under kompresjonstakten og påfølgende forbrenning til praktiske verdier, er det sørget for at innsugningsventilen lukker når stempelet kommer i posisjon E, eller kort deretter, og forblir lukket inntil enden av utblåsningstakten. Som følge av dette, er den annen og den siste seksjon av innsugningstakten i virkeligheten opptatt bare med ekspansjon av turboladerluften i sylinderen 501 når stempelet beveger seg nedad fra posisjonen E til nedre dødpunkt, det vil si omtrent ved posisjonen F som er vist på figur 5(c), som ligger like før nedre punkt. Innsugningen finner derfor i virkeligheten bare sted ved den første del av innsugningstakten. In order to limit the peak values of the cylinder pressures during the compression stroke and subsequent combustion to practical values, it is ensured that the intake valve closes when the piston reaches position E, or shortly thereafter, and remains closed until the end of the exhaust stroke. As a result, the second and last section of the intake stroke is actually occupied only with expansion of the turbocharger air in cylinder 501 as the piston moves downward from position E to bottom dead center, that is, approximately at position F as shown in Figure 5 (c), which is just before the lower point. The intake therefore only takes place in reality during the first part of the intake stroke.

Etter ekspansjon av luftladningen i sylinderen 501 fra E til F, påbegynner stempelet 501 den første oppadrettedetakt i 4-takts syklusen og den er kjent som kompresjonstakten, idet stempelet beveger seg fra nedre dødpunkt til øvre dødpunkt som tilnærmet tilsvarer stempelposisjonene F og G, som er vist med henvisning til figurene 5(c) og 5(d). Over en første seksjon av kompresjonstakten, opptil en posisjon som ligger kort etter halve takten, vil stempelet bare på nytt trykke sammen luftladningen tilbake opp til turboladetrykket. Fra denne mellomstilling inntil stempelet når øvre dødpunkt, blir luftladningen komprimert til et høyere trykk enn turboladertrykket. Ved omtrent posisjonen G, like før øvre dødpunkt, blir brensel innsprøytet og forbrenningen finner sted ved øvre dødpunkt, og kort deretter start av den annen nedadrettede takt som er betegnet som ekspansjonstakten. Under denne ekspansjonsdel av syklusen, holdes ventilene lukket, idet stempelet beveger seg nedad til nedre dødpunkt en gang til, en bevegelse som er angitt under henvisning til figurene 5(d) og 5(e), og som ligger mellom posisjonene L og B, som er henholdsvis like etter øvre dødpunkt og like før nedre dødpunkt. Denne forskjell mellom posisjonene G og L er knyttet til forbrenningsprosessen, slik den er forklart i det følgende under henvisning til figur 6. Sluttelig er, som allerede nevnt, ekshaustventilen på nytt åpen ved nedre dødpunkt eller like før posisjonen B og like før den oppadrettede takt i syklusen .påbegynnes, i løpet av hvilken de brukte forbrenningsgasser blir blåst ut til turbinen 134 i gassturbinen 102 (figur 1). After the expansion of the air charge in the cylinder 501 from E to F, the piston 501 begins the first upward stroke of the 4-stroke cycle and it is known as the compression stroke, the piston moving from bottom dead center to top dead center which corresponds approximately to the piston positions F and G, which are shown with reference to Figures 5(c) and 5(d). Over a first section of the compression stroke, up to a position shortly after half-stroke, the piston will simply recompress the air charge back up to turbocharge pressure. From this intermediate position until the piston reaches top dead center, the air charge is compressed to a higher pressure than the turbocharger pressure. At approximately position G, just before top dead center, fuel is injected and combustion takes place at top dead center, and shortly thereafter the start of the second downward stroke which is designated the expansion stroke. During this expansion portion of the cycle, the valves are held closed as the piston moves downward to bottom dead center once more, a movement indicated with reference to Figures 5(d) and 5(e), which lies between positions L and B, which are respectively just after top dead center and just before bottom dead center. This difference between positions G and L is linked to the combustion process, as explained below with reference to Figure 6. Finally, as already mentioned, the exhaust valve is open again at bottom dead center or just before position B and just before the upward stroke in the cycle is initiated, during which the spent combustion gases are blown out to the turbine 134 of the gas turbine 102 (Figure 1).

For å hjelpe til med spyling av de brukte forbrenningsgasser fra klarvolumet I sylinderen 501 og for derved åsikre en meget ren ladning av luft i sylinderen for mere effektiv forbrenning, er det sørget for at under en første del av den første seksjon av innsugningsdelen av syklusen mellom øvre dødpunkt og et punkt etter øvre dødpunkt, for eksempel D som er vist i forbindelse med figur 5(a), er både innsugnings-og ekshaustventiler åpne samtidig, noe som tillater turboladeluft å strømme gjennom klarvolumet og dermed effektivt spyle ut forbrenningsproduktene. Det er fordelaktig om innsugningsventilen åpnes like før øvre dødpunkt (posisjon C, figur 5(f)' under den siste del av ekshausttakten, noe som gir en tidsoverlapping mellom innsugnings-og utblåsningsventiler over hele perioden mellom stempelposisjonene C og D. In order to assist in flushing the spent combustion gases from the clear volume in the cylinder 501 and thereby to ensure a very clean charge of air in the cylinder for more efficient combustion, it is provided that during a first part of the first section of the intake part of the cycle between top dead center and a point after top dead center, for example D which is shown in connection with Figure 5(a), both intake and exhaust valves are open at the same time, which allows turbocharged air to flow through the clearance volume and thus effectively flush out the products of combustion. It is advantageous if the intake valve is opened just before top dead center (position C, Figure 5(f)' during the last part of the exhaust stroke, which gives a time overlap between intake and exhaust valves over the entire period between piston positions C and D.

Det skal vises til figur 6, der den ovenfor beskrevne arbeidsrekkefølge på figur 5 vil bli omhandlet sammen med et idealisert indikatordiagram for den fullstendige syklus for compoundmotoren. Bokstavene som blir benyttet på figur 5, som refererer til sylinderens stillinger, blir også benyttet på indikator-diagrammet. Reference should be made to figure 6, where the above-described working sequence of figure 5 will be discussed together with an idealized indicator diagram for the complete cycle for the compound engine. The letters used on figure 5, which refer to the cylinder positions, are also used on the indicator diagram.

Som beskrevet i tilknytning til figur 2, finner komprimeringen av luft sted i turbokompressoren for gassturbinmotoren og i spylepumpen (hvis en slik benyttes), fra punkt J på indikatordiagrammet til turboladertrykket PA ved punktet A. Trykket Pg ved punktet B er det trykknvormed forbrenningsgassene fra den 4-takts dieselmotor utblåses som ekshaust til turbinen for videre ekspansjon langs kurven B-M, ned til atmosfærisk trykk, idet ekspansjonen i sylinderen allerede har funnet sted som på figur 5(e) fra punkt L ved topp syllndertrykk nær øvre dødpunkt til punktet B ved eller nær nedre dødpunkt. Man skal merke seg at på samme måte som på figur 2, blir turboladeluften matet til dieselmotoren ved trykk PA som er høyere enn trykket Pg ved hvilket forbrenningsgassene føres som ekshaust til turbinen. As described in connection with Figure 2, the compression of air takes place in the turbocompressor for the gas turbine engine and in the scavenge pump (if one is used), from point J on the indicator diagram to the turbocharger pressure PA at point A. The pressure Pg at point B is the pressure nnormed with the combustion gases from the The 4-stroke diesel engine is blown out as exhaust to the turbine for further expansion along the curve B-M, down to atmospheric pressure, as the expansion in the cylinder has already taken place as in Figure 5(e) from point L at top cylinder pressure near top dead center to point B at or near bottom dead center. It should be noted that in the same way as in Figure 2, the turbocharged air is fed to the diesel engine at pressure PA which is higher than the pressure Pg at which the combustion gases are fed as exhaust to the turbine.

Ekshaustventilen blir naturligvis åpnet ved punktet B og linjen B-C representerer ekshausttakten som er vist på figur 5(f), idet punktet C er øvre dødpunkt. Som forklart tidligere, er det ved omtrent dette punkt at innsugningsventilen åpner, mens ekshaustventilen også forblir åpen for å mulig-gjøre en spylestrøm av turboladeluft gjennom klarvolumet i sylinderen og derved hjelpe til med skylling av forbrenningsproduktene. Punktet A representerer en mulig momentan økning i trykket i sylinderen omtrent ved øvre dødpunkt når innsugningsventilen åpner for å slippe inn turboladeluft ved trykket PA. Man vil da få en svak økning i trykket, idet skylleprosessen finner sted mellom punktene Cp, der D ligger etter øvre dødpunkt ved begynnelsen av innsugningstakten som er vist på figurene 5(a) til 5(c). D er det punkt ved hvilket ekshaustventilen til slutt lukker og dermed avslutter den påbegynte skylledel av den første seksjon av innsugningstakten. Linje D-E representerer resten av den første seksjon av innsugningstakten opp til omtrent halvveis i takten, og i løpet av dette blir det hurtig økende sylinder-volum turboladet. Innsugningen som sådann opphører ved E med lukning av innsugningsventil og derved overlates resten av innsugningstakten til ekspansjon av luftladningen, noe som er angitt ved kurven E-F, hvor F er nedre dødpunkt, ved enden av innsugningstakten. Som nevnt i det foregående, vil tidlig lukning av innsugningsventilen ved E sørge for å begrense topptrykkene i sylinderen til akseptable verdier. The exhaust valve is naturally opened at point B and the line B-C represents the exhaust stroke shown in figure 5(f), with point C being top dead center. As explained earlier, it is at about this point that the intake valve opens, while the exhaust valve also remains open to enable a scavenging flow of turbocharged air through the cylinder clearance and thereby assist in scavenging the products of combustion. Point A represents a possible momentary increase in the pressure in the cylinder approximately at top dead center when the intake valve opens to admit turbocharged air at pressure PA. You will then get a slight increase in pressure, as the flushing process takes place between the points Cp, where D lies after top dead center at the beginning of the intake stroke which is shown in figures 5(a) to 5(c). D is the point at which the exhaust valve finally closes and thus ends the initiated scavenging part of the first section of the intake stroke. Line D-E represents the remainder of the first section of the intake stroke up to about halfway through the stroke, during which the rapidly increasing cylinder volume is turbocharged. The intake as such ceases at E with the closing of the intake valve and thereby leaves the remainder of the intake stroke to expansion of the air charge, which is indicated by the curve E-F, where F is bottom dead center, at the end of the intake stroke. As mentioned above, early closing of the intake valve at E will ensure that the peak pressures in the cylinder are limited to acceptable values.

Det skal påpekes at den del av indikatordiagrammet som nettopp er omhandlet, nemlig det som ligger langs punktene B-C-D-E-F, er tegnet i en skjematisk form som hjelp under forklaringen og at forholdene i en virkelig motor sannsyn-ligvis vil være forskjellig fra det som er vist. Særlig gjelder dette linjene BC, CD og DE, som etter all sannsyn-lighet ikke vil være nøyaktig horisontale og vertikale som vist, og linjene BC og DE kunne ligge tettere sammen. It should be pointed out that the part of the indicator diagram that has just been discussed, namely that which lies along the points B-C-D-E-F, is drawn in a schematic form as an aid during the explanation and that the conditions in a real engine will probably be different from what is shown. This particularly applies to the lines BC, CD and DE, which in all likelihood will not be exactly horizontal and vertical as shown, and the lines BC and DE could lie closer together.

Etter avslutning av innsugningstakten ved F blir luftladningen på nytt komprimert tilbake opp til turboladetrykket PA langs kurven F-E-A, idet punktet A er like etter tilbakeleg-gelse av halve takten i syklusens kompresjonstakt (figur 5(d)). After the end of the intake stroke at F, the air charge is again compressed back up to the turbocharger pressure PA along the curve F-E-A, the point A being just after half of the cycle's compression stroke has been completed (figure 5(d)).

Deretter blir luftladningen ytterligere komprimert opp til øvre dødpunkt ved G, brensel blir sprøytet inn like før dette punkt og forbrenningen finner deretter sted først ved tilnærmet konstant volum (G-K), og deretter ved konstant trykk (K-L). Punktet L, like etter øvre dødpunkt, markerer begynnelsen av ekspansjonstakten tilbake ned til utblås-ningstrykk Pg ved punktet B og begynnelsen av neste syklus. Man skal merke seg at den ovenfor beskrevne teknikk med lukning av innsugningsventilen forholdsvis tidlig under innsugningstakten for å utvide den innsugende luftladning under resten av induksjonstakten og dermed begrnse påfølgende toppsylindertrykk, er kjent fra feltet for turboladede motorer med frem-og tllbakegående stempler som "en mer komplett ekspansjonssyklus". Det antas Imidlertid å være nytt å benytte en slik syklus sammen med en kompresjons/ekspansjonssyklus for gassturbin-motortypen som vist på figur 6 ved punktene J-A-B-M. The air charge is then further compressed up to top dead center at G, fuel is injected just before this point and combustion then takes place first at approximately constant volume (G-K), and then at constant pressure (K-L). Point L, just after top dead center, marks the beginning of the expansion stroke back down to exhaust pressure Pg at point B and the beginning of the next cycle. It should be noted that the above-described technique of closing the intake valve relatively early during the intake stroke to expand the intake air charge during the remainder of the induction stroke and thus limit subsequent peak cylinder pressure is known in the field of turbocharged engines with reciprocating pistons as "a more complete expansion cycle". However, it is believed to be novel to use such a cycle together with a compression/expansion cycle for the gas turbine engine type as shown in Figure 6 at points J-A-B-M.

Et ytterligere punkt å merke seg når det gjelder figur 6, er at på grunn av naturen ved "den mer komplette ekspansjon" type syklus som benyttes, vil operasjonsforholdet for den 4-takts dieselmotor, selv om den i virkeligheten ligger i punktet E, være vesentlig mindre ved ekspansjonsforholdet ved punktet B, noe som ikke passer til regelen for 2-takts dieselmotorer, der verdien skal være omtrent halvparten av ekspansjonsforholdet. A further point to note regarding Figure 6 is that due to the nature of the "more complete expansion" type of cycle being used, the operating condition of the 4-stroke diesel engine, even though it is actually at point E, will be significantly less at the expansion ratio at point B, which does not fit the rule for 2-stroke diesel engines, where the value should be approximately half the expansion ratio.

Så langt har beskrivelsen av de spesielle utførelsesformer for foreliggende oppfinnelse angått dieselmotorer med frem-og tllbakegående stempler om enten med 2-takts eller 4-takts syklus. Ikke desto mindre omfatter oppfinnelsen også andre typer positive fortrengningsmotorer som kan arbeide i compound med gassturbinmotoren, for eksempel de som har rotorer i stedet for frem-og tllbakegående stempler. Slike roterende forbrenningsmotorer som tilhører klassen positive fortrengingsmotorer, kan utføre en syklus av 2-takts typen. So far, the description of the particular embodiments of the present invention has concerned diesel engines with reciprocating pistons with either a 2-stroke or 4-stroke cycle. Nevertheless, the invention also encompasses other types of positive displacement engines which can work in compound with the gas turbine engine, for example those which have rotors instead of reciprocating pistons. Such rotary internal combustion engines belonging to the class of positive displacement engines can perform a cycle of the 2-stroke type.

Med uttrykket "en arbeidssyklus av 2-takts typen" menes enten enn 2-takts syklus som ordinært utføres av en eller annen type motor med frem-og tllbakegående stempler eller det ekvivalente av en 2-takts syklus slik den utføres av andre typer positive fortrengningsmotorer, uttrykt som de indikatordiagrammer de frembringer. Ved uttrykket "en arbeidssyklus av 4-takts typen" menes enten en 4-takts syklus slik den vanligvis utføres av en eller annen type motor med frem-og tllbakegående stempler eller det ekvivalente til en 4-takts syklus slik den utføres av andre typer positive fortrengningsmotorer uttrykt som de indikatordiagrammer de By the expression "a duty cycle of the 2-stroke type" is meant either the 2-stroke cycle as ordinarily performed by some type of reciprocating piston engine or the equivalent of a 2-stroke cycle as performed by other types of positive displacement engines , expressed as the indicator charts they produce. By the expression "a duty cycle of the 4-stroke type" is meant either a 4-stroke cycle as usually performed by some type of reciprocating piston engine or the equivalent of a 4-stroke cycle as performed by other types of positive displacement engines expressed as de indicator diagrams de

frembringer.produces.

Et eksempel på positiv fortreningsmotor av rotasjonstypen er vist på figur 7. Her er en mekanisk anordning av Wankel-typen, innrettet til å følge den foreslåtte 2-takts kompre-sjonstenningssyklus. En trekantet rotor 700 med konvekse sider 701, er lagret i et hus 702, hvis innside 703 er epitrokoidalt formet for å holde kontakt med kantpakninger 704 på de tre hjørner av rotoren når denne roterer eksentrisk om senteret 706. Den innvendige diameter av rotoren 700 er forsynt med en innvendig konsentrisk tannring (ikke vist), som er inngrep med tannhjul (ikke vist) som er konsentrisk med drivakselen (ikke vist). Disse mekaniske detaljer er lett tilgjengelige fra lærebøker, men anordningen av innsugnings-og utblåsningsporter er det ikke. An example of positive pretraining engine of the rotary type is shown in Figure 7. Here is a mechanical device of the Wankel type, arranged to follow the proposed 2-stroke compression ignition cycle. A triangular rotor 700 with convex sides 701 is housed in a housing 702, the inside 703 of which is epitrochoidally shaped to maintain contact with edge seals 704 on the three corners of the rotor as it rotates eccentrically about the center 706. The inside diameter of the rotor 700 is provided with an internal concentric ring gear (not shown) which meshes with a gear (not shown) which is concentric with the drive shaft (not shown). These mechanical details are readily available from textbooks, but the arrangement of intake and exhaust ports is not.

Når rotoren 700 roterer i pilens retning, vil pakningene 704 som er montert på de tre hjørner, kontinuerlig stryke langs veggen 703 av huset 702, slik at det dannes tre lukkede roterende rom I, II og III mellom de konvekse sider 701 av rotoren og veggen. Disse tre lukkede rom, I, II, III, er forbrenningskammere, svarende til rommet over stempelet i en motor med frem-og tllbakegående stempel og som øker og minsker i størrelse under hver omdreining av rotoren 700. Når pakningene 704 stryker over veggflaten 703, vil de gjentatt frilegge innsugnings-og ekshaustporter 710, 712, og variasjonene i volumet vil i de lukkede rom, I, II, III, benyttes til å frembringe kompresjons-og ekspansjonsdeler av en syklus, etterhvert som hvert av rommene beveger seg rundt senteret 706, svarende til en 2-takts syklus for en motor med frem-og tllbakegående stempler og med et indikatordiagram svarende til det som er vist på figur 2. Dette er mulig fordi innsugnings-og ekshaustportene også finnes på motstå- ende sider av huset 702, slik at man får et mere symmmetrisk hus enn tidligere kjent og dermed reduseres varmevridninger. Den annen ordning gjør det mulig for hvert rom å utføre kompresjons-og ekspansjons-"taktene" to ganger pr. fullstendige omdreininger av rotoren. When the rotor 700 rotates in the direction of the arrow, the gaskets 704 mounted on the three corners will continuously slide along the wall 703 of the housing 702, so that three closed rotating spaces I, II and III are formed between the convex sides 701 of the rotor and the wall . These three closed spaces, I, II, III, are combustion chambers, corresponding to the space above the piston in an engine with a reciprocating piston and which increases and decreases in size during each revolution of the rotor 700. When the gaskets 704 brush over the wall surface 703, they will repeatedly expose intake and exhaust ports 710, 712, and the variations in volume will in the closed chambers, I, II, III, be used to produce compression and expansion parts of a cycle, as each of the chambers moves around the center 706 , corresponding to a 2-stroke cycle for an engine with reciprocating pistons and with an indicator diagram similar to that shown in Figure 2. This is possible because the intake and exhaust ports are also located on opposite sides of the housing 702, so that you get a more symmetrical house than previously known and thus heat distortions are reduced. The second arrangement enables each room to perform the compression and expansion "beats" twice per complete revolutions of the rotor.

Ser man videre på motoren, er innsugningsport 710 forbundet med et kammer 714 som virker som et lite, indirekte forbrenningskammer. Kamrene 714 er koblet for å motta turboladeluft 716 gjennom innsugningspassasjene 718, og disse passasjer 718 er forsynt med innsugningsventiler 720 til regulering av strømmen av turboladeluft inn i motoren. Looking further at the engine, intake port 710 is connected to a chamber 714 which acts as a small, indirect combustion chamber. The chambers 714 are connected to receive turbocharged air 716 through the intake passages 718, and these passages 718 are provided with intake valves 720 for regulating the flow of turbocharged air into the engine.

På passende punkter i syklusen vil brenseldyser (ikke vist) sprøyte inn brensel 722 i kamrene 714. At appropriate points in the cycle, fuel nozzles (not shown) will inject fuel 722 into chambers 714.

Arbeidssyklusen når det gjelder ett man velger av de roterende f orbrenningskamrene eller rom I, II, III, og den tilhørende konvekse flate 701 på rotoren er slik: (i) Kompresjonsdelen eller "takten" av syklusen kan deles i tre seksjoner, nemlig en siste seksjon som er tildelt kompresjon og brenselinnsprøytning og to tidligere seksjoner, hvorav den første bare omfatter utblåsning av forbrenningsprodukter uten hjelp til spyling med turboladeluft og hvorav den annen seksjon omfatter "innføring" av turboladeluft. Videre er et første parti av den andre tidlige seksjon opptatt med å skylle ut det roterende rom fritt for brukte forbrenningsprodukter ved at det spyles med turboladeluft. Dette skal omhandles mere i detalj: (a) Den første av de to tidligere seksjoner av kompresj onsdelen av syklusen begynner med at det roterende rom bare er i forbindelse med én av ekshaustportene 112, som er blitt avdekket av den forreste kantpakning 704 på den konvekse rotorflate 701 ved eller nær ved enden av ekspansjons "takten" i den foregående syklus - se rommet III på figur 7. Idet volumet på det roterende rom begynner å bli redusert etterhvert som kompresjons-"takten" skrider frem, blir brukte forbrenningsprodukter direkte drevet ut gjennom utblåsningsporten 712. (b) Enden av den første tidligere seksjon av kompresjons-"takten" finner sted når den forreste kantpakning 704 på rotorflaten 701 avdekker en innsug ningsport 710 med dens innsugningsventil 720 åpen, for å slippe Inn turboladeluft. Dette markerer begyn nelsen av det første parti av den annen av de to tidligere seksjoner av kompresjons-"takten" for i avstanden mellom hver innsugningsport 710 og den nærestliggende, tilstøtende utblåsningsport 712, er slik at under den nevnte begynnelsesdel kan turboladeluft fritt strømme gjennom det tilhørende kammer 714 og det roterende rom, for å spyle disse rene for brukte forbrenningsprodukter og sikre en ren ladning av luft med turboladetrykk i det roterende rom. Rommet I på figur 7 viser dette første "skylle"-parti av den andre tidligere "skylle og innsugnings"-seksjon av kompresjons-"takten". (c) For å avslutte det første "skylle"-parti av den andre seksjonen som det nettopp er henvist til, vil den bakre kantpakning 704 på rotorflaten 701 stenge utblåsningsporten 712 mot forbindelse med det rote rende rom. Kort deretter stenges innsugningsventilen 720, hvormed "innsugnings"-seksjonen av kompresjonsdelen av syklusen avsluttes. (d) Den siste seksjon av kompresjonsdelen av syklusen starter når innsugningsventilen 720 stenger, idet trykket i kammeret 714 og i det roterende rom da stiger turboladetrykket, idet volumet reduseres ytterligere. Like før volumet av det roterende rom kommer ned på et minimum, det vil si like før midten av rotorflaten 701 er i flukt med innsugningsporten 710, blir brensel 722 sprøytet inn i kammeret 714, og for- The duty cycle for any one of the rotating combustion chambers or chambers I, II, III, and the associated convex surface 701 of the rotor is as follows: (i) The compression part or "stroke" of the cycle can be divided into three sections, namely a final section assigned to compression and fuel injection and two earlier sections, the first of which involves only the exhaust of combustion products without the aid of turbocharge air scavenging and the second of which involves the "introduction" of turbocharge air. Furthermore, a first part of the second early section is occupied with flushing out the rotating chamber free of spent combustion products by flushing it with turbocharged air. This will be discussed in more detail: (a) The first of the two earlier sections of the compression portion of the cycle begins with the rotating chamber only communicating with one of the exhaust ports 112, which has been uncovered by the leading edge gasket 704 on the convex rotor surface 701 at or near the end of the expansion "stroke" of the previous cycle - see space III in Figure 7. As the volume of the rotating space begins to decrease as the compression "stroke" progresses, spent combustion products are directly expelled through the exhaust port 712. (b) The end of the first earlier section of the compression "stroke" occurs when the leading edge gasket 704 on the rotor face 701 exposes an intake port 710 with its intake valve 720 open, to admit turbocharge air. This marks the beginning of the first part of the second of the two previous sections of the compression "stroke" because the distance between each intake port 710 and the nearest adjacent exhaust port 712 is such that during said beginning part turbocharged air can freely flow through it associated chamber 714 and the rotating chamber, to flush these clean of used combustion products and ensure a clean charge of air with turbocharge pressure in the rotating chamber. Room I of Figure 7 shows this first "flush" portion of the second earlier "flush and suction" section of the compression "stroke". (c) To complete the first "flushing" portion of the second section just referred to, the rear edge seal 704 on the rotor surface 701 will close the exhaust port 712 against connection with the rotating chamber. Shortly thereafter, the intake valve 720 closes, ending the "intake" section of the compression portion of the cycle. (d) The last section of the compression part of the cycle starts when the intake valve 720 closes, as the pressure in the chamber 714 and in the rotating chamber then rises the turbocharger pressure, as the volume is further reduced. Just before the volume of the rotating chamber drops to a minimum, i.e. just before the center of the rotor surface 701 is flush with the intake port 710, fuel 722 is injected into the chamber 714, and

brenning finner sted mens volumet er minisert påburning takes place while the volume is minimized

grunn av kompresjonstenning i dieselprinsippet.due to compression ignition in the diesel principle.

(ii) Når den ovennevnte rotorflate 701 fortsetter å be-vege seg forbi innsugningsporten 710, vil volumet av det roterende rom begynne å øke på nytt og forbrenningsprosessen gir rotoren 700 et dreiemoment. Figur 7 viser dette forhold når det gjelder det roterende rom (ii) As the above rotor surface 701 continues to move past the intake port 710, the volume of the rotating chamber will begin to increase again and the combustion process imparts a torque to the rotor 700. Figure 7 shows this relationship when it comes to the rotating room

II. Dette står ved begynnelsen av ekspansjonsdelenII. This is at the beginning of the expansion section

av syklusen, ved den ende der volumet av det roterende rom når et maksimum og syklusen gjentar seg. of the cycle, at the end of which the volume of the rotating chamber reaches a maximum and the cycle repeats.

Noen ytterligere betraktninger vedrørende det som her er sagt er nødvendig. Some further considerations regarding what has been said here are necessary.

Først skal man merke seg at ekshaustfasen av syklusen oppfatter den første seksjon av kompresjons-"takten" og minst en del av den annen seksjon og kan også overlate enden av ekspansjons-"takten" hvis dette finnes å være ønskelig. First, it should be noted that the exhaust phase of the cycle takes in the first section of the compression "stroke" and at least part of the second section and may also leave the end of the expansion "stroke" if this is found to be desirable.

For det annet synes det å være fordelaktig på det nåværende tidspunkt å dele den annen av de to tidligere seksjoner av kompresjons-"takten", (det vil si "Innsugningsseksjonen") i et første parti, i løpet av hvilket både innsugning og skylling ved turboladning foregår, og det kan på grunnlag av erfaring fra eksperimenter eller ytterligere teoretiske betraktninger vise seg å være mere ønskelig å justere tidsstyringen for innsugningsventilen, slik at innsugningsventilen 720 lukker akkurat da eller til og med før den bakre kantpakning 704 stenger ekshaustporten 712 fra det roterende rom. Second, it appears to be advantageous at the present time to divide the second of the two former sections of the compression "stroke", (that is, the "Intake Section") into a first batch, during which both intake and flushing at turbocharging takes place, and it may, on the basis of experience from experiments or further theoretical considerations, prove to be more desirable to adjust the timing of the intake valve, so that the intake valve 720 closes just when or even before the rear edge gasket 704 closes the exhaust port 712 from the rotating room.

For det tredje skal man være klar over at for de andre utførelsesformer for oppfinnelsen som tidligere er beskrevet, forutsettes det at syklusen for den roterende positive fortrengnlngsmotor, som nettopp er beskrevet, antas å innbefatte ideen med optimal tilpasning til syklusen for det turbin/turbokompressorsett som motoren er i compound med, idet turboladeluft 716 føres til kammeret 714 ved et trykk som er høyere enn det trykk f orbrenningsgassene har når de blåses ut mot turbinen, idet kompresjonsforholdet for den roterende positive fortrengningsmotoren er betydelig mindre enn dens ekspansjonsforhold. Når det gjelder utførelsen av oppfinnelsen med 2-takts dieselmotor med frem-og tllbakegående stempel, er det fordelaktig at kompresjonsforholdet er omtrent halvparten av ekspansjonsforholdet, slik at et indikatordiagram for compound-motoren ville passe i store trekk til det som er vist på figur 2. Third, it should be appreciated that for the other embodiments of the invention previously described, it is assumed that the cycle of the rotary positive displacement engine just described is assumed to incorporate the idea of optimum matching to the cycle of the turbine/turbocharger set which the engine is in compound with, turbocharged air 716 being fed to chamber 714 at a pressure higher than the pressure of the combustion gases when they are blown out towards the turbine, the compression ratio of the rotating positive displacement engine being significantly less than its expansion ratio. As regards the embodiment of the invention with a 2-stroke reciprocating piston diesel engine, it is advantageous for the compression ratio to be approximately half the expansion ratio, so that an indicator diagram for the compound engine would roughly match that shown in Figure 2 .

For det fjerde, selv om den her beskrevne utførelse i henhold til oppfinnelsen av den roterende positive fortrengnlngsmotor var en 2-takts dieselmotor av Wankel-typen, kan andre typer av roterende positive fortrengningsmotorer kanskje også anvendes i henhold til oppfinnelsen. Fourth, although the inventive embodiment of the rotary positive displacement engine described herein was a 2-stroke Wankel type diesel engine, other types of rotary positive displacement engines may also be used in accordance with the invention.

For det femte kan den reduserte trykkforskjell mellom det roterende forbrenningskammer og turboladetrykkene, sammenlignet med tilsvarende forhold i en normal diesel, avlaste tetningsproblemene som man noen ganger står overfor når det gjelder motorer av typen med roterende stempel. Fifth, the reduced pressure differential between the rotary combustion chamber and turbocharger pressures, compared to equivalent conditions in a normal diesel, can relieve the sealing problems sometimes encountered in rotary piston type engines.

Claims

1. Compound engine device comprising a positive displacement engine, a gas turbine engine with flow-related, series-connected compressor device, combustion device, turbine device and free-power turbine device, characterized in that the turbine device is driven by combustion gases from combustion devices and is in drive connection with the compressor device, and includes feeding devices for turbocharged air to advance this from the compressor device to the positive displacement engine, which turbocharger air supply means includes valve means for selectively shutting off the supply of turbocharger air to the positive displacement engine, whereby the gas turbine engine can be in operation while the positive displacement engine is out of service, and combustion gas exhaust means for discharging the combustion gases from the positive displacement engine to the combustion device for further combustion therein, the device being such that turbocharged air is fed to the positive displacement engine at a first higher pressure and the combustion gases are discharged to the combustion device at a second lower pressure.

2. Compound engine device as specified in claim 1, characterized in that the positive displacement engine is arranged to work with a compression ratio which is significantly smaller than its expansion ratio.

3. Compound engine device as stated in claim 2, characterized in that the positive displacement engine is designed to work with a compression ratio that is approximately half of the expansion ratio.

4. Compound engine device as stated in claim 3, characterized in that the positive displacement engine is arranged to work with a compression ratio which is half of its expansion ratio, plus 0.1.

5. Compound engine device as stated in any one of claims 1 to 4, characterized in that the feed devices for turbocharged air include a scavenging pump device which shall ensure that the first pressure is significantly higher than the second pressure.

6. Compound engine device as specified in any one of claims 1 to 5, characterized in that the exhaust device for the combustion gases includes a distribution channel for these gases, where the channel surrounds the combustion device and is designed to distribute the combustion gases largely evenly around the combustion device.

7. Compound engine device as stated in any one of claims 1 to 6, characterized in that the supply device for the turbocharged air is arranged to lead part of this air to a cooling system for the positive displacement engine to achieve semi-adiabatic operation of this, which compound engine further is equipped with air exhaust devices for discharging part of the turbocharged air to the combustion device after use in the cooling system.

8. Compound engine device as specified in claim 7, characterized in that the air exhaust device includes an air distribution channel which surrounds the combustion device and is designed to distribute the air largely evenly around the interior of the combustion device.

9. Compound engine device as stated in claim 7 or 8, characterized in that the feed device for the turbocharge air includes a heat exchanger device for changing the feed temperature of the turbocharge air to the cooling system for the positive displacement engine, in order to facilitate semi-adiabatic operation thereof.

10. Method for operating a compound engine, where this comprises a positive displacement engine, a gas turbine engine with flow-wise series-connected compressor device, combustion device, turbine device and free-power turbine device, where the turbine device is powered by combustion gases from the combustion device and is in drive connection with the compressor device, supply devices for turbocharged air to advance this from the compressor device to the positive displacement engine, which turbocharger air supply device includes valve devices for optionally shutting off the supply of turbocharger air to the positive displacement engine, whereby the gas turbine engine can be put into operation, while the positive displacement engine is out of operation, and combustion gas exhaust devices for discharging these gases from the positive displacement engine for the combustion device for further combustion therein, characterized in that it comprises: (a) Starting the gas turbine engine and accelerating it to an energy producing condition, while the positive displacement engine is still stationary, with valve devices closed to prevent the supply of turbocharged air to the positive displacement engine; (b) starting the positive displacement engine with opening of the valve assembly to allow the supply of turbocharged air to the positive displacement engine and acceleration of that engine to an energy producing condition, while the gas turbine engine is still operating and (c) regulating the amounts of energy produced by the gas turbine and the positive displacement engine in relation to each other to provide optimum operation or fuel economy for the compound engine as a whole.

11. Method as stated in claim 10, characterized in that when the overall energy output required from the compound engine is low, most of the energy output is supplied by the positive displacement engine, while the gas turbine works without output.

12. Method as stated in claim 10 or 11, characterized in that when the total energy output required from the compound engine is high, significant parts of the output are supplied from both the positive displacement engine and the gas turbine engine.