WO2015129543A1 - 流体回転機 - Google Patents

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伊佐央 島津
小松　文人
悟 鷲尾
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日邦産業株式会社
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Abstract

　ロータリーバルブを各シリンダ室の直後に配置することで装置を大型化してもデッドスペースが可及的に減らすことが可能な流体回転機を提供することを目的とする。　シャフト（４ａ，４ｂ）の回転にともなってケース体（１，２）内で交差して配置された第一，第二両頭ピストン（７，８）が内サイクロイドの原理によってシリンダ（１６）内を直線往復運動し、各シリンダ室（２２）において吸入排気を繰り返す流体回転機において、各シリンダ室（２２）を閉止するシリンダヘッド部（１７）には、シャフト（４ａ，４ｂ）から駆動伝達されて回転しシリンダ室（２２）と連通路（２０ａ，２０ｂ）を介して交互に連通する吸入孔及び吐出孔（１９ｂ）が設けられたロータリーバルブ（１９）が対向するピストン（７，８）の長手方向軸線と交差して出力軸線と平行に回転可能に各々設けられている。

Description

流体回転機
　本発明は、ガスタービン、四サイクルエンジンなどの内燃機関や空気エンジンや圧力モータなどの流体機械などに適用可能な流体回転機に関する。
　気送ポンプ、液送ポンプなど流体回転機においては、主軸の回転に伴って回転するクランク軸に連繋するピストン組の往復運動で流体の吸込みと吐出を繰り返すレシプロ駆動方式が知られている。これに対して、本件出願人は、クランク軸に偏心カムを介して交差して組み付けられる両頭ピストン組を、内サイクロイドの原理によりシリンダ内を直線往復運動させることで流体の吸込みと吐出を繰り返す流体回転機を提案している。各シリンダ室に対する流体の吸込み動作と吐出動作を切り替えるロータリーバルブを主軸と同軸状に設け、各シリンダ室に対する流体の吸込口及び吐出口に接続する配管を集約して外部接続管路を減らすことで設置面積を減らしている（特許文献１参照）。
ＷＯ２０１２／１７８２０号公報
　上述した流体回転機において、両頭ピストン組を収納するケース体には、ロータリーバルブと各シリンダ室とを接続する連通路が必ず形成される。この連通路が長いと、流体の吸込み若しくは吐出を切り替える際にデッドスペースとなって、連通路に閉じ込められた流体によって出力効率が低下するおそれがある。即ち、シリンダ径やロータリーバルブ径を大きくして流体回転機を大型化することでシリンダ室の体積に対して連通路に相当するデッドスペース比率は小さくなるが、当該デッドスペースの体積自体は大きくなってしまう。
　本発明の目的は、ロータリーバルブを各シリンダ室の直後に配置することで装置を大型化してもデッドスペースを可及的に減らすことが可能な流体回転機を提供することにある。
　上記目的を達成するため本発明は次の構成を有する。
　シャフトの回転にともなってケース体内で交差して配置された第一，第二両頭ピストンが内サイクロイドの原理によってシリンダ内を直線往復運動し、各シリンダ室において吸入吐出を繰り返す流体回転機であって、前記各シリンダ室を閉止するシリンダヘッドには、前記シャフトから駆動伝達されて回転し前記シリンダ室と連通路を介して交互に連通する吸入孔及び吐出孔が設けられたロータリーバルブがピストンの長手方向軸線と交差して出力軸線と平行に回転可能に各々設けられていることを特徴とする。
　上記構成によれば、各シリンダ室を閉止するシリンダヘッドにシャフトから駆動伝達されて回転しシリンダ室と連通路を介して交互に連通する吸入孔及び吐出孔が設けられたロータリーバルブが各々配置されているので、シリンダ室とロータリーバルブとの連通路はきわめて短いため、デッドスペースを可及的に減らして出力効率を高めることができる。
　また、前記各シリンダ室と前記ロータリーバルブの吸入孔若しくは吐出孔と連通するための前記シリンダヘッドに形成される連通路は、前記シリンダの軸心及びこれと直交する前記ロータリーバルブの軸心を含む面に対して対称形となるように形成されていることが好ましい。
　これによれば、流体回転機が内燃機関の場合、シリンダ室の爆発工程により両頭ピストンが上死点へ押し上げられた際にロータリーバルブに作用する側圧を対称形に形成された連通路により流体圧を相殺することができる。よって、ロータリーバルブの円滑な回転が妨げられることがなくなる。
　前記ピストンヘッド部には、前記連通路に進入してデッドスペースを減少させる突起部が形成されていることが望ましい。
　これにより、シリンダ室とロータリーバルブを接続する連通路にピストンヘッド部に設けられた突起を進入させることで、流体を逃して、デッドスペースをさらに減らして出力効率を高めることができる。
　前記シャフトの回転数を減速して伝達する減速機構を介して前記ロータリーバルブが回転駆動される場合には、ロータリーバルブの回転に伴うオイルの粘性抵抗による影響を小さくして、入力に対する出力の損失を低減することで出力効率を改善することができる。
　本発明に係る流体回転機を用いれば、ロータリーバルブを各シリンダ室の直後に配置することで装置を大型化してもデッドスペースが可及的に減らすことが可能な流体回転機を提供することができる。
図１Ａ～図１Ｇは、四サイクルエンジンの正面図、上視図，下視図、左右側面図、背面図及び斜視図である。 図１Ａ～図１Ｇのエンジンの矢印Ｐ－Ｐ方向垂直断面図である。 図２に対応するタービンの矢印Ｐ－Ｐ方向垂直断面図である。 両頭ピストン組の分解斜視図である。 流体回転機の分解斜視図である。 四サイクルエンジンの分解斜視図である。 図７Ａ～図７Ｅは、ロータリーバルブの正面図、上視図、右側面図、矢印Ｑ－Ｑ方向垂直断面図及び斜視図である。 図８Ａ～図８Ｇは、シリンダヘッド部の正面図、上視図、右側面図、背面図、矢印Ｒ－Ｒ方向垂直断面図、矢印Ｓ－Ｓ方向断面図及び斜視図である。 図９Ａ～図９Ｃは、エンジン仕様のロータリーバルブの切替タイミングを示す一覧表、第一，第二両頭ピストン組を説明上第１～第４ピストンに置き換えた説明図、及び第１～第４ピストンにより形成される燃焼室を示す断面説明図である。 エンジン仕様のロータリーバルブの開閉動作とピストンの位置関係を示す説明図である。 タービン仕様のロータリーバルブの開閉動作と吸入吐出サイクルを示す状態説明図である。 図１２Ａ～図１２Ｇは、他例に係るシリンダヘッド部の正面図、上視図、左側面図、矢印Ｔ－Ｔ方向垂直断面図、背面図、矢印Ｕ－Ｕ方向断面図及び斜視図である。 図１２Ａ～図１２Ｇのシリンダヘッド部を用いたタービン仕様のロータリーバルブの開閉動作と吸入吐出サイクルの状態説明図及び減速比を変えた場合のロータリーバルブの状態説明図である。
　以下、本発明を実施するための一実施形態について添付図面に基づいて詳細に説明する。先ず、図１Ａ～図１Ｇ、図２、図３、図４、図５、図６、図７Ａ～図７Ｅ、図８Ａ～図８Ｇ、図９Ａ～図９Ｃ、図１０、図１１、図１２Ａ～図１２Ｇ、図１３を参照して流体回転機の一例として四サイクルエンジン若しくはタービンを例示して説明するものとする。四サイクルエンジンは通常の着火式のガソリンエンジン、四サイクルディーゼルエンジン、空気エンジンなどを想定している。また、エンジンの特徴に直接関係しない燃料噴射装置、気液混合器（キャブレター）、マフラー、放熱構造（冷却フィン、冷却液を用いた冷却装置、ファンを備えた空冷装置等）、潤滑油（エンジンオイル）構造については、図示は省略するものとする。
　また、以下に説明する四サイクルエンジンは、前提として出力軸（シャフト）を回転させると、当該シャフトを中心に半径ｒの回転円に沿って第一クランク軸が回転し、当該第一クランク軸を中心に筒状の偏心カムが相対的に回転する。このとき、第一クランク軸に嵌め込まれた偏心カムの第二仮想クランク軸を中心とする半径ｒの回転軌跡（内サイクロイド）に沿って当該偏心カムに交差して組み付けられた両頭ピストン組がシャフトを中心とする半径２ｒの同心円（転がり円）の径方向に直線往復運動を行なう原理を応用して成り立っている。
　尚、以下の説明では、仮想クランクアームとは、部品単体でクランクアームが存在しなくても構造上クランクアームの存在が認められるものを言う。また、クランクアームが省略されていても機構上クランクアームの存在が認められるものを言う。また、仮想クランク軸とは、機構上のクランク軸が存在しなくとも回転中心となる軸芯の存在が仮想上認められるクランク軸を言う。また、ピストン組とは、ピストン単体のピストンヘッド部にシールカップ及びシールカップ押さえ部材やピストンリングなどのシール材が一体に組み付けられたものを言う。
　図２において、第一ケース体１と第二ケース体２とを組み付けて構成されるケース体３（図１Ｇ参照）にシャフト４（分割された出力軸４ａ，４ｂ）が回転可能に軸支されている。図５に示すように第一ケース体１と第二ケース体２とは、四隅に設けられたねじ孔１ａ，２ａを重ね合わせて、ボルト３ａをねじ孔１ａ，２ａにねじ嵌合させて一体に組み付けられている。このケース体３内には、図２に示すように、第一クランク軸５を中心に相対的に回転可能な筒状の偏心カム６と該偏心カム６に軸受を介して互いに交差して組み付けられた第一両頭ピストン組７及び第二両頭ピストン組８が相対的に回転可能に収容されている。以下、具体的に説明する。
　図２において、第一クランク軸５は、シャフト４（分割された出力軸４ａ，４ｂ）の軸心に対して偏心して組み付けられる。本実施形態では、図４に示すように、出力軸４ａは、第一バランスウェイト９の貫通孔９ａに対して第一クランク軸５の一端と反対側から各々嵌め込まれる。そして、第一クランク軸５の一端に設けられたピン孔５ａと第一バランスウェイト９のピン孔９ｂ（図４参照）を位置合わせした状態でピン９ｃをピン孔９ｂ及びピン孔５ａに嵌め込む。そして、ピン９ｃに直交する向きに形成された貫通孔９ｄと出力軸４ａに設けられたねじ孔４ｃを位置合わせしてボルト９ｅを第一クランク軸５に突き当たるまでねじ嵌合させることで、第一クランク軸５、第一バランスウェイト９、出力軸４ａが一体に組み付けられる。同様に、出力軸４ｂは、第二バランスウェイト１０の貫通孔１０ａに対して第一クランク軸５の他端と反対側から各々嵌め込まれる。そして、第一クランク軸５の他端に設けられたピン孔５ｂと第二バランスウェイト１０のピン孔１０ｂ（図４参照）を位置合わせした状態でピン１０ｃをピン孔１０ｂ及びピン孔５ｂに嵌め込む。そして、ピン１０ｃに直交する向きに形成された貫通孔１０ｄと出力軸４ｂに設けられたねじ孔４ｄを位置合わせしてボルト１０ｅを第一クランク軸５に突き当たるまでねじ嵌合させることで、第一クランク軸５、第二バランスウェイト１０、出力軸４ｂが一体に組み付けられる。尚、第一，第二バランスウェイト９，１０は各出力軸４ａ，４ｂと一体に形成されていてもよい。
　図２において、第一バランスウェイト９に連結された出力軸４ａは第一軸受１１ａにより第一ケース体１に回転可能に軸支されており、第二バランスウェイト１０に連結された駆動軸４ｂは第一軸受１１ｂにより第二ケース体２に回転可能に軸支されている。第一，第二バランスウェイト９，１０は、出力軸４ａ，４ｂの周りに組み付けられ、第一クランク軸５及び偏心カム６を含む出力軸４ａ，４ｂを中心とした回転部品間の質量バランスをとるために設けられている。
　また、偏心カム６は中空筒状に形成されており、回転中心となる第一クランク軸５が挿通する筒孔６ａと、該筒孔６ａの軸心に対して偏心した筒体６ｂが軸心方向両側に各々連続して形成されている。筒体６ｂの軸心は、第一クランク軸５の軸心に対して偏心した第二仮想クランク軸と一致するようになっている。本実施形態では、交差する第一，第二両頭ピストン組７，８が２本であるため、第二仮想クランク軸は、第一クランク軸５を中心として１８０度位相がずれた位置に各々形成されている。偏心カム６は、例えばステンレススチール系の金属材が用いられ、ＭＩＭ（メタルインジェクションモールド）により一体成形される。
　また、偏心カム６の筒孔６ａには両側から一対の軸受ホルダ１２ａ，１２ｂが圧入されるか或いは筒孔壁に接着されて組み付けられる。一対の軸受ホルダ１２ａ，１２ｂには、少なくとも筒孔６ａより大径の第二軸受１３ａ，１３ｂを各々保持可能な軸受保持部１２ｃ，１２ｄが形成されている。軸受ホルダ１２ａ，１２ｂは、筒孔６ａに両側から挿入されて組み付けられる。軸受ホルダ１２ａ，１２ｂは第二軸受１３ａ，１３ｂを介して偏心カム６を第一クランク軸５に対して相対的に回転可能に軸支する。第二軸受１３ａと第一バランスウェイト９の間及び第二軸受１３ｂと第二バランスウェイト１０との間にはワッシャー１３ｃ，１３ｄを介して一体に組み付けられている。第一クランク軸５は、偏心カム６の回転中心となる。
　また、筒孔６ａの軸心に対して偏心して長手方向両側に形成された一対の筒体６ｂの外周には、第三軸受１４ａ，１４ｂが各々組み付けられている。第一，第二両頭ピストン組７，８は、第二仮想クランク軸に対して軸直角方向に交差（直交）して重なり合って組み付けられ、互いに交差したまま第三軸受１４ａ，１４ｂを介して偏心カム６に対して相対的に回転可能に組み付けられる。
　以上の構成により、第一クランク軸５と第二仮想クランク軸（筒体６ｂの軸心）を結ぶ第二仮想クランクアームの長さを回転半径ｒとなるように設定することで、第一クランク軸５を中心として偏心カム６及び第一，第二両頭ピストン組７，８を軸方向及び径方向にコンパクトに組み付けることができる。
　また、図２に示す第一，第二両頭ピストン組７，８において、ピストン本体７ａ，８ａの長手方向両端部には、ピストンヘッド部７ｂ，８ｂ（図示せず）が起立形成されている。ピストンヘッド部７ｂ，８ｂには、環状のシール材としてピストンリング７ｃ，８ｃ（図示せず）、リング押さえ部材７ｄ，８ｄ（図４参照）が各々ボルト１５により組み付けられている。ピストン本体７ａ，８ａには金属材（アルミニウム材）が用いられ、耐食性を向上させるため表面処理（陽極酸化皮膜形成）されているのが好ましい。ピストンヘッド部７ｂ，８ｂは、外周面を覆うピストンリング７ｃ，８ｃを介して、シリンダ１６（図２参照）の内壁面とのシール性を保ちながら摺動するようになっている。リング押さえ部材７ｄ，８ｄ（図４参照）には、後述する複数の突起部７ｅ，８ｅが突設されている。
　図５に示すように、ケース体３の側面開口部（４か所）にはシリンダ１６が各々組み付けられ、シリンダ開口部をシリンダヘッド部１７で各々閉止するように組み付けられる。シリンダ１６及びシリンダヘッド部１７は、ケース体３に対して固定ボルト１８によって組み付けられる。シリンダ１６の開口部周縁部には凹溝１６ａが形成されている。この凹溝１６ａには環状のシールリング１６ｂが嵌め込まれる。そして、シリンダヘッド部１７の貫通孔１７ｄに固定ボルト１８を挿入してねじ孔１ｂ及びねじ孔２ｂにねじ嵌合させることにより、シリンダヘッド部１７及びシリンダ１６がケース体３の４側面に各々一体に組み付けられる。
　図５において、各シリンダ１６の開口部を閉止するシリンダヘッド部１７には、シャフト４（出力軸４ａ，４ｂ）から駆動伝達されて回転するロータリーバルブ１９が両頭ピストン組７，８の長手方向軸線と交差して出力軸４ａ，４ｂと平行に回転可能に各々設けられている。シリンダヘッド部１７には、シャフト４（出力軸４ａ，４ｂ）と平行にバルブ用貫通孔１７ａが設けられている。このバルブ用貫通孔１７ａに筒体状のロータリーバルブ１９が回転可能に貫通して設けられている。また、図７Ａに示すように、ロータリーバルブ１９の外周面には、吸入孔１９ａ及び吐出孔１９ｂが長手方向に２カ所ずつ設けられている。ロータリーバルブ１９の内部には、吸入孔１９ａに接続する吸入路１９ｃ及び吐出孔１９ｂに接続する排気路１９ｄが互いに仕切られて形成されている（図７Ｄ参照）。
　また、エンジン仕様の場合、シリンダ室において爆発工程（燃焼工程）を伴うため、温度変化や流体圧の変化によってロータリーバルブ１９が変形するおそれがある。ロータリーバルブ１９が変形すると、円滑な回転動作が妨げられる。そこで、図７Ａ～図７Ｅに示すようにロータリーバルブ１９の長手方向に複数箇所で１８０°より小さい円弧状の一対のスリット１９ｅが位相を変えて（例えば９０°位相をずらして）形成されている。これにより、ロータリーバルブ１９が熱膨張率の差により変形したり、側圧を受けて変形したりしようとしても、長手方向に複数箇所に設けられた一対のスリット１９ｅによって応力が吸収されてしまうため、ロータリーバルブ１９の回転が妨げられることがない。また、ロータリーバルブ１９の外周にはバルブ貫通孔１７ａ内で円滑に回転するための潤滑油のオイル溜り用凹溝１９ｆ（図２，図３参照）が周回して形成されていてもよい。オイル溜り用凹溝は、バルブ貫通孔１７ａの内壁に設けられていてもよい。
　また、図８Ａ～図８Ｇにおいて、シリンダヘッド部１７のシリンダ１６の開口部に対向する対向面には、各シリンダ室とロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａ若しくは吐出孔１９ｂと連通するための連通孔として吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂが各々形成されている（図８Ｄ、図８Ｅ参照）。この吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂの形状は、シリンダ１６の軸心及びこれと直交するロータリーバルブ１９の軸心を含む基準面Ｍに対して対称形となるように各々形成されている（図８Ｆ参照）。流体回転機が内燃機関の場合、燃焼室（シリンダ室）の爆発工程により第一，第二両頭ピストン組７，８が上死点へ押し上げられた際に、流体圧（ガス圧）がロータリーバルブ１９に側圧として作用する。この側圧を基準面Ｍに対称に形成された吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂにより側圧を相殺することができる。よって、ロータリーバルブ１９の円滑な回転が妨げられることがなくなる。尚、吸入側連通孔２０ａ及び排気側連通孔２０ｂとバルブ用貫通孔１７ａとを連通する交差する横孔は、シリンダヘッド部１７に開口孔１７ｂを設けて吸入側連通孔２０ａ若しくは排気側連通孔２０ｂを突き抜けて形成した後、各開口孔１７ｂに止めねじ２１を嵌め込んで閉塞される。この開口孔１７ｂの一部は後述する点火プラグ２３の装着孔として使用される（図１Ａ、図１Ｄ、図１Ｅ、図１Ｆ、図１Ｇ参照）。
　図５において、第一ピストンヘッド部７ｂ，第二ピストンヘッド部８ｂとシリンダ１６及びシリンダヘッド部１７に囲まれて燃焼室（シリンダ室）２２が４か所に形成されている。各シリンダヘッド部１７には、燃焼室２２に連通する吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂが各々形成されている。また、各シリンダヘッド部１７の中央部には、点火プラグ（若しくはグロープラグ）２３が各燃焼室２２に対応して各々設けられている。燃焼室２２が圧縮燃焼空気（混合ガス；気液混合体）で満たされた状態で点火プラグ２３を点火すると爆発が生じるようになっている。
　尚、第一ピストンヘッド部７ｂ及び第二ピストンヘッド部８ｂに組み付けられるリング押さえ部材７ｄ，８ｄには、吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂに進入してデッドスペースを減少させる突起部７ｅ，８ｅが形成されていることが好ましい。
　また、図２において、ロータリーバルブ１９には出力軸４ｂに駆動伝達される回転を減速して伝達するための減速機構２４が設けられている。以下、具体的に説明する。
　出力軸４ｂには第一ギア２４ａが一体となって回転可能に組み付けられている。この第一ギア２４ａには、第一アイドラギア２４ｂが噛み合っている。第一アイドラギア２４ｂは、第二ケース体２に嵌め込まれた抜け止めピン２５により組み付けられ、抜け止めピン２５を中心に従動回転する。第一アイドラギア２４ｂは、段付きギアであり、第一大径ギア２４ｂ１が第一ギア２４ａと噛み合っている。第一アイドラギア２４ｂの第一小径ギア２４ｂ２は、出力軸４ｂに設けられた第二アイドラギア２４ｃと噛み合っている。第二アイドラギア２４ｃは、段付きギアであり、第二小径ギア２４ｃ１が第一小径ギア２４ｂ２と噛み合っている。また第二アイドラギア２４ｃの第二大径ギア２４ｃ２は、ロータリーバルブ１９の一端側（排気側）に一体に設けられたバルブギア２６と噛み合っている。第二アイドラギア２４ｃは、出力軸４ｂに軸受２４ｄを介して回転可能に組み付けられている。また、軸受２４ｄは、出力軸４ｂに嵌め込まれたワッシャー２４ｅを介して軸端にねじ嵌合するナット２４ｆによって軸方向に位置決めかつ抜け止めされて組み付けられている。バルブギア２６は、ロータリーバルブ１９の外周に形成されたねじ部にナット２７をねじ嵌合させて一体に組み付けられる。
　図２において、減速機構２４は、ケース体３の下方であってシリンダヘッド部１７と排気側ベース部２９との間にスペーサ２８を介して形成される収納空間に配置されている。
排気側ベース部２９の四隅には、ロータリーバルブ１９の一端側（排気側）が挿通する貫通孔２９ａが形成されている。排気側ベース部２９の下側には遮蔽部材３０が重ね合わせて設けられる。遮蔽部材３０の四隅にも、ロータリーバルブ１９の一端側（排気側）が挿通する貫通孔３０ａ（図６参照）が形成されている。尚、排気側ベース部２９と遮蔽部材３０の間には、摺動シールリング３１がロータリーバルブ１９の外周に嵌め込まれている。
　また、遮蔽部材３０には、排気側蓋材３２が重ね合わせて組み付けられる。排気側蓋材３２には、ロータリーバルブ１９の排気側端部（排気路１９ｄ）に臨む排気通路３２ａが形成されている。排気通路３２ａは四隅に設けられたロータリーバルブ１９の排気路１９ｄどうしが連通するように環状に形成されている。排気通路３２ａは排気側蓋材３２に設けられた排気口３２ｂより排気されるようになっている（図１Ａ、図１Ｃ、図１Ｄ参照）。また、図６に示すように排気通路３２ａを囲むように環状に形成されたシール材３３を介して遮蔽部材３０と排気側蓋材３２が重ね合わせて組み付けられるため、排気通路３２ａの気密性が保たれるようになっている。図２に示すように、遮蔽部材３０と排気側蓋部材３２は排気側ベース部２９にボルト３４をねじ嵌合させて一体に組み付けられる。また、排気側蓋部材３２、遮蔽部材３０、排気側ベース部２９、スペーサ２８は、固定ボルト３５を各々の貫通孔に挿入してシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｇ（図８Ａ～図８Ｇ参照）とねじ嵌合することにより一体に組み付けられる。
　また、ケース体３の上方には、吸入側ベース部３６及び吸入側蓋部材３７が重ね合わせて組み付けられる。吸入側ベース部３６の四隅には、ロータリーバルブ１９の他端側（吸入側）が挿通する貫通孔３６ａが各々形成されている。また、シール材３８を嵌め込む凹溝３６ｂも環状に形成されている。貫通孔３６ａには、ロータリーバルブ１９の他端側が挿入されバルブ軸受３９によって回転可能に支持される。バルブ軸受３９は、ロータリーバルブ１９の外周に嵌め込まれ、ロータリーバルブ１９の外周に形成されたねじ部にナット４０をねじ嵌合させて一体に組み付けられる。バルブ軸受３９は、吸入側ベース部３６によって、軸方向及び径方向に隙間を設けて保持されている。（隙間を設けた理由は、ロータリーバルブ１９の軸方向荷重を受ける目的である。）吸入側蓋部材３７には、ロータリーバルブ１９の吸入側端部（吸入路１９ｃ）に臨む吸入通路３７ａが形成されている。
吸入通路３７ａは四隅に設けられたロータリーバルブ１９の吸入路１９ｃどうしが連通するように環状に形成されている。吸入通路３７ａは、吸入側蓋部材３７に設けられた吸入口３７ｂから吸入されるようになっている（図１Ａ、図１Ｂ、図１Ｄ、図１Ｇ参照）。
　また、図６に示すように吸入側蓋部材３７は、吸入通路３７ａを囲むように環状に形成されたシール材３８を介して吸入側ベース部材３６が重ね合わせて組み付けられるため、吸入通路３７ａの気密性が保たれるようになっている。図２に示すように、吸入側蓋部材３７は吸入側ベース部材３６に内周側に８カ所に配置され外周側に４か所に配置されたボルト４１によって一体に組み付けられている。また、吸入側ベース部材３６は、ボルト４２によってシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｅ（図８Ａ～図８Ｇ参照）とねじ嵌合することにより一体に組み付けられる。また、吸入側蓋部材３７及び吸入側ベース部材３６は、４隅に配置された合計８カ所の固定ボルト４３（図６参照）を各々の貫通孔に挿入してシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｆ（図８Ａ～図８Ｇ参照）とねじ嵌合することにより一体に組み付けられる。
　図２において、ロータリーバルブ１９が所定方向に回転すると、第二アイドラギア２４ｃ、第一アイドラギア２４ｂを介して第一ギア２４ａが回転し、出力軸４ｂが反対方向に減速して回転する。減速機構２４による減速比は任意に設定できるが、図２のエンジン仕様の場合には例えば１／４となるように設計されている。また図３のタービン仕様の場合には、１／２となるように設計されている。
　尚、図３のタービン仕様の場合の流体回転機の構造は図２と同様であり詳細な説明は省略するが、吸入動作と排気動作を切り替えるタイミングが異なる。
　次に四サイクルエンジンの組立構成の一例について図４乃至図６を参照して説明する。
　先ず、図４を参照して、第一、第二両頭ピストン組７，８の偏心カム６への組み立て構成例について説明する。偏心カム６の筒孔６ａに第一クランク軸５を挿入し、偏心した一対の筒体６ｂの外周に第三軸受１４ａ，１４ｂを嵌め込み、その外周側に第一両頭ピストン組７，第二両頭ピストン組８を嵌め込む。第一両頭ピストン組７及び第二両頭ピストン組８は、ピストン本体７ａ，８ａの両側に設けられたピストンヘッド部７ｂ，８ｂの外周にピストンリング７ｃ，８ｃが嵌め込まれ、突起部７ｅ，８ｅが形成されたリング押さえ部材７ｄ，８ｄがボルト１５によって各々一体に組み付けられている。
　偏心カム６に第一両頭ピストン組７及び第二両頭ピストン組８が組み付けられた後、第一クランク軸５の軸方向両側より軸受保持部１２ｃ，１２ｄに第二軸受１３ａ，１３ｂを保持した軸受ホルダ１２ａ，１２ｂを圧入して組み付ける。第一クランク軸５の両端には、ワッシャー１３ｃ，１３ｄを介して第一，第二バランスウェイト９，１０及び出力軸４ａ，４ｂが一体に組み付けられる。また、出力軸４ａ，４ｂにはワッシャー１１ｃ，１１ｄが嵌め込まれる（図４参照）。　　
　上述した第一、第二両頭ピストン組７，８が偏心カム６に組み付けられた回転体を、図５に示すように第一ケース体１と第二ケース体２に収納する。第一軸受１１ａを出力軸４ａにワッシャー１１ｃを介して嵌め込み、第一ケース体１に回転可能に保持される。また、第一軸受１１ｂを出力軸４ｂにワッシャー１１ｄを介して嵌め込み、第二ケース体２に回転可能に保持される。また、シリンダ１６を第一ケース体１と第二ケース体２の４面に各々挟み込んでピストンヘッド部７ｂ，８ｂを挿入し、各シリンダ６にシリンダヘッド部１７を各々組み付ける。また、第一ケース体１の四隅からボルト３ａを嵌め込んで第二ケース体２とねじ嵌合させて、ケース体３に回転式シリンダ装置が収納される。
　図６において、回転式シリンダ装置の出力軸４ａ側に吸入ユニット、出力軸４ｂ側に排気ユニットをそれぞれ組み付ける。
　吸入ユニットは、第一ケース体１側に組み付けられる。吸入側ベース部３６を吸入側ベース部材３６は、ボルト４２によってシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｅとねじ嵌合することにより第一ケース体１側に一体に組み付けられる。４か所にあるロータリーバルブ１９の外周にバルブ軸受３９が各々嵌め込まれ、ナット４０をねじ嵌合させてシリンダヘッド部１７のバルブ用貫通孔１７ａに各々挿入される。吸入側蓋部材３７を吸入側ベース部材３６にボルト４１によって一体に組み付ける。また、固定ボルト４３を、吸入側蓋部材３７及び吸入側ベース部材３６の連通する貫通孔に挿入してシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｆとねじ嵌合することにより一体に組み付けられる。
　また、排気ユニットは、第二ケース体２側に組み付けられる。減速機構２４を第二ケース体２に組み付ける。出力軸４ｂに第一ギア２４ａを組み付け、これと噛み合う第一アイドラギア２４ｂを抜け止めピン２５によって組み付ける。また、出力軸４ｂに軸受２４ｄを介して第二アイドラギア２４ｃを組み付け、ワッシャー２４ｅを介してナット２４ｆをねじ嵌合して組み付け、これと噛み合う４個のバルブギア２６をロータリーバルブ１９の外周に嵌め込みナット２７をねじ嵌合して組み付ける。実際には、原点位置となるピストンの上死点位置を確認しながら減速機構２４が組み付けられる。
　そして、減速機構２４を覆うように排気ユニットを組み付ける。スペーサ２８を４か所ある貫通孔２８ａにロータリーバルブ１９を挿通し、シリンダヘッド部１７と図示しないねじ孔どうしを位置合わせして重ね合わせてボルト２８ｂにより組み付ける。また、スペーサ２８に排気側ベース部２９をボルト２９ｂ（図６参照）により一体に組み付ける。更に、遮蔽部材３０と排気側蓋部材３２を排気側ベース部２９にボルト３４をねじ嵌合させて一体に組み付ける。最後に、第二ケース体２（シリンダヘッド部１７）に対してスペーサ２８、排気側ベース部２９、遮蔽部材３０及び排気側蓋部材３２を重ね合わせた状態で、固定ボルト３５を各々の貫通孔に挿入してシリンダヘッド部１７のねじ孔１７ｇとねじ嵌合することにより一体に組み付けられる。
　上述のように組み立てられた四サイクルエンジンは、シャフト（出力軸）４の回転に伴ってケース体３の４方に設けられたシリンダ室（燃焼室２２）を閉止するシリンダヘッド部１７に設けられたロータリーバルブ１９が各々回転し、各ロータリーバルブ１９に形成された吸入孔１９ａが吸入路１９ｃと重なり合う範囲で燃焼室２２と連通して吸入動作が行われ、各ロータリーバルブ１９に形成された吐出孔１９ｂが排気路１９ｄと重なり合う範囲で燃焼室２２と連通することで排気動作が繰り返し行われる。よって、出力軸４を中心としたエンジン構成部品の回転運動によって小型で簡素化したバルブ構造を通じて吸排気動作を実現でき、しかも内サイクロイドの原理を応用した回転運動により低振動かつ低騒音を実現することでエンジンの出力効率を向上できる四サイクルエンジンを提供することができる。また、回転による振動を低減することで、第一，第二両頭ピストン８，７は従来のレシプロタイプに比べてピストンヘッド部７ｂ，８ｂの往復運動による機械的な損失を防いでエネルギー変換効率を高めることができ、しかもダンパー等の防振構造を簡略化することができる。
　ここで、四サイクルエンジンの燃焼サイクルの一例について図９Ａ～図９Ｃを参照して説明する。図９Ａは、４つある燃焼室２２ａ～２２ｄにおける第１～第４ピストン位置に応じた燃焼サイクル（吸入・圧縮・爆発・排気）を示す工程表である。図９Ｂは、交差配置された第一，第二両頭ピストン組７，８を、第１～第４ピストンに置き換えた説明図である。図９Ｂに示す第１ピストンは上死点から中間位置へ切り替わる途中であり、第３ピストンは下死点から中間位置へ移動中である。第２ピストンは、中間位置から下死点へ向かって移動中であり、第４ピストンは中間位置から上死点へ移動中である。また、図９Ｃは第１～第４ピストンにより形成される燃焼室２２ａ～２２ｄを含む断面説明図である。
　図９Ａにおいて、第１ピストン～第４ピストンは、図９Ｃに示す４か所に設けられた燃焼室２２ａ～２２ｄにおける燃焼状態を説明するために図９Ｂに示す交差配置される第一，第二両頭ピストン組７，８に対して便宜的に付した呼称である。また、図１０に示すように、ロータリーバルブ１９に形成される吸入孔１９ａ及び吐出孔１９ｂは各々１８０°対向する位置に形成され、ロータリーバルブ１９の長手方向に形成される吸入孔１９ａと吐出孔１９ｂとは周方向に４５°位相がずれて形成されているものとする。
　図９Ａにおいて、出力軸４の回転角度が０°（ロータリーバルブ１９の回転角度が０°）の状態を例示している。このとき、第１燃焼室２２ａでは圧縮から爆発への動作切替中であり、第２燃焼室２２ｂでは排気動作であり、第３燃焼室２２ｃでは吸入から圧縮への動作切替中であり、第４燃焼室２２ｄでは爆発動作が行われる。
　出力軸４の回転角度が９０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは爆発動作が行われ、第２燃焼室２２ｂでは排気から吸入への動作切替中であり、第３燃焼室２２ｃでは圧縮動作が行われ、第４燃焼室２２ｄでは、爆発から排気への動作切替中となる。
　出力軸４の回転角度が１８０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは爆発から排気への動作切替中であり、第２燃焼室２２ｂでは吸入動作が行われ、第３燃焼室２２ｃでは圧縮から爆発への動作切替中であり、第４燃焼室２２ｄでは、排気動作が行われる。
　出力軸４の回転角度が１８０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは爆発から排気への動作切替中であり、第２燃焼室２２ｂでは吸入動作が行われ、第３燃焼室２２ｃでは圧縮から爆発への動作切替中であり、第４燃焼室２２ｄでは、排気動作が行われる。
　出力軸４の回転角度が２７０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは排気動作が行われ、第２燃焼室２２ｂでは吸入から圧縮への動作切替中であり、第３燃焼室２２ｃでは爆発動作が行われ、第４燃焼室２２ｄでは、排気から吸入へ動作切替中となる。
　出力軸４の回転角度が３６０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは排気から吸入へ動作切替中であり、第２燃焼室２２ｂでは圧縮動作が行われ、第３燃焼室２２ｃでは爆発から排気へ動作切替中となり、第４燃焼室２２ｄでは、吸入動作が行われる。
　出力軸４の回転角度が４５０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは吸入動作が行われ、第２燃焼室２２ｂでは圧縮から爆発へ動作切替中となり、第３燃焼室２２ｃでは排気動作が行われ、第４燃焼室２２ｄでは、吸入から圧縮動作へ動作切替中となる。
　出力軸４の回転角度が５４０°まで回転すると、第１燃焼室２２ａでは吸入から圧縮へ動作切替中となり、第２燃焼室２２ｂでは爆発動作が行われ、第３燃焼室２２ｃでは排気から吸入へ動作切替中となり、第４燃焼室２２ｄでは、圧縮動作が行われる。
　出力軸４の回転角度が６３０°となると、第１燃焼室２２ａでは圧縮動作が行われ、第２燃焼室２２ｂでは爆発から排気へ動作切替中となり、第３燃焼室２２ｃでは吸入動作が行われ、第４燃焼室２２ｄでは、圧縮から爆発へ動作切替中となる。
　そして、出力軸４の回転角度が７２０°となると（２回転すると）、回転角度が０°の状態に戻る。以下同様の動作を繰り返すことになる。
　図１０－１～図１０－８は、エンジン仕様のロータリーバルブの開閉動作とピストンの位置関係を示す説明図である。図１０－１～図１０－８は、出力軸の回転角度が０°～６３０°（ロータリーバルブの回転角度が０°～－１５７．５°）の範囲で出力軸が９０°（バルブが２２．５°）ごとに回転した状態を図示している。ロータリーバルブ１９の回転方向は、出力軸４の回転方向（例えば時計回り方向）と逆方向（例えば反時計回り方向（角度を－で表示））とする。説明に使用するピストンはいずれでもよいが、図９Ａとの関係では第２ピストン（第二両頭ピストン組８の一方側）の位置関係に対応している。また、シリンダヘッド部１７に形成された吸入側連通路２０ａを上段に、吐出側連通路２０ｂを下段に図示するものとする。尚、減速機構２４は、エンジン仕様の場合出力軸４の回転に対してロータリーバルブ１９の回転速度を１／４に減速して回転させるものとする。
　図１０－１、図１０－２は、吸入工程を示す。図１０－１は出力軸の回転角度が０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が０°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは上死点にあり、排気から吸入への動作切替中にある。
第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入してデッドスペースが必要最小限となるようになっている。
　図１０－２は出力軸の回転角度が９０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－２２．５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａが連通状態となり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは上死点から下死点に向かって移動し、燃焼室２２ｂには吸入孔１９ａ，吸込側連通路２０ａを通じて吸入動作が行われる。第２ピストンの移動に伴い、リング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂから退避し始める。
　図１０－３、図１０－４は、圧縮工程を示す。図１０－３は出力軸の回転角度が１８０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－４５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは下死点にあり、吸入から圧縮へ動作切替中にある。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂからほぼ退避した状態となる。
　図１０－４は出力軸の回転角度が２７０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－６７．５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａが遮断状態となり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは下死点から中間位置へ移動し、燃焼室２２ｂ内に吸入したガス（気液混合体）の圧縮動作が行われる。第２ピストンの移動に伴い、リング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入し始める。
　図１０－５、図１０－６は、爆発工程を示す。図１０－５は出力軸の回転角度が３６０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－９０°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは上死点にあり、圧縮から爆発への動作切替中にある。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入した状態となる。
　図１０－６は出力軸の回転角度が４５０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１１２．５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。点火プラグ２３（図１Ａ～図１Ｇ参照）を点火することにより燃焼室２２ｂで圧縮されたガスが燃焼爆発を起こし、第２ピストンは上死点から下死点に向かって移動する。このとき、ロータリーバルブ１９にも爆発に伴う側圧が作用するが、吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂがシリンダ１６の軸心及びこれと直交するロータリーバルブ１９の軸心を含む面に対して各々対称形となるように形成されているため、側圧が相殺されてロータリーバルブ１９の円滑な回転が妨げられることがなくなる。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂから退避する。
　図１０－７、図１０－８は、排気工程を示す。図１０－７は出力軸の回転角度が５４０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１３５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは下死点にあり、爆発から排気への動作切替中にある。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂからほぼ退避した状態となる。
　図１０－８は出力軸の回転角度が６３０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１５７．５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは連通状態となる。また、第２ピストンは下死点から上死点に向かって移動するため、燃焼室２２ｂ内の燃焼ガスは吐出側連通路２０ｂ、吐出孔１９ｂを通じて排気される。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入する。
　出力軸の回転角度が７２０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１８０°となると、図１０－１の状態に戻る。以下同様の動作を繰り返すことになる。
　以上のように各燃焼室２２とロータリーバルブ１９との連通路が極めて短いうえにリング押さえ部材８ｄには、吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂに進入してデッドスペースを減少させる突起部８ｅが形成されているので、吸入、圧縮、爆発、排気と動作切り替える際に流体を逃して、デッドスペースをさらに減らすことができる。
　次に、図１１－１～図１１－４は、タービン仕様のロータリーバルブの開閉動作とピストンの位置関係を示す説明図である。図１１－１～図１１－４は、出力軸の回転角度が０°～２７０°（ロータリーバルブの回転角度が０°～－１３５°）の範囲で、出力軸が９０°（バルブが４５°）ずつ回転した状態を図示している。ロータリーバルブ１９の回転方向は、出力軸４の回転方向（例えば時計回り方向）と逆方向（例えば反時計回り方向（角度を－で表示））とする。ロータリーバルブ１９に形成される吸入孔１９ａは１８０°対向する位置に形成され、吐出孔１９ｂも１８０°対向する位置に形成されている。ロータリーバルブ１９の長手方向に形成される吸入孔１９ａと吐出孔１９ｂとは周方向に９０°位相がずれて形成されているものとする。また、シリンダヘッド部１７に形成された吸入側連通路２０ａを上段に、吐出側連通路２０ｂを下段に図示するものとする。説明に使用するピストンはいずれでもよいが、エンジン仕様と同様に第２ピストン（第二両頭ピストン組８の一方側）を用いて説明する。また、図１０ではシリンダ１６内を燃焼室としたが図１１ではシリンダ室２２として説明するものとする。尚、減速機構２４は、タービン仕様の場合、出力軸４の回転速度に対してロータリーバルブ１９の回転速度を１／２に減速して回転させるものとする。
　図１１－１、図１１－２は、吸入工程を示す。図１１－１は出力軸の回転角度が０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が０°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは上死点にあり、吐出から吸入への動作切替中にある。
第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入してデッドスペースを可及的に減少させるようになっている。
　図１１－２は出力軸の回転角度が９０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－４５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａが連通状態となり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは上死点から下死点に向かって移動し、シリンダ室２２には吸入孔１９ａ，吸込側連通路２０ａを通じて吸入動作が行われる。第２ピストンの移動に伴い、リング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂから退避し始める。
　図１１－３、図１１－４は、吐出工程を示す。図１１－３は出力軸の回転角度が１８０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－９０°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは遮断状態にある。また、第２ピストンは下死点にあり、吸入から吐出への動作切替中にある。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂからほぼ退避した状態となる。
　図１１－４は出力軸の回転角度が２７０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１３５°の状態を示す。ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａと吸入側連通路２０ａは遮断状態にあり、吐出孔１９ｂと吐出側連通路２０ｂは連通状態となる。また、第２ピストンは下死点から上死点に向かって移動するため、シリンダ室２２ｂ内に吸入されたガスは吐出側連通路２０ｂ、吐出孔１９ｂを通じて吐出される。第２ピストンのリング押さえ部材８ｄに形成された突起部８ｅは吐出側連通路２０ｂに進入する。
　出力軸の回転角度が３６０°、ロータリーバルブ１９の回転角度が－１８０°となると、図１１－１の状態に戻る。以下同様の動作を繰り返すことになる。
　図１２Ａ～図１２Ｇは、シリンダヘッド部１７に形成されるシリンダ室２２とロータリーバルブ１９との連通路の形態を変更した実施形態を示す。ロータリーバルブ１９に形成される吸入孔１９ａは１８０°対向する位置に形成され、吐出孔１９ｂも１８０°対向する位置に形成されている。ロータリーバルブ１９の長手方向に形成される吸入孔１９ａと吐出孔１９ｂとは周方向に９０°位相がずれて形成されているものとする。
　シリンダヘッド部１７に形成される吸入側連通路２０ａと吐出側連通路２０ｂは、シリンダ１６の軸心とロータリーバルブ１９の軸心を含む面がシリンダヘッド部１７と交差する部分に形成されている。即ち、図１２Ｅに示すように、吸入側連通路２０ａと吐出側連通路２０ｂは直列に配置されている。このように、バルブ貫通孔１７ａと吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂが直線的に配置されていると、図８Ａ～図８Ｇに示す加工用に必要な開口孔１７ｂは不要になりシリンダヘッド部１７の孔開け加工がし易くしかもシリンダ室２２との連通路が更に短くなるので、デッドスペースを低減して出力効率を高めることができる。また、図１３に示すように、第一，第二両頭ピストン７，８のリング押さえ部材７ｄ，８ｄに形成される突起部７ｅ，８ｅも直列配置されて形成される。
　次に、図１３－１～図１３－４は、他例にかかるタービン仕様のロータリーバルブの開閉動作とピストンの位置関係を示す説明図である。図１３－１～図１３－４は、出力軸の回転角度が０°～２７０°（ロータリーバルブの回転角度が０°～－１３５°）における状態を図示するものとする。また、シリンダヘッド部１７に形成された吸入側連通路２０ａを上段に、吐出側連通路２０ｂを下段に図示するものとする。説明に使用するピストンはいずれでもよいが、第２ピストン（第二両頭ピストン組８の一方側）を用いて説明する。減速機構２４は、タービン仕様の場合、出力軸４の回転に対してロータリーバルブ１９の回転速度を１／２に減速して回転させるものとする。ロータリーバルブ１９の回転方向は、出力軸４の回転方向（例えば時計回り方向）と逆方向（例えば反時計回り方向（角度を－で表示））とする。尚、吸入吐出動作は、図１１と同様であるので詳細説明は省略する。
　また、ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａ及び吐出孔１９ｂを各々１カ所に設けるとすれば、減速比は１にすることも可能である。また、図１３－５に示すように、ロータリーバルブ１９の吸入孔１９ａ及び吐出孔１９ｂを周方向３カ所に形成し、減速機構２４の減速比を１／３と設定するようにしてもよく、この減速比率は任意に設定することができる。
　このように、シリンダヘッド部１７に形成される吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂをシリンダ１６の軸心とロータリーバルブ１９の軸心を含む面がシリンダヘッド部１７と交差する部分に形成することにより、各シリンダ室２２からロータリーバルブ１９へ連通する吸入側連通路２０ａ及び吐出側連通路２０ｂの構成を簡略化して製造コストを低減することができる。
　以上説明したように、各シリンダ室を閉止するシリンダヘッドにシャフトから駆動伝達されて回転しシリンダ室と連通路を介して交互に連通する吸入孔及び吐出孔が設けられたロータリーバルブが各々配置されているので、シリンダ室とロータリーバルブとの連通路はきわめて短いため、デッドスペースを可及的に減らして出力効率を高めることができる。
　また、前記各シリンダ室と前記ロータリーバルブの吸入孔若しくは吐出孔と連通するための前記シリンダヘッドに形成される連通路は、前記シリンダの軸心及びこれと直交する前記ロータリーバルブの軸心を含む面に対して対称形となるように形成されていると、流体回転機が内燃機関の場合、シリンダ室の爆発工程により両頭ピストンが上死点へ押し上げられた際にロータリーバルブ１９に作用する側圧を対称形に形成された連通路２０ａ，２０ｂにより流体圧を相殺することができる。よって、ロータリーバルブ１９の円滑な回転が妨げられることがなくなる。
　前記ピストンヘッド部には、前記連通路に進入してデッドスペースを減少させる突起部が形成されていることが望ましい。これにより、シリンダ室とロータリーバルブを接続する連通路にピストンヘッド部に設けられた突起を進入させることで、流体を逃して、デッドスペースをさらに減らして出力効率を高めることができる。
　第一クランク軸５の両軸端部には、第一，第二バランスウェイト９，１０が一体に組み付けられ、当該第一，第二のバランスウェイト９，１０に出力軸４ａ，４ｂが一体に組み付けられるので、通常のクランク機構を構成するクランク軸やクランクアームなどの機構部品に比べて部品点数が少なく機構的に簡略化されたクランク機構を実現することができるうえに、エンジン構成部品間の回転バランスがとり易く、低振動かつ低騒音でエネルギーロスの少ない四サイクルエンジンを提供できる。
　また、流体回転機としてはエンジンなどの内燃機関やタービンなどの外燃機関のほかに空気エンジンなど他の流体機械などに幅広く適用することができる。
　また、出力軸とロータリーバルブの減速方法は、実施例に限定されるわけではなく、例えば出力軸側の歯車から各ロータリーバルブへ個別に歯車を設ける方法で連結されていても良い。

Claims (4)

  1. 　シャフトの回転にともなってケース体内で交差して配置された第一，第二両頭ピストンが内サイクロイドの原理によってシリンダ内を直線往復運動し、各シリンダ室において吸入吐出を繰り返す流体回転機であって、
    　前記各シリンダ室を閉止するシリンダヘッドには、前記シャフトから駆動伝達されて回転し前記シリンダ室と連通路を介して交互に連通する吸入孔及び吐出孔が設けられたロータリーバルブがピストンの長手方向軸線と交差して出力軸線と平行に回転可能に各々設けられていることを特徴とする流体回転機。
  2. 　前記各シリンダ室と前記ロータリーシリンダの吸入孔若しくは吐出孔と連通するための前記シリンダヘッドに形成される連通路は、前記シリンダの軸心及び前記ロータリーバルブの軸心を含む面に対して対称形となるように形成されている請求項１記載の流体回転機。
  3. 　前記ピストンヘッド部には、前記連通路に進入してデッドスペースを減少させる突起部が形成されている請求項１又は２記載の流体回転機。
  4. 　前記シャフトの回転数を減速して伝達する減速機構を介して前記ロータリーバルブが回転駆動されることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項記載の流体回転機。
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