JP2009539030A - 改良型エンジン - Google Patents

Abstract

本発明のエンジンは、エキスパンダのピストンとシリンダの組合せにクランク軸を介して連結された２つ以上の直列接続された空気コンプレッサを有する。中間冷却デバイスが空気コンプレッサの間に配置される。空気コンプレッサからの圧縮空気が熱交換器に流れ、そこでエキスパンダの排気ガスによって加熱されてから、吸入バルブによりエキスパンダのシリンダ内へ導入される。燃料は、燃焼を可能にするのに適した量で、吸入バルブ近傍の圧縮空気と混合される。補助コンプレッサにより、熱交換器に追加の圧縮空気を選択的に導入することができる。

Description

関連出願の相互参照
本発明は、最初に米国特許第４４７６８２１（「’８２１特許」）号に記載されたエンジンの改良に関し、本特許文献を引用文献として本明細書に包含する。前記特許文献は、米国仮特許出願第６０／８０８６４０号の部分継続出願であり、この仮特許出願を引用文献として本明細書に包含する。

「’８２１特許」は、パワーピストンと作動シリンダの組合せにクランク軸を介して連結された空気圧縮機ピストンとシリンダの組み合わせを含むエンジンについて述べている。空気圧縮機からの圧縮された空気は、吸入バルブにより作動シリンダ内へ導入される前に、熱交換器を通過する。パワーピストンの下降工程の間に、圧縮空気が動力シリンダ内に流入する。燃料は、吸入バルブとピストンの間で、圧縮空気と、燃焼を可能にするのに適した量だけ混合される。パワーピストンの上昇工程の間に吸入バルブが閉じられ、排気バルブが開いて、燃焼生成物が熱交換器を通して動力シリンダから排出され、排熱が圧縮空気へ解放される。

本発明は、「’８２１特許」に開示されたエンジン概念に対する一連の改良及び修正からなり、結果としてエンジンの性能及び効率を向上させる。
本モジュラエンジンは、修正ブレイトンサイクルで動作する。このサイクルは、一のデバイスにおいて空気の圧縮が生じ、圧縮空気に燃料が加えられて燃焼が生じ、燃焼ガスが別個のエキスパンダデバイス内で膨張して動力が生成される熱力学サイクルである。エキスパンダの出力は、部分的にコンプレッサを動作させるために使用される。コンプレッサのピーク圧力、燃焼圧力、及びエキスパンダ圧力は基本的に同一である。

特に、本発明は、コンプレッサ部分を冷却する複数のコンプレッサ段階の使用と、コンプレッサ入力を低減させるためのコンプレッサ段階間における中間冷却器の任意での使用を考慮する。付加的な修正によって、断続的な流れのシステムのそれらコンポーネントと、それよりも定常流に近い流れを要するシステムのコンポーネントとの統合が可能になる。
このモジュラエンジンの目的は、同じ出力の現行のガソリン（スパーク点火）エンジン又はディーゼル（圧縮点火）エンジンより実質的に熱効率を高め、その結果として燃料消費を低減することを含む。修正ブレイトンサイクルは、モジュラエンジンがそのような高い効率を達成することを可能にする熱力学的特性及び利点を提供する。

現行のエンジンと比較した場合の他の目的は、汚染物質及び二酸化炭素の排出を低減すること、利用可能なすべての液体及び気体燃料を使用可能にすること、大きさ及び重量を低減又は維持すること、寿命及び信頼性を向上させるか又は維持すること、並びに同様の生産性及びコストを維持することである。
ピストンエキスパンダモジュール及び少なくとも１つのピストンコンプレッサ段階、但し少なくとも２つの圧縮段階を使用するこの修正ブレイトンサイクルの熱力学的解析から、理想上の（損失のない）高い効率及び実際の（損失が計算可能な）高い効率を達成するある代替的な動作モードが明らかになる。

最も簡単な形態では、このモジュラエンジンは、レキュペレータを使用せず、中間冷却器を使用しても使用しなくてもよい。このモジュラエンジンは、ターボチャージャー付きエンジン又は過給エンジンに類似の概ね６００ｐｓｉから３０００ｐｓｉに亘る高いコンプレッサ吐出圧力で動作する。このようなエンジンにより、約７０％の理想熱効率と、約５５％の推定実際効率とが得られる。これは、軽自動車に使用される現行のガソリンエンジンの約２５％から３０％の実際効率及び同様の現行ディーゼルエンジンの約３５％から４０％の実際効率に相当する。更に高い圧力での動作は、レキュペレータ又は中間冷却器が使用されるとき、効率の点で利点が減少する結果を招く。
しかし、コンプレッサ段階間にレキュペレータ及び少なくとも１つの中間冷却器を使用することで性能に関して利点が得られる。このモジュラエンジンは、概ね３００ｐｓｉから１５００ｐｓｉに亘る中程度のコンプレッサ吐出圧力で動作する。このモジュラエンジンの理想効率は約８０％であり、推定される実際の効率は約６０％である。レキュペレータと、更に低いコンプレッサ吐出圧力の組み合わせを使用すると、定格エンジン出力当たりの重量及び大きさがやや大きくなり、コスト及び複雑性がやや高まるが、燃料消費及び二酸化炭素排出量が低減される。

本発明はまた、バルブのタイミングを特に変更することを含むエンジンの出力を修正する種々の手段、及び補助コンプレッサの使用を考慮する。

本エンジンの主要コンポーネントを示すブロック図である。 コンプレッサモジュールの主要コンポーネントを示すブロック図である。 各コンプレッサ段階のコンプレッサの圧力−容積の関係図である。 クランク角に基づく代替的なコンプレッサバルブタイミングを示す。 吸入及び吐出ポペットバルブのコンプレッサ段階の図である。 本システムにおいてバルブを動作させるための二重カム可変バルブタイミングの設計を示す。 本システムにおいてバルブを動作させるための二重カム可変バルブタイミングの設計を示す。 本システムにおいてバルブを動作させるための二重カム可変バルブタイミングの設計を示す。 本システムにおいてバルブを動作させるための、代替的な三次元カム可変バルブタイミングの設計を示す。 エキスパンダモジュールの概略図である。 「押して閉じる」方式の、エキスパンダの吸入バルブ、ダクト、及びシリンダの詳細を示す。 ダクトの詳細を示す。 「押して開く」方式の、エキスパンダの吸入バルブの設計を示す。 サイクル中の一点におけるエキスパンダを示す。 サイクル中の別の一点におけるエキスパンダを示す。 サイクル中のまた別の一点におけるエキスパンダを示す。 サイクル中のまた別の一点におけるエキスパンダを示す。 サイクル中のまた別の一点におけるエキスパンダを示す。 サイクル中のまた別の一点におけるエキスパンダを示す。 代替的なエキスパンダの空気及び燃料吸入部の設計を示す。 エキスパンダの断熱の詳細を示す。 エキスパンダの圧力−容積の関係図である。 サイクルが長期燃焼を含むときのエキスパンダの代替的な圧力−容積の関係図である。 エキスパンダの圧力−容積の関係図である。 エキスパンダのバルブのタイミングを示す。 ピストンコンプレッサ及びエキスパンダのバルブの、密閉式バルブステムの設計を示す。 補助コンプレッサモジュールの概略図である。

図１に示すように、軸１９４を駆動するエンジンは、各々がそれに特定のタスクを行うように最適化されている少なくとも２つの別個で機能的に独立したモジュール、すなわちコンプレッサモジュール１００とエキスパンダモジュールとを備える。加えて、このシステムは補助コンプレッサモジュール１９０を含むことができる。エンジンのシリンダを空気圧縮モジュールとガス膨張モジュールとに分離することにより、これらのモジュールを効率が高まるように最適化し、高温の排気ガスを使用して、圧縮空気を燃料と混合する前に加熱することができ、これにより燃焼後に所定のガス温度に到達するために必要な燃料の量が削減される。

コンプレッサモジュール
図１及び図２に示すように、コンプレッサモジュール１００は、好ましくは、２つ以上のコンプレッサ段階１０２、１１１を備える。原則として、いかなる数のコンプレッサモジュールを使用してもよい。理想的な数は、圧力低下と摩擦損失、全体的なサイクル効率、及び機械的複雑性のバランスによって決定される。複雑性を最小限に抑えるために、提示されたような２つの段階を使用することができ、一方、出力空気圧を高め、それに付随して効率を高めるために、３つの段階を使用することができる。圧縮の少なくとも１つの段階１０２、１１１は、１つのピストン−シリンダ型コンプレッサ又は並行して動作する複数のピストン−シリンダ型コンプレッサを有する。これらのデバイスは、吸入圧力の空気でシリンダを部分的に又は完全に満たす吸込行程と、圧縮空気を排出する吐出行程とを有する従来の２行程動作を有することができる。並行動作において、各シリンダは同じ吸入空気源圧及び同じ出力圧で動作する。各シリンダの出力空気量が合流する。これらの並行ピストン−シリンダ型コンプレッサは、より連続的で脈動の少ない合計流量の空気を同時に取り込み、送達することができるように位相調整することができる。２つの並行コンプレッサは、一方のシリンダが空気を取り込む際に他方のシリンダが空気を圧縮して吐出するように、位相を１８０度ずらすことができる。３つのコンプレッサの位相は、０度、１２０度、及び２４０度に調節することができ、４つのコンプレッサの位相は、０度、９０度、１８０度、及び２７０度に調節することができる。空気吸入ポペットバルブ１０１、１１０及び空気吐出ポペットバルブ１０４、１１２を備える往復ピストン−シリンダ型デバイスは、独立の、可変で制御されたバルブタイミングを有する。
加えて、予備コンプレッサ段階１１９は、軸方向又は半径方向の羽根又は刃付きコンプレッサ又はファンを利用することができる。また、このファン、或いは羽根又は刃付きコンプレッサは、ターボ動力式で、エキスパンダモジュール１５０の排気ガスエネルギーを利用する１つ以上のタービン１２０によって軸１２３を介して駆動することができ、この場合、排気ガスがタービン１２０に入り（１２１）、その後大気中に出る（１２２）。周囲空気は、コンプレッサ段階１０２に直接に入ることができるか、又は、まず予備コンプレッサ段階１１９と、後述する随意の中間冷却器１１３を通ることができる。空気は吸入口１０１を通してコンプレッサ段階１０２に入り、それよりも高い圧力で吐出口１０４から排出される。圧縮空気は、後述する随意の中間冷却器１０５を通過し、吸入バルブ１１０通して第２の空気コンプレッサ段階１１１に流入し、ここで更に圧縮されて、吐出口１１２からエキスパンダモジュール１５０に排出される。

各コンプレッサ段階１０２、１１１は、従来の潤滑剤、周囲空気流１０８、１０９、及びコンプレッサ構造を通る冷却剤の流れ１７５の組合せによって冷却される。好ましくは、冷却剤の流れ１７５は、従来通りに金属性とすることができる熱交換器１０３を通過し、そこで周囲空気の流れ１０８、１０９又は他の適切な手段によって冷却される。説明を簡単にするために、図２には単一の流れを有する１つの熱交換器が両方のコンプレッサ段階を冷却する場合を示しているが、別個の流れを有する２つの熱交換器を使用すること、又は各コンプレッサが単一の熱交換器への別個の流れを有することが可能である。ピストンの表面、シリンダヘッド、及びシリンダ壁の空気を冷却することにより、空気圧縮を恒温プロセスに近づけ、周囲空気温度に近づけ、コンプレッサの動作を低減し、よって全体のエンジン効率を増大させることができる。
圧縮された空気を冷却し、更に空気を圧縮するために必要なエネルギーを低減することによってそれに伴うエンジン効率を改善するために、コンプレッサ段階１０２、１１１の間に中間冷却器１１３、１０５を設けることができる。３つ以上のコンプレッサ段階が含まれる場合、コンプレッサ段階の各々の間に１つの中間冷却器を使用することができる。中間冷却器１１３、１０５は、圧縮空気を冷却するあらゆるデバイスとすることができるが、周囲空気流１０６、１０７で圧縮空気を冷却する従来の金属製熱交換器でもよい。別の構成では、特にエンジンを固定して使用する場合、冷却用に水又は他の液体冷却剤を使用してもよい。

このエンジンは、本来周期的な動きをするピストン−シリンダ型デバイス、すなわちコンプレッサ段階１０２、１１１と、定常流デバイス、すなわち中間冷却器１０５、１１３、並びに後述で更に詳しく述べるエキスパンダモジュール１５０内のレキュペレータとの間に相互接続を有する。これら相互接続部における顕著な圧力変化が、結果として動力損失及び効率の低下を生じさせ得る。システム内での圧縮空気の周期的圧力変化を最小にするため、中間冷却器１０５、１１３内に、又は中間冷却器が使用されない場合には接続ダクト内に、十分な空気容積が必要である。加えて、このエンジンは、圧力変化を許容可能なレベルまで減少させるために、これらの相互接続部に付加的な容積を有する蓄圧器又はリザーバ１７８を使用することができる。更に、コンプレッサ１０２、１１１の位相調整は、好ましくは、定常流デバイスへの吸入部における空気の容積増加が吐出部における容積減少とほぼ同時に生じるように最適化される。
容積式の往復ピストン−シリンダ型デバイスのコンプレッサのサイクルを図３に示す。コンプレッサ段階は、点３１０又は３２０において空気の取り込みを開始する。吸入バルブ１０１、１１０が開き、ピストンは下死点に向けて移動し、ピストンは点３３０で下死点に到達する。可逆的、断熱的、等エントロピー的な圧縮が点３３０、３３１から３４０、３４１まで行われ、吐出バルブ１０４、１１２において所望の圧力が生成され、吐出バルブ１０４、１１２は、点３４０、３４１において開き、ピストンが上死点に到達する点３５０において閉じる。空隙容積又はデッドスペース内の圧縮空気の等エントロピー的膨張は、点３５０から点３２０までの間に完全に行われる（つまり、吸入バルブは点３２０において開く）。別の構成では、等エントロピー的膨張は、点３５０から点３７０へ、更には点３１０までの間に不完全に生じる（つまり、吸入バルブは点３７０において開く）。

図４は、２つのサイクル間のバルブタイミングの差異を示す。番号４００に示されるタイミングは、点３３０から点３４０への圧力−容積経路に連関し、番号４０１に示されるタイミングは、点３３１から点３４１への圧力−容積経路に連関する。両方のサイクルにおいて、吐出バルブは、図中の点４５０、すなわち上死点又はその近傍で閉じることに留意されたい。吐出バルブは、あたかも受動的な逆止めバルブであるかのように、シリンダ内の圧力が下流の圧力に等しいときに開くように制御してもよい。駆動されたポペットバルブは、タイミング制御を行うと同時に、バルブの圧力低下を最小化する。これは高いコンプレッサ速度における効率的なコンプレッサ動作を可能にする。
吸入バルブタイミングは、圧縮される空気の容積を、吸入バルブが下死点又は点３３０、４３０において閉じるときに最大の空気容積が圧縮されるように制御する。しかしながら、ピストンが下死点と上死点の間にあるとき、点３３１、４３１まで吸入バルブの閉鎖を遅らせることも可能である。これに対応して、吐出バルブの開放のタイミングが点４４０から点４４１に変化することに留意されたい。図３において、点３３０から点３４０までの経路と点３３１から点３４１までの経路の間の圧力−容積関係図の面積の減少によって示されるように、圧縮作業は低減する。しかしながら、空気が点３１０又は点３２０から点３３０までにコンプレッサシリンダに入り、点３３０から点３３１までにシリンダから吸入口に戻るときの吸入バルブの圧力低下を、大きな開口時バルブ流面積を使用することにより無視できる程度に小さくすることにより、高いコンプレッサ効率を維持することが可能である。サイクルごとに圧縮される空気の容積、質量、及び圧力を、吸入バルブのタイミングによって変更することにより、エンジンの全体的出力を制御することができる。

ポペットバルブの設計と作動
ピストンコンプレッサの吸入ポペットバルブ５００、吐出ポペットバルブ５０１及び他の部分を図５に示す。この設計は、好ましくは、ピストン５０５が上死点、すなわちピストンの面５０９がシリンダヘッド５１０に最も近づいた状態にあるとき、最小の空隙距離ｔｃ５０２と空隙容積Ｖｃ５０３が得られるように、平らなピストンの面と平らなシリンダヘッドとを使用する。空隙容積５０３は、コンプレッサの作業を最小にするために小さく保たれる。
コンプレッサの吸入バルブ及びピストンコンプレッサに使用可能なカム駆動機構とエキスパンダの吐出バルブとを図６〜図７に示す。シリンダ６３０内で、各ポペットバルブ６００は、テーパ付き又は角度付きの円形外部シール表面６０２を持つ円形ポペット６０１を有し、バルブが閉じるときに当該表面６０２が角度付きバルブ座６０３と係合することにより気密にシールすることができる。バルブステムシール１８００をポペットバルブステム１８０３に使用することができる。これについては図１８に関連して後述する。

各バルブは、バルブばね６０５によって閉じた状態に保持され、バルブステム６０７の端部を押すロッカーアーム６０６によって、又は別の構成ではバルブステム上のキャップによって開放される。ロッカーアーム６０６は、ピストンのクランク軸と同一速度で回転するカム軸６１２上に取り付けられた１つ以上のカム６１０、６１１によって動かされる。ロッカーアーム６０６は、カムローラ従動部６２０及びピボット６２１を介してカム６１０、６１１に動作可能に接続される。バルブタイミングは、一方のカムを他方のカムに対して回転させて、これら２つのカムの形状の重なり合いを増大又は低減させることにより、変更することができる。一方のカム６１０はカム軸に固定され、他方のカム６１１は、カム軸６１２上の角度をつけた又はらせん状のスプライン６１６に係合するコレット６１５を軸方向に動かすことにより、固定のカム６１０に対して回転する。回転するカム６１１に取り付けられた案内ピン６１７が、コレット６１５内の孔中で摺動し、軸方向には動かないカムを固定のカム６１０に対して回転させる。
上記のバルブ設計の変形例として、図７は、カム軸７０５上を軸方向に動くことができ、軸方向のスプライン７０６を有するがそれに対して動かない三次元カム７００を備えた設計を示す。このカムの形状は、ロッカーアーム７１１上のカムローラ従動部７１０に対するカムの軸方向位置に応じてバルブタイミングを変化させる。

コンプレッサ段階は、好ましくは、共通のクランク軸を使用して、直接的に又は歯車、プーリ、ベルトシステム等によって間接的に連結された別個のクランク軸１９９を使用して、或いは電動モータを使用して、後述するエキスパンダモジュール１５０によって駆動される。

エキスパンダモジュール
図１、８、９、及び１０に示すように、エキスパンダモジュールは、１つ以上の２行程の往復ピストン−シリンダ型エキスパンダ８１６を備えることができ、このエキスパンダには吸気バルブ８１４と排気バルブ８１７、好ましくは、後述するように開閉のタイミングが独立且つ可変で制御されている上述のポペットバルブが設けられる。
吸入バルブ８１４は、エキスパンダのダクト９１０及びシリンダ９１６内への空気の流れを制御し、圧縮空気の流れを始めたり停止したりする。当該バルブは単に開閉を行い、流量の制御は行わない。流量の制御は、ピストン１１１５の速度によって制御される。バルブタイミングについては後述する。

コンプレッサに関して上述したように、カム１０１７又はクランク軸によって駆動されるロッカーアーム１０１０によって動作するポペットバルブを使用して、通常上死点又はその近傍で生じる吸入バルブ８１４の開放を実現することができる。通常通りに閉じた位置にバルブを維持するために、ばね１０１５を使用してもよい。同一のロッカーアーム１０１０に作用する同一の又は第２のカムを使用して吸入バルブ８１４を閉じてもよい。エキスパンダの吸入バルブ８１４は、図１０に示すように、カムで作動されるロッカーアーム１０１０がバルブステム１０１８の頂部を押し下げると開くように設計することができる。バルブステムの頂部を押し下げる動作は、ポペットバルブを開くための通常の方法である。しかし、この設計では、バルブステム１０１８は吸気ダクト１０１９を通過し、バルブシール材１０２０が圧縮空気吸入ダクトに入る。カム１０１７は、ロッカーアーム１０１０に取り付けられたローラ従動部１０２１に接触することができるか、又は別の構成としてロッカーアーム自体の一部に直接に動作可能に接触することができる。ロッカーアームを使用する代わりに、カムを、バルブステムの頂部に直接に接触可能にするか、又はバルブステムの軸に沿って案内される中間コンポーネントに接触可能とすることができる。

図１１に示すように、エキスパンダの吸入バルブ座は、バルブ８１４が、ダクト９１０に向かってバルブ座から押し下げられるのではなく、バルブ座９６０から持ち上げられるように構成することができる。図１０及び図１１に示す設計では、シリンダ９１６内の圧力が常に吸入空気圧を下回るので、圧縮された吸入空気の圧力がバルブを閉じた状態に維持する。図１１及び図１２に示す設計では、バルブ８１４は、カム１１１７及びロッカーアーム１１２１を使用して持ち上げることができる。ロッカーアーム１１２１が、ばね１０１５によって掛かる力（バルブを閉めようとする力）に対抗してバルブ座９６０からバルブを持ち上げる。カム軸１０２５上のカムが、ピボット１０２６を有するロッカーアーム１１２１の他端に接触する。バルブの寿命と信頼性を増大させ、バルブ駆動力を減少させ、必要なバルブ質量を減少させ、且つ雑音を減少させるため、図１０及び図１１の設計の場合、バルブ８１４の開閉は共に、排気ガスの再圧縮後にバルブが開くとき及び燃焼後にバルブが閉じるときに吸気圧とエキスパンダ圧がほぼ等しいことを確保することにより、バルブ８１４上の正味圧がゼロに近いときに行われる。これについては後述する。更に、バルブ８１４が閉じて空気流が制限されると圧力差が生じ、この圧力差によってバルブ８１４を閉鎖する方向に正味力が加わり、迅速且つ確実な閉鎖を保証する助けとなることに注目されたい。
広範囲のエンジン回転数に適応する必要がある場合、バルブ８１４の開閉は、従来技術に既知の他の手段により、又はコンプレッサのバルブタイミング制御に関連して図６及び７で上述した方法と同様に、カムを駆動するカム軸に対して回転するカムを使用して調整することができる。例えば、ピボットを有するロッカーアームに２つのカムが接触し、一方のカムが吸入バルブの閉鎖時間又はクランク角を制御し、他方のカムが吸入バルブの開放時間を制御するようにすることができる。

吸入バルブ８１４から、加熱された圧縮空気が、吸入バルブ８１４とピストン−シリンダ空間の間を走るダクト９１０内に流入する。噴射器９１８によって、燃料９７０がダクト９１０内へ計量又は噴霧される。噴射器９１８が、液体燃料の小滴、或いは気化燃料の噴射を高圧で噴霧できることは注目に値する。加熱された圧縮空気が噴射器９１８のまわりを流れ、燃料と空気がダクト９１０の上部領域９１２内で混合する。ダクト９１０は、好ましくは、熱損失に対して断熱され、セラミックによる断熱を利用することができ、平坦な又は楕円形の中央部及び出口端部９３０を有する。これについては後述する。ダクト９１０はまた、金属、金属箔、及び／又は薄いセラミックスペーサによって外部支持構造から分離されたセラミック挿入片を利用することができ、これによって接触抵抗又は低熱伝導性の材料と設計が得られる。
噴射される燃料の流速及び流量は、エキスパンダのシリンダ９１６内の燃料空気比及び燃焼温度を一定に維持するように制御される。ダクトの中央部及び出口端部９３０におけるダクトの形状によって誘発される混合、ダクト９１０内の高速の空気流及び乱流、及び液体燃料のガス状の又は微細な噴霧が組み合わされて、燃焼開始前に燃料と空気の良好な混合が促進される。上述のように、エキスパンダのシリンダ９１６内での燃焼の前に、吸入バルブ８１４とシリンダ９１６の間において空気流と燃料流が混合することは、このエンジンからの汚染物質排出を最小化するための重要なプロセスである。

図１１Ａに示すように、ピストンがその行程の上死点又はその近傍にあり、シリンダ容積が最小に近い状態で、高温の圧縮空気／燃料の混合物がエキスパンダ８１６のシリンダ９１６内に導入される。好ましくは、効率を改善するために、ピストンの面９１５とそれに対向するシリンダヘッド９１９がほぼ平坦であることにより、それらの間の空隙が最小となり、よって上死点における容積が最小となる。
後述するように、レキュペレータ８０２内で圧縮空気を加熱するために随意で排気ガスを使用すると、排気ガス温度の低下がエキスパンダの吸入空気温度の低下を招き、これにより燃焼中にエキスパンダ８１６内の最高ガス温度に到達するために必要な燃料の量が増大する。したがって、燃料効率を増加させるために、ピストンの面９１５及び対向するシリンダヘッド９１９を断熱することにより、排気ガス温度を低下させる熱損失を防止することができる。断熱は、図１３に示すような平坦なセラミックディスク１３１０、又は同様なセラミック被覆を使用して、或いは別の構成として高温金属及び低熱伝導率構造を用いて行うことができる。金属箔層１３１１を、例えばセラミック挿入片１３１０とピストン９１５又はシリンダヘッド９１９の金属構造の間に設けてもよい。これらの金属箔層により、高温のセラミック部分から金属構造への熱流を、許容可能な低温に引き下げる熱接触抵抗が得られる。セラミックディスクと金属箔層は、ねじ付きの保持具１３１５又従来技術に既知の他の常套的手段により、所定の位置に保持することができる。

図１１Ｂ及び図１１Ｃに示すように、ピストン１１１５がその行程の下死点に向かって移動すると、吸入バルブ８１４が閉じる。その後、ピストン１１１５が下死点に向かって移動すると、高温の圧縮空気／燃料の混合物が膨張する。圧縮された燃料混合物の速度及び質量、したがってダクト９１０内への空気の流れは、ピストン速度に応じて決まり、これは上死点においてゼロであり、ピストンが上死点からある程度の距離、例えば最大ピストン移動量又は排気量の５％ないし２０％を移動した時点で吸入バルブ８１４が閉じるまで増大する。ピストン動作のタイミングについては後述する。
燃料は、概ね吸入バルブが閉じるまで、加熱された気流の中に噴射され続け、気流が増加するにつれて噴射率を増加させることにより、空気燃料比がほぼ一定に維持される。ピストンが上死点に到達するまではシリンダ内に可燃混合物が存在しないので、本発明の燃料噴射によってエンジンノッキングの危険が防止されることが認識されよう。

点火は、高温のダクト壁及びエキスパンダの表面を、レキュペレータ８０２内で排気ガスによって事前に加熱した圧縮空気と組み合わせることによって開始することができるが、他の従来の手段を使用してもよい。エンジン動作中は点火プラグ又は予熱プラグ９２０は必要ないが、エンジン始動時には、表面及び吸入空気が点火を生じさせるのに十分な高温に到達するまでは必要となる場合があることに留意されたい。
点火後、空気と燃料はダクト９１０内で混合され続けるが、ピストン１１１５が上死点から移動した直後に高速の空気流が生じる結果、主としてシリンダ９１６内で燃焼する。ダクト９１０から出る混合物は、シリンダ９１６内の燃焼によって点火される。その結果、シリンダ９１６の入口で安定化する、断続的に行われるガスタービンの燃焼プロセスに似た比較的短い炎が、トーチのように燃焼する。圧縮ガスは華氏約８００度〜１２００度の温度から概ね同１８００度〜２６００度の温度に加熱される。トーチ状の炎の周縁部は、断熱されたピストンの面９１５及びシリンダヘッド９１９に当たる。ピストンの面９１５とシリンダヘッド９１９は断熱されて高温であるので、炎による表面焼入れは防止される。燃焼がトーチ状の炎の内部で完了するので、燃焼が内部に広がるような未燃焼の燃料空気混合物はシリンダ内には存在しない。炎の燃焼生成物は、冷却シリンダ壁９１７に接触する前にシリンダ内のガスと混合する。瞬間的な熱解放は、瞬間的な燃料流量にほぼ比例する。燃焼は、吸入バルブ８１４が閉じられて燃料の噴射が止み、気流が停止するまで継続する。燃焼は、ほぼ吸入バルブ８１４が閉じると同時に、燃料噴射の停止からマイクロ秒以内で、迅速に終了すると予想される。爆燃又は異常に高いピークシリンダ圧が、高い圧縮空気温度、及び燃焼中に吸入バルブが開く、気流が制御された燃焼プロセスに起因する短い点火遅れによって防止されることに注意されたい。本発明とガスタービン燃焼が類似していることから、ガスタービンにおいて燃焼前の燃料と空気の事前蒸発及び事前混合を促すため、且つ汚染物排出を低減するために従来技術で使用されている機構を、本発明のエンジンに成功裏に使用できることが分かる。

効率損失を最小にするため、吸入バルブ８１４が開放される時点でのシリンダ９１６内の圧力は、流入する圧縮空気の圧力とほぼ同一か又はそれよりも僅かに低いことが望ましい。これは、空隙容積、すなわちピストン９１５が上死点にあるときの、ピストン９１５とシリンダヘッド９１９の間のシリンダ９１６内の容積、及びエキスパンダの吸気ダクト９１０に連関する不可避のデッドスペース、並びにその他の隙間及び容積による、潜在的な劣化作用を補償するために望ましい。図１４に示すように、後述するように吸入バルブと吐出バルブの開閉のタイミングを選択することにより、エキスパンダの排気は、点１０１０から点１０６０までの経路で示されるように完全に、又は点１０８０から点１０７０までの経路で示されるように部分的に、再圧縮される。再圧縮の程度は排気バルブ３１７が点１０１０で閉じるか又は点１０８０において閉じるかによって決まる。この排気の再圧縮は、空隙容積及びデッドスペースを可逆的且つ断熱的に、又は等エントロピー的に、吸入バルブ８１４における空気圧又はそれより少し低い圧力まで満たす。ガスが再圧縮される際のピストンの位置は、下死点からの途中、つまり図１４の点１０７０と点１０６０との間の点にあり、図１１Ｆに示される。排気が再圧縮されない範囲では、流入する圧縮空気が空隙容積を満たし、エキスパンダ１５０内へ流入する圧縮空気の質量が増大し、よってシステム効率が低下する。吸気圧レベルまで排気を再圧縮すると、再圧縮されたエキスパンダの排気ガスで事前に空隙容積が満たされるので、流入する圧縮空気が空隙容積を満たすことがない。

図５及び図１０は、コンプレッサ及びエキスパンダそれぞれの、上死点における空隙距離５０２、１０１７ｔ_ｃ及び空隙容積５０３、１０３２Ｖｃをそれぞれ示す。上記の説明で示唆したように、システム効率を最大にするにはこれらのパラメータを最小にすることが望ましい。したがって、ピストンの面及びシリンダヘッドがほぼ平坦であること及びピストンの面及びシリンダヘッドの表面積が最小であることにより、これらの表面における熱損失を最小にしてシステムにおける「デッドスペース」を減少させることが好ましい。更に、最小空隙ができるだけ小さいことが好ましい。理想的には、空隙容積を減少させることにより、コンプレッサ又はエキスパンダの、ダクト等を含む全「デッドスペース」も最小に、すなわちシリンダ容積が最大のとき全デバイス容積の３％〜５％となるまで低減する。
図９、図１０、及び図１２に示し、上記説明において示唆したように、ダクト９１０が平坦な又は楕円形の中央部及び出口端部９３０を有すること、及びシリンダ９１６への出口がピストンの移動及び面９１５の方向に狭く、シリンダヘッド９１９にほぼ平行な方向に広く形成されるようにダクトが成形及び設置されることが望ましい。燃料噴霧がこの形状に合うように、可能であればシリンダヘッドに平行な平面内に並ぶ燃料噴霧器及び／又はそのような形状に噴霧を方向付けるバッフル又は遮蔽材を用いて、好ましくはピストンの面及び／又はシリンダヘッドに平行な狭い面内に噴霧を方向付ける。

更に図１４及び図１１Ｆに示し、上記したように、排気バルブ及び吸入バルブは共に点１４１０又は点１４８０で閉じる。図１１Ａ及び図１１Ｂに示すように、吸入バルブ８１４は点１４７０又は点１４６０で開き、圧縮空気がエキスパンダ８１６内に流入する。燃料流が空気流内へ計量されて空気流と混合され、上記のようなトーチ状の燃焼とこれに付随する圧縮ガスの温度上昇が点１４６０と点１４５０との間で生じ、空気流が、上述し図１１Ａに示した点１４６０における流量率ゼロから、図１１Ｃに示すような吸入バルブが閉じる点１４５０における最大値まで増加する。吸入バルブ８１４が開いたままなので、圧力が点１４６０から点１４５０までほぼ一定にとどまることに留意されたい。図１１Ｃに示すように、点１４５０において吸入バルブ８１４が閉じるが、排出バルブ１１７は閉じたままで、ピストンは点１４４０に示す下死点の近くまで移動を継続する。点１４５０と点１４４０の間のプロセスは、本質的に可逆的、断熱的、又は等エントロピー的である。ガス圧力はシリンダ容積が増加するにつれて減少し、図１４に示すようにエキスパンダによって作業が展開する。好ましくは、到達される最小圧力は周囲空気圧よりも大きい。図１４及び１１Ｄに示すように、点１４４０において排気バルブ８１７が開く。排気バルブが開くとき、シリンダ９１６内にはかなりの圧力があり、排気ガスは、図１１Ｄに示すようにピストンが上死点に向けて戻る間に、周囲空気中へ、又はほぼ一定で外気圧に近い随意のレキュペレータ８０２を通して、急速に流出する。バルブ、ダクト、レキュペレータ８０２、及び排気システム（図示しない）における圧力低下に起因して圧力は周囲空気圧を超える場合がある。図１４の点１４４０、１４３０、及び１４２０を繋ぐ図の面積が、損失となったエキスパンダからの作業出力を表すことに留意されたい。しかし、「完全な」膨張に要するシリンダ容積は、シリンダ寸法、したがって重量及び摩擦損失を増加させる。加えて、レキュペレータ８０２がシステムに含まれるとき、本発明の独特の特徴は、作業の損失が必ずしも全体の効率を低下させないことである。その理由は、点１４３０の結果と比較して、点１４４０における排気の「解放」熱容量の温度が高いことを利用し、流入する圧縮空気を加熱して温度を上昇させることができるためである。排気バルブ８１７は、サイクルの最後に当たる図１１Ｆに示すように、点１４１０又は点１４８０まで開いたままである。

図１４に示すサイクルの代替的構成として、図１５は、図１１Ｃに対応する吸入バルブ閉鎖後の燃料−空気の混合及び燃焼により、経路１５０１に沿ったエキスパンダピーク圧力の持続時間が増大することを示す。また、それにより膨張１５０２の圧力が高まり、エキスパンダの作業出力が増大するが、モジュラエンジンの効率はあまり変わらない。作業及び出力を増大させるこの方法は、一部の用途に望ましい。
一般的には、エキスパンダの吸入及び吐出バルブのタイミングを変化させることにより、圧力レベル及び持続時間、究極的にはシステムの出力を制御することができる。図１６及び図１７に示すように、ガス圧力図の１６００はタイミング図の１７００に、１６１０は１７１０に、１６２０は１７２０に対応する。排気バルブが点１６４０、１６４１、１７４０、１７４１において閉じ、ピストンが上死点に近づくと、シリンダ内の圧力が上昇し始める。吸入バルブが点１６４３、１６４２、１７４３、１７４２において上死点の近くで開く。圧力は、点１６４５、１６５１の直後に最大値に到達し、最大圧力の大きさは排気バルブの閉鎖のタイミングに依る。膨張比、したがって行われる作業は、点１６２２、１６１２、１６４６、１７２２、１７１２、１７４６における吸入バルブの閉鎖のタイミングを変えることによって制御することができ、特に点１６１０と１６２０の比較に見ることができる。排気バルブは、下死点の近く、すなわち点１６４７、１６４８、１６４９、１７４７、１７４８、１７４９において開き、サイクルが点１６５０で再度始まる。

コンプレッサ段階の場合のように、エキスパンダ１１６は、コンプレッサ構造を流れる通常の潤滑剤、周囲空気流、及び冷却剤の組合せによって冷却することもできる。好ましくは、冷却剤の流れは、従来式に金属製とすることができる熱交換器８２０を通り、そこで冷却剤が周囲空気の流れによって、又は他の適切な手段によって冷却される。エキスパンダの冷却は、効率を増大させないが、ピストンリング、軸受、及びその他可動部分の構造的完全性及び効果的潤滑を維持するために必要である。このような冷却により、コンポーネントの温度が十分な強度を保証するレベルに維持される。
上述したように、エキスパンダモジュール１５０は蓄熱器又はレキュペレータ８０２を有してもよく、これは、エキスパンダ８１６の吐出バルブ８１７からの低圧、高温の排気と、コンプレッサモジュール１００のエキスパンダバルブ１１２からの高圧、中温の空気流との間で熱交換を行う、小型の金属製熱交換器とすることができる。これら２つの流れは混合しないが、吸入バルブ８１４からエキスパンダに流入する空気がエキスパンダ８１６の排気ガスの温度に近づくように高い効率で熱交換を行う。レキュペレータ８０２は、好ましくは、熱損失を最小にするように、したがってシステム全体の効率を増加させるように、断熱される。

更に、レキュペレータ８０２の効率を増加させるために、両方の流れについて圧力低下を最小にする必要がある。また、レキュペレータ８０２は、上述の中間冷却器１０５、１１３のように、基本的に定常流を有するデバイスであり、一方コンプレッサモジュール１００及びエキスパンダモジュール１５０は断続的な流れを有するデバイスであるので、レキュペレータ８０２及びその吸入バルブ８１４及び吐出バルブ８１７の配管は、レキュペレータ８０２内の空気圧が無視できる周期的変化を超えて変化することを防止するのに十分な空気容積を有する必要がある。更に圧力変化を最小にするために、システムの吸入バルブ及び吐出バルブのタイミングは、コンプレッサモジュール１００の最終空気吐出が、エキスパンダ１５０の空気吸入とほぼ同じ時点で生じるように位相調整する必要がある。一般に、最後のコンプレッサ段階１１１とエキスパンダ１５０は共通のクランク軸１９９によって駆動されて同じ回転数で動作するが、これら２つのモジュール間の理想的な位相タイミング関係は回転数の増加又は減少によって変化し、したがって回転数を考慮したタイミングの最適化が必要である。レキュペレータにおける摩擦による圧力の低下は、コンプレッサを出てエキスパンダに入る高ピーク流及び過渡的流れの減少に対するレキュペレータの空気容積の効果によって最小化される。

エキスパンダ及びコンプレッサの吸入バルブステムのシール
本発明において、ポペットバルブステムの一部は高い圧縮空気圧に連続的に曝されている。これは、閉じているときにバルブステムが大気圧に近い圧力に曝される、他の内燃機関に使用されるポペットバルブの状態とは異なる。吸気及び／又は吐出ポペットバルブステムが実質的に大気圧より高い圧力に曝される過給機関又はターボチャージ付きエンジンにおいても、圧力は、エキスパンダ吸入バルブ又はコンプレッサ吐出バルブによく見られる圧力ほど高くない。
例えば、図９に示すように、エキスパンダ吸入バルブ８１４は、エキスパンダのシリンダヘッドに位置する。上記のように、その機能は、ピストンの上死点又はその近くで開き、高圧の圧縮空気がエキスパンダのシリンダに入ることを可能にすることである。エキスパンダのシリンダに入る空気は燃料と混合され、このシリンダ内で燃焼が起こり、空気と燃料との燃焼生成物の混合物の温度を上昇させる一方、燃焼時間の大部分に亘って吸気バルブが開いていることにより、圧力はほぼ一定に維持される。したがってバルブステム９５０は、コンプレッサモジュール１００の出力からの高い空気圧に常に曝されている。

対照的に、図１０は、エキスパンダのシリンダ圧に曝されるバルブステムシールを有する吸入バルブの設計を示す。このエキスパンダのシリンダ圧は、例えば約３０００ｐｓｉのピーク圧から大気圧に近い吐出圧力まで変化する、周期的な圧力である。
図５に示すコンプレッサ吸入バルブも同様な問題を有する。この場合、吸入バルブ５５０のバルブステムシールは、直前のコンプレッサ段階からの高い圧縮空気圧に曝され得る。第１段階のピストンコンプレッサは吸入バルブ及び吐出バルブにポペットバルブを使用することができ、このような構成では吐出バルブステムは連続的な高圧に曝される。しかしながら、同じ設計の第２又は次の段階のピストンコンプレッサにおいては、吸入バルブ及び吐出バルブの両方５５０、５６０のバルブステムに高圧がかかる。

したがって好ましくは、エンジンの効率を低下させ得るバルブステムからの圧縮空気又は燃焼ガスの漏れを防止するために、バルブステムはシールされなければならない。これは、図５及び図１３に示すシリンダ壁におけるピストンのシーリングに類似しており、この場合ピストンリング５１５、１３１６及び潤滑剤がピストンからのガスの漏れを防止する。
図１８に示すように、バルブ１８００は、バルブステムシール設計を有し、この設計は、バルブステム１８０３に隙間無く嵌るリング１８０１を積み重ねるもので、大気圧側の近くでこの積重ね体内に加圧潤滑剤が注入される。バイアスを掛けるために波型ばね１８０５を採用してもよく、ばねとバルブとを定位置に保持するために保持具１８０６を使用してもよい。潤滑剤により、積み重ねたリング内でバルブステムが低摩擦で摺動可能となるだけでなく、リング及びバルブステムの表面のすべてが適正な粘度の流体で濡れ、且つ覆われ、これによりこのシールを介した空気又はガスの漏洩が防止又は最小化される。潤滑剤１８０２の圧力及び流れは、ダクト１８１０内、したがってバルブステム内の空気圧の上昇に伴って、増大させる必要があり得る。

出力モジュール及び補助コンプレッサモジュールの制御
エンジンの出力を制御するために使用できる４つの方法がある。第１の方法は、エンジン速度、又は回転数を変化させ、サイクルあたりの正味作業出力を固定値に維持する方法である。
第２に、コンプレッサモジュールに関連して上述したように、コンプレッサ吸入バルブの開放時刻及びエキスパンダ吸気質量の流量及び圧力を変化させることにより、一定のエンジン速度でサイクルあたりの正味作業出力を変化させることができる。

第３に、エキスパンダモジュールに関連して上述したように、吸入バルブ８１４のタイミングを変化させることにより、固定吸入圧力及び一定の回転数において、エキスパンダに入る空気の量又は容積を増加させることによって、出力を増大させることができる。吐出バルブは常に下死点又はその近傍で開くので、膨張比は吸入バルブ８１４の閉鎖によって決定する。図１６の水平軸に関して示すように、吸入バルブの閉鎖が異なるクランク角で生じるように調整することにより、作業出力を変更することができる。第１のサイクル１６１０の膨張比は１０であり、膨張比が２０である第２のサイクル１６２０より大きなエキスパンダ作業出力を有する。点１６２２からのガス膨張のＰ−Ｖ面積は小さく、したがって、点１６１２からの膨張より作業が少ない。

補助コンプレッサモジュール
図１９に示すように、出力制御の第４の方法では、補助コンプレッサモジュール１９００を利用する。補助コンプレッサモジュールは、空気を高圧に圧縮してこの圧縮空気を後で使用するためにシリンダ又はタンク内に貯留することを目的としている。このような使用は、エネルギー貯蔵又は大抵の自動車用途のようなエンジン出力の急速な変化を利用するようなエンジンに行なわれ得る。相互接続部、特にコンプレッサモジュールからエキスパンダモジュールへの相互接続における大規模な蓄圧器の使用は、エンジンの過渡応答を遅らせる。補助コンプレッサモジュールは、この過渡応答を顕著に速めることができる。同モジュールは、複数の段階でピストン−シリンダデバイス１９０１を使用して、コンプレッサ段階の出力から又は制御された吸入バルブ１９０５を通して周囲空気から取り込まれた空気を圧縮する。この空気は、２５００〜５０００ｐｓｉの高圧力まで圧縮することもできる。この圧縮空気は、制御された吐出バルブ１９０６から放出され、シリンダ又はタンク１９０２内に貯蔵される。必要なとき、この空気は流量制御バルブ１９１０を通して、制御された流量でコンプレッサ吐出口又はエキスパンダ吸入口に戻される。
補助コンプレッサは、モジュラエンジンのエキスパンダの出力軸１９４から駆動されるか、又は自動車用途における車輪駆動軸から駆動される軸１９９とすることができ、或いは、エンジンによって駆動される発電機又は交流電源から電気エネルギーを受け取る電動モータによって、又は他のエネルギー源から駆動される軸１９９とすることができる。

コンプレッサモジュールの場合のように、補助コンプレッサは、補助コンプレッサに入る空気の温度を低下させ、それにより圧縮空気の比体積及び圧縮作業を減少させるために、その吸気バルブ１９０５の前に中間冷却器（図示しない）を使用してもよい。補助コンプレッサは、補助コンプレッサを冷却するために熱交換器を使用することもできる。
補助コンプレッサ内への空気は、圧縮空気貯蔵タンクの容量が満たされるまで連続的に低流量で流入させることができる。その後、補助コンプレッサが空気の取り込みを停止し、当業者に明らかな手段、例えば吸入バルブを開いたままにする、又はクラッチを使用する等の手段によって空気を圧縮する。

補助コンプレッサ内への空気流は、エンジンのアイドリング状態におけるように、モジュラエンジンの出力トルクが減少する場合等、コンプレッサモジュールの出力圧が減少する度に増大させることができる。このように、補助コンプレッサによってコンプレッサモジュールの出力から空気を除去することにより、コンプレッサモジュールの出力圧を更に急速に減少させる。
補助コンプレッサは、モジュラエンジンから動力を得てもよいし、又は自動車の減速を助けるために、タンクに高圧で貯蔵されている圧縮空気の形で減速からエネルギーの一部を取り込み、自動車の駆動軸から動力を得てもよい。このような再生制動の形態は、コンプレッサモジュールによって圧縮された空気を補給又は置換するために、タンクに貯蔵された圧縮空気を供給することにより、モジュラエンジン全体の燃料消費を低減することができる。

自動車を加速させる場合等の、モジュラエンジンの出力を急速に増大させる必要は、圧縮空気貯蔵タンクから圧縮空気をコンプレッサ出力に供給することによって満たされる。これにより、コンプレッサ吐出口における空気圧の急速な増大が可能となり、その結果モジュラエンジンの出力トルクが急速に増大する。タンクからの圧縮空気のこのような使用は、エンジン加速（例えば自動車加速時のトルク及び動力の増大）の間のコンプレッサ出力を減少させ、上記のようにモジュラエンジン全体の燃料消費を減少させる。
特に高出力レベル（回転数が大きく、エキスパンダ吸入圧が高い）から低動力レベル（回転数が小さく、エキスパンダ吸入圧が低い）への、又は低出力レベルから高出力レベルへの、エンジンの非定常的又は過渡的動作の場合に、システムは、空気コンプレッサと圧縮空気貯蔵庫とを備えた補助コンプレッサモジュールを利用する。

図１及び図８に示すように、出力レベルを高めてエンジンを動作させることが必要な場合、空気流量制御バルブ１９１０を用いて、一定量の貯蔵された圧縮空気を、コンプレッサモジュール１００内へ、特に最後のコンプレッサ段階１１１から吐出される圧縮空気流を増大させるか又は置換するためにレキュペレータ吸入口１１２から、供給することが可能である。このような空気流の増大は、レキュペレータ８０２内の空気圧を急速に高め、その結果エキスパンダモジュール１５０に流入する空気の圧力を急速に高める。このような圧力の急速な増加は、出力を急速に増大させる。このような空気圧増加がない場合、過渡応答は圧縮空気のマスフローの増大にのみ依存するが、このような増大は、エキスパンダの出力がコンプレッサの入力より急速に増大することを可能にするのに十分にゆっくりと生じさせる必要がある。レキュペレータ内の圧縮空気の容積は比較的大きくすることができるので、このレキュペレータ内の圧力増加が圧縮空気のマスフローの増大にのみに依る場合、レキュペレータ内の圧力を増加させる時間は有意に長くなり得る。その場合、コンプレッサの入力は増大するが、エンジン出力に過渡的な減少が生じるように、エキスパンダの出力の増大は遅延する。こうして、ゆっくりとした変化又はレキュペレータ内への空気流の増大が出力の増大を可能にする一方、空気の増大ははるかに急速な増大を達成しやすい。最後の段階のコンプレッサ吐出口の圧力でもあるレキュペレータ圧を増大させるために空気を増大させている場合、コンプレッサ段階への入力は、増加、現値維持、又は減少させるように制御可能である。主コンプレッサ段階の吸入バルブを制御することにより、圧縮空気の質量流量を調整することができる。質量流量を適切に減少させることにより、空気増大の間のコンプレッサ入力を維持する又は減少させることができ、エキスパンダ出力及びシステム出力が増大する。
エンジン出力をレキュペレータ圧まで低化させるには、レキュペレータ内の圧縮空気に貯蔵されているエネルギーの利用又は拡散が必要である。補助空気コンプレッサは、レキュペレータの吸入口から空気を除去し、それによってレキュペレータ及びエキスパンダ吸入口の圧力を低下させ、システムのパワーレベルを低下させることができる。次いでこの圧縮空気は出力増大過渡期間に使用するためにタンクに貯蔵することができる。

圧縮空気貯蔵タンクの圧力レベルは、最大コンプレッサモジュール出力気圧の約１．２〜２．５倍とすることができる。この最大圧力は、圧縮空気の貯蔵タンクで約２０００ｐｓｉとし、次いで概ね２４００ｐｓｉ〜５０００ｐｓｉの範囲で動作させることができる。
自動車に使用されるエンジンは、補助コンプレッサを使用して制動中の消費動力を増大させて後で使用可能な圧縮空気を増大することにより、制動時に失われる運動エネルギーの一部を回収することができる。補助コンプレッサは、主コンプレッサ段階の場合と同じ方法で、吸入バルブタイミングを使用して各サイクル中に圧縮される空気の量を制御する。

好ましい実施形態を参照して本発明を示し、説明したが、当業者には明らかなように、請求の範囲に定義される本発明の精神及び範囲から離脱することなく、形態、接続、及び詳細にその他変更を加えることができる。

Claims (23)

1. 空気圧縮モジュールとエキスパンダモジュールとを備えたエンジンであって、
   空気圧縮モジュールが、
   各々がコンプレッサ吸入口とコンプレッサ吐出口とを有する少なくとも２つのコンプレッサであって、少なくとも一方のコンプレッサが、吸入口にコンプレッサ吸入バルブを、吐出口にコンプレッサ吐出バルブをそれぞれ有する第一のピストン−シリンダ型デバイスから構成されるモジュールと；
   第１コンプレッサのコンプレッサ吐出口から第２コンプレッサの吸入口へ圧縮された空気を流通させる手段と；
   第２コンプレッサの吐出口から圧縮された空気を流通させる手段と
   を備え、
   エキスパンダモジュールが、
   容量が可変の第２のピストン−シリンダ型デバイスであって、ヘッドを画定しているシリンダと、一つの面を有するピストンとを備えており、当該ピストンが、前記シリンダ内で、前記面がヘッドに近づき、第２のピストン−シリンダ型デバイスの容量が最小となる上死点から、前記面がヘッドから離れて第２のピストン−シリンダ型デバイスの容量が最大となる下死点までの往復運動を行なう第２のピストン−シリンダ型デバイスと、
   ヘッドの近くで前記シリンダに開く、一方の端部に設けられた第１の開口と、第２コンプレッサから圧縮空気を受け取る第２の開口とを有するダクトと、
   ダクトに流入する圧縮空気流を制御するための、ダクトの第２の開口の近くのエキスパンダ吸入バルブであって、ピストンが上死点に位置するときに開き、ピストンが上死点と下死点の間の選択された点に達すると閉じるエキスパンダ吸入バルブと、
   第一の開口に向かってダクト内に燃料を注入するための噴射器であって、中で燃料と圧縮空気が混合される噴射器と、
   ピストンが上死点に近づき、燃料と圧縮空気が膨張し、ピストンが下死点に向かって駆動され、排気ガスが加熱されたときに、燃料と圧縮空気に点火するためのダクト内の点火手段と
   を備え、
   前記第２のピストン−シリンダ型デバイスが更に、ヘッドの近くに、加熱された排気ガスの排除を制御するためのエキスパンダ出力バルブを備え、前記出力バルブは、ピストンが下死点にあるときに開き、ピストンが上死点に向かって移動する途中の選択された点において閉じることにより、シリンダ内に残留する排気ガスの再圧縮が可能であり、且つ
   当該エンジンが更に、エキスパンダ吐出バルブから排気ガスを流通させる手段を備える、
   エンジン。
2. エキスパンダモジュールが更に、圧縮空気を流通させる手段及び排気ガスを流通させる手段と熱交換関係にあることによって圧縮空気を加熱する熱交換器を含むレキュペレータを備える、請求項1に記載のエンジン。
3. 更に、圧縮空気が一方のコンプレッサの吐出口から他方のコンプレッサの吸入口へ流通する際に圧縮空気を冷却するための中間冷却器を備える、請求項１に記載のエンジン。
4. コンプレッサモジュールが更に、少なくとも２つのコンプレッサを冷却する冷却手段を備える、請求項１に記載のエンジン。
5. エキスパンダモジュールが更に、ヘッド及びシリンダを冷却する冷却手段を備える、請求項１に記載のエンジン。
6. コンプレッサの少なくとも一方が刃付き空気コンプレッサである、請求項１に記載のエンジン。
7. 刃付き空気コンプレッサが、排気ガスを動力源とするタービンによって駆動される、請求項６に記載のエンジン。
8. 面及びヘッドの各々が断熱材料を含む、請求項１に記載のエンジン。
9. 断熱材料が、面及びヘッド上に配置されるセラミック板を含む、請求項８に記載のエンジン。
10. 面及びヘッドが更に金属箔を含む、請求項９に記載のエンジン。
11. 面及びヘッドの各々がセラミック被覆を有する、請求項１に記載のエンジン。
12. 噴射器が、ピストンの面にほぼ平行な狭い平面内に燃料を噴霧する、請求項１に記載のエンジン。
13. ダクトが、平坦な中央部及び平坦な第１の開口部を有し、第１の開口部の幅がシリンダヘッドにほぼ平行な方向に最も大きくなるように配置されている、請求項１に記載のエンジン。
14. 噴射器が、シリンダヘッドにほぼ平行な狭い平面内に燃料を噴霧する、請求項１３に記載のエンジン。
15. 圧縮手段と、圧縮手段によって生成される圧縮空気を保持するためのリザーバとを有する補助コンプレッサ、リザーバからの圧縮空気の放出を選択的に制御する手段、並びに、リザーバ内の圧縮空気を、圧縮空気を流通させる第１の手段へ送る第２の流通手段を更に備える、請求項１に記載のエンジン。
16. エキスパンダ吸入バルブが更に、バルブの開放及び閉鎖を制御するタイミング手段を備え、よって選択された点が変更可能な、請求項１に記載のエンジン。
17. タイミング手段が、エキスパンダ吸入バルブと動作可能に接続された回転可能なカムを備える、請求項１６に記載のエンジン。
18. タイミング手段が、エキスパンダ吸入バルブと動作可能に接続された３次元カムを備える、請求項１６に記載のエンジン。
19. コンプレッサ吸入バルブが更に、バルブの開放及び閉鎖を制御するタイミング手段を備える、請求項１に記載のエンジン。
20. タイミング手段が、コンプレッサ吸入バルブと動作可能に接続された回転可能なカムを備える、請求項１９に記載のエンジン。
21. タイミング手段が、コンプレッサ吸入バルブと動作可能に接続された３次元カムを備える、請求項２０に記載のエンジン。
22. 空気圧縮モジュールとエキスパンダモジュールとを備えたエンジンであって、
    空気圧縮モジュールが、
    各々がコンプレッサ吸入口とコンプレッサ吐出口とを有する少なくとも２つのコンプレッサであって、少なくとも一方のコンプレッサが、吸入口にコンプレッサ吸入バルブを、吐出口にコンプレッサ吐出バルブをそれぞれ有する第一のピストン−シリンダ型デバイスから構成されるコンプレッサと；
    第１コンプレッサのコンプレッサ吐出口から第２コンプレッサの吸入口へ圧縮された空気を流通させる手段と；
    圧縮空気が一方のコンプレッサの吐出口から他方のコンプレッサの吸入口へ流通する際に圧縮空気を冷却するための中間冷却器と；
    第２コンプレッサの吐出口から圧縮された空気を流通させる手段と
    を備え、
    エキスパンダモジュールが、
    容量が可変の第２のピストン−シリンダ型デバイスであって、ヘッドを画定しているシリンダと、一つの面を有するピストンとを備えており、当該ピストンが、前記シリンダ内で、前記面がヘッドに近づき、第２のピストン−シリンダ型デバイスの容量が最小となる上死点から、前記面がヘッドから離れて第２のピストン−シリンダ型デバイスの容量が最大となる下死点までの往復運動を行なう第２のピストン−シリンダ型デバイスと、
    ヘッドの近くで前記シリンダに開く、一方の端部に設けられた第１の開口と、第２コンプレッサから圧縮空気を受け取る第２の開口とを有するダクトと、
    ダクトに流入する圧縮空気流を制御するための、ダクトの第２の開口の近くのエキスパンダ吸入バルブであって、ピストンが上死点に位置するときに開き、ピストンが上死点と下死点の間の選択された点に達すると閉じるエキスパンダ吸入バルブと、
    第一の開口に向かってダクト内に燃料を注入するための噴射器であって、中で燃料と圧縮空気が混合される噴射器と、
    ピストンが上死点に近づき、燃料と圧縮空気が膨張し、ピストンが下死点に向かって駆動され、排気ガスが加熱されたときに、燃料と圧縮空気に点火するためのダクト内の点火手段と
    を備え、
    前記第２のピストン−シリンダ型デバイスが更に、ヘッドの近くに、加熱された排気ガスの排除を制御するためのエキスパンダ出力バルブを備え、前記出力バルブは、ピストンが下死点にあるときに開き、ピストンが上死点に向かって移動する途中の選択された点において閉じることにより、シリンダ内に残留する排気ガスの再圧縮が可能であり、
    当該エンジンが更に、エキスパンダ吐出バルブから排気ガスを流通させる手段を備え、且つ
    圧縮空気を流通させる手段及び排気ガスを流通させる手段と熱交換関係にあることにより圧縮空気を加熱する熱交換器を含むレキュペレータを更に備える
    エンジン。
23. 圧縮手段と、圧縮手段によって生成される圧縮空気を保持するためのリザーバとを含む補助コンプレッサ、リザーバからの圧縮空気の放出を選択的に制御する手段、並びに、圧縮空気を流通させる第１の手段へとリザーバ内の圧縮空気を流通させる第２の流通手段を更に備える、請求項２２に記載のエンジン。

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