(57)【要約】共回転圧縮機と、非回転外部ケーシング内に収納されたノズルホイールとからなる回転組立体を有し、回転燃焼室を規定する軌道燃焼ノズル（ＯＣＮ）エンジンが開示される。回転組立体と同じ角速度で回転するガス渦流内で、燃焼室内における燃焼が行われる。ブレードと共に回転するノズルからベーンの基部に冷却空気を噴射することによるタービンホイール或いはノズルホイール等の回転ホイールのブレードの冷却方法も開示される。この冷却は、革新的な環状燃焼器を使用してＯＣＮエンジン内で容易に実行される。燃焼室圧縮機を使用することによる軸方向の逆流の防止方法も開示される。
2005535860.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記外部ケーシングは、前記回転組立体と共に回転しないことを特徴とするエンジン。
【請求項２】
前記少なくとも１つの燃焼室は、略単一の環状燃焼室である、請求項１に記載のエンジン。
【請求項３】
ｃ．前記燃焼室内に燃焼室圧縮機を更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項４】
前記燃焼室圧縮機は、前記内部ケーシングに取り付けられた、複数個の燃焼室圧縮機用のブレードを有する、請求項３に記載のエンジン。
【請求項５】
前記回転組立体は、前記燃焼室内に配置された略環状のフレームホルダを更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項６】
ｃ．前記内部ケーシングを包囲する略管状の要素を更に有し、前記管状要素の先端は、前記一次圧縮機からの空気流を外方空気流と内方空気流とに分割するように前記一次圧縮機の後部に配置され、前記外方空気流は、前記管状要素と前記外部ケーシングとの間にあり、前記内方空気流は、前記管状要素と前記内部ケーシングとの間にある、請求項１に記載のエンジン。
【請求項７】
前記内方空気流と前記外方空気流とを連通する孔が前記略管状要素を貫通して設けられる、請求項６に記載のエンジン。
【請求項８】
ｃ．前記一次圧縮機と前記燃焼室との間に回転ディフューザを更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項９】
前記回転ディフューザは、前記一次圧縮機の端末ブレードまで延びる延長部を有する、請求項８に記載のエンジン。
【請求項１０】
前記回転組立体は、少なくとも１つの燃料噴射器を更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項１１】
ａ．軸線を有する燃焼室と；
ｂ．前記燃焼室と同軸であり且つ前記燃焼室から半径方向内方で前記燃焼室内の軸方向の逆流を防止するように構成された燃焼室圧縮機と、からなるエンジン。
【請求項１２】
前記燃焼室圧縮機は、
ｃ．少なくとも１つの円内で前記燃焼室の前記軸線回りに配列された少なくとも２つの燃焼室圧縮機用のブレードと；
ｄ．前記燃焼室圧縮機用のブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を有する、請求項１１に記載のエンジン。
【請求項１３】
ｃ．前記燃焼室と同軸の回転燃焼室内部ケーシングと；
ｄ．前記回転燃焼室内部ケーシングに強固に取り付けられ、少なくとも１つの円内で前記燃焼室の前記軸線回りに配列された少なくとも２つの燃焼室圧縮機用のブレードと；
ｅ．前記燃焼室圧縮機用ブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を更に有する、請求項１１に記載のエンジン。
【請求項１４】
燃料と空気の混合気が燃焼する燃焼室を有するエンジンにおける窒素酸化物の排気減少方法であって、
ａ．エンジンの第１の領域において排気ガス、燃料及び空気を混合することにより可燃性混合気を作るステップと；
ｂ．前記燃焼室内で前記可燃性混合気を燃焼させるステップと；からなり、
前記排気ガスは、前記第１の領域よりも高い静圧を有する前記エンジンの第２の領域から得られる方法。
【請求項１５】
ブレードの基部を通り回転軸線の端部に固定されるブレード付き回転ホイールのブレードの冷却方法であって、
ａ．回転軸線と共に回転すると共に、入口及び出口を有する少なくとも１つの略軸方向のチャネルを提供するステップと、
ｂ．前記入口を介して前記少なくとも１つのチャネルに冷却流体を供給するステップと；
ｃ．前記チャネルから出る冷却流体をブレードの基部で前記出口を通過させるステップと、からなる方法。
【請求項１６】
前記出口を通って噴出する前記冷却流体の圧力を、前記少なくとも１つのチャネルの内部に配置された増圧装置を使用して増加させるステップを更に有する、請求項１５に記載の方法。
【請求項１７】
前記ブレード付き回転ホイールは、ノズルホイールであり、前記ブレードは、ノズルホイールブレードである、請求項１５に記載の方法。
【請求項１８】
前記ブレード付き回転ホイールは、タービンホイールであり、前記ブレードは、タービンブレードである、請求項１５に記載の方法。
【請求項１９】
トルク発生方法であって、
ａ）軸線回りに第１の角速度で回転する流体の渦流を供給するステップと；
ｂ）前記軸線回りに第２の角速度で軸上で回転する少なくとも１つのノズルに前記渦流からの流体を向けるステップと；
ｃ）前記軸からトルクを抽出するステップと；からなる方法。
【請求項２０】
前記第１の角速度と前記第２の角速度は、略同じである、請求項１９に記載の方法。
【請求項２１】
ｄ．非回転の外部ケーシング内で前記渦流を包囲するステップを更に有する、請求項１９に記載の方法。
【請求項２２】
トルク発生方法であって、
ａ．軸線回りに第１の角速度で回転する圧縮空気の渦流を発生させるステップと；
ｂ．可燃性燃料を前記圧縮空気と混合するステップと；
ｃ．前記過流内で前記可燃性燃料を燃焼させるステップと；
ｄ．前記燃焼で加熱された流体を、前記渦流から前記軸線回りに第２の角速度で軸上で回転する少なくとも１つのノズルに向けるステップと；
ｅ．前記軸からトルクを抽出するステップと；からなる方法。
【請求項２３】
前記第１の角速度と第２の角速度は、略同じである、請求項２２に記載の方法。
【請求項２４】
ｆ．非回転の外部ケーシング内で前記渦流を包囲するステップを更に有する、請求項２２に記載の方法。
【請求項２５】
前記渦流は、前記第２の角速度で前記軸線回りに回転する圧縮機により発生される、請求項２２に記載の方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンに関し、特に、共回転圧縮機と、非回転の外部ケーシング内に収納された圧縮機駆動ノズルホイールとからなり、回転燃焼室を規定する回転組立体を有するエンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
図１に示す従来のタービンエンジン１０では、圧縮機１４とタービン１６との間に１つ或いは複数の非回転の燃焼室１２が設けられている。圧縮機ロータ１８及びタービンホイール２０は、共通の回転軸２２に取り付けられている。エンジン１０の作動中、圧縮機１４は、燃焼室１２に向けて空気をエンジン１０に圧送する。圧縮機１４内の非回転のターミナルステータベーン２４は、空気を高圧下で燃焼室１２に向け、該燃焼室１２を介するものが一般にディフューザ或いは拡散ステージと呼ばれる。燃焼室１２内で燃料が高圧空気と混合される。混合気が燃焼し、発せられる熱により、タービン１６を通じて排気ガスが外部に向けて膨張する。タービン１６の次のステージでは、タービン１６の固定ノズルガイドベーン３０が排気ガスを加速させ、タービンホイール２０のタービンブレード３２の列に向け直す。高速の排気ガスがタービンブレード３２に衝突し、軸２２を回転させ圧縮機ロータ１８を駆動させるトルクをタービンホイール２０に発生させる。
エンジン１０等の従来のタービンエンジンの１つの欠点は、タービン内にある。高効率及び高出力は、タービンホイール２０の高速回転に依存し、これはノズルガイドベーン３０間からの高温高速のガスジェットをタービンブレード３２に向けることにより達成される。タービンブレード３２にかかる機械的応力及び熱応力は、非常に高く、タービンブレード３２の材料特性によりエンジン効率が制限される。従って、高速ガスジェットを容易に得られたとしても、タービンブレードの寿命が短いために高速ガスジェットを効率的に利用することができない。排気ガスを薄めてガスジェットの温度と速度を下げ、タービンブレードの回転速度を抑えれば寿命を長くはできるが、それでは効率が下がり、出力も制限される。
【０００３】
タービンを使用することにより課される制限を克服するため、タービンのないエンジンが多数設計されており、その設計に関しては、米国特許第2,465,856号、米国特許第2,499,863号、米国特許第2,594,629号、米国特許第3,200,588号及び米国特許第6,295,802号を参照されたい。タービンのないそれらのエンジンの全ては、出力軸の周囲に複数の燃焼室が強固に配列され、出力軸へ略垂直に向けられたノズルを有している。燃焼室からノズルを介して排出された排気ガスは、出力軸の周囲の燃焼室を駆動してヘロンのアイオロス球（Hero's Aeolipile）に似た方法でトルクを発生させる。これらのタービンのないエンジンは、数ある他の理由の中でも、燃焼室の位置により生じる過度の慣性モーメントと過度のフープ応力が原因で普及していない。
米国特許第3,557,552号は、回転ノズルから噴出するガスがタービンに衝突する速度を落としたタービンを教示している。この特許では、ノズルを介して排出されるガスにより燃焼室及びノズルが回転するようになっている。同時に、ノズルから噴出するガスがタービンブレードにぶつかり、燃焼室とノズルが回転する方向と反対方向にタービンホイールを回転させる。双方の回転からトルクを抽出する。この設計の主な欠点は、上記のタービンのないエンジンの欠点と同様に、燃焼室（燃焼器バスケットと称す）が高いフープ応力を受けることである。この設計の別の欠点は、ラム効果を用いて空気を燃焼室に送るため、空気力学的入力損失が生じることである。
ロトジェットと呼ばれる別の設計が、“Weight-flow and thrust limitations due to the use of rotating combustors in a turbojet engine”by Lezberg, E.A.; Blackshear, P.L.; and Rayle, W.D. Research Memorandum RM E55K16 of the National Advisory Commitee for Aeronautics (1956)（「ターボジェットエンジンにおける回転燃焼器の使用による、ウェイト−フロー及び推力の限界」イー.エー.レツバーグ；ピー.エル.ブラックシアー；及びダブル.ディー.ライル著、（米国の）全国航空諮問委員会の研究備忘録ＲＭ  Ｅ５５Ｋ６(1956)）により教示されている。ロトジェットでは、圧縮機ステージ、タービン、軸線のずれた反応ノズルを有するラムジェットのような複数の燃焼室が共に回転する。上述のタービンのないエンジンと同様に、個々の燃焼室（ラムジェット）が激しいフープ応力を受ける。
【０００４】
エンジン１０のような従来のタービンエンジンの別の欠点は、エンジンの熱力学にある。ガスが燃焼室１２に入る前に非回転のステータベーン２４を介して圧縮機１４から噴出するガスを制動することにより、またタービンホイール２０を駆動させるためにガスがノズルガイドベーン３０を介して膨張する際のガスの膨張により、圧力が大きく下がり、実際の熱力学的サイクルが理想的なブレイトンサイクルから大きくかけ離れてしまう（付録を参照）。従って、エンジン１０等の従来のタービンエンジンは、本質的に非効率である。上述のその他のタービンエンジンもタービンエンジン固有の熱力学的な非効率の解決には至っていない。
互いに関連する米国特許第6,272,844号及び米国特許第6,460,343号には、タービンの入口の圧力の低下を低減するために、タービンの入口のステータを設けないタービンエンジンが教示されている。これらのエンジンでは、圧縮機の出口に旋回翼ステータを追加することにより、圧縮機の出口流の一部に渦流を発生させている。この解決策では、圧縮機からの空気が先ずロータの出口で拡散され、旋回翼で再度膨張し、圧力が更に低下するため非効率である。また、燃焼室が固定されているため、圧力が更に低下し、種々の固定エンベロープが形成される。更に、米国特許第6,272,844号及び米国特許第6,460,343号では、渦流と種々の固定エンベロープとの間の摩擦により、圧縮機が固定されているということ自体が、圧力低下を引き起こす。
【特許文献１】米国特許第2,465,856号
【特許文献２】米国特許第2,499,863号
【特許文献３】米国特許第2,594,629号
【特許文献４】米国特許第3,200,588号
【特許文献５】米国特許第6,295,802号
【特許文献６】米国特許第3,557,552号
【特許文献７】米国特許第6,272,844号
【特許文献８】米国特許第6,460,343号
【非特許文献１】“Weight-flow and thrust limitations due to the use of rotating combustors in a turbojet engine”by Lezberg, E.A.; Blackshear, P.L.; and Rayle, W.D. Research Memorandum RM E55K16 of the National Advisory Commitee for Aeronautics (1956)（「ターボジェットエンジンにおける回転燃焼器の使用による、ウェイト−フロー及び推力の限界」イー.エー.レツバーグ；ピー.エル.ブラックシアー；及びダブル.ディー.ライル著、（米国の）全国航空諮問委員会の研究備忘録ＲＭ Ｅ５５Ｋ６(1956)）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記従来のエンジン、特にタービンエンジンの上記欠点を克服することがエンジンに要求されている。
上記及びその他の目的は、本発明の軌道燃焼ノズル（ＯＣＮ）エンジンにより達成される。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明の教示によれば、ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；からなり、前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記外部ケーシングは、前記回転組立体と共に回転しないことを特徴とするエンジンが提供される。
本発明の特徴によれば、前記少なくとも１つの燃焼室は、略単一の環状燃焼室である。
本発明の特徴によれば、前記エンジンは、前記燃焼室内に燃焼室圧縮機を更に有する。一実施形態では、前記燃焼室圧縮機は、前記内部ケーシングに取り付けられた複数個のベーンを有する。
本発明の特徴によれば、前記回転組立体は、前記燃焼室内に配置された略環状のフレームホルダを更に有する。
本発明の特徴によれば、前記エンジンは、前記内部ケーシングを取り囲む略管状の要素を更に有し、前記管状要素の先端は、前記一次圧縮機からの空気流を外方空気流と内方空気流とに分割するように前記一次圧縮機の後部に配置され、前記外方空気流は、前記管状要素と前記外部ケーシングとの間にあり、前記内方空気流は、前記管状要素と前記内部ケーシングとの間にある。本発明のいくつかの実施形態では、前記内方空気流と外方空気流とを連通する複数個の孔が、前記略管状要素を貫通して設けられている。
本発明の特徴によれば、前記エンジンは、前記一次圧縮機と前記燃焼室との間に回転ディフューザを更に有する。本発明の更なる特徴によれば、前記回転ディフューザは、前記一次圧縮機の端末のブレードまで延びる延長部を有する。
【０００７】
本発明の特徴によれば、本発明のエンジンの前記回転組立体は、少なくとも１つの燃料噴射器を有する。
米国特許第6,272,844号及びそれに関連する米国特許第6,460,343号には、入口タービンステータを持たないエンジンが教示されている。これはタービンの入口での圧力低下を減少させるためである。渦流は、前記圧縮機の出口に旋回翼ステータを使用することにより前記燃焼室内に生成される。しかし、前記圧縮機の出口の空気は、ロータの出口で既に拡散されているため、この解決策は、効率的ではない。旋回翼内で空気を再度膨張させると、圧力は更に低下してしまう。
本発明は回転する燃焼室及びノズルホイールを介して圧縮機により発生される空気渦流を略維持することにより、上記のような圧力損失を防止している。
米国特許第6,272,844号及び米国特許第6,460,343号の別の欠点は、圧縮機空気流の一部だけに旋回翼により渦流が発生することである。これにより、タービン入口で渦流角速度が相対的に遅くなり、効率が悪くなる。
これに対し、本発明の教示によると、前記圧縮機からの空気流全体が空気渦流を作りだすため、渦流の角速度は、ノズルホイールの角速度と略同じになる。
米国特許第6,272,844号及び米国特許第6,460,343号の更に別の欠点は、渦流／固定エンベロープ摩擦により、静止圧縮機が圧力低下を引き起こすことである。
本発明のエンジンでは、ある作動条件下では軸方向の逆流が起こり得る。渦流を発生させて空気と燃料の混合効率を高めるという他のエンジン、例えばガスタービンエンジンでも軸方向の逆流が起きることが知られている。軸方向の逆流が生じると、燃焼器の後部からの高温の空気が前方に流れる。軸方向の逆流に対処するために、本発明の教示によれば、ａ．軸線を有する燃焼室と；ｂ．前記燃焼室と同軸であり且つ燃料室から半径方向内方で前記燃焼室内の軸方向の逆流を防止するように構成された燃焼室圧縮機とからなるエンジンが提供される。
【０００８】
本発明の特徴によれば、前記燃焼室圧縮機は、ｃ．少なくとも１つの円内で前記燃焼室の軸線回りに配列された少なくとも１つの燃焼室圧縮機用ブレードと；ｄ．前記燃焼室圧縮機用ブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を有する。
本発明の特徴によれば、前記焼室圧縮機は、ｃ．前記燃焼室と同軸の回転燃焼室内部ケーシングと；ｄ．前記回転燃焼室内部ケーシングに強固に取り付けられ、少なくとも１つの円内で前記燃焼室の前記軸線回りに配列された少なくとも２つの燃焼室圧縮機用のブレードと；ｅ．前記燃焼室圧縮機用ブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を更に有する。
本発明の特徴によれば、燃焼室圧縮機用ブレードは、軸線を中心として１つ或いは複数の円内に配列されており（好ましくは各円内で対称）、各円は少なくとも２つ、好ましくは３つ以上のブレードを有する。
燃焼エンジン、特に高温で作動するエンジンは、有害な汚染物質である窒素酸化物排気ガスをしばしば大量に発生する。この排気ガスを減少させる１つの方法は、排気ガスを燃焼混合気と混合することにより燃焼混合気の酸素含有量を減らすことである。この方法は、排気ガス再噴射として本技術分野で公知である。本発明のエンジン用の排気ガス再噴射の好ましい方法は、エンジン内には半径方向の圧力勾配が存在し、またエンジンの軸線に近づくほど、更にエンジンの軸線から遠ざかるほど静圧が低くなるという現象を利用している。従って、本発明の教示によれば、燃料と空気の混合気が燃焼する燃焼室を有するエンジンにおける窒素酸化物排気減少方法であって、ａ．エンジンの第１の領域において排気ガス、燃料及び空気を混合することにより可燃性混合気を作るステップと；ｂ．前記燃焼室内で前記可燃性混合気を燃焼させるステップと；からなり、前記排気ガスは、前記第１の領域よりも高い静圧を有する前記エンジンの第２の領域から得られる方法が提供される。
タービンエンジンのタービンブレードは、高い遠心応力にさらされ、その結果、高温でのクリープによりしばしばその基部で破断が生じる。特別な冷却チャネルを有しタービンブレードに冷却流体を噴射する従来の好適な方法は、高価なものである。本発明のエンジンのノズルホイールが受ける遠心応力もまた問題であり、実際に、これはブレードを有する回転ホイール（ここではブレード付き回転ホイールと称する）を有する他の装置も直面する一般的な問題である。従って、本発明の教示によれば、ブレードの基部を通り回転軸線の端部に固定されるブレード付き回転ホイールのブレードの冷却方法であって、ａ．回転軸線と共に回転すると共に、入口及び出口を有する少なくとも１つの略軸方向のチャネルを提供するステップと、ｂ．前記入口を介して前記チャネルに冷却流体を供給するステップと；ｃ．前記チャネルから出る冷却流体を、冷却すべきブレードの基部で前記出口を通過させるステップと、からなる方法が提供される。
特に出口からの冷却流体を十分に流すには入口の圧力が低すぎるような場合に冷却効率を高めるには、出口から出る冷却流体の圧力をチャネル内に配置された増圧装置、例えば上述の燃焼室圧縮機を用いて高める。本発明の特徴によれば、ブレード付き回転ホイールは、ノズルホイール或いはタービンであり、ブレードは、それぞれノズルホイールブレード或いはタービンブレードである。
【０００９】
本発明の特徴によれば、出口から出た冷却流体を冷却されるブレードの先端に沿って運ぶために遠心力が使用される。
米国特許第6,272,844号は、回転タービンホイールに回転ブレード付きディスクが取り付けられたタービンブレードの冷却方法を教示している。圧縮機からの冷却空気の一部が通路を介して運ばれ、それぞれのタービンブレードの前に出てくるという効果がある。冷却空気が、それぞれのタービンブレードを包囲し、冷却する。本発明に見掛け上類似しているが、米国特許第6,272,844号の教示が、その記載の通りに機能するかどうかは非常に疑わしい。
上記の解決策の主な問題点は、通路（米国特許第6,272,844号の符号４０）の入口に入った空気が通路を通過して冷却出口（米国特許第6,272,844号の符号４４）から出てくることができない点である。これは、入口の空気には遠心力が作用しておらず、入口付近の静圧は、出口の静圧より一層低いためである。実際に、このような条件では、高温の空気は、タービンの周囲から放射方向に流れ、タービンブレードを冷却ではなく、むしろ加熱しつつ軸線に向けて流れるであろう。
本発明の教示によれば、トルク発生方法であって、ａ）軸線回りに第１の角速度で回転する流体渦流を供給するステップと；ｂ）前記軸線回りに第２の角速度で軸上で回転する少なくとも１つのノズルに前記渦流からの流体を向けるステップと；ｃ）前記軸からトルクを抽出するステップと；からなる方法が提供される。
本発明の特徴によれば、前記第１の角速度及び第２の角速度は、略同じである。本発明の特徴によれば、非回転の外部ケーシングで前記渦流を包囲する。
本発明の教示によれば、トルク発生方法であって、ａ．軸線回りに第１の角速度で回転する圧縮空気の渦流を発生させるステップと；ｂ．可燃性燃料を前記圧縮空気と混合するステップと；ｃ．前記渦流内で前記可燃性燃料を燃やすステップと；ｄ．前記燃焼で加熱された流体を、前記渦流から前記軸線回りに第２の角速度で軸上で回転する少なくとも１つのノズルに向けるステップと；ｅ．前記軸からトルクを抽出するステップと；からなる方法が提供される。
本発明の特徴によれば、前記第１の角速度と第２の角速度は、略同じである。本発明の更なる特徴によれば、非回転の外部ケーシング内で前記空気の渦流を包囲する。本発明の更なる特徴によれば、前記渦流は、前記第２の角速度で前記過流軸線回りに回転する圧縮機により発生される。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
以下に本発明を、図面を参照しつつ、例示目的で説明する。
本発明のエンジンは、共回転圧縮機と、非回転の外部ケーシング内に収納されたノズルホイールとからなる回転組立体を有し、これにより回転燃焼室を規定することを特徴とする。従来のタービンと比較して、本発明のエンジンにはタービンホイールがなく、トルクは、回転ノズルホイールを使用して発生し、また回転組立体と共に回転する空気の渦流で燃焼が生じるため、本発明のエンジンは、軌道燃焼ノズル（ＯＣＮ）エンジンと呼ばれる。
本発明によるＯＣＮエンジンの原理及び作動は、図面を参照して以下の記載により理解されるであろう。図面では、同じ参照符号は、同じ部品を示す。
限定を目的としない、ＯＣＮエンジン４０の実施形態を図２に示す。同図及び以下のその他の図面は、主として断面図である。断面で示されていないのがどの要素か（例えば空気スロット８２）は、以下の記載から明らかとなろう。ＯＣＮエンジン４０は、図１に示したタービンエンジン１０等の従来のターボジェットエンジンに似ている。従来のターボエンジンと同様に、ＯＣＮエンジン４０は、圧縮機４２及び燃焼室４６を有する。しかし、非回転のターミナルステータベーン２４が圧縮機１４からの圧縮空気を燃焼室１２に向けるタービンエンジン１０とは異なり、ＯＣＮエンジン４０では、空気は、回転ディフューザブレード４４により圧縮機４２から燃焼室４６に向けられる。また、タービンエンジン１０の燃焼室１２とは異なり、ＯＣＮエンジン４０の燃焼室４６は、回転燃焼室である。ＯＣＮエンジン４０の燃焼室４６は、図２Ａに詳細に示されている。またタービン１６の代わりに、圧縮機駆動ノズルホイール５０を使用してトルクセクション４８内に圧縮機４２を駆動するトルクが形成される。
エンジン４０の軸線が回転軸５２により決定される。ＯＣＮエンジン４０は、回転軸５２を含む回転組立体５４（図２Ｂ参照）を有する。回転組立体５４には、軸ステージ圧縮機ロータ６４、圧縮機インペラ６８、フレームホルダ５８、内部ケーシング６０及び圧縮機駆動ノズルホイール５０が連結されている。ＯＣＮエンジンの幾つかの実施形態では、回転組立体５４の要素の幾つかは、回転軸５２に直接設けられておらず、例えば内部ケーシング６０を介して非間接的に設けられている。重要な事は、ＯＣＮエンジン４０の作動中、回転組立体５４の全ての部品がエンジン４０の軸線回りに同じ角速度で回転することである。ＯＣＮエンジンのある実施形態では、エンジンの他の構成要素も対応する回転組立体の一部である。回転組立体５４は、非回転の外部ケーシング６２内に収納されている。固定外部ケーシング６２の内面は、燃焼室４６の一部と考えられている点が重要である。
【００１１】
圧縮機
エンジン１０等の従来のタービンエンジンと同様に、本発明の教示に従って製造したＯＣＮエンジンは、圧縮機を有している。ＯＣＮエンジンの圧縮機は、従来の圧縮機と略同じであり、遠心流圧縮機、軸流圧縮機或いは二軸遠心流圧縮機等のタービンエンジンに共通して使用される種類のものである。これら種々の圧縮機の構成の利点は、当業者に公知であるため、ここでは論じない。
しかし、エンジン１０等の従来のタービンエンジンとＯＣＮエンジンの圧縮機４２との重要な違いは、ＯＣＮエンジンには固定ステータ２４がないことである。このことはディフューザに関する記載で論じる。
図２のＯＣＮエンジン４０は、２つの軸圧縮機ロータ６４と、ステータベーン６６と、遠心インペラ６８を有する二軸遠心圧縮機４２を備えている。
留意すべき重要な点は、本発明の幾つかの実施形態では、エンジンが複数の圧縮機を備えていることである。従って、ある場合、ＯＣＮエンジン４０の圧縮機４２は、第１圧縮機と呼ばれる。
【００１２】
回転ディフューザ
エンジン１０等の従来のタービンエンジンは、燃焼室１２を通過する軸線方向の空気流を有する。固定ディフューザステージを構成する非回転のターミナルステータベーン２４の機能は、圧縮機ロータ１４からの空気を受け、空気流を軸線回りに流し、速度を静圧に変換することである。エンジン１０等の従来のタービンエンジンでは、通常、空気は秒速４００ｍの速度でディフューザステージに入り、非回転のターミナルステータベーン２４の効果とディフューザとにより秒速７０ｍの速度まで速度を低下させる。この制動により圧縮機効率の５％から１０％の損失が生じる。
これに対し、ＯＣＮエンジンでは、燃焼室に入った空気は、エンジンの軸線回りの渦流に沿って流れる。従って、ＯＣＮエンジンは、固定ディフューザステージを有していないが、回転ディフューザステージを有している。ＯＣＮエンジンでは、回転ディフューザは、圧縮機から出た空気流を燃焼室に向けると共に、相対速度を静圧に変換する。しかし、空気渦流は減衰されず、むしろ好ましく強化される。
最も簡潔な実施形態において、ＯＣＮエンジンのディフューザステージは、ターミナル圧縮機ロータ或いはインペラのブレードの延長線としての回転ディフューザブレードを有する。ディフューザブレードが回転する室は、対応する圧縮機インペラから出た空気の渦流の回転が燃焼室に向けられるような形状となる。更に、インペラからディフューザを介して起こる空気流の速度の低下により、空気流の静圧が増加し、ガス渦流の回転モーメントが保持されるか増加する。ＯＣＮエンジン内の空気の速度は、回転部品について測定されるため、ディフューザを介することによる減速により、速度低下は、例えば秒速約２００ｍ（相対速度）から１００ｍまで低くなり、圧縮機効率の損失は、僅か２％ほどとなる。
図２及び図２ｂに示すように、ＯＣＮエンジン４０の回転ディフューザブレード４４は、遠心インペラ６８のブレードの単に物理的延長線である。回転ディフューザブレード４４は、エンジン４０の回転燃焼室４６に入るガス渦流の回転モーメントを高める。
【００１３】
回転燃焼室
従来のタービンエンジン用として多くの燃焼室の構成がある。ＯＣＮエンジンでは、燃焼室は、エンジン自身の中央軸線を中心とする渦流に沿ってガスが流れるという略渦流環状タイプの燃焼室である。しかし、ガス渦流は圧縮機、ディフューザ及び圧縮機駆動ノズルホイールと略同じ角速度で回転するため、基準となる回転組立体フレームにおける燃焼室は、渦速度が比較的遅い（秒速約８０ｍ）軸流タイプの燃焼室である。
構造上、ＯＣＮエンジンの燃焼室、例えば図２Ａに示すＯＣＮエンジン４０の燃焼室４６は、回転組立体５４及び非回転外部ケーシング６２の内面により規定される単一の環状室である。
ＯＣＮエンジン４０の作動中、回転ディフューザブレード４４により噴射される空気は、回転フレームホルダ５８の一部を構成する回転噴射器７４からの燃料と混合される。回転フレームホルダ５８により燃焼のための一次ゾーンが形成され、同形の環状フレームを発生させる。
燃料噴射器の配置
ＯＣＮエンジンにおける燃料噴射器の第１の好ましい配置場所は、図２、２Ａ及び２Ｂに示すようなフレームホルダに連続した位置か、或いはそれに近接する位置であり、その位置ではＯＣＮエンジン４０の回転噴射器７４が回転フレームホルダ５８の一部となる。
ＯＣＮエンジンにおける燃料噴射器の第２の好ましい配置場所は、燃焼室４７について図３に示すような空気渦流が回転ディフューザから出て燃焼室に入る領域である。ディフューザと燃焼室との境界面での渦流は、同質な燃料と空気の混合気を生成するための効果的な予め混合する燃焼ゾーンである。この同質の拡散により窒素酸化物の排気量が比較的少ない希薄混合気の燃焼を可能にする。
【００１４】
回転燃料噴射器
図２、２Ａ及び２Ｂに示すＯＣＮエンジン４０では、燃料は、回転軸５２を貫通する燃料チャネル７６を通過して回転燃料噴射器７４に流れ込み、回転フレームホルダ５８を介して燃焼室４６に入る。一般に、回転燃料噴射器７４を備えたＯＣＮエンジンは、静止燃料噴射器を備えたＯＣＮエンジンよりも更にコンパクトである。また、回転燃料噴射器を使用する際には、遠心力により噴射器から燃料が噴霧されるため、高圧燃料ポンプは不要である。
静止燃料噴射器
図２、２Ａ及び２Ｂに示すＯＣＮエンジン４０は、回転燃料噴射器７４を有しているが、その代わりに、ＯＣＮエンジンは、図３に示すように静止燃料噴射器７４ｂを有していてもよい。
図３では、ＯＣＮエンジンの燃焼室４７は、図２Ａの燃焼室４６と似ているが、重要な違いの１つは回転燃料噴射器が静止燃料噴射器７４ｂと置き換えられている点である。静止燃料噴射器７４ｂは、ディフューザと燃焼室との境界面で燃焼室４７から現れている。
静止燃料噴射器７４ｂを介して噴射される燃料と空気との混合は、静止燃料噴射器７４ｂと比較した場合の燃焼室内の空気渦流により、回転燃料噴射器７４を介して噴射される燃料と空気との混合よりも一層効果的に行われる。従って、静止燃料噴射器７４ｂは、大きな燃焼室を有する静止ＯＣＮエンジンに使用するのが好ましい。
【００１５】
回転フレームホルダ
図２、２Ａ及び２Ｂに示すＯＣＮエンジン４０、及び図３に示す燃焼室４７では、同様に回転フレームホルダ５８を使用して一次ゾーンが形成される。回転フレームホルダ５８は、回転組立体５４の一部と考えられる。ＯＣＮエンジンの幾つかの実施形態では、一次ゾーンは、外部ケーシング６２に取り付けられた非回転のフレームホルダ（図示せず）を使用して形成される。回転フレームホルダ５８或いは非回転のフレームホルダの設計及び配置は、当業者にとって公知である。タービンエンジンの燃焼室では、フレームホルダを使用するのは例外的であり、フレームホルダは、ラムジェットエンジン或いは従来のタービンエンジンのアフターバーナーで使用される程度である。
ＯＣＮエンジンの好適な実施形態では、環状フレームホルダが使用される。環状フレームホルダの詳細については後述する。
希釈及び断熱
ＯＣＮエンジンでは、排気ガスの希釈の好ましい方法は、内部ケーシングを介して或いは内部ケーシングと外部ケーシングの双方を介して燃焼室内に噴射される空気による方法である。
図２Ａに示す燃焼室４６及び図３に示す燃焼室４７では、圧縮機４２からのある割合の空気が冷却チャネル７８を介して内部ケーシング空気スロット８０から燃焼室４６に送られる。
図２Ａでは、冷却チャネル７８は、冷却空気を圧縮機４２から運ぶ内部ケーシング６０を介する複数の冷却チャネルの１つである。
これに対し、図３に示す燃焼室４７の冷却チャネル７８は、内部ケーシング６０と管状要素７９との間に形成される空間により規定されている。管状要素７９は、内部ケーシング６０と同軸で且つそれを包囲するように配置され、４つのリング支柱８６ａ、８６ｂ、８６ｃ及び８６ｄにより内部ケーシング６０と強固に連結されている。支柱８６ａ、８６ｂ、８６ｃ及び８６ｄは、管状要素７９と共に「燃焼室圧縮機」を規定するように配置されている。この詳細については後述する。
内部ケーシング空気スロット８０を介して噴射される希釈空気の利点は、２つある。第１の利点は、内部ケーシング空気スロット８０が回転するためにそれを介して噴射される空気は角度を成して運動し、従って空気渦流を妨害しない点である。第２の利点は、内部ケーシング空気スロット８０を介して噴射される、より冷たい、従ってより濃い空気が遠心力により外部ケーシング６２に向けて外方に運ばれる点である。希釈空気は、排気ガスと効果的に混合される。
【００１６】
外部ケーシング
上記序文で述べたように、回転燃焼室を有する従来のタービンエンジンは、回転外部ケーシングを有する。その結果、従来のタービンエンジンの回転外部ケーシングは、到達可能な最大回転速度を最終的に制限し、出力を削減する高いフープ応力を受ける。これに対し、ＯＣＮエンジンは、外部ケーシングのフープ応力を受けない。ＯＣＮエンジンの外部ケーシングが空気渦流を共に回転しないということの欠点は、空気渦流の圧力を約２％低下させる流れ摩擦がある点である。ＯＣＮエンジンでは、外部ケーシングの開口部を介して燃焼室に空気を噴射し、空気渦流／外部ケーシングの境界における流れを乱流に変えることにより流れ摩擦を低減させることができる。また、外部ケーシングを介して噴射される空気は、断熱空気ブランケットを維持する助けとなる。また、外部ケーシングを介して噴射される空気は、排気ガスを希釈する。
図２Ａに示す燃焼室４６及び図３に示す燃焼室４７では、空気は外部ケーシング６２における外部ケーシング空気スロット８２を介して噴射される。上述のように、この噴射により空気渦流と外部ケーシングとの間の流れ摩擦を低減し、断熱空気ブランケットを維持する助けとなり、外部ケーシングを保護し、排気ガスを希釈する。
図３の燃焼室４７では、燃焼室４６の外部境界線を規定する外部ケーシング６２の内面の断面形状は外側に凸状となっている。外側に凸状の断面形状は、遠心力により外部ケーシング６２に運ばれる内部ケーシング空気スロット８０を介して噴射される冷却空気をとらえるのに効果的である。このようにして、外部ケーシング６２の過熱を防ぐべく、自己補充型の断熱空気ブランケットが形成される。
【００１７】
環状フレームホルダを有する内部ケーシング
図４は、図２Ａに示したＯＣＮエンジン４０の燃焼室４６に類似したＯＣＮエンジンの燃焼室４９を示す。重要な違いの１つは、図２Ａに示した燃焼室４６の回転フレームホルダ５８、冷却チャネル７８及び内部ケーシング空気スロット８０が燃焼室４９内の環状フレームホルダ８４に置き換えられている点である。環状フレームホルダ８４（斜線部分）は、フレームホルダの機能と、構造上簡素であるが高い効率を持つ構成要素における希釈要素の機能とを組み合わせている。また、環状フレームホルダ８４は、圧縮機駆動ノズルホイール５０を効果的に冷却する。この詳細については後述する。環状フレームホルダ８４は、複数の支柱８６により内部ケーシング６０に取り付けられた略管状の構造体である。環状フレームホルダ８４の先端８８は、空気渦流に乱流或いは衝撃波を生じさせないように流線形となっている。先端８８からの環状フレームホルダ８４の断面は、段差部９２で終端する第１脚部９０を有する。段差部９２からの環状フレームホルダ８４の断面は、第２脚部９４に続く。要約すると、環状フレームホルダ８４の断面は、略銛（もり）状或いはＺ状である。
空気渦流内の環状フレームホルダ８４は、空気流を２つの異なる空気流、即ち環状フレームホルダ８４と外部ケーシング６２との間の第１の外方空気流と、環状フレームホルダ８４と内部ケーシング６０との間の第２の内方空気流に分割する。内方空気流と外方空気流へ進路を変える空気流の理想的な割合は、多くの要因に依存するが、現在のところ、全体の空気流の２５％から３５％が外方空気流に向けられるのが好ましいと考えられている。
【００１８】
空気流内の環状フレームホルダ８４に段差部９２があることにより、軸方向に比較的低速で移動する空気を生成し、その結果、燃焼室４６内の一次ゾーンとして作用する。
空気を内方空気流から環状フレームホルダ８４を介して流し、特に一次ゾーン内と希釈ゾーン内の外方空気流と合流させる複数の通路、即ち貫通孔９６が環状フレームホルダ８４を介して配置されている。通路、即ち貫通孔９６の寸法、形状及び分布は、環状フレームホルダ８４を効率的に冷却すると共に、燃焼の間に一次ゾーン及び二次ゾーンが効率的に混合及び希釈を行えるように選択される。好適な実施形態では、内方空気流の全てを、環状フレームホルダ８４を介して外方空気流と合流させるのではなく、圧縮機駆動ノズルホイール５０を効果的に冷却するように、多くの内方空気流を環状フレームホルダ８４の後端部を越えて通過させている。この詳細は後述する。
特に、図４は、環状フレームホルダ８４を貫通する２種類の貫通孔を示している。
第１のタイプの貫通孔９６ａ及び９６ｂの寸法、形状及び環状フレームホルダ８４を介する方向は、内方空気流からの空気を第２の脚部９４と略平行にように漏出するように設計されている。このように、第２の脚部９４は、貫通孔９６ａ及び９６ｂを介して流れる空気の膜により、一次ゾーン内の燃料の燃焼により発生する熱から断熱されている。
第２のタイプの貫通孔９６ｃ及び９６ｄの寸法、形状及び環状フレームホルダ８４を介する方向は、内方空気流からの空気を漏出して、外方空気流を希釈すると共に、第２の脚部９４と平行に流れる空気と接触している冷却空気の断熱膜を形成するように設計されている。重要な点は、貫通孔９６ｃ及び９６ｄの配置が、外方空気流からの空気と混合しない内方空気流からの濃い冷却空気が遠心力により外部ケーシング６２の内面に運ばれるようになっていることである。このように、外部ケーシング６２の内面に沿って、図２Ａに示す燃焼室４６用に連続的に補充される断熱冷却空気層が形成される。
【００１９】
上述のように環状フレームホルダを使用すると、エンジンの軸線に垂直に発生する温度勾配が理想的なものに近いことは、当業者であれば理解されるであろう。機械的構造物、即ち環状フレームホルダ８４及び外部ケーシング６２の近傍では、空気温度は比較的低い。反対に、一次ゾーンの中心では、空気温度は高い。
複数個の支柱８６は、セット毎に放射状に配置されており、各セットは、内部ケーシング６０の周囲の略平行な支柱のリングとして配列されている。支柱８６は、圧力損失を最小とするために、エアフォイルの形状とするのが好ましい。支柱８６は、４つの主要な目的を有する。
支柱８６の第１の主要な目的は、構造上、環状フレームホルダ８４を適所に保持することである。
支柱８６の第２の主要な目的は、冷却空気の断熱ブランケットを形成し、一次ゾーンから内部ケーシング６０へのフレームの移動を防ぐことである。
ＯＣＮエンジンでは、空気渦流は、外部ケーシングに向かって増加する静圧勾配を燃焼室内に放射方向に生じさせる。この勾配の作用の１つとして、ある条件下では、圧縮機駆動ノズルホイールの近傍から高温排気空気が内部ケーシングに沿ってエンジンの前方に向かって逆流してしまう。従って、支柱８６の第３の主要な目的は、ＯＣＮエンジン内の空気渦流から生じる、内部ケーシング６０に沿った圧縮機駆動ノズルホイール５０からの逆流を防ぐことである。これを達成する好適な方法は、燃焼室４９内に圧縮機を規定するように、支柱８６の何本かの角度を変えることである。この燃焼室圧縮機は、内方空気流の圧力を高め、圧縮機駆動ノズルホイール５０からの逆流を防止する。
第３の主要な目的に関連して支柱８６の第４の主要な目的は、内方空気流の圧力を高めて一次ゾーンの希釈を向上させることである。内方空気流からの希釈は、遠心力と、内方空気流を形成する冷却空気の高い濃度によっても支援されているが、燃焼室圧縮機の結果として、希釈は更に効果的となる。
【００２０】
図４に示すＯＣＮエンジンの燃焼室４９では、支柱８６は４つのリング状に配置されている。第１のリングを構成する支柱８６ａは、ベーンの形状であり、エンジンの軸線との平行線から約３０°から約５０°の角度で配置される。第２のリングを構成する支柱８６ｂは、ベーンの形状であり、エンジンの軸線との平行線から約１０°から約２０°の角度で配置される。従って、支柱８６ａ及び８６ｂは、燃焼室圧縮機の概念を実現する。第３のリングを構成する支柱８６ｃ及び第４のリングを構成する支柱８６ｄは、主に構造上の機能を有し、ベーンの形状であり、エンジンの軸線と略平行である。
図５は、図４にも示したように支柱８６ｂを介する燃焼室４９の軸線に垂直な横断面図である。同図では、支柱８６ｂは、環状フレームホルダ８４を内部ケーシング６０に取り付けている。更に、支柱８６ｂは、エンジンの軸線に対して角度を成して配置されている。このように、内部ケーシング６０、支柱８６ｂ及び環状フレームホルダ８４は、燃焼室圧縮機を規定している。
当業者であれば、ＯＣＮエンジン以外のタイプのエンジンには、軸方向の逆流の問題を有するものもあることを認識している。上記燃焼室圧縮機の記載を読んだ当業者にとって、本発明の教示を実施して適切な修正を行った他のタイプのエンジンにおいて、軸方向の逆流により生じる問題を如何にして克服するかは明らかであろう。
ＯＣＮエンジンにおいて、環状フレームホルダ８４のようなホルダを実現する際に対処すべき設計上の問題は、環状フレームホルダが受けるフープ応力である。先ず、重要な点は、環状フレームホルダの半径が小さいとフープ応力は本質的に低いことである。また、環状フレームホルダは、半径方向の支柱により内部ケーシングに支持された一般に小さな１つの構成要素であるため、環状フレームホルダを超合金やセラミック材料で強固に製造することにより、フープ応力に関する問題を適切な費用で解決することができる。
【００２１】
排気ガスの再噴射
本技術分野において、排気ガスを一次ゾーンに再噴射して酸素含有量と窒素酸化物の排出量を減らすことは公知である。ＯＣＮエンジンでは、燃焼室内の半径方向の静圧勾配が外部ケーシングに向かって増加するため、排気ガスの再噴射は、簡単に達成可能である。
図４は、ＯＣＮエンジンの排気ガスの再噴射を示す。外部ケーシング６２内の排気ガス再噴射入口７７は、圧縮機駆動ノズルホイール５０の上流に設けられている。排気ガス再噴射出口７９は、環状フレームホルダ８４により形成される一次ゾーンの近傍で、内部ケーシング６０のできるだけ近くに設けられている。排気ガス再噴射出口７９と排気ガス再噴射入口７７は、排気ガス再噴射パイプ８１を介して互いに連通しており、これにより、排気ガス再噴射入口７７からのガスを排気ガス再噴射出口７９に流すことができる。燃焼室４６内に延びた排気ガス再噴射パイプ８１の一部は、燃焼室４６内で乱流が空気渦流に生じさせないように流線型を成している。排気ガス再噴射パイプ８１は、弁８３を貫通している。弁８３は、必要に応じて排気ガスの再噴射を調整するよう構成されている。
排気ガスの再噴射を行う場合には、弁８３を開く。排気ガス再噴射入口７７は、静圧が高いエンジンの軸線から遠く、また排気ガス再噴射出口７９は、静圧が低いエンジンの軸線に近いため、酸素の低い排気ガスが排気ガス再噴射パイプ８１を通って燃焼室４６の一次ゾーン内に流れる。
【００２２】
トルクセクション：圧縮機駆動ノズルホイール
従来のタービンエンジン１０のタービンは、単数或いは複数のステージを有する。各ステージは、放射方向に配置された複数のノズルガイドベーン３０を有する非回転のノズルホイールと、放射方向に配置されたタービンブレード３２を有するタービンホイール２０とを有する。ノズルガイドベーン３０は、燃焼室１２からの空気流をエンジンの軸線の平行線に対して鋭角、典型的には２５°から３５°に向ける。タービンブレード３２は、推力、反力或いは推力／反力のエアフォイル断面を有する。この断面は、効率的なタービン作動に必要ではあるが、エアフォイルの一方の面に発生する吸引力、及び他方の面に発生する圧力により多くのエネルギが失われ、隣り合う２つのブレードの間に二次的な流れが生じる。より重要な点として、タービンブレードのこの断面では、先端及び後端で超音速の衝撃波が発生するのを防ぐために、ベーンに沿う空気流が音速以下であることが必要となる。流速が音速以下であるという要件により、タービン圧力比が制限され、マルチステージのタービンが要求される場合には、エンジンがより複雑になる。例えば、燃焼室内の圧力が２５バールである典型的な従来のタービンエンジンでは、タービンの各ステージは、超音速流を避けるために約２．５から３．０の圧力比の制限がある。従って、このような典型的なエンジンでは、本質的に複雑で付随的な費用も必要となる３つのステータと３つのタービンを有していなければならない。
【００２３】
これに対し、図２に示したＯＣＮエンジン４０は、タービンホイールも非回転のノズルホイールも備えておらず、回転組立体５４の一部としての圧縮機駆動ノズルホイール５０のみを備えている。圧縮機駆動ノズルホイール５０は、回転軸５２に取り付けられたハブから外方に放射状に広がる複数のノズルホイールブレード９８からなる。図６Ａは、３つのブレード９８と２つのノズル１０２を有する圧縮機駆動ノズルホイール５０の軸方向断面図である。図６Ａに示すように、隣り合う２つのノズルホイールブレード９８は、ノズル１０２を規定する。ノズル１０２は、縮小／拡大形状を有するのが好ましい。
ＯＣＮエンジン４０等のＯＣＮエンジンでは、タービンなしにトルクが発生するため、ノズル１０４の出口角度は実質的に約０°（エンジンの軸線に平行）から約９０°（エンジンの軸線に対して垂直）の間の角度でよい。当業者にとって明らかなように、より多くのトルクが必要な場合には、ノズル１０４から噴出するガスジェットの速度が大きな軸方向構成要素を有するようにノズル１０４の出口角度を小さく（エンジンの軸線に対して平行に近づける）する。これに対し、より多くのトルクが必要な場合には、ノズル１０４の出口角度を大きく（エンジンの軸線に対して垂直に近づける）し、原則として、エンジンの軸線に対してできるだけ垂直に近づける。このようにして、最大トルクが得られる。
図６Ａにおいて、ノズルホイールブレードは、ノズル１０２を噴出するガスジェットの出口角度がエンジンの軸線（図面では分かりやすいように誇張されている）の平行線に対して８２°傾斜するように配置されている。
ＯＣＮエンジンの作動中、空気渦流は、圧縮機駆動ノズルホイール５０及びノズルホイールブレード９８と共に回転し、ノズル１０２を通過する。ガスは、圧縮機駆動ノズルホイール５０の背圧に依存する出口速度まで加速される。ノズル１０２の縮小／拡大形状により、この速度は、相対的流れにおいて超音速となってもよいが、出口の絶対速度は、音速以下のままである。このようにすることで、圧力損失は、最小となり、膨張効率は、最大となる。
【００２４】
圧縮機駆動ノズルホイールの冷却
従来のタービンエンジン１０の欠点の１つは、熱応力及び機械的応力が非常に高いため、タービンブレードがしばしば基部で破損してしまうことである。タービンブレードの応力を低減させる１つの好ましい解決策は、ブレードの内部に延びる冷却チャネルに冷却空気を通し、ブレード表面に空けた穴から出すことである。このように冷却するようなタービンブレードは、タービンエンジンがより複雑となり費用も嵩み、また空気は、ブレードを冷却するが、タービン全体にわたっては使用されないため、タービン効率が低下する。
米国特許第6,272,844号では、回転タービンに取り付けられた回転ブレード付きのディスクが遠心力により圧縮機から各タービンブレードに開口する多数の通路に空気を押し出して各ブレードを冷却空気で包むという方法が教示されている。
ＯＣＮエンジンでは、ノズルホイールブレードは、回転組立体の一部として内部ケーシングと共に回転するため、ノズルホイールブレードを後述のように効率的に冷却することができる。
図３に示すＯＣＮエンジンでは、ノズルホイールブレード９８を冷却する空気が冷却チャネル７８を介してブレード冷却ノズル１０４に送られる。図４に示すような環状フレームホルダを有するＯＣＮエンジンでは、ノズルホイールブレード９８を冷却する空気は、内部空気流の一部をブレード冷却ノズル１０４に向けることにより、ブレード冷却ノズル１０４に送られる。
図３及び４において、図６Ａ及び６Ｂに示すように対応するノズルホイールブレード９８の基部で、各ブレード冷却ノズル１０４から冷却空気が現れる。図６Ｂは、本発明の方法による圧縮機駆動ノズルホイール５０のブレード９８の基部の冷却の詳細を、ＯＣＮエンジンの軸線と同軸の円筒状平面において断面で示す。
対応するノズルホイールブレード９８の基部の冷却だけにとどまらず、ブレード冷却ノズル１０４からの高濃度の冷却空気が遠心力によりノズルホイールブレード９８に沿って膜として送られ、ノズルホイールブレード９８のかなりの長さにそって冷却を行う。従って、従来の冷却タービンブレードでは冷却通路を通る空気流、貫通孔の位置及び形状寸法などの要因によって冷却効率が制限され、上記ブレードの冷却が、ブレード及び先端の最も高温の部分を始点とする断熱ブランケットを形成する。また、本発明の教示に従ってブレードを冷却した場合、冷却空気がタービンディスクや冷却通路を通過する際に、従来の冷却タービンブレードとは異なり、冷却空気が加熱されることはない。
【００２５】
上述のように、ＯＣＮエンジンのある特定の作動状態では、内部ケーシング６０の表面に沿ってトルクセクション４８の近傍から逆流を生じさせるのに十分な軸方向の圧力勾配を空気渦流が発生させることは、当業者であれば認識できよう。図３の燃焼室４７或いは図４の燃焼室４９では、この逆流は、冷却空気が冷却ノズル１０４から出てくることを妨げるため冷却効率を下げてしまう。従って、冷却ノズル１０４から出てくる空気の圧力を増すことが必要である。このために、燃焼室圧縮機を設ける。
図４の燃焼室４９では、上述のように、環状フレームホルダ８４と共に燃焼室圧縮機が存在するように支柱８６ａ及び８６ｂが配置されている。回転組立体５４の一部である内部ケーシング６０が回転すると、支柱８６ａ及び８６ｂと環状フレームホルダ８４も回転し、内部空気流の圧力とブレード冷却ノズル１０４から出る空気の圧力を増加させる。
同様に、図３の燃焼室４７においても支柱８６ａ及び８６ｂが上述のように配置され、支柱８６ａ及び８６ｂは、管状要素７９及び内部ケーシング６０と共に、燃焼室圧縮機を規定する。回転組立体５４の一部である内部ケーシング６０が回転すると、支柱８６ａ及び８６ｂと管状要素７９も回転し、ブレード冷却ノズル１０４から出る空気の圧力を増加させる。
ノズルホイールブレードを上記のように冷却すると、ＯＣＮエンジンの作動温度を従来のタービンエンジンのものよりも十分に高めることが可能となることは明らかである。作動温度を高めれば、エンジン効率を高めることができる。
当業者であれば、ブレード付き回転ホイールを回転軸に取り付けた従来のタービンエンジン或いはその他の装置に適切な修正を行って本発明の教示に従ってＯＣＮエンジンノズルホイールブレードを冷却することは理解できよう。これを行うには、冷却流体を略平行にチャネルを通過させ、軸と共に回転させ、ブレード付き回転ホイールの各ブレードの基部の近傍の開口部から出せばよい。
【００２６】
フリーノズルホイール
単一の圧縮機駆動ノズルホイールを使用した際に、ＯＣＮエンジンのサイクル圧力比が効率的な利用には高すぎる場合（約６：１）、第２の逆回転フリーノズルホイールを使用する。２つのノズルホイールの間には静止ガイドベーンは、不要である。機能的には、フリーノズルホイールは、従来のタービンエンジンのフリータービンと同様に作動する。しかし重要な点は、ＯＣＮエンジンのフリーノズルホイールは、従来のタービンエンジンのフリータービンよりも遙かに効率的なことである。それが遙かに効率的である理由は、ＯＣＮエンジンの圧縮機駆動ノズルホイールで論じたものと同じ理由により、フリーノズルホイールのノズル角度が類似するフリータービンブレードのノズル角度よりも大幅に大きいからである。
図７は、図２に示すターボジェットＯＣＮエンジン４０に類似したＯＣＮエンジン１０６のターボ軸の実施形態を示す。両者の相違点の中でも、とりわけ大きな相違点は、ＯＣＮエンジン１０６のトルクセクション４８に圧縮機駆動ノズルホイール５０の他にフリーノズルホイール１０８が設けられている点である。当業者にとって明らかなように、この設計は、コンパクトで効率的であるだけでなく、２つの膨張ステージで約２４：１までのサイクル圧力比を扱うことができる。
２つのノズルホイール５０及び１０８の逆回転の利点は、ジャイロスコープの力が低減されることである。ジャイロスコープの力を低減することができることで、２つのノズルホイールを有するＯＣＮエンジンは、軽飛行機の推進に非常に有効となる。
部分的吸気
低出力で効率的なタービンエンジンがしばしば要求される。このようなエンジンは、境界層の相互作用が大きな効率損失を生じさせる、狭い流路を有する低い質量流れの高圧力比が必要である。
本分野で公知の別の方法として、流れを低減させるべく、タービンノズルベーンの幾つかをブロックすることにより大型タービンエンジンの出力を低減させるものがある。この方法では、出力は低減されるが、タービンブレードを使用しないことにより生じる抗力のため、効率が非常に悪くなる。
効率に影響を与えずに出力を低減させるため、ＯＣＮエンジンに部分的吸気が適用される。
図８にＯＣＮエンジンの回転組立体５４が示されている。圧縮機ホイール５６と圧縮機駆動ノズルホイール５０のギャップの表面積が例えば圧縮機用のブレード１０８の幾つかとノズルホイールブレード９８（図８のハッチ部）との間の空間を塞ぐべく、カバーを取り付けることにより塞がれている。各ステージで通過流及び出力が減るが、ＯＣＮエンジンは、最大効率で機能し続ける。
【００２７】
実用上の実施形態
上記記載から、多くの異なる目的のエンジンを製造するために本発明の教示を利用できることは、当業者であれば分かるであろう。図２には、ＯＣＮエンジン４０のターボジェットの実施形態が示され、図７には、ＯＣＮエンジンのターボジェットの実施形態１０６が示されている。図９には、ＯＣＮエンジンのターボファンの実施形態１１２が示され、図１０には、ＯＣＮエンジンのターボプロップの実施形態１１４が示されている。これら４つの実施形態の同様な構成要素には、同様の参照符号が付されている。ＯＣＮエンジンの各実施形態間の顕著な相違点は、適切な図面を参照することにより、当業者には明らかとなろう。
本実施形態の詳細の中でも、特に重要な点は、図２に示すＯＣＮターボジェット４０がスラストを最大にするために先細の排気ダクト１１０を備えていることである。
詳細の中でも、別の重要な点は、トルク軸１１６を介するトルクの形成を最大限にすべく、図７のＯＣＮターボジェット１０６がフリーノズルホイール１０８を備えていることである。
詳細の中でも、更に別の重要な点は、図９に示すＯＣＮターボファン１１２がスラストを最大にするために先細の排気ダクト１１０を備えていることである。
詳細の中でも、更に別の重要な点は、トルク軸１１６を介するトルクの形成を最大限にすべく、図１０のＯＣＮターボプロップ１１４がフリーノズルホイール１０８を備えていることである。歯車１１８を使用してトルク軸１１６からのトルクと回転軸５２からのトルクを組み合わせて、プロペラ軸１２０を駆動する。上述のように、２つのノズルホイール５０及び１０８の逆回転によりジャイロスコープの力が低減され、２つのノズルホイールを有する１１４で示すようなＯＣＮエンジンは、軽飛行機の推進力に非常に有効となる。
ＯＣＮエンジンの効率
従来のタービンエンジンに対するＯＣＮエンジンの機械的利点は、当業者にとって明らかであろう。しかし、構成要素の数が減るのに加え、構成要素の簡単さ、これら構成要素の冷却効率、ＯＣＮタービンエンジンの理論的熱力学的効率も、主に熱力学サイクルの入口及び排気脚部に沿った従来のタービンエンジンのものよりも優れている（燃焼室やタービンのステータを削除したため）。ＯＣＮエンジンの熱力学サイクルについての詳細は、添付の付録に記載されている。
限られた数の実施形態についてＯＣＮエンジンを説明したが、ＯＣＮエンジンの多くの変形、修正及びその他の応用が可能であることを理解されたい。
【図面の簡単な説明】
【００２８】
【図１】従来のタービンエンジンの主断面図（従来技術）。
【図２】フレームホルダの一部として回転燃料噴射器を有する本発明のＯＣＮエンジンのターボジェットの実施形態の主断面図。
【図２Ａ】本発明のＯＣＮエンジンのターボジェットの実施形態の燃焼室の主断面図。
【図２Ｂ】ＯＣＮエンジンの実施形態の回転組立体の長手方向主断面図。
【図３】ディフューザと燃焼室の境界面に配置された静止燃料噴射器を有するＯＣＮエンジンの燃焼室の主断面図。
【図４】環状フレームホルダと排気ガス再噴射器を有するＯＣＮエンジンの燃焼室の主断面図。
【図５】燃焼室圧縮機を示すＯＣＮエンジンの横断面図。
【図６】Ａは、３つのノズルホイールブレードと２つのノズルを有し本発明のブレード冷却方法を行う圧縮機駆動ノズルホイールの軸方向断面図、Ｂは、本発明の方法による圧縮機駆動ノズルホイールのブレードの基部の冷却の詳細を示すＯＣＮエンジンの軸線と同軸な円筒状平面の断面図。
【図７】負荷を駆動するフリーノズルホイールを有するＯＣＮエンジンのターボ軸の一実施形態を示す主断面図。
【図８】部分吸気用に構成されたＯＣＮエンジンの回転組立体の概略斜視図。
【図９】ＯＣＮエンジンのターボファンの一実施形態を示す主断面図。
【図１０】ＯＣＮエンジンのターボプロップの一実施形態を示す主断面図。
【符号の説明】
【００２９】
１０  タービンエンジン、１２、４６、４９  燃焼室、１４、４２  圧縮機、１６  タービン、１８  圧縮機ロータ、２０  タービンホイール、２２、５２  回転軸、２４  ターミナルステータベーン（固定ステータ）、３０  ノズルガイドベーン、３２  タービンブレード、４０、１０６  ＯＣＮエンジン、４４  回転ディフューザブレード、４８  トルクセクション、５０  圧縮機駆動ノズルホイール、５４  回転組立体、５６  圧縮機ホイール、５８  回転フレームホルダ、６０  内部ケーシング、６２  外部ケーシング、６４  軸ステージ圧縮機ロータ（軸圧縮機ロータ）、６６  ステータベーン、６８  圧縮機インペラ（遠心エンペラ）、７４  回転噴射器、７４ｂ  静止燃料噴射器、７６  燃料チャネル、７７  排気ガス再噴射入口、７８  冷却チャネル、７９  管状要素（排気ガス再噴射出口）８０  内部ケーシング空気スロット、８１  排気ガス再噴射パイプ、８２  空気スロット、８４  環状フレームホルダ、８６、８６ａ、８６ｂ、８６ｃ、８６ｄ  支柱、８８  （環状フレームホルダ８４の）先端、９０  第１脚部、９２  段差部、９４  第２脚部、９６、９６ａ、９６ｂ、９６ｃ、９６ｄ  貫通孔、９８  ノズルホイールブレード、１０２  ノズル、１０４  ブレード冷却ノズル、１０８  フリーノズルホイール（圧縮機用のブレード）、１１０  排気ダクト、１１２  ＯＣＮターボファン、１１４  ＯＣＮターボプロップ（ＯＣＮエンジン）、１１６  トルク軸、１１８  歯車、１２０  プロペラ軸。
【００３０】
（付録）
ＯＣＮ − 軌道燃焼ノズルエンジン
目  次
Ｉ      要約
ＩＩ    用語
１．    序文
２．    説明
３．    熱力学サイクル分析
４．    性能分析
５．    結論
ＯＣＮの性能計算
図１:  ＯＣＮ−ターボ軸バージョンの断面図
図２:  Ｔ−Ｓ図
図３:  ＯＣＮ−熱効率と圧縮機圧力比
図４:  ＯＣＮ−比出力と圧縮機圧力比
図５:  ＯＣＮ及び従来のガスタービンの比出力−比較
図６:  ＯＣＮ及び従来のガスタービン効率−比較
図７:  ＯＣＮターボファン−Ｓ.Ｆ.Ｃとタービン温度
図８:  ＯＣＮターボファン−スラストとタービン温度
図９:  ＯＣＮ−部分負荷の熱効率への効果
図１０:ＯＣＮ−部分負荷のパワーへの効果
図１１:ＯＣＮ−速度線図
Ｉ.  要約
軌道燃焼ノズル(ＯＣＮ)エンジンの新たな概念を示す。本概念では、回転ノズルを貫通する燃焼室を回転することによりパワーが与えられ、連続したトルクが発生し、一体として回転する。燃焼室と同じ角速度で回転する圧縮機から燃焼室に空気が供給される。従来の静止圧縮機ディフューザとタービンノズルガイドベーンが削除されている。従って、汚染度が低く、ガスタービンの連続燃焼が可能であり、部品点数が少なく、コスト面でも有利でコンパクトなエンジンが得られる。
熱力学的分析により比出力と熱効率が従来のガスタービンより高く、燃焼の静温度が従来のガスタービンより１４０°Ｋだけ低いことが分かった。排気ガス及び信頼性に対するこの事の重要性は自明である。
また、このエンジンの部分負荷性能は、従来のサイクルガスタービンよりも優れている。このことは多くの応用分野において優位である。
ＩＩ.  用語
Ｃp   −  一定圧力での比熱
2005535860.tif 000003
Ｃ    −  絶対速度
Ｃv   −  一定圧力での比熱
Ｅ    −  エネルギ入力
Ｆr   −  反力
ｋ    −  Ｃp/Ｃv
ｍ    −  質量流れ
Ｍ    −  マッハ数
Ｐ    −  圧力
Ｐ.Ｒ −  圧力比
Ｒ    −  汎用ガス定数
Ｔ    −  温度
ｕ    −  軌道速度
ｗ    −  相対速度
接尾辞−
ａ    −  外気 
ｃ    −  圧縮機
ｅ    −  出口
ｄ    −  ディフューザ
ｉｓ  −  等エントロピー 
ｎ    −  ノズル
Ｒ    −  相対
ｓ    −  静的条件
ｔｈ  −  熱
ｔ    −  全体停滞条件
ｕ    −  速度の接線構成要素
ｘ    −  ノズル出口での実際の条件
２    −  圧縮機出口の条件
３    −  ノズル入口の条件
４    −  ノズル出口の条件
ギリシャ文字
2005535860.tif 000004
△ｐ  −燃焼室圧力損失
１．序文
従来のガスタービンサイクルでは、空気は圧縮機ロータによって圧縮され、圧縮機出口での運動エネルギは、静止ディフューザにより拡散される。この拡散によりロータの全体圧力に約１０％の圧力損失が生じ、圧縮機の効率とガスタービンのネットワークが低下する。
更に、空気がディフューザから出ると燃焼器に導入され、燃焼ガスがタービンを通過してパワーを発生させる。燃焼器は固定であるため、ガスは再度静止ベーンを介して加速され、回転ブレードの入口条件と合致する。この間に、ベーンとブレードとの間のゾーンにおける摩擦損失と空気力学的渦流とが主な理由となり、全体圧力が更に低下し、タービン効率も小型ガスタービンのわずか８５％程度にまで下がる。
タービンと圧縮機効率との総合損失により、ＯＣＮの性能と比較してガスタービンの性能が正味のパワーにおいて３５％まで低下する(高圧比サイクル)。これはその特有の設計により上記損失を低減させる。
更に、衝撃波による損失を避けるために、従来のタービンは、超音速の入口ブレード条件で作動するようには設計されておらず、従ってタービンステージ毎の圧力比は限られている(約２．５)。そのため、従来の高圧比タービンでは、静止及び回転という幾つかのステージがあるが、入口ガイドベーンを持たず、１ステージで４:１までの高効率の高圧に制限されていないＯＣＮでは、膨張ステージ(タービン)の数が少ない。
２．説明  −  図１
外気は、圧縮機（１）に吸引される。空気は、所望の圧力に圧縮され、軸方向ステージにおける回転速度、次いで遠心力ステージに移行する。
圧縮機ロータ(２)を出た空気は、静止条件まで拡散されないが、回転ベーンを介して回転燃焼器(４)に送られる。従って、
・従来のディフューザのような圧力損失がなくなり、圧縮機効率が高まる(圧力比２０：１で利得が約５％)。
・圧縮機出口の流れの低い相対速度により、従来の圧縮機と比較して圧縮機ステージの数が同じで圧力比が高まる。通常従来の圧縮機では、ディフューザ入口における超音速流を避けるために圧力比は制限されている。
回転燃焼器に入る空気は、燃料と混合され、この混合気は、従来のサイクルよりも低い静圧で燃焼する。空気渦流は、燃料の蒸発を助ける。その相対速度は、圧縮機出口の状態を慎重に選択することにより低く維持される。燃焼効率は、９８％から９９．８％に設定され、圧力低下は、入口の相対圧力の６％未満である。
高熱ガスは、回転ノズル(５)を介して膨張し、回転ノズルは、圧縮機を駆動するエネルギを提供する。回転ノズルの膨張効率が高いため、要求されるエンタルピー低下は、従来のタービンに比べて遙かに少ない。高熱ガスを停滞条件から回転ブレードに膨張させるのに静止ベーンは必要ない。このことから下記の状態が得られる。
・回転ノズルの断熱効率が高い−９０％以上。
・回転ノズルの圧力比性能が高いため、圧力比４:１に対して１ステージしか必要ない。
・燃焼室の静温度は、同じ出力で従来のサイクルよりも低い(約１２５°Ｃ低い)(図１)。
回転ノズルを出たガスは、従来のガスタービンと同様に静止ディフューザベーンにより強化された渦流を有する。
出口速度は、サイクルのパラメータ及びエンジンのタイプに依存する。高圧比ターボジェット及びターボファンの応用分野において、回転ノズルの裏側の圧力は、スラストノズルを追加することにより、約２バールに維持される。従って、出口のマッハ数は、音速以下に保たれるが、周囲条件に入る高圧比ターボ軸では、流れは音速近くでもよい。この場合、パワータービン(８)を追加してもよく、ＯＣＮエンジンをガス発生器として機能させてもよい。
３．熱力学サイクルの分析
付録Ａは、熱力学分析の詳細を示している。記載される数式は、種々の性能曲線で詳細に述べたようにエンジンの性能を計算するために使用される。
図２は、Ｔ−Ｓ線図におけるＯＣＮサイクルを従来のサイクルと比較して示す。圧縮機の全圧力は、両サイクルで同じに保たれる(従来のサイクルではその圧縮機効率が低いため全体温度が高くなる)。
明らかに、軸方向圧縮機ステージが遠心力の前方に追加され、機械的強度の限界のため、後者は圧力比８:１に制限される。
２つの異なるＯＣＮサイクルを分析し、従来のサイクル(Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄ)と比較する。
・Ａ−Ｂ１−Ｃ１−Ｅ−Ｄ１  ガスを２サイクル(同じ２０の圧縮機圧力比を有する)で同じ全体温度まで加熱し(１３００°Ｋ)、ＯＣＮサイクルでパワーが増加した。このことは、圧縮機とタービンの効率が高められたことによりＴ-Ｓ線図における正味の面積が大きくなったことから明らかである。２つのサイクルの熱入力が殆ど同じであるため、最終結果は、ＯＣＮサイクルで効率が高く(２９％に対して３４％)、比出力も高くなった(１８１ｋＷに対して２１０ｋＷ)。
・Ａ−Ｂ２−Ｃ２−Ｆ−Ｄ２  ＯＣＮサイクル内のガスを従来のサイクルの停滞入口タービン温度と同じ全体の相対温度まで加熱し、ＯＣＮサイクルの線図では、高いタービンエンタルピーの低下が明らかである。これは高い効率によるものである。熱入力は高いが、ＯＣＮサイクルでは正味の仕事量が高く、これにより効率が高まる(効率が３５％及び比出力が２５６ｋＷ)。詳細な分析がこれを明確に示しており、この特定のケースでは、図１から計算される。
４．性能分析
図３及び４は、毎秒１ｋｇの空気流と相対ノズル入口温度１０００°Ｋ及び１３００°Ｋにおけるガスタービン用ＯＣＮサイクルのポイント性能の設計を示す。同じ圧力比では、圧縮機効率は、従来の圧縮機効率よりも５％高い。同じ膨張比では、ノズル膨張効率は、従来のタービンよりも５％高い。可変パラメータは、Ｐ.Ｒ−全体の圧縮機圧力比、及びｕ−ノズル軌道速度である。
図面から、最大効率及び最大比出力の別の値をもたらす固定Ｐ.Ｒのためのｕの最適値があることは明らかである。ｕの設計ポイントを毎秒５００ｍ(超合金にとって許容可能な値)とし、Ｃｕ＝毎秒４００ｍとし、ノズル入口相対温度を１３００°Ｋとし、Ｐ.Ｒを２０とすると、正味の熱効率は３５％であり、パワーは２５６ｋＷ/ｋｇ/ｓｅｃである。
(前方に圧縮機ステージを追加することにより)圧力比を３６まで増加し、回転速度を秒速６００ｍとすると、３８.３％の効率が得られる。
図５及び６は、種々のタービン(ノズル)入口温度における従来のサイクル性能に対するＯＣＮを示す。例えば(Ｃ、Ｄを参照)、同じＰ.Ｒ、同じ１３００°Ｋのタービン入口停滞温度ではあるが、圧縮機及びタービン性能が５％低下した従来のサイクルは、パワー１８１ｋＷ/ｋｇ/ｓｅｃ、効率２９％であり、ＯＣＮエンジンでは、３５％及び２５６ｋＷである。
図５及び６は、速度(及び圧力比)が一定で入口温度を変化させたＯＣＮと従来のサイクル性能をも示している。ＯＣＮサイクルでは、温度が１３００°Ｋから１０００°Ｋに低下すると、比出力と共に効率が(３５〜２９％に)徐々にと低下したが、同じ温度低下で従来のサイクルの効率は８％まで低下した(Ｅ、Ｆを参照)。このことは、従来のガスタービンのパワー効率に対する、低温におけるＯＣＮサイクルの大きな利点である。
高圧比ターボジェット或いはターボファンエンジン(図７、８)のサイクルを分析し、比推力及びＳ.Ｆ.Ｃ.値と比較して同じ相対的な向上に到達した。軽量で低価格という、この優れた性能によって、従来のガスタービンよりも遙かに安価なエンジンとすることができる。
従来のサイクルと比較してＯＣＮエンジンの利点は、１０００°Ｋ〜１４００°Ｋのノズル入口温度において非常に大きい(実際、入口温度が１６００°Ｋであっても効率利得は２.５％もある)。
・温度効率は、４〜２１％も高い(絶対値)。
・比出力は、全温度域において５０〜１００％も高い。
・低温性能は、従来のサイクルと比較して魅力的である。
・静止タービン(ノズル)入口温度は、同じパワー要件において１４０°Ｋも低い(図５の線Ｄ−Ｄ’を参照)。
５．部分負荷性能
図９及び１０は、設計上のポイントが以下の通りである場合のフリータービンを有する産業上のＯＣＮガスタービンの部分負荷性能を示す。
圧縮機Ｐ.Ｒ．＝２４
タービンの相対的な全体入口温度＝１３００°Ｋ
空気流＝２.７ｋｇ/秒
タービンの入口温度を下げると、ガス発生器の主軸速度も落ちるが、そのフリータービン速度は、一定を維持する。
圧縮機の高い断熱効率と膨張により、１３００°Ｋで負荷を３０％まで低下させた時に、熱効率は、僅かに低下しただけである(３５％から２７％)。従来のサイクルでは、熱効率は、３０％の負荷で１７％まで低下した。
全体温度が高くなったり、圧力比が下がると、上記利点は低下する。重量ピストンエンジンが市場で１００年以上優位に立ってきたが、上記の利点から、寿命を伸ばすために低いタービン入口温度が要求される発電用の工業用タービン、部分負荷効率が最も重要な重量車両の用途、及び寸法や重量が重要な小型で効率的な飛行機エンジンにとって、ＯＣＮエンジンは魅力的なものとなる。
結  論
１．タービン(ノズル)入口温度が１６００°Ｋまで、ＯＣＮエンジンサイクルは、比出力と効率の両方の面で従来のサイクルよりも優れている。この利点は、温度が高くなったり、圧力比が下がったりすると低くなる。
２．ＯＣＮエンジンは、従来のガスタービンよりも優れた比出力及び熱効率を有する、コンパクトな構成の新たなパワー推進の概念に対する解決策となる。
３．高い圧縮効率及び膨張効率により、３０％の負荷でもＯＣＮエンジンの熱効率は高く、これは従来のガスタービンと比較して遙かに優れている。
４．ＯＣＮエンジンは、約１４０°Ｋという低いタービン(ノズル)入口温度で従来のガスタービンと同じパワーを発揮する。
５．ＯＣＮエンジンは、同じ全圧力比で圧縮機の数及びタービンステージの数が少なく、重量、容積が少なく安価である。
６．従って、ＯＣＮエンジンは、安価であり、種々の応用分野に適している。特に、その曲線が平坦であるため、ＯＣＮエンジンは、小型飛行機、ガスタービン及び自動車やトラックなどの車両にとって、より優れた動力装置となる。
ＯＣＮ性能計算
パワー
パワーは、先ず反力Ｆrを計算することにより得られる。
Ｆr＝ｍ(Ｗ4u−Ｗ3u)
ここで、
ｍ − ノズル排気流量
ｕ − 回転接線ノズル速度
Ｗ4u − 排気ガス接線速度
ｃｕ − 絶対接線ノズル入口速度
Ｗ3u＝ｕ3−Ｃ3u  −相対接線ノズル入口速度
タービンパワーは、以下の積である:
Ｆr×ｕ
Ｐn＝ｍ（ｗ4u−ｗ3u）ｕ
であって、ｗ3u＝０、
Ｐn＝ｍｗ4uｕ              (１)
注:
ノズルへの軸方向入口の場合、相対空間はＷ3u＝０であり、この前提に基づき更に計算したが、Ｗ3uの計算結果は、どのＷ3uでも同じであった。
正味のパワーは、ノズルパワーＰnから圧縮機パワーＰcを引くことにより得られる。
Ｐnet＝Ｐn−Ｐc
ｍ＝１ｋｇ／ｓｅｃでは、圧縮機パワーＰcは、圧縮機全体のエンタルピー変化を計算することにより得られる。
2005535860.tif 000005
ここで、
2005535860.tif 000006
ノズルパワーＰｎは、以下の熱力学から得られる:
2005535860.tif 000007
2005535860.tif 000008
上記は、以下のようにも表わされる:
2005535860.tif 000009
ここで、
2005535860.tif 000010
従って:
2005535860.tif 000011
数式(１)及び(４)を組み合わせると以下のようになる:（毎秒１ｋｇの場合）
2005535860.tif 000012
排気ガス速度が接線であれば、
ｗ4u＝ｗT
であり、
2005535860.tif 000013
これにノズル効率を含めると:
2005535860.tif 000014
ここで、Ｔ4isは、ノズル出口における等エントロピー静温度である。
Ｔ4isの計算は、ディフューザ性能を評価することにより行われる。ディフューザ出口における全体圧力は、周囲圧力である。出口速度がゼロとすると、ディフューザ効率は、１００％である。
2005535860.tif 000015
ここで、Ｍ4はディフューザ入口における局所的なスタティック・マッハ数であり、その定義から得ることができる。
2005535860.tif 000016
数式(９)はノズルを横断する圧力比の関数として表すことができる。
2005535860.tif 000017
数式(１０)、(１１)及び(１２)を組み合わせると、ノズル出口の速度の単一の式となる:
2005535860.tif 000018
これは、Ｔ3R、ｕの値を選択して導入して数学的に解いてもよい。
ディフューザ効率値は、効率の定義に従って計算されたノズル出口速度ｗを低下させる。
2005535860.tif 000019
その実際の値ｗxは、
従って：
2005535860.tif 000020
数式(１)を使用して正味のパワーを計算するためにｗxを使用する。
ノズル入口の全相対圧力であるＰ3Rの値は、圧縮機出口の相対全圧力であり以下のように計算されるＰ2Rの値から燃焼圧低下△Ｒを引くことにより計算される:
2005535860.tif 000021
ここで、
2005535860.tif 000022
熱効率の計算
2005535860.tif 000023
Ｔ2RからＴ3Rに温度が上昇する燃焼室に、燃料を噴射する際に熱パワー入力が使用される。Ｔ2Rは数式(１５)から得られる:
式
2005535860.tif 000024
従って、熱パワー入力は:
式
2005535860.tif 000025
数式(１)から正味のパワー出力を導入すると、熱効率は以下のようになる。
2005535860.tif 000026
計算順序
2005535860.tif 000027
Ｉ      Ｐcを求める              数式(２)
ＩＩ    Ｐ2R及びＰ3Rを求める     数式(１５)
ＩＩＩ  ｗ4を求める              数式(１３)
ＩＶ    ｗxを求める              数式(１４)
Ｖ      正味のパワーを求める     数式(１)
2005535860.tif 000028
2005535860.tif 000029
2005535860.tif 000030
2005535860.tif 000031
2005535860.tif 000032
2005535860.tif 000033
2005535860.tif 000034
2005535860.tif 000035
2005535860.tif 000036
2005535860.tif 000037
2005535860.tif 000038
2005535860.tif 000039
【図１】
2005535860.tif 000040
【図２】
2005535860.tif 000041
【図２Ａ】
2005535860.tif 000042
【図２Ｂ】
2005535860.tif 000043
【図３】
2005535860.tif 000044
【図４】
2005535860.tif 000045
【図５】
2005535860.tif 000046
【図６】
2005535860.tif 000047
【図７】
2005535860.tif 000048
【図８】
2005535860.tif 000049
【図９】
2005535860.tif 000050
【図１０】
2005535860.tif 000051
【手続補正書】
【提出日】平成16年6月1日(2004.6.1)
【手続補正１】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；
ｃ．前記内部ケーシングを燃焼室内に包囲する略環状のフレームホルダと；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記外部ケーシングは、前記回転組立体と共に回転しないことを特徴とするエンジン。
【請求項２】
前記少なくとも１つの燃焼室は、略単一の環状燃焼室である、請求項１に記載のエンジン。
【請求項３】
前記回転組立体は、単一の前記フレームホルダを有する、請求項１に記載のエンジン。 
【請求項４】
前記フレームホルダは、前記回転組立体に含まれる、請求項１に記載のエンジン。 
【請求項５】
ｃ．前記内部ケーシングを包囲する略管状の要素を更に有し、前記管状要素の先端は、前記一次圧縮機からの空気流を外方空気流と内方空気流とに分割するように前記一次圧縮機の後部に配置され、前記外方空気流は、前記管状要素と前記外部ケーシングとの間にあり、前記内方空気流は、前記管状要素と前記内部ケーシングとの間にある、請求項１に記載のエンジン。
【請求項６】
前記内方空気流と前記外方空気流とを連通する孔が前記略管状要素を貫通して設けられる、請求項５に記載のエンジン。
【請求項７】
ｃ．前記一次圧縮機と前記燃焼室との間に回転ディフューザを更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項８】
前記回転ディフューザは、前記一次圧縮機の端末ブレードまで延びる延長部を有する、請求項７に記載のエンジン。
【請求項９】
前記回転組立体は、少なくとも１つの燃料噴射器を更に有する、請求項１に記載のエンジン。
【請求項１０】
ａ．軸線を有する燃焼室と；
ｂ．前記燃焼室と同軸であり且つ前記燃焼室から半径方向内方で前記燃焼室内の軸方向の逆流を防止するよう構成された燃焼室圧縮機と、からなるエンジン。
【請求項１１】
前記燃焼室圧縮機は、
ｃ．少なくとも１つの円内で前記燃焼室の前記軸線回りに配列された少なくとも２つの燃焼室圧縮機用のブレードと；
ｄ．前記燃焼室圧縮機用のブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を有する、請求項１０に記載のエンジン。
【請求項１２】
ｃ．前記燃焼室と同軸の回転燃焼室内部ケーシングと；
ｄ．前記回転燃焼室内部ケーシングに強固に取り付けられ、少なくとも１つの円内で前記燃焼室の前記軸線回りに配列された少なくとも２つの燃焼室圧縮機用のブレードと；
ｅ．前記燃焼室圧縮機用のブレードを包む略管状の燃焼室圧縮機本体を更に有する、請求項１０に記載のエンジン。
【請求項１３】
燃料と空気の混合気が燃焼する燃焼室を有するエンジンにおける窒素酸化物の排気減少方法であって、
ａ．エンジンの第１の領域において排気ガス、燃料及び空気を混合することにより可燃性混合気を作るステップと；
ｂ．前記エンジン内の前記第１の領域の静圧より高い静圧を前記エンジンの第２の領域に生成する空気渦流を前記燃焼室内に生成するステップと；
ｃ．前記燃焼室内で前記可燃性混合気を燃焼させるステップと；からなり、
前記排気ガスは、前記第１の領域よりも高い静圧を有する前記エンジンの第２の領域から得られる方法。
【請求項１４】
ブレードの基部を通り回転軸線の端部に固定されるブレード付き回転ホイールのブレードの冷却方法であって、
ａ．回転軸線と共に回転すると共に、入口及び出口を有する少なくとも１つの略軸方向の環状チャネルを提供するステップと、
ｂ．前記入口を介して前記少なくとも１つのチャネルに冷却流体を供給するステップと；
ｃ．前記チャネルから出る冷却流体をブレードの基部の外面で前記出口を通過させるステップと、からなる方法。
【請求項１５】
ｄ．前記出口を通って噴出する前記冷却流体の圧力を、前記少なくとも１つのチャネルの内部に配置された増圧装置を使用して増加させるステップを更に有する、請求項１４に記載の方法。
【請求項１６】
前記ブレード付き回転ホイールは、ノズルホイールであり、前記ブレードはノズルホイールブレードである、請求項１４に記載の方法。
【請求項１７】
前記ブレード付き回転ホイールは、タービンホイールであり、前記ブレードは、タービンブレードである、請求項１４に記載の方法。
【請求項１８】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；
ｃ．前記燃焼室内に設けられた燃焼室圧縮機と；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記外部ケーシングは、前記回転組立体と共に回転しないことを特徴とするエンジン。
【請求項１９】
前記燃焼室圧縮機は、前記内部ケーシングに取り付けられた複数の燃焼室圧縮機用のブレードを有する、請求項１８に記載のエンジン。
【請求項２０】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記圧縮機駆動ノズルホイールは、対応する複数のノズルを間に規定する複数のブレードを有し、前記各ノズルは、縮小／拡大形状を有するエンジン。
【請求項２１】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシング間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記エンジンは更に、
ｃ．前記圧縮機駆動ノズルホイールの後部に設けられたフリーノズルホイールを有し、前記エンジンは前記ノズルホイールの間にステータガイドベーンを有さないエンジン。
【請求項２２】
前記フリーノズルホイールは、対応する複数のノズルの間に、規定する複数のブレードを有し、前記ノズルから噴出するガスジェットが前記回転組立体の回転軸線と平行な線に対して少なくとも約８２°の角度で噴出するように前記ブレードが配置される、請求項２１に記載のエンジン。
【請求項２３】
ａ．一次圧縮機、内部ケーシング及び圧縮機駆動ノズルホイールを含む回転組立体と；
ｂ．前記回転組立体を包囲する外部ケーシングと；からなり、
前記一次圧縮機、前記内部ケーシング、前記圧縮機駆動ノズルホイール及び前記外部ケーシングとの間の空間に少なくとも１つの燃焼室が規定され、前記一次圧縮機及び前記ノズルホイールの少なくとも一方が部分的に閉鎖されるエンジン。
【国際調査報告】
2005535860.tif 000052
2005535860.tif 000053
2005535860.tif 000054