(57)【要約】【課題】  内燃プロセスの終りに放出される排気熱の熱エネルギーを、特に車両に適用する際に通常求められる条件に適合するような態様で、機械的エネルギーに効率的に変換することのできる熱機関を提供することを課題とする。【手段】  二つの内燃機関シリンダ（２ｃ）と、熱源がシリンダの外部に配置され、内燃機関からの排気ガスによってエネルギーが供給されるように構成された一つの熱機関シリンダ（２ｔ）とを有しているハイブリッドエンジンが開示されている。熱機関のシリンダ（２ｔ）においては、ターボコンプレッサ（３７）により圧縮された空気が、吸気ポート（２４）を通してこのシリンダ（２ｔ）に入って、その温度が熱エネルギー供給パス（３４）の低温部の温度と同じになるまで圧縮される。この時点で、流入転送ポート（２８）が開き、シリンダ内の圧力が熱エネルギー受取りパス（３３）内の圧力と同じになり、ガスがピストンにより排出され、流出転送ポート（２７）が閉まり、流入転送ポートが開いて、ピストンが上死点の方へ動いた時、受取りパスの高温端部から大量の熱ガスを受取る。その後、流入転送バルブが閉じ高温ガスを断熱状態で膨張させる。内燃機関からの排気熱を極めて効率的に回収する。
2010502897.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
外部熱源（３２）を備えた熱機関（５５）であって、
作動ガス用の少なくとも一つの容積可変作動チャンバ（２２）と、
流出転送フェーズ中に前記作動チャンバ（２２）をエネルギー受取りパス（３３）からの低温インプットに接続させ、流入転送フェーズ中に前記作動チャンバ（２２）を前記エネルギー受取りパス（３３）の高温アウトプットに接続させるディストリビューション機構（２９，３１）を有し、
前記エネルギー受取りパス（３３）が、前記外部熱源（３２）に接した時に、前記作動チャンバ（２２）外の作動ガスを加熱する構成となっており、
前記ディストリビューション機構（２９，３１）が、前記エネルギー受取りパス（３３）内の圧力を維持し、安定動作中に、前記作動チャンバ（２２）内の圧力が前記エネルギー受取りパス（３３）内の圧力より低い間に前記作動チャンバ（２２）を前記エネルギー受取りパス（３３）の低温インプットに接続するように時間設定されていることを特徴とする熱機関。
【請求項２】
安定動作中に圧縮ガスを蓄積し、エンジンが停止期間後に再作動した時に、この蓄積したガスを少なくとも部分的に戻すために、外部熱源（３２）の前記エネルギー受取りパス（３３）に選択的に接続される圧力アキュームレータ（４７）を含んでいることを特徴とする請求項１に記載の熱機関。
【請求項３】
特に、前記エネルギー受取りパス（３３）の初期加圧を実施し及び又は前記エネルギー受取りパス（３３）内の圧力を制御するための制御可能バルブタイミング機器(２９，３１)を含んでいることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱機関。
【請求項４】
流出転送フェーズ（Ｐ５）の開始時に、前記作動チャンバ（２２）の容積（Ｖｓ）が、流入転送フェーズ（Ｐ６）の終了時における前記チャンバの容積（Ｖｅ）よりも小さくなるよう構成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項５】
前記作動チャンバ（２２）を区画している少なくとも一つの表面（２３）、特に、ピストンの圧力表面が、断熱被覆（４９）で構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項６】
前記熱機関が、一回のチャンバ（２２）容積減少ストロークにおいて、排出フェーズ（Ｐ１），圧縮フェーズ（Ｐ３），流出転送フェーズ（５）へと順番に変化する２ストロークサイクルで動作することを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項７】
前記作動チャンバ（２２）への吸気フェーズ（Ｐ２）が、排出フェーズ（Ｐ１）と圧縮フェーズ（３）との間に圧力下で実施されることを特徴とする請求項６に記載の熱機関。
【請求項８】
前記熱機関が、
作動ガス吸気フェーズ（Ｐ２）のためのチャンバ容積増加ストロークと、
後続して流出転送フェーズ（Ｐ５）が行われる、作動ガス圧縮フェーズ（Ｐ３）のためのチャンバ容積減少ストロークと、
流入転送フェーズ（Ｐ６）とその後の膨張フェーズ（Ｐ７）のためのチャンバ容積増加ストロークと、
作動ガス排出フェーズ（Ｐ１）のためのチャンバ容積減少ストロークを含んだ４ストロークサイクルで動作することを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項９】
前記作動チャンバ（２２）が、交互にチャンバ容積の増加と減少を齎すピストンによって容量制限され、
前記ディストリビューション機構（２９，３１）が、前記作動チャンバ（２２）を選択的に閉成させ、且つ、前記作動チャンバ（２２）を作動ガス吸気ポート（２４）、作動ガス排出ポート（２６）、エネルギー受取りパス（３３）の低温インプット及びエネルギー受取りパス（３３）の高温アウトプットと夫々選択的に接続させるよう構成され、
前記ディストリビューション機構が、前記作動チャンバ内の作動ガスの圧縮フェーズ（Ｐ３）後の流出転送フェーズ（Ｐ５）中に前記チャンバを低温インプットと接続させ、膨張フェーズ（Ｐ７）前の流入転送フェーズ（Ｐ６）中に前記作動チャンバを前記高温アウトプットに接続させるように構成されていることを特徴とする請求項１〜８のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項１０】
膨張フェーズ（Ｐ７）の終了時点において、前記作動チャンバが、圧縮フェーズ（Ｐ３）の開始時点における前記チャンバの容積よりも大きな容積（ＶＭ）を有することとなるように、前記ディストリビューション機構が時間設定されていることを特徴とする請求項１〜９のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項１１】
前記熱機関（５５）の前記排出ポート（２６，１６）が前記外部熱源（３２）の温暖インプット（４４）に接続され、前記温暖インプット（４４）の温度が、前記外部熱源（３２）のインプットにおけるエネルギー供給パスの温度と、前記エネルギー供給パスが前記外部熱源（３２）を離れた時点の温度との間の温度であることを特徴とする請求項１〜１０のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項１２】
前記外部熱源（３２）に、内燃機関（５４）の排気ポート（２１，１３）からエネルギー供給パスによってエネルギーが供給されるようになっていることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか一項に記載の熱機関。
【請求項１３】
前記燃焼室（２２）に隣接する排気ポート（２１）と、前記外部熱源（３２）に入る排気ガスの高温インプットとの間にあるパスの、少なくとも一部に内燃機関（５４）からの排気に対する断熱が施されていることを特徴とする請求項１２に記載の熱機関。
【請求項１４】
請求項１〜１１のいずれか一項に記載の熱機関と、排気が前記熱機関の熱源（３２）のエネルギー供給パスに供給される内燃機関（５４）を有しているハイブリッドエンジン。
【請求項１５】
前記熱源（３２）が、ターボチャージャー（５７）タービン（５６）のインプットに接続された、エネルギー供給パス用のアウトプットを含んでいることを特徴とする請求項１４に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項１６】
タービン（６６）が熱機関（６５）の排気ポート（２６）と前記外部熱源（３２）の温暖インプット（４４）との間に挿入され、温暖インプット（４４）の温度が、熱源のインプットにおけるエネルギー供給パスの温度と、前記エネルギー供給パスが熱源を離れる時点での温度との間の温度であることを特徴とする請求項１４に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項１７】
前記熱機関（６５）の排気ポート（２６）がターボチャージャー（６７）のタービン（６６）の入力部に接続されていることを特長とする請求項１４に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項１８】
前記ターボチャージャー（３７，５７，６７）が圧縮部（３８）を含み、その圧縮部（３８）のアウトプットが、前記熱機関（５５，６５）の前記吸気ポート（２４）に接続されていることを特徴とする請求項１５〜１７のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項１９】
前記ターボチャージャーが、前記熱源（３２）の上流においてエネルギー供給パスが通過するタービン（７６，８６）を備えた第一ターボチャージャー（７７，８７）の圧縮部アウトプットに圧縮部インプットが接続されている第二のターボチャージャーであることを特徴とする請求項１５〜１７のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２０】
前記第一ターボチャージャー（７７，８７）の前記タービン（７６，８６）のインプットが、少なくとも間接的に熱源の高温インプットに接続されていることを特徴とする請求項１９に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２１】
前記第一のターボチャージャー（７７，８７）の圧縮部アウトプットが、前記内燃機関（５４，６４）の前記吸気ポート（１９）に接続されていることを特徴とする請求項１９に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２２】
前記熱機関の少なくとも一つのピストン（８ｔ）がクランクシャフト（４）に連結され、前記内燃機関（５４）が、前記クランクシャフト（４）に連結された少なくとも一つのピストン（８ｃ）を有していることを特徴とする請求項１４〜２１のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２３】
前記内燃機関（５４）と前記熱機関（５５）とが、共通のエンジンブロック（１）を有していることを特徴とする請求項１４〜２２のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２４】
前記熱機関（５５）の前記ピストン（８ｔ）が、前記内燃機関（５４）の前記ピストン（８ｃ）と同じ圧力表面（２３）領域と行程長さを有していることを特徴とする請求項２０〜２３のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２５】
前記ハイブリッドエンジン（５５）の前記ピストン（８ｔ）が、前記内燃機関（５４）の前記ピストン（８ｃ）とは異なる面積と行程長さをもっていることを特徴とする請求項２０〜２３のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【請求項２６】
前記内燃機関が４ストロークサイクルで動作し、前記熱機関が２ストロークサイクルで動作することを特徴とする請求項１４〜２５のいずれか一項に記載のハイブリッドエンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、外部熱源を備えた熱機関に関し、特に、排気熱回収による熱源を備えた、陸上車両又は船舶或いは航空機であるか否か関係なく全てのタイプの輸送機関に適用される熱機関に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
熱源を利用した従来の熱機関の運転は、熱源（ｈｏｔ  ｓｏｕｒｃｅ）が高温である場合に特に効率的である。しかし、内燃機関からの排気ガスを使う場合のように、熱源の温度があまり高温でない場合には、熱機関の性能は低下する。
【０００３】
内燃機関の出力エネルギーは、比較的適度なものである。これは、主に、冷却システム、特にその排気系を介して熱機関が大気中に放出する熱エネルギーに起因する。
【０００４】
特に、エンジンの重量、嵩張り、コストが重要な要素になる車両について言えば、放出されたエネルギーの使用に関しては、現在開発中である。例えば、排出系から放出されるガスエネルギーは、比較的穏やかな温度の低圧ガス形態のものである。放出されたエネルギーを機械エネルギーに変換するには、通常は、重たくて、嵩張り、コスト高の機械が用いられるが、その機械そのものの効率については異論があるところである。
【０００５】
この問題を解決する方策として、ハイブリッド型熱−内燃機関が、ＵＳ３１８００７８Ａ，ＵＳ４１２１４２３Ａ，ＤＥ１０１４３３４２Ａ１、ＪＰ２００４−２７０６２５Ａ，ＵＳ４７５４６０６Ａに開示されている。しかし、これらの方策のいずれもが、重量、嵩張り、コスト、とりわけ、効率の制約の点などのすべての課題を克服することはできない。この従来技術の大半が、作動ガスを圧縮して、その後、ガスを膨張させる前に回収した熱で再加熱するということを想定している。しかし、圧縮の終了の時点での作動ガスの温度よりほんのわずかだけ高温の熱を回収できるに過ぎないので、上記の方法は非効率な方法である。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
本発明は、温熱源からの熱エネルギー、典型的には、内燃プロセスの終りに放出される排気熱の熱エネルギーを、特に車両に適用する際に通常求められる条件に適合するような態様で、機械的エネルギーに効率的に変換することのできる熱機関を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
本発明によれば、外部熱源を備え、作動ガス用の少なくとも一つの容積可変作動チャンバと、流出転送フェーズ中に作動チャンバをエネルギー受取りパスからの低温インプットに接続し且つ流入転送フェーズ中に作動チャンバーをエネルギー受取りパスの高温アウトプットに接続するディストリビューション機構（ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ  ｍｅｃｈａｎｉｓｍ）を有し、前記のエネルギー受取りパスが、外部熱源に接した時に前記作動チャンバ外の作動ガスを加熱するようになっている熱機関であって、前記ディストリビューション機構が、前記エネルギー受取りパス内の圧力を維持し、安定動作中に、前記作動チャンバ内の圧力が前記エネルギー受取りパス内の圧力より低い間に前記作動チャンバを前記エネルギー受取りパスの低温インプットに接続するように時間設定されていることを特徴とする、外部熱源を備えた熱機関が提供される。
【０００８】
本発明によるバルブ開閉のタイミングは驚きに値する。その理由は、既に交換パスに入ってしまっている作動ガスが作動チャンバ内へ逆流することを可能にさせ、それに続いて、既に逆流した作動ガスと、圧縮されたばかりの作動ガスの双方を交換パスに放出させるというものだからである。従って、これが、一見して、サイクルの負動作を増加させる結果となる。しかし、作動チャンバが交換パスの低温インプットに接続される前にわずかに圧縮される作動ガスは、
比較的低温である。この低温のために、（比較的わずかだけ）圧縮されたばかりの作動ガスは、比較的低温であるにもかかわらず、かなり大量の熱エネルギーを内燃機関の排気ガスから回収することができる。従って、交換パス内の作動ガスの絶対温度をほとんど２倍に上げることが可能で、そのために、膨張が始まる時点における作動ガスの容積を、圧縮の終わり時点における作動ガスの容積に比べて２倍に増やすことができる。このように、本発明では、比較的大きなエリアを備えた熱機関において行われる熱力学的サイクルを考慮し、それにより大きな機械的動力を生じさせることができる。
【０００９】
更に、膨張プロセスの終わりの時点における作動ガスの温度は、圧縮の終わりの時点での温度よりも高く、交換パス内のプロセスが始まる時点での温度よりも高い。この現象により、熱機関のピストンにより排出される作動ガスを、熱機関からの排気ガスと平行に又は組み合わせて使用される外部熱源の第一段階での熱源として使用できるようになる。
【００１０】
この簡単且つ低コストな方策により、熱機関の重量と嵩張りとを低減させつつ、熱機関の性能を向上させることができる。従って、この熱機関は、車両に応用した場合の通常の要求に完全に適合することができ、ハイブリッドエンジンを構成するために車輛の内燃機関と組み合わせることもできる。
【００１１】
この熱機関と内燃機関との組み合わせは、内燃機関がハイブリッドエンジンのシャフトに連結された複数のピストンを有し且つ熱機関がハイブリッドエンジンのシャフトに連結された少なくとも一つのピストンを有している、ハイブリッドエンジンの好ましい構成において達成することができる。熱機関の熱源に、内燃機関の排気による熱エネルギーが供給される。
【００１２】
このような構成にすることで、ハイブリッドエンジンの一般的構造は、例えば、使用するロッドやクランクのタイプにおいて、従来の内燃機関の構造と殆ど相違はない。
【００１３】
ユニット全体としての嵩張り，重量，コストは、現行の要請に適合し、ハイブリッドエンジンの特定の燃費（動力単位当たり、および、単位時間の当たりの消費燃料量）は特に低い。
【００１４】
特に、内燃機関と熱機関は、共通のエンジンブロックを有していてもよく、このブロックに同一サイズの複数のシリンダを形成し、ピストンの行程長さも同一とすることができる。熱機関と内燃機関が共通のエンジンブロックを有していても、熱機関のシリンダの直径及び又はそのピストンの行程は、内燃機関のそれらとわずかに相違があってもかまわない。
【００１５】
例えば、二つのシリンダを内燃機関の内燃機関用のものとし且つ一つのシリンダを内燃機関の二つのシリンダからの排気エネルギーを回収し利用する熱機関用のものとした、三つのシリンダを備えたエンジンを想定することができる。
【００１６】
一般に、熱機関は、熱エネルギーを吸収する適切な量の作動ガスで作動し、その熱エネルギーは、内燃機関の排気ガスにおいて回収することができる。内燃機関が４ストロークサイクルで動作するか、及び又は熱機関の特定の掃引容積（排気量）で動作する場合であっても、作動ガスのこの量は、適切な過給を行うことにより、及び又は、２ストロークサイクルを選択することにより制御することができる。
【００１７】
好ましい実施例においては、熱機関は、
熱機関のピストンによって区画され、そのピストンによってチャンバ容積を交互に増減させるストロークが実施される作動チャンバと、
外部熱源に接触した際にチャンバ外の作動ガスを加熱する熱交換パスと、
作動チャンバを選択的に閉成し、作動チャンバを個別的および選択的に、作動ガスの吸気ポート、作動ガスの排気ポート、エネルギー受取りパスの低温インプット、エネルギー受取りパスの高温アウトプットに接続させるディストリビューション機構を有している。
【００１８】
内燃機関からの排気ガス及び/又は熱機関から排出される作動ガスは、ターボチャージャーのタービンに侵入するのが好ましい。ターボチャージャーのコンプレッサが、熱機関及び/又は内燃機関の吸気を行う。
【００１９】
内燃機関は、通常、オットーサイクル又はディーゼルサイクルで動作する。
【００２０】
特に、交換パスの初期加圧を考慮して、バルブタイミングが制御可能であることが有益である。このために、流出転送時に交換パスに送出されるガスの量は、交換パスが所望の圧力になるまで流入転送時に交換パスから受け取るガスの量よりも多くなければならない。バルブタイミングは、例えば、交換パスの圧力コントローラのような制御システムの一環であってもよい。
【００２１】
熱機関は、単一のチャンバ容積減少行程中に、排気フェーズ、圧縮フェーズ、流出転送フェーズが順番に続く、２ストロークサイクルで動作することができる。作動チャンバへの吸気は、比較的高い圧力を生成する過給を介して、排気フェーズと圧縮フェーズとの間の比較的高い圧力下で実施することができる。
【００２２】
熱機関は４ストロークサイクルで動作することもできる。この場合には、排出と圧縮との間の短いフェーズに対応させるのに代えて、作動ガスの吸引を完全なチャンバ容積増加行程に従事させることができる。次の行程、即ち作動チャンバの容積を減少させる行程中に、圧縮フェーズに続いて流出転送フェーズが実施される。
【００２３】
次の行程の間に、流入転送フェーズの後に、膨張フェーズが続き、第４行程が、作動チャンバからの作動ガスの排出に対応する。
【００２４】
本発明の他の特徴及び利点については、限定的でない実施形態に関する後述の説明を参照することにより明らかになるであろう。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】
図１乃至図３には、本発明によるハイブリッドエンジンの一例が極めて概略的に示されている。このハイブリッドエンジンは、三つの平行な円筒状ボア２ｃ，２ｔが、所謂「インライン配列（ｉｎ−ｌｉｎｅ  ａｒｒａｎｇｅｍｅｎｔ）」で、即ち、ボア軸が同一平面上に位置するように形成された共通のエンジンブロック１を有している。専門用語に依れば、円筒状ボア２ｃ，２ｔは、「シリンダ」という用語で知られている。エンジンブロック１は、その下部に、シリンダ２ｃ，２ｔの全てに共通のクランクシャフト４を保持する、回転軸７に沿って整列されたベアリング３を有している。クランクシャフト４は、シリンダ２ｃ，２ｔの各々に面した複数のジャーナル６を有している。図３に示したように、この３気筒エンジンの実施形態では、ジャーナル６は、１２０゜の間隔を隔てて配置され、即ち、クランクシャフト４の回転軸７を中心として等間隔に配列されている。
【００２６】
本発明によれば、この実施形態では、ハイブリッドエンジンは、両側に位置する二つのシリンダ２ｃが割り当てられた内燃機関と、中央のシリンダ２ｔが割り当てられ本発明による所謂熱機関とが組み合わされたものである。
【００２７】
内燃機関のシリンダ２ｃの各々にはスライドピストン８ｃが嵌挿されている。また、熱機関のシリンダ２ｔにはスライドピストン８ｔが嵌挿されている。ピストン８ｃ，８ｔの各々は、一端部でピストンに連結され且つ他端部で対応のジャーナル６に連結された連結ロッド９を介してその対応のジャーナル６に連結されている。
【００２８】
この特定の実施形態においては、シリンダ２ｃ，２ｔは、同じシリンダ直径を有し、作動ストロークが同一の長さ（ジャーナル６の偏心半径の2倍に等しい長さ）になるように構成されている。従って、それらの排気量（シリンダ内でピストンにより掃引される容量）も等しい。複数の連結ロッド９を同一に構成すると共に、ピストン８ｃ，８ｔを同じ大きさにすることが好ましいので、このハイブリッドエンジンは、動つりあいの問題を何ら引き起こすことはない。
【００２９】
エンジンブロック１には、図２に極めて概略的に図示されているようにシリンダヘッド１１が載冠されている。シリンダヘッド１１は、内燃機関のシリンダ２ｃの各々用の吸気通路１２及び排気通路１３と、熱機関のシリンダ２ｔ用の吸気通路１４，排出通路１６，流出転送通路１７及び流入転送通路１８を有している。
【００３０】
内燃機関は、通常は、従来のオットーサイクル又はディーゼルサイクルで動作する。この実施形態では、内燃機関の各シリンダは、二つの吸気ポート１９と二つの排気ポート２１とに連結されており、各ポートは、吸気又は排気バルブ２０を備えている。
【００３１】
熱機関の通路１４，１６，１７，１８の各々は、ポート２４，２６，２７，２８と連結されていて、これらポートは、対応の通路を、ピストン８ｔの圧力面２３とボア２ｔの壁とシリンダヘッド１１の下側面との間に区画された、熱機関の作動チャンバ２２に連通させる。各ポート２４，２６，２７，２８は、バルブ２９を備えている。それら四つのバルブ２９（図２中には二つのバルブのみ図示）が閉成され、即ち、そられバルブが関連するポートを閉成した時に、作動チャンバ２２が密閉される。
【００３２】
実施形態においては、バルブ２０，２９は二つのカムシャフト３１で制御されるように全体として二列に整列されている。二つのカムシャフト３１のうちの一方が図２中に示され、その位置が図１中に簡単に示されている。内燃機関が４ストロークサイクルで動作する本実施形態では、カムシャフト３１は、クランクシャフト４の半分の速度で回転するように、従来の方法によって、クランクシャフト４に連結されている。
【００３３】
中央のシリンダ２ｔに対応する熱機関は、外部熱源３２（図１）に連結されている。この外部熱源３２は、熱機関の作動チャンバ２２内で予め圧縮されたガス（一般的には空気）が走行するエネルギー受取りパス３３と、主に内燃機関からの排気ガス、つまり、内燃機関のボア２ｃと連結された排気通路１３と排気ポート２１から直接的又は間接的に排出される排ガスが走行するエネルギー供給パス３４を有するガス−ガス熱交換器から構成されている。熱源３２を構成している熱交換器は、カウンターフロー式熱交換器である。すなわち、熱機関のボア２ｔからのガスが、図１中に矢印で示したように、内燃機関からの排気ガスとは反対の方向に熱交換器を通過する。流出転送ポート２７に接続されたエネルギー受取りパス３３のインプットは、エネルギー供給パス３４の低温アウトプットと熱接触している。流入転送ポート２８に接続されたエネルギー受取りパス３３のアウトプットは、エネルギー供給パス３４の高温インプットと熱接触している。
【００３４】
図１に示した実施例では、内燃機関は空気を取り込み、その排気口はターボチャージャー３７のタービン部３６に接続されている。タービン部３６のアウトプットにおいて、内燃機関からの排気ガスは、熱源３２のエネルギー供給パス３４に達する前に、触媒コンバータ４１を通る。熱源３２のアウトプットにおいて、内燃機関からの排気ガスは、図１中に矢印４２で示したように、通常、図示していないサイレンサ系を通して空気中に放出される。
【００３５】
ターボチャージャー３７のコンプレッサ部３８は、大気中から空気を取り込んで、圧縮した空気を給気冷却器（インタークーラ）４３により熱機関の吸気ポート２４に送り込む。
【００３６】
茲で、２ストロークエンジンの一例である熱機関の熱力学サイクルについて、図４を参照して説明する。
【００３７】
図４中の縦軸は、ピストン８ｔの動きに対応して変化する作動チャンバ２２内の圧力Ｐを示し、横軸は、ピストン８ｔの動きに対応して変化する作動チャンバ２２の容積Ｖを示している。
【００３８】
それは、クランクシャフト４が一回転する間に、つまり、ピストン８ｔが一往復する間に、全てのサイクルフェーズが起こる２ストロークサイクルエンジンである。図４には、サイクルを示す閉鎖曲線上にサイクルの進展の方向が矢印で示されている。動作開始位置は、作動チャンバ２２が最大容量ＶＭとなる位置（ピストン８ｔがシリンダヘッド１１から最も離れた状態で示された図２の位置）で、サイクルの第一フェーズＰ１は、図５Ａ及び５Ｂに示された排出フェーズであり、ここでは、排出ポート２６は対応のバルブ２９によって開成され、他方、他のポート２４，２７，２８は夫々対応のバルブ２９によって閉成される。作動チャンバ２２内のガス（空気）は、ピストン８ｔの上昇により、排出通路１６に排出される。図１に示したように、排出通路１６を内燃機関の排気出口部４２に接続することができる。好ましい実施形態では、排出通路１６は、熱源３２のエネルギー供給パス３４内に開口しているブランチ４４に接続されている。排気ガスの温度は、ガスがパス３４に入ってから出ていくにつれて、除々に低下する。ブランチ４４は、排気ガスの温度が、排気ガスがパス３４に入る時の温度と排気ガスがパス３４から出る時の温度との間で且つ排気ガスが熱機関から排出される時の温度と略等しい温度となる位置に配置された「温暖」インプットである。
【００３９】
より詳述すると、エネルギー供給パス３４のインプットでの温度は８００℃になることもあり、アウトプットでの温度は略２００℃になることもある。従って、排気ガスがパス３４を通過するにつれて、その温度が、徐々に８００℃から２００℃に低下する。熱機関によって排出されるガスが略３００℃である場合には、排気ガスの温度が３００℃であるパス３４の領域にブランチ４４が開かれる。
【００４０】
カムシャフト３１がクランクシャフト４の半分の速度で回転し、他方、熱機関がクランクシャフトの一回転に対応する２ストロークサイクルで動作すると仮定すると、熱機関の完全なサイクルはカムシャフトの半分の回転に対応する。その理由は、図５Ａ及び図５Ｂに示したように、カムシャフト３１により保持され熱機関に連結されているカム４４が、一回転につき２作動サイクルを実行する二つの直径方向の対向側面を有しているタイプのものであるからである。
【００４１】
排出フェーズＰ１に続く吸気・掃気フェーズＰ２では、図６Ａ及び図６Ｂに示したように、吸気ポート２４と排出ポート２６が夫々対応のバルブ２９により同時に開成され、その結果、ターボチャージャー３７のコンプレッサ部３８により生成された空気が、作動チャンバ２２に入り込んで、残存している排気ガスをチャンバ２２の外部に排出させることになる。この時間の間、二つの転送ポート２７，２８は、夫々対応のバルブ２９によって、依然として閉じたままとなっている。
【００４２】
フェーズＰ２に続く断熱圧縮フェーズＰ３（図７Ａ及び図７Ｂ）では、ピストン８ｔは、シリンダヘッド１１方向への行程動作を続けて、作動チャンバ２２の容積を減少させる。この圧縮フェーズの間に、四つのポート２４，２６，２７，２８が夫々対応のバルブ２９によって閉成されて、作動チャンバ２２は密閉される。
【００４３】
作動チャンバ２２の容積が、最小容積Ｖｍより大きい容積Ｖｓになると、流出転送ポート２７（図８Ｂ）が対応のバルブ２９により開成され、他のポートは閉成されたままとなる。この結果、フェーズはバックフロー（逆流）フェーズＰ４となり、その間に、熱源３２のエネルギー受取りパス３３に収容されている圧縮ガスが作動チャンバ２２内に逆流して、作動チャンバー内の圧力を増加させることになる。エネルギー受取りパス３３の容積は、バックフローフェーズＰ４における作動チャンバ２２の容積よりも大きい。そのため、エネルギー受取りパス３３内の圧力を大きく下げることなく逆流が発生することになる。流出転送ポート２７の近くのエネルギー受取りパス３３内に位置しているガスの温度は、圧縮フェーズＰ３の終了時点で作動チャンバ２２を満たすガスの温度に近い。その結果、バックフローフェーズＰ４中の圧力上昇は、ガス量の変化と実質に対応し、この場合には、ガスに対して熱的に大きな影響を与えることはない。
【００４４】
バックフローフェーズＰ４に続く流出転送フェーズＰ５中に、作動チャンバ２２が最小容積Ｖｍに達するまでピストン８ｔがそのストロークを続行し、他方、作動チャンバ２２内のガスはエネルギー受取りパス３３の低温端部に送り出される。この時、作動チャンバ２２内の圧力がわずかに上昇して、一方で、ガスを推進させ、他方で、作動チャンバ２２とエネルギー受取りパス３３との総容積がピストン８ｔの移動によって全体として縮小されるにつれて、その総容積内のガスによる若干の容量的な圧縮が行われることを確実にさせる。
【００４５】
ピストン８ｔが上死点（シリンダヘッド１１に最も近い位置）に達すると、対応のバルブ２９の動きを介して、流出転送ポート２７が閉成し、流入転送ポート２８が開成する（図９Ｂ）。この期間中は、吸気ポート２４と排気ポート２６が閉成したままとなっている。ピストン８ｔが、バックフローフェーズＰ４と流出転送フェーズＰ５がスタートする時点の容積Ｖｓよりも大きい作動チャンバ２２の容積Ｖｅに対応する位置に達するまでの流入転送フェーズＰ６中に、エネルギー受取りパス３３の高温端部からの圧縮ガスが、ポート２８を通して作動チャンバ２２内に入る。
【００４６】
作動チャンバ２２の容積Ｖｅは、フェーズＰ６中に作動チャンバ２２内に入るガス量が、流出転送フェーズＰ５中に推進させられるガス量と等しくなるように選択されている。流入ガスの温度は流出ガスの温度に比べてかなり高温であるので、ここでの等しいガス量は、容積Ｖｓよりも大きい容積Ｖｅに対応することになる。
【００４７】
図４に示されているサイクルは、理論上のサイクルであることに留意することが重要である。現実には、ガスの動きの設定とバルブの必然的な段階的開成及び閉成についての遅延に鑑みて、実際のサイクルを最適化させるために、バルブ制御を変えることができる。例えば、実際に、ある方向及びその後の他方向のガスの動き中におけるガスの慣性を考慮に入れて、サイクルでは、バックフローフェーズＰ４及び流出転送フェーズＰ５を早めに開始させることが必要であるかも知れない。従って、実際には、図４中にＶｓで特定されている流出転送ポート２７の開成点を、図４中にＶｅで特定されている流入転送ポート２８の閉成点に近づけるか、Ｖｅに一致させるか、あるいは、流入転送ポートの閉成点の前とすることが可能である。実際に、本発明の新規な特徴の一つは、特に、作動チャンバ２２内のガスがエネルギー受取りパス３３のガスに対応する値にまでまだ圧縮されてない状態の時に、流出転送オリフィスを開成させることである。こうして、エネルギー受取りパス３３の低温端部に吹き込まれるガスの温度は、かなり低温である。これは、内燃機関の排気からの多くのエネルギーの回収を考慮に入れると共に、ブランチ４４（図１）に起因して上記のように理解できるように、熱機関の排気からのエネルギーの回収をも考慮に入れたものである。
【００４８】
流出転送ポート２７と流入転送ポート２８を瞬間に同時に開けて、（４ストローク内燃機関での排気行程の終わりの時点と吸気行程の始点とにおいてよく認められる）「バルブオーバーラップ」として知られる現象を起こさせることも可能である。
【００４９】
流入転送フェーズＰ６に続く断熱膨張フェーズＰ７中に、ピストン８ｔは、作動チャンバ２２の最大容積ＶＭに相当する位置に達するまで、シリンダヘッド１１から離れ方向へ移動する。図１０Ａ及び１０Ｂに示されているように、このフェーズＰ７中に、四つのポートが閉成されて、ガスが断熱膨張する。図４の線図は、流入転送フェーズＰ６と膨張フェーズＰ７とが一緒になって、フェーズＰ１，Ｐ２，Ｐ３，Ｐ４，Ｐ５を実施するためにピストン８ｔが消費する機械的エネルギーよりも多くの機械的エネルギーをピストン８ｔに供給し、その最中に、これらフェーズの各々中の作動チャンバ２２内の対抗圧の存在にもかかわらず、ピストン８ｔがチャンバー２２の容積を減少させていることを明確に示している。消費される機械的エネルギーに比べて、発生させられる機械的エネルギーが過剰であることは、図４の圧力−容積線図が時計方向に進んでいるという事実から読み取れ、このことを、当業者は認識することができる。
【００５０】
図４に示した理論図では、作動チャンバ２２の容積が最大値ＶＭ（ピストン８ｔが下死点にある時の容積）に達した時に、排出ポート２６が開成することが想定される。実際には、一般にピストンを備えた熱機関において普通のことであるように、ピストンがシリンダヘッドに向かっての上昇行程を開始する前に、排気ポートが早い段階で開いて、少なくとも部分的に、容積を減少させるための圧力をかける時間が与えられている。
【００５１】
図１１は、本発明によるハイブリッドエンジンの熱機関の４ストロークサイクルを示している。この場合のサイクルでは、ピストン８ｔが、連続した２回の往復動作をすることが必要とされる。ピストン８ｔのシリンダヘッド１１に向かう一回の完全なストロークで排気が行われ（フェーズＰ１）、次の完全なストロークでは、ピストン８ｔが下死点（容積がＶＭになる点）に達するまで吸気を行なわれる（フェーズＰ２）。吸気フェーズＰ２中に、排出ポートは閉成される。図１１に示した実施形態においては、吸気は大気圧下で行われる。吸気は、図１で示したようなターボチャージャー３７による圧力下で行うことが可能で、それがむしろ好ましい。この場合には、吸気フェーズＰ２は、図１１に示された排気フェーズＰ１の下に位置している。
【００５２】
吸気フェーズＰ２の後に、圧縮を伴わないピストン８ｔの上昇フェーズＰ２３が続く。この効果は、吸気フェーズ２の終りに吸気ポートを単に閉成させるか、或いは、吸気フェーズ２３の終了前に吸気ポートを閉成させることによって得られるので、吸気フェーズＰ２の終りとピストン上昇フェーズ２３とが一緒になって、下死点の両側で中立の往復運動を構成する。このフェーズＰ２３に続いて、断熱圧縮フェーズＰ３、バックフローフェーズＰ４、流出転送フェーズＰ５、流入転送フェーズＰ６、膨張フェーズＰ７となり、これらのフェーズは、実質的に、図４に示した２ストロークサイクルの場合と同じである。
【００５３】
図示はしていないが、熱機関と連結されたカム４５は、エネルギー受取りパス３３内の圧力を調整するために角度的にコントロールすることができる。例えば、パス３３内の圧力が低い閾値よりも低下した場合には、流入転送ポートの閉成時における容積Ｖｅを、パス３３から作動チャンバ２２入ることができるガス量を少なくするように減少させることができる。
【００５４】
ハイブリッドエンジンを、長期間停止させた後に始動させると、ポート２４，２６，２７，２８からの漏れのために、パス３３内のガスの量が実質的に減る。四個のバルブ２９が閉じられた状態になっていても、ポートが長期に亘り完全に密閉されているとは限らない。パス３３内の圧力コントローラが、ハイブリッドエンジンが始動した際のパス３３内の圧力を確実に上昇させる。圧力コントローラが設けられていない場合でも、各停止期間後のハイブリッドエンジンの動作の初期フェーズ中に、流入転送ポート２８の閉成点を変更するように事前に設定することができる。
【００５５】
図１は、ハイブリッドエンジンの始動の際のパス３３の圧力上昇時間の減少を考慮した二つの選択的な特徴を示している。その第一の特徴によれば、ハイブリッドエンジンがスイッチ・オフされた時に、パス３３の両端をソレノイドバルブ４６で閉成するようにできる。
【００５６】
代わりの又は補足的な特徴によれば、パス３３はソレノイドバルブ４８によって圧力アキュームレータ４７に接続される。そのソレノイドバルブ４８は、一方で、ハイブリッドエンジンが（パス３３の正確な加圧後）ある時間に亘って動作している場合に、アキュームレータ４７における圧力レベルを調整するために制御され、他方で、特に、停止期間後のハイブリッドエンジンの始動中にパス３３における圧力が不十分な場合、アキュームレータ４７がパス３３に加圧ガス（空気）を迅速に充填することを可能にさせる。
【００５７】
熱機関内の最大温度は、比較的低く、８００℃前後であり、実際に冷却系統により熱を除去することなく、この温度に耐えられるように熱機関は適当な材料にて構成されている。それ故、本発明による熱機関の効率を向上させるために、作動チャンバ２２を区画している表面の、少なくともある部分を断熱することが試みられている。この目的のために、図２に示したように、ピストン８ｔの圧力面２３は、断熱被覆４９から成る外側面にて構成されている。そのような断熱被覆は、シリンダヘッド１１に隣接するボア２ｔの少なくとも上部を区画することができる。
【００５８】
通常の内燃機関では、熱は、冷却系統，潤滑系及び排気系を介して等しく解放される。本発明によれば、内燃機関からの熱の解放は、熱機関によるエネルギーの回収を最適化させるために、排気系を介して行うのが好ましいと考えられる。
【００５９】
この目的のために、図１２及び図１３に示されているように、内燃機関からの排気ガスがシリンダヘッド１１と図示されていない冷却系統に伝える熱の量を低減させるようになっている。これを実施するために、シリンダヘッド１１は、排気通路１３を形成するために底部が可能な限り排気ポート２１に近接した凹部５１を有し、その排気通路１３は、可能な限り短くシリンダヘッド１１に形成されて、凹部５１の底部に連通している。凹部５１の底部には、排気管５２が固定されている。その排気管５２の内部通路５３は、シリンダヘッド１１内の排気通路１３から連続している。排気管５２は、例えば、鋳鉄から形成され、或いは、図１３に示したように、二重壁のスチール通路であるのが好ましい。
【００６０】
図１４〜図１７においては、「ＩＣＥ」の用語が付けられ且つ参照符号５４又は６４で示された内燃機関と、「ＨＥ」の用語が付けられ且つ参照符号５５又は６５で示された熱機関が、それらのポート１９，２１，２４，２６，２７，２８と共に示されている。
【００６１】
図１４に示された構成は、一つのヒートシリンダと二つ又は三つの内燃機関シリンダとを備えたエンジンに適している。この構成は、熱源３２のエネルギー供給パス３４のアウトプットにターボチャージャー５７のタービン部５６が装着されている点を除いて、図１に示した構成のものと類似している。
【００６２】
一般に、内燃機関の排気において回収することのできる熱の量を認識すると、各サイクル中に熱機関によって処理される作動ガスの量が内燃機関の排気から回収可能な熱を吸収するのに必要な量に実質的に対応するように、熱機関の排気量と過給圧力とを選択することが、本発明により提案される。場合によって、熱機関の過給圧力を調整し、適切なシリンダ数を選択し、２ストロークサイクル又は４ストロークサイクルを選択し、或いは、内燃機関のシリンダの排気量とは異なる、熱機関用のピストン排気量を選択することで最適化を実現することができる。
【００６３】
２気筒又は３気筒の内燃機関６４と３気筒熱機関６５とを含んだハイブリッドエンジンに適切な、図１５に示した構成においては、ターボチャージャー６７のタービン部６６が、熱機関の排出ポート２６と、熱源３２のエネルギー供給パス３４の排出部のブランチ４４との間に配置されている。従って、これは、内燃機関の排気を自由にさせるという利点、即ち、ターボチャージャーが存在することで排気を規制しないという利点がある。熱機関が多数のシリンダを有する場合には、排出の圧力が激しくパルス化しないので、この方策は達成し易く、ターボチャージャーの改善された作動を可能にする。
【００６４】
図１６は、３気筒内燃機関と３気筒熱機関とを有する６気筒ハイブリッドエンジンに適した構成を示している。茲で、この構成と図１４に示した構成との相違について説明する。ターボチャージャー５７は、大気が供給されるのではなく、第１のターボチャージャー７７の圧縮部７８で一度圧縮された空気が供給される圧縮部５８を有している。ターボチャージャー７７のタービン部７６は、内燃機関５４の排気ポート２１と触媒コンバータ４１との間に配置されている。圧縮部７８によって発生させられた給気は、給気冷却器（インタークーラ）７３を通過して、その後、分岐点（ｆｏｒｋ）６９に達する。この分岐点６９では、圧縮空気の一部がブランチ７１を介してターボチャージャー５７の圧縮部５８に入り、及び、圧縮空気の一部が通路ブランチ７２を介して内燃機関５４の吸気ポート１９へ送られる。
【００６５】
図１７に示した構成は、３気筒内燃機関と３気筒熱機関とを有する６気筒ハイブリッドエンジンに適した構成である。茲で、この構成と図１５に示した構成との相違点について説明する。ターボチャージャー６７は、大気が供給されるのではなく、第１のターボチャージャー８７の圧縮部８８で一度圧縮された空気が供給される圧縮部５８を有している。ターボチャージャー８７のタービン部８６は、内燃機関６４の排気ポート２１と触媒コンバータ４１との間に配置されている。圧縮部８８によって発生させられた給気は、給気冷却器（インタークーラ）８３を通過して、その後、分岐点７９に達する。この分岐点７９では、圧縮空気の一部がブランチ８１を介してターボチャージャー６７の圧縮部６８に入り、及び、圧縮空気の一部が通路ブランチ８２を介して内燃機関６４の吸気ポート１９に送られる。
【００６６】
こうして、図１６及び図１７に示した各実施例においては、内燃機関に供給される空気は、例えば、０．２ＭＰａ（２バール）の有効圧力となるように一回圧縮され、他方、熱機関の吸気ポート２４に送られた空気は、例えば、０．６ＭＰａ（６バール）の有効圧力となるように２回圧縮される。
【００６７】
本発明は、上述した実施例に限定されるものでないことは言うまでもない。
【００６８】
本発明は、全てのタイプの熱機関に関するもので、内燃機関からの熱源を使用するものに限定されるものではない。
【００６９】
ハイブリッドエンジンの場合には、内燃機関と熱機関とは、個別のエンジンブロックを有していてもよい。熱機関は、既存の内燃機関又はその他の適温な熱源に適合させることのできる個別のエンティティ（ｅｎｔｉｔｙ）として構成することもできる。
【００７０】
本発明は、多数のシリンダを備えたエンジンをも含むあらゆるタイプの内燃機関に適用される。特に、本発明は、重量物積載用の車両及び船舶のエンジン、或いは、内燃機関により放出された熱がエンジン以外の使用のために回収できないような場合のエンジンにおいても特に有益である。
【００７１】
本発明によるハイブリッドエンジンの効率は、従来の内燃機関の効率に比べて大きく改善された。このハイブリッドエンジンを採用することで、重量やコストが増加し、あるいは、特定の比出力（排気量の立方デシメートル当たりの出力）の低下があっても、ほとんどの分野で完全に受け入れ可能であり、特に、プライベートカーのようなツーリングカーを含む車両に適用が可能である。考えられる産業投資には限界がある。例えば、内燃機関用の従来のエンジンを用いることができ、そこにおいては、熱機関に一つ又はそれ以上のシリンダが割り当てられる。
【００７２】
転送ポート２７，２８に連結されているバルブの外部表面は、これらのバルブを開成させようとするパス３３の圧力を受けることとなるので、これらバルブを、例えば、ＥＰ０８９７０５９Ａ２による圧力均衡型のバルブの形態に製造することが有益である。
【図面の簡単な説明】
【００７３】
【図１】１気筒・２ストローク熱機関を備えた、本発明によるハイブリッドエンジンの模式図である。
【図２】図１に示したエンジンの概略縦断面図である。
【図３】図１及び図２に示したエンジンのクランクシャフトの端面図である。
【図４】本発明によるハイブリッドエンジンを構成する熱機関の２ストロークサイクルを示した線図である。
【図５】熱機関のシリンダの概略軸方向図である。
【図５Ａ】排出フェーズ中に吸気ポートと排出ポートを通過する図５中のＡ−Ａ平面に沿った、本発明によるハイブリッドエンジンの熱機関の縦断面図である。
【図５Ｂ】図５Ａに類似した図であるが、サイクルの排出フェーズ中に熱機関の流出転送ポートと流入転送ポートを通過する図５のＢ−Ｂ平面に沿った縦断面図である。
【図６Ａ−１０Ｂ】全て、熱機関の長さ方向の断面図で、以下のサイクルフェーズにおいて、後部に文字Ａを備えた図番号の図面の場合には図５のＡ−Ａ平面に沿った断面図であり、後部に文字Ｂを備えた図番号の図面の場合には図５のＢ−Ｂ平面に沿った断面図である。
【図６Ａ−６Ｂ】吸気及び掃気フェーズを示した図である。
【図７Ａ−７Ｂ】圧縮フェーズを示した図である。
【図８Ａ−８Ｂ】流出転送フェーズを示した図である。
【図９Ａ−９Ｂ】流入転送フェーズを示した図である。
【図１０Ａ−１０Ｂ】膨張フェーズを示した図である。
【図１１】図４と類似した図であるが、本発明による熱機関の４ストロークサイクルを示した図である。
【図１２】本発明による内燃機関の頂上部の部分縦断面図である。
【図１３】図１２のＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ線に沿った断面図である。
【図１４−１７】本発明によるハイブリッドエンジンの四つ考えられる構成を示した図である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図８Ａ】
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【図８Ｂ】
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【図９Ａ】
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【図９Ｂ】
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【図１０Ａ】
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【図１０Ｂ】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【国際調査報告】
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2010502897.tif 000028
2010502897.tif 000029
2010502897.tif 000030
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