JP4854068B2 - 高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジン - Google Patents

Description

本発明は、円環状シリンダー内のピストンに遅速の相対動きを与えてエネルギーを生じさせるキャットアンドマウス型の不等速回転変換機構並びにそれを用いた高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジンに関するものである。

従来、円環状シリンダー内のピストンに遅速の相対的動きを与えてエネルギーを生じさせる所謂キャットアンドマウス型の不等速回転変換機構が知られている。代表例として、疑似楕円・楕円歯車及び３辺リンク方式等が公知の変速装置として知られている（特許文献１及び特許文献２参照）。

他にも種々の装置に応用されているが、上記した変速装置の変換機構としての欠点は、擬似楕円・楕円歯車（オーバル・ギア）であれば高荷重伝達（ピストンに作用する最大荷重近傍）の場合には通常のハスバ・直歯歯車に比較して特に互いの歯車噛み合いの等速近傍ではピッチサークル上の噛合う方向に対して傾いた荷重方向となるため、歯に掛かる力が、一種の楔的な大きい力となり強度上問題が残るということにある。

歯車の楕円の焦点が離れれば離れる程、即ち楕円化がきつくなると、歯に作用する強度が問題となって、歯の異常磨耗や酷い場合は折損といった不具合が生ずる。従って、伝達荷重に見合った歯車にするには、エンジンの大きさ、即ちピストン本体の大きさに比較して結果的に大きくなり、不等速伝達の為、慣性モーメントの問題がクローズアップされて動的問題が生じる。実際上、特許文献２の図面で表現された様なコンパクトな装置は考えられない。又、装置が大きくなる事で製造コストが高くなる欠点も生じる。

さらに、遅速の相対運動を３辺リンク方式とするとクランクピンとクランクピンをつないでいる連接棒の両端が変速逆回転運動するので動的バランスが取り難いと言った問題が生じる。又、死点解消のために別の伝達要素を付加する必要があるが、加工精度が悪いと死点解消にならず歯車並の加工精度が要求されることとなる。又、共通の問題として潤滑装置が必須になり装置の複雑化は免れられない。

一方、従来のキャットアンドマウス型のエンジンとして、例えば、特許文献３に記載のものが知られている。一般にギアは、等速回転箇所で使用するものであるから、ギアの強度は、伝達するトルクから作用する力を静的に定めて強度が決められる。そして、摩耗・精度を加味して最終的に仕様が決められるのである。しかしながら、例えば、特許文献１に記載のキャットアンドマウス型のエンジンでは、ロータリーピストンが受ける燃焼による衝撃荷重、即ち急激な変速によるギアに掛かる力が非常に大きくなるため、受ける荷重を加味したギア強度とすることが構成上極めて困難である。

ロータリーピストンの遅速関係を司るための曲線とピンの関連については、速度の対応に従来から非常に苦労している。現在の自動車のカム形状は綺麗な木の葉の形状をしているが、エンジンの性能アップのため、カムリフトをたった1 mm上げただけでもカムの加速度が急激に増える。その結果、バルブ系にある棒状のプッシュロッドが、縮んだり伸びたりするバネ系に変わり、バルブがカムのプロフィールから懸け離れるバルブジャンプという問題が生ずる。そのため、現在の車のカムは、高速化を狙うために、プッシュロッドを無くした所謂ＤＯＨＣ（direct over head camshaft）といった方式が現在主流になっている。

特に作用する力に無関係な所謂機構学的な見地からの論であればキャットアンドマウス型エンジンは成立すると考えられる。しかし、ピストンが受ける力を加味して溝に従ってピンが強制的に動く様にするためにはピンと溝の接触する点に作用する荷重は測りしれない大きさとなる。曲線とピンの接触は理論的には点接触か線接触になるはずであり、従ってそこに作用する荷重による異常摩耗、もっと酷い状態では強度不足からくる破損に到ってしまうのである。例えば、上記した特許文献３では、ピストンの荷重に相当するピンと溝とをピストンシリンダーより大きくしようとしても実際には構造上無理があった。

さらに、一般的に車のエンジンの燃料エネルギーを１００％とすると有効利用エネルギーは３０％、排気ガスエネルギーは３２％、エンジンを冷却するエネルギーは２８％、その他として摩擦と輻射損失で１０％（内燃機関講義（上巻），第１２版，長尾不二夫著，株式会社養賢堂：昭和３８年発行のとおり）、実にマフラーとラジエーターから６０％のエネルギーが空中に無駄に放出されている。このような損失エネルギーを有効利用することができれば、エネルギーの効率的な利用が可能となり、省エネルギーが可能となる。

本発明者らは、上記問題点を解決した新規な不等速回転変換機構並びにそれを用いた高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジンを開発すべく鋭意研究を重ねた結果、本発明に到達したものである。
特開昭５３−５９９０７ 特開昭５４−７２３１０ 特開２００１−２４１３０３

すなわち、本発明の目的は、動的バランスの釣り合い、歯車にかかる荷重による異常摩耗や強度不足による破損の問題を解消し、かつコンパクトでコストのかからない不等速回転変換機構並びにそれを用いた高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジンを提供することにある。

上記課題を解決するために、本発明の高圧流体エンジンは、同一の回転中心を有する第一クランクシャフト及び第二クランクシャフトに対して偏心設置した定速回転出力シャフトの回転中心を通るクランクピンガイド手段に、前記第一クランクシャフト及び第二クランクシャフトにそれぞれ取りつけられた第一クランクピン及び第二クランクピンを摺動自在にそれぞれガイドしてなる不等速回転変換機構を用いた高圧流体エンジンであって、第一ピストンを有する第一ディスクローターと第二ピストンを有する第二ディスクローターとを内部に設置するためのシリンダーと、前記シリンダー内の前記第一ピストン及び前記第二ピストンの死点位置に該当するシリンダーの箇所にそれぞれ設けられた流体流入孔及び流体排出孔と、をさらに設け、前記クランクピンガイド手段がフライホイールの役目を果たして前記第一ピストン及び前記第二ピストンが回転せしめられると前記第一クランクピン及び第二クランクピンが前記クランクピンガイド手段に摺動しながら往復運動せしめられて前記第一ピストン及び前記第二ピストンの周回に遅速関係が生じ、前記第一ピストン及び前記第二ピストンのうちいずれか遅い方のピストンは前記流体流入孔及び流体排出孔との連通を遮断し、いずれか速い方のピストンは流体流入孔と連通状態になって高圧流体を流入せしめ、前記高圧流体の膨張圧力を前記速い方のピストンが受けることにより出力を得ると同時に、流入して膨張の終了した流体を押し出して排出することにより、前記定速回転出力シャフトが連続的に回転せしめられることを特徴とする。

また、本不等速回転変換機構は、動力を伝達して回転運動を行う第一クランクシャフトと、前記第一クランクシャフトに取りつけられた第一ディスクローターと、前記第一ディスクローターに取りつけられ、前記第一クランクシャフトを回転運動させるための第一ピストンと、前記第一クランクシャフトに取りつけられた第一クランクピンと、前記第一クランクシャフトと同一の回転中心を有し、動力を伝達して回転運動を行う第二クランクシャフトと、前記第一ディスクローターに相対向して設けられ、前記第二クランクシャフトに取りつけられた第二ディスクローターと、前記第二ディスクローターに取りつけられ、前記第二クランクシャフトを回転運動させるための第二ピストンと、前記第二クランクシャフトに取りつけられた第二クランクピンと、前記第一クランクピン及び第二クランクピンを摺動自在にそれぞれガイドし、かつ回転自在に設けられたクランクピンガイド手段であり、前記第一クランクシャフト及び前記第二クランクシャフトの回転中心からその回転中心が所定距離偏心して設けられたクランクピンガイド手段と、前記クランクピンガイド手段に取りつけられ、前記クランクピンガイド手段からの回転運動を出力するための定速回転出力シャフトと、からなり、前記第一ピストン及び前記第二ピストンが回転せしめられると前記第一クランクピン及び第二クランクピンが前記クランクピンガイド手段に摺動しながら往復運動せしめられて前記第一ピストン及び前記第二ピストンの周回に遅速関係が生じ、前記第一ピストン及び前記第二ピストンのうちいずれが所定角度の遅れで遅速を繰り返して、前記定速回転出力シャフトが連続的に回転せしめられるように構成することもできる。

また、本発明の高圧流体エンジンは、前記した不等速回転変換機構を用いた高圧流体エンジンである。

上記した構成によれば、クランクピンにはボールベアリングや滑り子と云った潤滑方法により、転がり接触と面接触となるので耐摩耗性の問題は解消される。また、強度の問題についても、従来のレシプロエンジン（Reciprocating engine）と同様に考えることができるのでレシプロエンジンで培った経験がそのまま活かされるという利点がある。

高圧流体としては、例えば高圧ガス、水蒸気、空気などが挙げられるが、高圧流体であればよいものであるから、高圧液体なども使用できる。

さらに、本発明の密閉サイクルエンジンは、前記した高圧流体エンジンを用いた密閉サイクルエンジンであって、排気ガスを放出する排気ガス放出エンジンと、前記排気ガス放出エンジンの排気ガスで水蒸気を発生させる熱交換器と、前記高圧流体エンジンからの排出流体を冷却して水に戻す復水器と、をさらに設け、前記熱交換器を前記高圧流体エンジンの前記流体流入孔に接続し、かつ前記復水器を前記高圧流体エンジンの前記流体排出孔に接続することにより密閉サイクル構造としたことを特徴とする。

本発明の密閉サイクルエンジンとは密閉サイクル構造を有するエンジンを意味するが、上記のように構成することにより、排気ガス→水蒸気→水へとサイクルさせることにより従来は損失としていたエネルギーの再利用が可能となる。

また、前記密閉サイクルエンジンとしては、前記排気ガス放出エンジンのシリンダーのシリンダーヘッド及びシリンダーに温度センサーを取りつけて前記温度センサーの情報により前記シリンダーの高温部に水を噴射して冷却すると同時に発生した水蒸気を利用して作動するように構成するのが好適である。

本不等速回転変換機構並びにそれを用いた高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジンによれば、動的バランスの釣り合い、歯車にかかる荷重による異常摩耗や強度不足による破損の問題を解消し、かつコンパクトでコストがかからないという著大な効果を奏する。

また、不等速回転変換機構並びにそれを用いた高圧流体エンジン及び密閉サイクルエンジンは、容積型のエンジンやコンプレッサーに特に好適に用いることができる。

さらに、本発明の高圧流体エンジンは、小型化・高速回転が可能且つ熱効率を高く取ることが出来、外燃機関としての動力源として使用出来るという効果を奏する。

また、本発明の密閉サイクルエンジンによれば、従来は損失としていた６０％の損失エネルギーを有効利用することが可能となるという効果を奏する。

以下に、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明するが、図示例はあくまでも例示的なものであり、本発明の技術思想から逸脱しない限り図示例以外にも種々の変形が可能なことはいうまでもない。

図１は本不等速回転変換機構の一つの実施の形態を示す斜視図である。図２は図１の分解図である。図３は図１の不等速回転変換機構におけるクランクピンの回転変化量を示す概略説明図である。図４は本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＩＶ（ｂ）部分の拡大概略図である。図５は図４（ａ）のＶ−Ｖ線断面図である。図６は本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は図５のＹ矢視図、（ｂ）は（ａ）のＶＩ（ｂ）−ＶＩ（ｂ）線断面図である。

図７は高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は本発明の高圧流体エンジンに用いられるカウンターウェイトの一つの実施の形態の摘示拡大図、（ｂ）は（ａ）のＶＩＩ（ｂ）−ＶＩＩ（ｂ）線断面図である。図８は本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＶＩＩＩ（ｂ）−ＶＩＩＩ（ｂ）線の断面図、（ｃ）は（ａ）の摘示部分概略斜視図である。図９は本発明の高圧流体エンジンのシールの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＩＸ（ｂ）−ＩＸ（ｂ）線の断面図である。

図１０は本発明の高圧流体エンジンにおけるピストンの遅速の動きを司るメカニズムの説明図である。図１１は本発明の高圧流体エンジンにおけるピストンの作動状態図である。図１２は本発明の高圧流体エンジンにおいて熱効率を優先したタイプの流体流入孔を設けた場合の作動図である。図１３は本発明の高圧流体エンジンにおいて開口部縁の位置変更のメカニズムの説明図である。図１４は本発明の高圧流体エンジンの別の実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）の断面図、（ｃ）は（ａ）の摘示部分概略斜視図である。

図１５は本発明の高圧流体エンジンの他の実施の形態を示し、（ａ）は（ｂ）の側面図、（ｂ）は断面図、（ｃ）は（ｂ）の側面図である。図１６は本発明の密閉サイクルエンジンの一つの実施の形態を示す概略図である。図１７は本発明の密閉サイクルエンジンの別の実施の形態を示す概略図である。図１８は第一クランクピン及び第二クランクピンの相対角速度を示すグラフである。図１９は圧力と容積の関係を示すグラフである。

本不等速回転変換機構の一つの実施の形態を図１〜図３に示す。図１〜図３において、符号１０は本不等速回転変換機構を示す。図１及び図２によく示される如く、不等速回転変換機構１０は、動力を伝達して回転運動を行う第一クランクシャフト１２と、前記第一クランクシャフト１２に取りつけられた第一ディスクローター１４と、前記第一ディスクローター１４に取りつけられ、前記第一クランクシャフト１２を回転運動させるための第一ピストン１６と、第一クランクアーム１８を介して前記第一クランクシャフト１２に取りつけられた第一クランクピン２０と、前記第一クランクシャフト１２と同一の回転中心Ｏ１を有し、動力を伝達して回転運動を行う第二クランクシャフト２２と、前記第一ディスクローター１４に相対向して設けられ、前記第二クランクシャフト２２に取りつけられた第二ディスクローター２４と、前記第二ディスクローター２４に取りつけられ、前記第二クランクシャフト２２を回転運動させるための第二ピストン２６と、第二クランクアーム２８を介して前記第二クランクシャフト２２に取りつけられた第二クランクピン３０と、前記第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０を摺動自在にそれぞれガイドし、かつ回転自在に設けられたクランクピンガイド手段であり、前記第一クランクシャフト１２及び前記第二クランクシャフト２２の回転中心Ｏ１からその回転中心Ｏ２が所定距離偏心して設けられたクランクピンガイド手段３２と、前記クランクピンガイド手段３２に取りつけられ、前記クランクピンガイド手段３２からの回転運動を出力するための定速回転出力シャフト３６と、から構成されている。

クランクピンガイド手段３２は第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０を摺動自在にそれぞれガイドすればよいものであるから、その構成に特別の限定はないが、例えば図１〜３に示した図示例では、クランクピンガイド手段３２にはガイド溝３４が設けられており、このガイド溝３４に第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が滑嵌合状態に挿入されてガイド溝３４内を摺動自在とされている。

また、第一クランクシャフト１２及び第二クランクシャフト２２の回転中心Ｏ１とクランクピンガイド手段３２の回転中心Ｏ２とは偏心量ｅだけ偏心せしめられている。この偏心量については目的や用途に応じて適宜設定すればよいものであるから特別の限定はない。

上記した構成により、前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６が回転せしめられると前記第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が前記クランクピンガイド手段３２に摺動しながら往復運動せしめられて前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６の周回に遅速関係が生じ、前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６のうちいずれか速く周回可能な方が速く周回して、前記定速回転出力シャフト３６が連続的に回転せしめられる。

次に本不等速回転変換機構１０の一つの実施の形態を図３に基づいて説明する。

図３（ａ）において、クランクピンガイド手段３２のガイド溝３４は垂直になっており、クランクピンガイド手段３２の回転中心Ｏ２を通る水平線に対して第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０はそれぞれ対称の位置に有る。

図３（ａ）の状態からガイド溝３４が４５度右回転すると、第二クランクピン３０は５８度及び第一クランクピン２０は２８度それぞれ回転する（図３（ｂ））。図３（ｂ）の状態から更にガイド溝３４が４５度右回転すると第二クランクピン３０は７３度及び第一クランクピン２０は１７度それぞれ回転する（図３（ｃ））。

図３（ｃ）の状態から更にガイド溝３４が４５度右回転すると第一クランクピン２０は１７度及び第二クランクピン３０は７３度それぞれ回転する（図３（ｄ））。図３（ｄ）の状態から更にガイド溝３４が４５度右回転すると第二クランクピン３０は５８度、第一クランクピン２０は２８度それぞれ回転し、ガイド溝３４は再び垂直となる（図３（ｅ））。

図３（ａ）〜（ｅ）でクランクピンガイド手段３２が１８０度回転し、その間に第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の位置が入れ替わっている事が分かる。図３から明白の如く第二クランクピン３０が２６２度回転する間に第一クランクピン２０は９８度（図３（ａ）参照）回転する。即ち、第二クランクピン３０は速く回り、第一クランクピン２０は遅く回ったことになる。図３（ｅ）から更にクランクピンガイド手段３２が１８０度回転して１サイクル終了することになり、第二クランクピン３０及び第一クランクピン２０はそれぞれ１回転する事になる。

強度的問題については、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が平らな面であるガイド溝３４に直角に接しているため第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０に作用する力を考慮して素直な荷重設計が可能である。

動的バランスについては、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の反対側にカウンターウェイトなどを設けることにより、第一クランクアーム１８及び第二クランクアーム２８の釣り合い重さを完全に釣り合わせることが可能である。

潤滑の問題については、後述するように、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０にボールベアリング、シールドボールベアリング、滑り子などを嵌めることにより解決を図ることができる。

このように、以上本不等速回転変換機構によれば、キャットアンドマウス方式のエンジンやコンプレッサーが抱える問題を一挙に解決できるという利点がある。

次に、本不等速回転変換機構を用いた高圧流体エンジンの実施の形態を図４〜図１５及び図１８〜図１９に示す。

図４〜図１５において、符号４０ａ，４０ｂ，４０ｃはそれぞれ本発明の高圧流体エンジンの実施の形態を示す。高圧流体エンジン４０ａは、前記した不等速回転変換機構１０を用い、前記第一ピストン１６を有する前記第一ディスクローター１４と前記第二ピストン２６を有する前記第二ディスクローター２４とを内部に設置するためのシリンダー４２と、前記シリンダー４２内の前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６の死点位置に該当するシリンダー４２の箇所にそれぞれ設けられた高圧流体の流体流入孔４４及び流体排出孔４６と、をさらに設けた構成とされている。

上記した構成により、前記クランクピンガイド手段３２がフライホイールの役目を果たして前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６が回転せしめられると前記第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が前記クランクピンガイド手段３２に摺動しながら往復運動せしめられて前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６の周回に遅速関係が生じ、前記第一ピストン１６及び前記第二ピストン２６のうちいずれかが所定角度（図示例では１８０度）の遅れで遅速を繰り返して、遅い方のピストンは前記流体流入孔４４及び流体排出孔４６との連通を遮断し、いずれか速い方のピストンは流体流入孔４４と連通状態になって高圧流体を流入せしめ、前記高圧流体の膨張圧力を前記速い方のピストンが受けることにより出力を得ると同時に、流入して膨張の終了した流体を押し出して排出することにより、前記定速回転出力シャフト３６が連続的に回転せしめられる。

なお、高圧流体としては、水蒸気などの高圧ガス体以外にも高圧液体などの高圧流体が使用可能であるが、本実施例では水蒸気を高圧流体として用いた。

本発明の高圧流体エンジンについて以下にさらに具体的に説明する。

図４〜図１５によく示される如く、シリンダー４２は、環状シリンダー４８とサイドプレート５０，５２で構成されている。シリンダー４２には、高圧流体を流入せしめるための流体流入孔４４と高圧流体が膨張して仕事を成し終えた後にその流体を排出するための流体排出孔４６が設けられている。

シリンダー４２内では、第一ピストン１６及び第二ピストン２６が夫々ラビリンスシール５４を有する第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４に固定されており、シリンダー４２内で第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４が相対向して自由に回転出来るように構成され、お互いの間はラビリンスシール５４（図４（ｂ）参照）で気密されている。

第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４には第一クランクシャフト１２及び第二クランクシャフト２２を介して第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０がそれぞれの第一ピストン１６及び第二ピストン２６に対して１８０度の位相で固定されており、第一クランクシャフト１２及び第二クランクシャフト２２が軸受け５６，５８によって支持されている。上記説明では、第一ピストン１６及び第二ピストン２６と第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の角度位相はそれぞれ１８０度であるが、ピストンとクランクピンの角度位相は０度〜３６０度の同角で保持すれば構成上成立する。

これら第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０は、前記第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４の回転中心Ｏ１とその回転中心Ｏ２が偏心量ｅだけ偏心せしめられたクランクピンガイド手段３２のガイド溝３４に摺動自在にガイドされている。また、クランクピンガイド手段３２は、軸受け６０で支持されており、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０は、ガイド溝３４内に滑り子６２を介してガイド溝３４の長手方向のみに摺動可能にセットされている。このクランクピンガイド手段３２はフライホイールと同様の役目を果たすものである。なお、図４（ｂ）において符号６４は、ラビリンスシール５４から漏れた流体を抜くための流体抜き孔を示す。

第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０と第一クランクアーム１８及び第二クランクアーム２８の釣り合い重さについては、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の反対側に設けたカウンターウェイト６６，６８によって動的バランスを完全に釣り合わせることが可能である。

カウンターウェイト６６，６８の形状や構造については、特別の限定はないが、例えば、扇形構造とし、図７（ａ）（ｂ）に示したような、打ち抜き孔１０１を有する除肉した構造のものを好適に使用することができる。

また、高圧流体を気密（ガスシール）する構造について図９（ａ）（ｂ）に基づいて説明する。第二ディスクローター２４にボルト７０で固定された第二ピストン２６に気密片７２，７４，７６が設けられ、現用ピストンリング７８（即ち、現在レシプロエンジンに使用されている円形のもの）が先ず第二ピストン２６の外側に取りつけられる。その後ピストンクラウン８０がボルト８２（一部省略）で取りつけられる。このようにすることで現用ピストンリング７８の張力により、気密片７２，７４，７６はシリンダー４２の内面に接触する様に張り出され、低速状態時でもガスなどの高圧流体の気密に効果を生じる。尚、８４は重量軽減用の打ち抜き孔である。尚また、ピストンリングの代わりにコイルバネを利用しても同様の効果が得られる。

また、第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４の外周の漏れに対しては、ディスク用ピストンリング８６が装着されていて内側には軟質ゴム状の弾性体８８を設けることにより、ディスク用ピストンリング８６がピストン側とディスクローターの外側に張り出す力が生じ、これにより気密することが可能となる。勿論軟質ゴムに替わり金属製板バネなどでも効果は同じである。

更に、第一ディスクローター１４及び第二ディスクローター２４の合わせ面にも同様にディスク用ピストンリング９０を設けることにより、気密することが可能である。尚、上記説明した気密片、ピストンリング等は例えばＮＴＮ株式会社のベアリー（登録商標）商品を使用すれば無潤滑でも使用可能である上に気密に効果が期待できる。

次に本発明の高圧流体エンジン４０ａにおける第一ピストン１６及び第二ピストン２６の遅速の動きを司るメカニズムを図１０（ａ）〜（ｃ）を基に説明する。図５の状態からクランクピンガイド手段３２、ガイド溝３４、環状シリンダー４８の流体流入孔４４及び流体排出孔４６並びに第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０を残した状態が図１０（ａ）である。

図１０（ａ）では、第一ピストン１６及び第二ピストン２６と第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の関係は、ガイド溝３４の位置が直角位置にあるのに対して第一ピストン１６及び第二ピストン２６のそれぞれは４５．４度の状態にある。

更に解りやすくするため、流体流入孔４４及び流体排出孔４６を省略し図１０（ａ）の状態からクランクピンガイド手段３２を３０度右回転させたのが図１０（ｂ）であり、その結果第二ピストン２６は３７度、第一ピストン１６は２３度、それぞれ同一方向に回転することとなる。

力関係を説明するため、更にガイド溝３４と第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０のみを示したのが図１０（ｃ）である。同図を基に第一ピストン１６及び第二ピストン２６の遅速及び第一ピストン１６及び第二ピストン２６に同じ力が作用しても同一方向に回転する理由を以下に説明する。

同一方向に回転（回転中心Ｏ１）する２つのピストン（第一ピストン１６及び第二ピストン２６）が受ける力が第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０のそれぞれのクランクピンの中心ＣＦ，ＣＳに作用する力を力Ｆとする。

この力Ｆをクランクピンガイド手段３２の回転中心Ｏ２から見る回転トルクは、回転中心Ｏ２から力Ｆに垂線を下ろした足を点Ａとし、Ａと回転中心Ｏ２との距離を距離aとすると、回転トルクはa×Ｆとなる。同様に考えて第一クランクピン２０に作用する力Ｆに垂線を下ろした点を線ＢとしＯ２との距離を距離ｂとすると、回転トルクはｂ×Ｆとなり、総合回転トルクはＦ×（ａ−ｂ）となる。

以上から回転力が発生すること並びに第一ピストン１６及び第二ピストン２６の遅速関係が発生することがわかる。

図１８には、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０の相対角速度について連続した変速状態を表した。図１８において、第一クランクピン２０の角速度は実線で示し、第二クランクピン３０の角速度は一点鎖線で示した。図１８からわかるように、クランクピンガイド手段３２のガイド溝３４が１回転する間に、各第一ピストン１６及び第二ピストン２６は一回遅速を繰り返す。このことはトルク変動からすれば好ましいことになる。

次に本発明の高圧流体エンジン４０ａの作動状態を図１１（ａ）〜（ｅ）を基に説明する。解り易くするために第一ピストン１６及び第二ピストン２６と対となる第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０は同じパターンで表現している。図１１において、第一ピストン１６と第一クランクピン２０、第二ピストン２６と第二クランクピン３０はそれぞれ対の関係にある。

図１１（ａ）は、通常のレシプロエンジンの死点状態を表し、この状態から矢印の方向に右回転すると、第一ピストン１６と第二ピストン２６との間の狭い空間（図１１（ａ）から図１１（ｂ）の間）に高圧流体が流入し続け、第二ピストン２６は第一ピストン１６よりスピードが上がり図１１（ｃ）の状態になり、第一ピストン１６は流体流入孔４４を塞いで高圧流体の流入が停止する。その後は、第二ピストン２６は高圧流体を供給されることなく断熱膨張して図１１（ｄ）を経て図１１（ｅ）の状態になる。

一方、図１１（ａ）と図１１（ｂ）において、第一ピストン１６と第二ピストン２６で造る反対側の広い空間は、前の行程で流入して膨張し終えた流体を第二ピストン２６は流体排出孔４６へと押し出し、その間第一ピストン１６は高圧流体の流体流入孔４４を遮断し続けることになる。これで１サイクルが終了することになり、クランクピンガイド手段３２は図１１（ａ）〜（ｅ）の間に１８０度回転することとなる。図１１（ｅ）と図１１（ａ）とを比較すると第一ピストン１６と第二ピストン２６の位置が入れ替わっただけであり構成は全く同じ状態にある。そして、前述した作動を繰り返す。

第一ピストン１６と第二ピストン２６に流入する高圧流体の量をコントロール（流体の圧力を変えないで）するには、図１１（ｃ）の第一ピストン１６が高圧流体の流体流入孔４４の案内開口部９２の開口部縁９４の位置を変えることでコントロールが可能であり、ガスの保有するエネルギーを最適に活用できる。

即ち、流体流入孔４４の案内開口部９２の開口部縁９４を流体排出孔４６の方へ寄せることにより、結果的として、案内開口部９２の幅が狭まり、開口部縁９４を流体排出孔４６の方へ寄せる前に比較して第一ピストン１６又は第二ピストン２６が流体流入孔４４を狭窄することになる。これにより、流入する高圧流体の量は少なくなるが膨張する量は多くなるのでワンストローク当りの出力は少なくなるが熱効率は上がることになる。

図１１（ａ）〜（ｅ）がワンストローク当たりの出力を優先したタイプの流体流入孔４４を設けた場合の作動図であるのに対して、図１２（ａ）〜（ｆ）は熱効率を優先したタイプの流体流入孔４４を設けた場合の作動図である。図１２（ａ）〜（ｆ）によく示される如く、流体流入孔４４の案内開口部９２の開口部縁９４を流体排出孔４６の方へ寄せることにより、第一ピストン１６又は第二ピストン２６が遮断する位置が早くなり、流入する高圧流体の量が少なくなるが膨張する量は多くなることになる。

図１３（ａ）〜（ｄ）は、開口部縁９４の位置変更のメカニズムの説明図を示す。図１３（ａ）において、符号９６は流入量調整ピースを示す。流体流入孔４４の案内開口部９２に流入量調整ピース９６が挿入された状態では、開口部縁９４の位置は、図１３（ａ）の位置になる。流入量調整ピース９６が挿入された状態にある図１３（ａ）のＸＩＩ（ｂ）−ＸＩＩ（ｂ）線断面図が図１３（ｂ）である。そして、図１３（ｃ）は流入量調整ピース９６をスライドして外した状態を示す。流入量調整ピース９６を外した状態では、開口部縁９４の位置は、図１３（ｃ）の位置となる。流入量調整ピース９６が外された状態にある図１３（ｃ）のＸＩＩ（ｄ）−ＸＩＩ（ｄ）線断面図が図１３（ｂ）である。

このように、図１３（ａ）に示した開口部縁９４の位置が流入量調整ピース９６を挿入することによって図１３（ｃ）に示した位置となることがわかる。なお、流入量調整ピース９６をスライドさせる手段については種々考えられるため図示は省略する。また、高圧流体の流入量の調整が行える限り、スライド機構以外にも種々の機構が採用可能であることはいうまでもない。

また、流体を高圧ガスから高圧液体に変えても、流体流入孔４４の開口部縁９４の位置の取り方で液圧縮が発生しないようにすれば、そのまま使用することが可能である。

図１９にピストンが流体流入孔４４を遮断する場合の圧力と容積の関係を示すグラフを示す。図１９に示される如く、理想のエネルギーの使い方はＩＪＥＭＩの線図である。即ちＩＪ間は流体流入孔４４から流体が入り第一ピストン１６が流体流入孔４４を遮断し、其の後はＪＥ間は断熱膨張して第二ピストン４６が流体排出孔４６と連通して仕事を成し終えた流体は排出されるので無駄がない。つまり、熱効率が最良の状態である。

一方、この状態に対して出力が出るが熱効率が最悪の状態が、図１９に示すＩＬＥＭIの線図であり、流体が高い圧力のまま流体排出孔４６から出るので、斜線のＬＨＥＬの線間にまだある断熱膨張するエネルギーを無駄にすることになる。その中間がＩＫＦＥＭＩの線図であり、現実にはこの状態を色々実験して最良の遮断位置を決める必要がある。それでもＦＧＥＦの斜線部分はロスになるわけでいわゆる開口部縁９４の位置は重要な要素を占める。

上述した構成は、クランクピンガイド手段３２にガイド溝３４を設けた構成であるが、上述の構成以外にも、例えば図１４に（ａ）〜（ｃ）に示すような構成を採用することができる。

図１４において、符号４０ｂは本発明の高圧流体エンジンの別の態様を示す。クランクピンガイド手段９８は、研磨された磨きシャフト１００がその中央部に螺着されており、前記磨きシャフト１００には滑り子１０２，１０４が長手方向に摺動自在に遊挿されている。滑り子１０２，１０４には第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が、図１４（ｃ）のようにそれぞれ回転自在に嵌合せしめられる。

このように構成すれば、クランクピンガイド手段３２にガイド溝３４を設けた構成と同様の機能を得ることができ、第一ピストン１６及び第二ピストン２６の遅速を司ることが可能となる。

以上の説明は、クランクピンガイド手段を一方向にまとめた構成に基づいて説明したが、次に、クランクピンガイド手段を相反する方向即ち両サイドに設けた構成を図１５に基づいて説明する。

図１５（ａ）〜（ｃ）において、符号４０ｃは本発明の高圧流体エンジンの他の実施の態様を示す。本発明の高圧流体エンジン４０ｃでは、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０はそれぞれ両サイドに設けられており、それぞれのクランクピンに対応して、図１５（ａ）及び図１５（ｃ）によく示す如く、ガイド溝３４を有するクランクピンガイド手段３２がそれぞれ設けられている。なお、符号１０６，１０８はそれぞれ同数歯のギアを示す。

図１５（ａ）〜（ｃ）に示したように、クランクピンガイド手段３２はギア１０８に接続されており、定速回転出力シャフト３６はギア１０６にそれぞれ接続されている。そして、第一ピストン１６が取りつけられた第一ディスクローター１４が回転すると第一クランクシャフト１２が回転して第一クランクピン２０がガイド溝３４内を摺動しながら往復運動し、これによりクランクピンガイド手段３２が回転するとギア１０８が回転して、ギア１０８と噛み合っているギア１０６により定速回転出力シャフト３６が回転せしめられる。

同様にして、第二ピストン２６が取りつけられた第二ディスクローター２４が回転すると第二クランクシャフト２２が回転して第二クランクピン３０がガイド溝３４内を摺動しながら往復運動し、これによりクランクピンガイド手段３２が回転するとギア１０８が回転し、ギア１０８と噛み合っているギア１０６により定速回転出力シャフト３６が回転せしめられる。このとき、図示したように、左右に存在するクランクピンガイド手段３２がガイドする第一クランクピン２０と第二クランクピン３０の位置が異なることにより、第一ピストン１６及び第二ピストン２６が回転せしめられると第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０が左右のクランクピンガイド手段３２に摺動しながら往復運動せしめられて第一ピストン１６及び第二ピストン２６の周回に遅速関係が生じ、第一ピストン及び第二ピストンのうちいずれかが所定角度（図示例では１８０度）の遅れで遅速を繰り返して、定速回転出力シャフト３６が連続的に回転せしめられることとなる。なお、第一クランクピン２０及び第二クランクピン３０にはそれぞれカウンターウェイト６６，６８が設けられている。

さらに、上記した高圧流体エンジンを用いた本発明の密閉サイクルエンジンについて、図１６及び図１７に基づいて説明する。

図１６において、符号１１０ａは本発明の密閉サイクルエンジンを示す。密閉サイクルエンジン１１０ａは、上記した高圧流体エンジン４０ａと、排気ガスを放出する排気ガス放出エンジン１１２と、前記排気ガス放出エンジン１１２の排気ガスで水蒸気を発生させる熱交換器１１４と、前記高圧流体エンジン４０ａからの排出流体を冷却して水に戻す復水器１１６と、を有しており、前記熱交換器１１４を前記高圧流体エンジン４０ａの前記流体流入孔４４に接続し、かつ前記復水器１１６を前記高圧流体エンジン４０ａの前記流体排出孔４６に接続することにより密閉サイクル構造とされている。

排気ガス放出エンジン１１２としては、従来のレシプロエンジンを用いることができるし、復水器１１６としては、公知の熱交換器を復水器として用いることができる。

また、前記排気ガス放出エンジン１１２のシリンダー１１８のシリンダーヘッド１２０及びシリンダー１１８に温度センサー１２２を取りつけて、前記温度センサー１２２の情報により前記シリンダー１１８の高温部１２４にノズル１２６から水を噴射して冷却すると同時に発生した水蒸気を利用して作動するように構成されている。

密閉サイクルエンジン１１０ａは、排気ガス放出エンジン１１２（図ではレシプロエンジン）の構成部品（図ではシリンダーヘッド１２０及びシリンダー１１８）の高温部１２４に温度センサー１２２をセットし、その情報をコントローラ１２８に送り水ポンプ１３０から圧力水を図１６に示すように代表個所で示したシリンダー１１８の高温部１２４にノズル１２６から噴射することによって噴射冷却させると同時に水蒸気を発生させる。なお、高温部１２４というのは運転中に高温となる箇所を意味するもので、図示例では代表的な箇所を示した。

かかる温度センサー１２２をシリンダー１１８に設けるのはオイルの機能を損なわないように、即ちピストンの焼付けの回避のためであり、そして温度センサー１２２をシリンダーヘッド１２０に設けるのはバルブステムやバルブシートのトラブル回避するためである。

なお、温度センサー１２２の温度設定にあたって、シリンダーの温度が際限無く低温度に、即ち飽和蒸気温度を低くするのは考えものであり、一般にシリンダーやシリンダーヘッドから熱損失を少なくするためにはシリンダーの壁温は１８０度前後の範囲が適切である。従って飽和圧力は１０．２Ｋg/cm²になる。さらに、高圧を狙うのであればシリンダーの壁温は２６０から２７０度程まで許容されるのでさらに上げられる。

排気ガス放出エンジン１１２の排気ポート１３８から出る排気ガスは、熱交換器１１４の排気ガス取り入れ口１４０に入り、水蒸気を加熱した後、熱交換器１１４の排気ガス出口１４２から空中に放出される。

一方、ジャケット１３２内に溜まった水蒸気は、シリンダー１１８の上部にある蒸気出口１３４から熱交換器１１４の水蒸気入口１３６に入る。この加熱された過熱蒸気は、高圧流体エンジン４０ａの流体流入孔４４と蒸気出口１４４を連結することにより、熱交換器１１４の蒸気出口１４４から出て、図示していない発電機などを回転させて高圧流体エンジン４０ａでエネルギー変換される。なお、符号１５６は、熱交換器１１４のドレイン排出口である。

高圧流体エンジン４０ａで仕事を成し終えた水蒸気は、流体排出孔４６から復水器１１６の低圧蒸気取り入れ口１４６には入り、冷却ファン１４８の冷却風によって冷却され水蒸気は復水し、水滴出口１５０から出て貯留水器１５２に入り再利用される。なお、符号１５４は水を分配するための分配器である。

次に、本発明の密閉サイクルエンジンの別の態様を図１７に示す。図１７において、符号１１０ｂは、本発明の密閉サイクルエンジンの別の態様を示す。排気ガス放出エンジン１１２の排気ガスは、熱交換器１１４の排気ガス取り入れ口１４０に入り、水蒸気を加熱した後、熱交換器１１４の排気ガス出口１４２から空中に放出される。

一方、水ポンプから熱交換器１１４の水蒸気入口１３６に入った水は加熱されて水蒸気となり、この水蒸気は高圧流体エンジン４０ａの流体流入孔４４と蒸気出口１４４を連結することにより、熱交換器１１４の蒸気出口１４４から出て、図示していない発電機などを回転させて高圧流体エンジン４０ａでエネルギー変換される。そして、流体排出孔４６は復水器１１６と連結することで密閉サイクルとしエネルギーの有効活用を図ることができる。

本不等速回転変換機構の一つの実施の形態を示す斜視図である。 図１の分解図である。 図１の不等速回転変換機構におけるクランクピンの回転変化量を示す概略説明図である。 本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＩＶ（ｂ）部分の拡大概略図である。 図４（ａ）のＶ−Ｖ線断面図である。 本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は図５のＹ矢視図、（ｂ）は（ａ）のＶＩ（ｂ）−ＶＩ（ｂ）線断面図である。 高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は本発明の高圧流体エンジンに用いられるカウンターウェイトの一つの実施の形態の摘示拡大図、（ｂ）は（ａ）のＶＩＩ（ｂ）−ＶＩＩ（ｂ）線断面図である。 本発明の高圧流体エンジンの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＶＩＩＩ（ｂ）−ＶＩＩＩ（ｂ）線の断面図、（ｃ）は（ａ）の摘示部分概略斜視図である。 本発明の高圧流体エンジンのシールの一つの実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）のＩＸ（ｂ）−ＩＸ（ｂ）線の断面図である。 本発明の高圧流体エンジンにおけるピストンの遅速の動きを司るメカニズムの説明図である。 本発明の高圧流体エンジンにおけるピストンの作動状態図である。 本発明の高圧流体エンジンにおいて熱効率を優先したタイプの流体流入孔を設けた場合の作動図である。 本発明の高圧流体エンジンにおいて開口部縁の位置変更のメカニズムの説明図である。 本発明の高圧流体エンジンの別の実施の形態を示し、（ａ）は断面図、（ｂ）は（ａ）の断面図、（ｃ）は（ａ）の摘示部分概略斜視図である。 本発明の高圧流体エンジンの他の実施の形態を示し、（ａ）は（ｂ）の側面図、（ｂ）は断面図、（ｃ）は（ｂ）の側面図である。 本発明の密閉サイクルエンジンの一つの実施の形態を示す概略図である。 本発明の密閉サイクルエンジンの別の実施の形態を示す概略図である。 本発明の高圧流体エンジンにおける第一クランクピン及び第二クランクピンの相対角速度を示すグラフである。 本発明の高圧流体エンジンにおける圧力と容積の関係を示すグラフである。

１０：本不等速回転変換機構、１２：第一クランクシャフト、１４：第一ディスクローター、１６：第一ピストン、１８：第一クランクアーム、２０：第一クランクピン、２２：第二クランクシャフト、２４：第二ディスクローター、２６：第二ピストン、２８：第二クランクアーム、３０：第二クランクピン、３２：クランクピンガイド手段、３４：ガイド溝、３６：定速回転出力シャフト、４０ａ，４０ｂ，４０ｃ：高圧流体エンジン、４２：シリンダー、４４：流体流入孔、４６：流体排出孔、４８：環状シリンダー、５０，５２：サイドプレート、５４：ラビリンスシール、５６，５８，６０：軸受け６２：滑り子、６４：流体抜き孔、６６，６８：カウンターウェイト、７０：ボルト、７２，７４，７６：気密片、７８：現用ピストンリング、８０：ピストンクラウン、８２：ボルト、８４：打ち抜き孔、８６，９０：ディスク用ピストンリング、８８：弾性体、９２：案内開口部、９４：開口部縁、９６：流入量調整ピース、９８：クランクピンガイド手段、１００：磨きシャフト、１０１：打ち抜き孔、１０２，１０４：滑り子、１０６，１０８：ギア、１１０ａ，１１０ｂ：密閉サイクルエンジン、１１２：排気ガス放出エンジン、１１４：熱交換器、１１６：復水器、１１８：シリンダー、１２０：シリンダーヘッド、１２２：温度センサー、１２４：高温部、１２６：ノズル、１２８：コントローラ、１３０：水ポンプ、１３２：ジャケット、１３４：蒸気出口、１３６：水蒸気入口、１３８：排気ポート、１４０：排気ガス取り入れ口、１４２：排気ガス出口、１４４：蒸気出口、１４６：低圧蒸気取り入れ口、１４８：冷却ファン、１５０：水滴出口、１５２：貯留水器、１５４：分配器、１５６：ドレイン排出口、a，ｂ：距離、ｅ： 偏心量、Ａ，Ｂ：点、ＣＦ，ＣＳ：回転中心、Ｆ：力、Ｏ１：回転中心、Ｏ２：回転中心。

Claims (3)

1. 同一の回転中心を有する第一クランクシャフト及び第二クランクシャフトに対して偏心設置した定速回転出力シャフトの回転中心を通るクランクピンガイド手段に、前記第一クランクシャフト及び第二クランクシャフトにそれぞれ取りつけられた第一クランクピン及び第二クランクピンを摺動自在にそれぞれガイドしてなる不等速回転変換機構を用いた高圧流体エンジンであって、
   第一ピストンを有する第一ディスクローターと第二ピストンを有する第二ディスクローターとを内部に設置するためのシリンダーと、
   前記シリンダー内の前記第一ピストン及び前記第二ピストンの死点位置に該当するシリンダーの箇所にそれぞれ設けられた流体流入孔及び流体排出孔と、
   をさらに設け、
   前記クランクピンガイド手段がフライホイールの役目を果たして前記第一ピストン及び前記第二ピストンが回転せしめられると前記第一クランクピン及び第二クランクピンが前記クランクピンガイド手段に摺動しながら往復運動せしめられて前記第一ピストン及び前記第二ピストンの周回に遅速関係が生じ、前記第一ピストン及び前記第二ピストンのうちいずれか遅い方のピストンは前記流体流入孔及び流体排出孔との連通を遮断し、いずれか速い方のピストンは流体流入孔と連通状態になって高圧流体を流入せしめ、前記高圧流体の膨張圧力を前記速い方のピストンが受けることにより出力を得ると同時に、流入して膨張の終了した流体を押し出して排出することにより、前記定速回転出力シャフトが連続的に回転せしめられることを特徴とする高圧流体エンジン。
2. 請求項１記載の高圧流体エンジンを用いた密閉サイクルエンジンであって、
   排気ガスを放出する排気ガス放出エンジンと、
   前記排気ガス放出エンジンの排気ガスで水蒸気を発生させる熱交換器と、
   前記高圧流体エンジンからの排出流体を冷却して水に戻す復水器と、
   をさらに設け、
   前記熱交換器を前記高圧流体エンジンの前記流体流入孔に接続し、かつ前記復水器を前記高圧流体エンジンの前記流体排出孔に接続することにより密閉サイクル構造としたことを特徴とする密閉サイクルエンジン。
3. 前記排気ガス放出エンジンのシリンダーのシリンダーヘッド及びシリンダーに温度センサーを取りつけて前記温度センサーの情報により前記シリンダーの高温部に水を噴射して冷却すると同時に発生した水蒸気を利用して作動することを特徴とする請求項２記載の密閉サイクルエンジン。

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