NO873869L

NO873869L - TURBOCOMPOUND 2-Stroke Piston Engines.

Info

Publication number: NO873869L
Application number: NO873869A
Authority: NO
Inventors: John Anthony Jenes Rees
Original assignee: John Anthony Jenes Rees
Priority date: 1986-01-16
Filing date: 1987-09-15
Publication date: 1987-11-16
Also published as: NO873869D0

Description

Foreliggende oppfinnelse angår turbocompound 2-takts stempelmotorer og forbedrede utformninger av sylindertoppene for slike motorer. The present invention relates to turbocompound 2-stroke piston engines and improved designs of the cylinder heads for such engines.

Med uttrykket "turbocompound 2-takts stempelmotorer" menes en 2-takts motor med frem-og tilbakegående stempler som er beregnet på å bli knyttet til et turbin/turbokompressorsett slik at ekshaustgassene fra den førstnevnte motor driver eller hjelper til med å drive turbinen i det sistnevnte sett, som driver turbokompressoren mens denne, påsin side, turbolader stempelmotoren. Turbin/turbokompressorsettet kan være endel av en gassturbinmotor som er istand til å arbeide uavhengig av stempelmotoren eller kan arbeide bare som en turbolader. By the term "turbocompound 2-stroke piston engines" is meant a 2-stroke engine with reciprocating pistons intended to be connected to a turbine/turbocharger set so that the exhaust gases from the former engine drive or assist in driving the turbine in it the latter set, which drives the turbocharger while this, in turn, turbocharges the piston engine. The turbine/turbocharger assembly may be part of a gas turbine engine capable of operating independently of the piston engine or may operate only as a turbocharger.

Det har lenge vært ansett som ønskelig å turbolade stempelmotorer som arbeider etter en 2-takts syklus, for derved å optimalisere ytelse og brenseløkonomi mens man reduserer motorens spesifikke vekt. It has long been considered desirable to turbocharge reciprocating engines operating on a 2-stroke cycle, thereby optimizing performance and fuel economy while reducing the specific weight of the engine.

Et godt eksempel på denne type motorer anvendt til drift av fly, var "Napier Nomad", som er beskrevet for eksempel i magasinet "Flight", bind 65 nr. 4, april 1954, sidene 543-551. Den besto av en turboladet 12-sylindret 2-takts dieselmotor med turbin/turbokompressorsettet drevet av dieselmotorens ekshaust og de to deler av motoren var forbundet med hverandre ved hjelp av et regulerbart gear som gjorde det mulig å tilpasse de to akselhastigheter optimalt til hverandre og i forhold til f lybetingelsene for det fly der motoren var installert. Den var ikke kommersielt vellykket, sannsynligvis fordi den var tyngre og mer kompli-sert enn tilsvarende turbojetenheter, og dessuten bød turbojetenheter på høyere hastigheter, mens brensel på det tidspunkt var forholdsvis billig, slik at det større bren-selforbruk ved en turbojet ikke var noen særlig ulempe. A good example of this type of engine used for the operation of aircraft was the "Napier Nomad", which is described for example in the magazine "Flight", volume 65 no. 4, April 1954, pages 543-551. It consisted of a turbocharged 12-cylinder 2-stroke diesel engine with the turbine/turbocompressor set driven by the diesel engine's exhaust and the two parts of the engine were connected to each other by means of an adjustable gear which made it possible to adapt the two shaft speeds optimally to each other and in relative to the flight conditions of the aircraft in which the engine was installed. It was not commercially successful, probably because it was heavier and more complicated than equivalent turbojet units, and furthermore turbojet units offered higher speeds, while fuel at the time was relatively cheap, so that the greater fuel consumption of a turbojet was none particular disadvantage.

I den senere tid er det i US-PS 4.449.370 beskrevet en compoundmotor for bruk i fly, der en turboladet dieselmotor med lavt kompresjonsforhold har en turbolader som kan arbeide uavhengig av dieselmotoren. Dette er mulig fordi selv om turbinen mottar ekshaustgasser fra dieselmotoren, blir disse først ledet gjennom en katalyttisk forbrenningsanordning som er lagt inn i syklusen før turbinen, slik at når det er nødvendig, kan brensel og luft tilføres den katalyttiske forbrenningsanordning for å gi ytterligere oppvarming av ekshaustgassene, og videre finnes det en ventil og kanaler slik at dieselmotoren valgvis kan forbikobles, idet kompres-sor (blåser)- luft føres direkte til det katalyttiske forbrenningskammer for å drive turbinen og dermed frembringe energi for hjelpeutstyr under oppstartingen. More recently, US-PS 4,449,370 has described a compound engine for use in aircraft, where a turbocharged diesel engine with a low compression ratio has a turbocharger which can work independently of the diesel engine. This is possible because, although the turbine receives exhaust gases from the diesel engine, these are first passed through a catalytic combustor inserted into the cycle before the turbine, so that when necessary, fuel and air can be supplied to the catalytic combustor to provide additional heating of the exhaust gases, and furthermore there is a valve and ducts so that the diesel engine can optionally be bypassed, as compressor (blower) air is led directly to the catalytic combustion chamber to drive the turbine and thus generate energy for auxiliary equipment during start-up.

En gjennomgåelse av disse og andre foreslåtte eksempler på turbocompound 2-takts stempelmotorer, synes å vise at selv om de er av forskjellige typer og konstruksjoner, følger de vanlige regler for slike motorer ved at det trykk ved hvilket turboladeluft føres til stempelmotoren er lavere enn det trykk med hvilket forbrennlngsgasser fra stempelmotoren føres som ekshaust til turbinen. A review of these and other proposed examples of turbocompound 2-stroke piston engines seems to show that, although they are of different types and constructions, they follow the usual rules for such engines in that the pressure at which turbocharged air is fed to the piston engine is lower than the pressure at which combustion gases from the piston engine are fed as exhaust to the turbine.

Hvis man videre betrakter eksempler på arbeidssykler for 2-takst stempelmotorer i den vanlige utførelse der det ikke er i compound med noen turbin, vil man se at, som en generell regel, er deres kompresjonsforhold tilnærmet det samme som deres ekspansjonsforhold. Det synes å være et faktum at denne generelle regel også er blitt anvendt på disse motorer når de er i compound med turbin/turbokompressorsett. If one further considers examples of working cycles for 2-stroke piston engines in the usual design where it is not in compound with any turbine, it will be seen that, as a general rule, their compression ratio is approximately the same as their expansion ratio. It seems to be a fact that this general rule has also been applied to these engines when they are in compound with a turbine/turbo compressor set.

Det fremholdes her at de fakta som er nevnt ovenfor i de to foregående avsnitt, er uheldige av årsaker som vil bli forklart nærmere, idet de fører til at de samlede arbeidssykler for turbocompound 2-takts stempelmotorer blir mindre effektive og har lavere ytelser enn de kunne ha. It is submitted here that the facts mentioned above in the two previous paragraphs are unfortunate for reasons that will be explained in more detail, as they lead to the overall working cycles for turbocompound 2-stroke piston engines becoming less efficient and having lower performances than they could have.

Det er en hensikt med foreliggende oppfinnelse å komme frem til turbocompound 2-takst stempelmotorer som er innrettet til å benytte en mer effektiv arbeidssyklus og/eller en arbeidssyklus med høyere ytelse enn tidligere. It is a purpose of the present invention to arrive at turbocompound 2-stroke piston engines which are designed to use a more efficient work cycle and/or a work cycle with higher performance than before.

I henholld til dette går foreliggende oppfinnelse ut på en turbocompound 2-takst stempelmotor med et sylinderhode som for hver sylinder i stempelmotoren omfatter et indirekte forbrenningskammer, innløpsventilanordninger for tilførsel av turboladeluft til sylinderen og ekshaustventilanordninger for utslipp av forbrenningsgasser fra sylinderen, hvilken stempelmotor er innrettet til å følge en arbeidssyklus som omfatter en kompresjonstakt og en ekspansjonstakt, der ekspansjonstakten ekspanderer forbrenningsgassene til et trykk lavere enn trykket på den innkommende turboladeluft, og der spyling av forbrenningsgassene fra sylinderen lettes ved at man sørger for at både innløpsventilanordninger og ekshaustventilanordninger er åpne på samme tid under en tidlig del av kompresjonstakten, for dermed å spyle sylinderen med turboladeluft under den nevnte tidlige del av kompresjonstakten, hvorved sylinderen har et kompresjonsforhold som er betydelig mindre enn dens ekspansjonsforhold, og der innløpsventilanordningen er innbygget i det indirekte forbrenningskammer, slik at når innløpsventilanordningen er åpen, vil den innkommende turboladeluft strømme gjennom de indirekte forbrenningskammere før den kommer inn i sylinderen, idet det indirekte forbrenningskammer er forbundet med sylinderen med en passasjeanordning for å rette den innkommende turboladeluft mot stempelet og derved fortrenge forbrenningsgasser mot ekshaustventilanordningen og for å optimalisere virkningsgraden ved spylingen. Blandt andre fordeler synes denne motor å ha god spyling av brukte forbrenningsprodukter fra sylindrene og tillater bruk av lave kompresjonsforhold. Passasjen som skal lede turboladeluften mot stemplene, opptar fortrinnsvis en mindre del av sylinder-topparealet enn ekshaustventilanordningen, og letter dermed spyleprosessen. In accordance with this, the present invention focuses on a turbocompound 2-stroke piston engine with a cylinder head which for each cylinder in the piston engine comprises an indirect combustion chamber, inlet valve devices for supplying turbocharged air to the cylinder and exhaust valve devices for discharging combustion gases from the cylinder, which piston engine is designed to to follow a duty cycle comprising a compression stroke and an expansion stroke, where the expansion stroke expands the combustion gases to a pressure lower than the pressure of the incoming turbocharged air, and where flushing of the combustion gases from the cylinder is facilitated by ensuring that both inlet valve devices and exhaust valve devices are open at the same time during an early part of the compression stroke, so as to flush the cylinder with turbocharged air during said early part of the compression stroke, whereby the cylinder has a compression ratio which is significantly less than its expansion ratio, and where inlet the spool valve device is built into the indirect combustion chamber, so that when the inlet valve device is open, the incoming turbocharge air will flow through the indirect combustion chambers before entering the cylinder, the indirect combustion chamber being connected to the cylinder by a passage device to direct the incoming turbocharge air towards the piston and thereby displace combustion gases towards the exhaust valve device and to optimize the efficiency of the flushing. Among other advantages, this engine appears to have good scavenging of spent combustion products from the cylinders and allows the use of low compression ratios. The passage that will guide the turbocharged air towards the pistons preferably occupies a smaller part of the cylinder top area than the exhaust valve device, and thus facilitates the flushing process.

For å hjelpe stempelmotoren til å klare høye ekspansjonsforhold, kan det indirekte forbrenningskammer innbefatte to innløpsventiler som står overfor hverandre på tvers av det indirekte forbrenningskammer, slik at de deler av stemplene som stenger innløpet, beveges mot hverandre når ventilene åpnes. En varmebevarende masse som skal understøtte forbrenningen, er fortrinnsvis anbragt mellom de to innløpsven-tiler, slik at den blir skjermet mot strømmen av innkommende turboladeluft når ventilene er åpne og da med de deler av ventilene som skal stenge utløpet. To help the reciprocating engine cope with high expansion ratios, the indirect combustion chamber may include two inlet valves facing each other across the indirect combustion chamber so that the portions of the pistons closing the inlet move toward each other when the valves are opened. A heat-retaining mass that will support the combustion is preferably placed between the two inlet valves, so that it is shielded from the flow of incoming turbocharged air when the valves are open and then with the parts of the valves that must close the outlet.

Det indirekte forbrenningskammer kan også innbefatte en bevegelig stempelanordning i kammerets vegg, slik at kompresjonsforholdet for motoren kan varieres. The indirect combustion chamber can also include a movable piston device in the wall of the chamber, so that the compression ratio of the engine can be varied.

Ifølge et annet trekk, omfatter oppfinnelsen også sylinder-hoder for turbocompound 2-takts stempelmotorer. According to another feature, the invention also includes cylinder heads for turbocompound 2-stroke piston engines.

Det skal påpekes at turbinen og turbokompressen som stempelmotoren arbeider i compound med, enten kan være av typen med radiell strømning eller av typen med aksial strømning, alt etter hvilken type som kan utføre sin del av den samlede arbeidssyklus mest effektivt. It should be pointed out that the turbine and turbocompressor with which the reciprocating engine works in compound can either be of the type with radial flow or of the type with axial flow, depending on which type can perform its part of the overall work cycle most efficiently.

En fremtredende fordel ved den utførelse det er gitt et omriss av ovenfor, er at de utgjør en anordning som i høy grad øker luftstrømmen gjennom en gitt størrelse av en 2-takst stempelmotor - og dermed av den avgitte ytelse - uten nødvendigvis å føre til høye toppverdier for forbrennings-trykkene i sylindrene. Videre kan luftladningen gjøres renere før forbrenning finner sted enn tilfellet er i tidligere kjente motorer. Trekkene er velegnet for bruk der den 2-takts stempelmotor er en dieselmotor, men kan også anvendes både ved motorer med gnisttenning og motorer som drives med gass. A prominent advantage of the design outlined above is that they constitute a device that greatly increases the air flow through a given size of a 2-stroke piston engine - and thus the output - without necessarily leading to high peak values for the combustion pressures in the cylinders. Furthermore, the air charge can be made cleaner before combustion takes place than is the case in previously known engines. The covers are suitable for use where the 2-stroke piston engine is a diesel engine, but can also be used both with engines with spark ignition and engines powered by gas.

Utførelsesformer for oppfinnelsen vil nu bli beskrevet bare som eksempler under henvisning til tegningene der: Figur 1 viser et skjematisk diagram for en compoundmotor, omfattende en gassturbinmotor knyttet til en 2-takts motor med frem-og tilbakegående stempel, Embodiments of the invention will now be described only as examples with reference to the drawings in which: Figure 1 shows a schematic diagram for a compound engine, comprising a gas turbine engine connected to a 2-stroke engine with a reciprocating piston,

figur 2 er et indikatordiagram som viser arbeidssyklusen for stempelmotoren på figur 1, Figure 2 is an indicator diagram showing the duty cycle of the piston engine of Figure 1,

figur 3 er et indikatordiagram svarende til det på figur 2, men viser dessuten mulige områder for kompresjonsforhold og ekspansjonsforhold for stempelmotoren på figur 1, figure 3 is an indicator diagram similar to that in figure 2, but also shows possible ranges for compression ratio and expansion ratio for the piston engine in figure 1,

figur 4 viser, sett fra siden og skjematisk, et snitt gjennom en utførelse av en sylindertopp som er egnet for en 2-takts stempelmotor til utførelse av den syklus som er vist på figur 2, figure 4 shows, seen from the side and schematically, a section through an embodiment of a cylinder head suitable for a 2-stroke piston engine for carrying out the cycle shown in figure 2,

figur 5 er et snitt etter linjen V - V på figur 4,figure 5 is a section along the line V - V in figure 4,

figurene 6(a) til 9(a) er gjengivelser svarende til figur 4, men viser sylinderen i forskjellige trinn under spyle-og innføringsseksjonen av syklusen som er vist på figur 2, Figures 6(a) to 9(a) are views similar to Figure 4, but showing the cylinder at various stages during the flushing and introduction section of the cycle shown in Figure 2;

figurene 6(b) til 9(b) er tidsdiagrammer for 2-takst syklusen i de på hverandre følgende trinn i syklusen som er vist på figurene 6(a) til 9(a), Figures 6(b) to 9(b) are timing diagrams of the 2-rate cycle in the successive stages of the cycle shown in Figures 6(a) to 9(a),

figurene 10(a) og 10(b) er skjematiske snitt, sett ovenfra, av en innløpsventilanordning som er et alternativ til den som er vist på figur 4, for anvendelse med motorer med store ekspansj onsforhold, Figures 10(a) and 10(b) are schematic cross-sections, seen from above, of an inlet valve arrangement which is an alternative to that shown in Figure 4, for use with high expansion ratio engines,

figur 11 viser skjematisk et snitt, sett fra siden, av en annen alternativ sylinder-utforming, svarende til den som er figure 11 schematically shows a section, seen from the side, of another alternative cylinder design, corresponding to the one that is

vist på figur 4, men som har opptatt I seg viktige trekk ved figur 10, shown in figure 4, but which has incorporated important features of figure 10,

figur 12 viser et snitt etter linjen XII - XII på figur 11, figure 12 shows a section along the line XII - XII in figure 11,

figurene 13(a) til 16(a) er skjematiske snitt, sett fra siden, av en ytterligere alternativ sylinder-utforming som er egnet for en motor som følger den syklus som er gjengitt på figur 2, der sylinderen er vist i på hverandre følgende trinn under spyle-og innføringsseksjonen av syklusen og Figures 13(a) to 16(a) are schematic side sections of a further alternative cylinder design suitable for an engine following the cycle shown in Figure 2, where the cylinder is shown in successive steps during the flush and feed section of the cycle and

figurene 13(b) til 16(b) er tidsdiagrammer for syklusen i de på hverandre følgende trinn som er vist på tilsvarende måte på figurene 13(a) til 16(a). Figs. 13(b) to 16(b) are timing charts of the cycle in the successive steps shown similarly in Figs. 13(a) to 16(a).

På figur 1 er det i skjematisk form vist en compoundmotor omfattende en flersylindret dieselmotor 100 i compound med en atmosfærisk luftet dobbeltrotor aksialgassturbinmotor 102 som er vist delvis i aksialt snitt. Både dieselmotoren 100 og gassturbinen 102 kan være avledet fra kjente typer, men modifisert I den utstrekning som er nøddvendig til utøvelse av oppfinnelsen. For noen formål er det fordelaktig at dieselmotoren 100 har en 2-takts arbeidssyklus, og dette vil bli forutsatt i det følgende hvis det ikke sies noe annet. Som vanlig er stemplene (ikke vist) forbundet med en veive-aksel (ikke vist) som driver en lavhastighets utgangsaksel 104. Som forklart i det følgende, er de to motorer com-poundforbundet på en slik måte at deres individuelle termo-dynamiske sykler blir tilpasset hverandre på en effektiv måte. Figure 1 shows in schematic form a compound engine comprising a multi-cylinder diesel engine 100 in compound with an atmospherically ventilated double-rotor axial gas turbine engine 102 which is shown partially in axial section. Both the diesel engine 100 and the gas turbine 102 can be derived from known types, but modified to the extent necessary for practicing the invention. For some purposes, it is advantageous for the diesel engine 100 to have a 2-stroke duty cycle, and this will be assumed in the following unless stated otherwise. As usual, the pistons (not shown) are connected to a crankshaft (not shown) which drives a low-speed output shaft 104. As explained below, the two engines are compounded in such a way that their individual thermo-dynamic cycles are adapted to each other in an efficient way.

Man vil se av figur 1 at dieselmotoren 100 tilføres luft ved turboladning av motoren fra utgangen for turbokompressoren 106 for gassturbinen 102 gjennom en turboladekanal 108 for luften. Denne luftkanal 108 innbefatter en luftventil 109 ved hjelp av hvilken luftkanalen kan stenges helt eller delvis når det er behov for det som forklart i det følgende, for derved å redusere eller stenge lufttilførselen til dieselmotoren 100. It will be seen from Figure 1 that the diesel engine 100 is supplied with air during turbocharging of the engine from the output of the turbocompressor 106 for the gas turbine 102 through a turbocharging channel 108 for the air. This air duct 108 includes an air valve 109 by means of which the air duct can be completely or partially closed when there is a need for what is explained below, thereby reducing or closing the air supply to the diesel engine 100.

I virkeligheten blir turboladeluften i luftkanalen 108 delt i to baner, der en bane går gjennom en grenkanal 110 til bruk som kjøleluft for kjøling av sylindertoppen, sylinderforingen og andre komponenter i dieselmotoren 100 og luften i den annen bane går gjennom en fortsettelse av kanalen 108 for lufttilførsel til sylindrene. In reality, the turbocharged air in the air duct 108 is divided into two paths, where one path passes through a branch duct 110 for use as cooling air for cooling the cylinder head, cylinder liner and other components of the diesel engine 100 and the air in the other path passes through a continuation of the duct 108 for air supply to the cylinders.

For å justere temperaturen på turboladeluften til en optimal verdi for å gjøre dieselmotoren semi-adiabatisk, er det muligens nødvendig å ta med en varmeutveksler 112 i kanalen 108. Hvis kjøling av turboladeluften er nødvendig, kan det fluidum som brukes til varmeutveksling med luften være brendseltilførselen til gassturbinmotoren 102 og/eller dieselmotoren 100 eller varmen kunne slippes ut i atmosfæren gjennom en radiator med vifte. Hvis oppvarming av turbola-deluf ten er nødvendig, kunne det varmeutvekslende fluidum være utløpsluft fra kjølesystemet eller systemene for dieselmotoren 100 og/eller gassturbinmotoren 102. Den fordelaktige virkning ved anvendelse av turboladeluft til kjøling av sylinderkomponentene er at uttrekning av varme (opp til 30% av den samlede varme som frigjøres) betyr at mindre brendsel er nødvendig I gassturbinmotorens forbrenningskammer. Gassturbinmotoren kan derfor frembringe energi ved et betydelig forbedret brendselforbruk som kunne svare til forbruket dieselmotoren har. Brendselforbruket for den samlede enhet blir dermed forbedret. In order to adjust the temperature of the turbocharge air to an optimum value to make the diesel engine semi-adiabatic, it may be necessary to include a heat exchanger 112 in the duct 108. If cooling of the turbocharge air is required, the fluid used for heat exchange with the air may be the fuel supply to the gas turbine engine 102 and/or the diesel engine 100 or the heat could be released into the atmosphere through a radiator with a fan. If heating of the turbocharged air is necessary, the heat exchanging fluid could be exhaust air from the cooling system or systems for the diesel engine 100 and/or the gas turbine engine 102. The beneficial effect of using turbocharged air for cooling the cylinder components is that extraction of heat (up to 30% of the total heat released) means that less fuel is needed in the gas turbine engine's combustion chamber. The gas turbine engine can therefore produce energy with a significantly improved fuel consumption that could correspond to the consumption of the diesel engine. Fuel consumption for the overall unit is thus improved.

I tillegg til varmeutveksleren 112, innbefatter tilførsels-kanalen 108 for turboladeluft fortrinnsvis en spylepumpe 114 i form av en overlader av kjent type med lavt trykkforhold, som kan drives fra det elektriske system (ikke vist) compoundmotoren har eller med et mekanisk kraftuttak (ikke vist) fra dieselmotoren 100 eller gassturbinmotoren 102. Spyle pumpen 114 kan godt være nødvendig for å understøtte strømmen av turboladeluft inn i og gjennom dieselmotoren 100, siden trykkforskjellen mellom utløpet fra turbokompressoren 106 og ekshaustutløpet fra dieselmotoren ellers ville være util-strekkelig til å skape tilstrekkelig sirkulasjon av luft gjennom sylindrene og kjølesystemet. In addition to the heat exchanger 112, the supply channel 108 for turbocharge air preferably includes a scavenge pump 114 in the form of a supercharger of a known type with a low pressure ratio, which can be operated from the electrical system (not shown) the compound engine has or with a mechanical power take-off (not shown ) from the diesel engine 100 or the gas turbine engine 102. The scavenging pump 114 may well be necessary to support the flow of turbocharged air into and through the diesel engine 100, since the pressure difference between the outlet from the turbo compressor 106 and the exhaust outlet from the diesel engine would otherwise be insufficient to create sufficient circulation of air through the cylinders and cooling system.

I stedet for å bli benyttet til turboladning, kan noe (eller om ventilen 109 er lukket, all) luft fra turbokompressoren 106 bli matet direkte til et ringformet forbrenningskammer 116 for gassturbinmotoren 102, Idet brendsel sprøytes inn i forbrenningskammeret på kjent måte med en brendselinnsprøyt-ningsdyse 118, for forbrenning sammen med mateluft fra turbokompressoren. Med luftventilen 109 delvis eller helt åpen, vil forbrenning finne sted ikke bare med luft fra turbokompressoren 106, men også med ekshaustkjøleluft fra dieselmotorens kjølesystem og med ekshaustforbrenningsgasser fra dieselmotorens ekshaustdeler. Selv om luftventilen 109 er antatt å være en nødvendig komponent i compoundmotoren for de fleste formål en slik motor kan ha, vil det naturligvis være fordelaktig å kunne klare seg uten denne om mulig, idet konstruksjonen da blir enklere. Dette avhenger av de praktiske løsninger konstruksjonen har i hvert enkelt tilfelle, for eksempel om dieselmotoren og gassturbinmotoren og deres tilbehør var av en slik utførelse at begge motorer kunne startes samtidig. Instead of being used for turbocharging, some (or if the valve 109 is closed, all) air from the turbocharger 106 can be fed directly to an annular combustion chamber 116 of the gas turbine engine 102, as fuel is injected into the combustion chamber in a known manner with a fuel injector. ning nozzle 118, for combustion together with feed air from the turbo compressor. With the air valve 109 partially or fully open, combustion will take place not only with air from the turbocharger 106, but also with exhaust cooling air from the diesel engine cooling system and with exhaust combustion gases from the diesel engine exhaust parts. Although the air valve 109 is believed to be a necessary component in the compound engine for most purposes such an engine can have, it would naturally be advantageous to be able to do without it if possible, as the construction would then be simpler. This depends on the practical solutions the construction has in each individual case, for example whether the diesel engine and the gas turbine engine and their accessories were of such a design that both engines could be started at the same time.

Ved konstruksjon av compoundmotoren, må man også ta i betraktning om luftventilen 109, om den er tilstede, burde være progressiv ved sin åpnings-og lukkeaksjon som angitt ovenfor eller som et alternativ kan være en enkel to-stil-lings åpen/lukket ventil. Dette valg vil avhenge av om strupning av turboladeluftens tilførsel til dieselmotoren 100 er ønskelig under en eller annen del av arbeidsområdet. When designing the compound engine, one must also take into account whether the air valve 109, if present, should be progressive in its opening and closing action as indicated above or as an alternative can be a simple two-position open/close valve. This choice will depend on whether throttling of the turbocharger air supply to the diesel engine 100 is desirable during one or another part of the working area.

Etter å ha startet dieselmotoren 100, blir ekshaustkjøle-luften og ekshaustforbrenningsgassene ledet til gassturbin motoren 102 ved hjelp av de respektive ekshaustkanaler 120 og 122. For å sikre jevn fordeling av begge typer diesel-ekshaust rundt det ringformede forbrenningskammer 116, skal ekshaustkanalene 120 og 122 tømme ut i de respektive ringformede fordelingskanaler 124, 126 som omgir forbrenningskammeret. Fra fordelingskanalen 124 blir kjøleluft for dieselekshausten ført gjennom et antall fordelingsporter 128 som står med like store vinkler fra hverandre til området som omgir og ligger like ved oppstrømenden av forbrenningskammeret 116, slik at kjøleluften gradvis kan passere inn i forbrenningskammeret gjennom luftfortynningsåpninger (ikke vist) i kammerveggen som i og for seg er kjent for å ta del i forbrenningsprosessen på et noe senere trinn enn luften som kommer direkte fra kompressorens 106 utløp. Dieselmotorens utstrømmende forbrenningsgasser i fordelIngskanalen 146 blir imidlertid ført gjennom fordelingsportene 130 direkte til et innvendig område i forbrenningskammeret 116 på nedstrømsiden for å ta del i forbrenningsprosessen på et ennu senere trinn. After starting the diesel engine 100, the exhaust cooling air and the exhaust combustion gases are led to the gas turbine engine 102 by means of the respective exhaust ducts 120 and 122. To ensure even distribution of both types of diesel exhaust around the annular combustion chamber 116, the exhaust ducts 120 and 122 discharge into the respective annular distribution channels 124, 126 which surround the combustion chamber. From the distribution channel 124, cooling air for the diesel engine housing is led through a number of distribution ports 128 that are at equal angles from each other to the area surrounding and located close to the upstream end of the combustion chamber 116, so that the cooling air can gradually pass into the combustion chamber through air dilution openings (not shown) in the chamber wall which in and of itself is known to take part in the combustion process at a somewhat later stage than the air coming directly from the compressor 106 outlet. The diesel engine's outgoing combustion gases in the distribution channel 146 are, however, led through the distribution ports 130 directly to an internal area in the combustion chamber 116 on the downstream side to take part in the combustion process at an even later stage.

Etter passasje gjennom en styrevingering 132 for munnstykket, vil forbrenningsgassene som kommer fra gassturbinmotorens forbrenningsdel 116 ekspandere gjennom en høytrykksturbin 134 som trekker ut tilstrekkelig energi fra forbrenningsgassene til å drive turbokompressoren 106 og denne er montert på samme drivaksel 136 som høytrykksturbinen. Sluttelig blir gassene ekspandert gjennom en frienergiturbin 138 til atmosfæren. Denne turbin er montert på en utgangsaksel 140 som løper inne i akselen 136 og fører utgangsenergi til den forreste ende av gassturbinmotoren 102. After passing through a guide vane ring 132 for the nozzle, the combustion gases coming from the gas turbine engine's combustion part 116 will expand through a high pressure turbine 134 which extracts sufficient energy from the combustion gases to drive the turbo compressor 106 and this is mounted on the same drive shaft 136 as the high pressure turbine. Finally, the gases are expanded through a free energy turbine 138 to the atmosphere. This turbine is mounted on an output shaft 140 which runs inside the shaft 136 and carries output energy to the front end of the gas turbine engine 102.

Når man ser på compoundmotoren som er vist på figur 1 som et hele, omfatter kraftuttakene en utgangsaksel 104 med liten hastighet fra dieselmotoren 100 og en utgangsaksel 140 med høy hastighet fra gassturbinmotoren 102. Mekanisk kobling, væskekobling eller elektrisk kobling av de to akseler sammen kan, men behøver ikke, være ønskelig, alt etter den energi som utvikles av motoren og den anvendelse man har for denne energi. Slike koblinger enten de er mekaniske, væskekoblet eller elektriske, er naturligvis kjent på området og vil her ikke bli beskrevet i detalj. When looking at the compound engine shown in Figure 1 as a whole, the power take-offs include a low-speed output shaft 104 from the diesel engine 100 and a high-speed output shaft 140 from the gas turbine engine 102. Mechanical coupling, fluid coupling or electrical coupling of the two shafts together can , but need not be desirable, depending on the energy developed by the engine and the application one has for this energy. Such connections, whether they are mechanical, fluid-connected or electrical, are of course known in the field and will not be described in detail here.

For anvendelse som kraftig flymotor for eksempel, kan de energimengder som utvikles være for store til at de lett kan håndteres av gear eller væskekoblinger og det kan da være fordelaktig å benytte utgangsakselen 104 til drift av en stor, forholdsvis langsomtroterende propell eller en fan i en kanal, mens utgangsakselen 140 benyttes til drift av en mindre forholdsvis hurtigroterende propelle elller fan i en kanal. I motsetning til dette kan hvis motorenn anvendes for et helikopter, de to utgangsakseler 104, 140 forbindes med hverandre med gear for å drive hovedrotoren ved hjelp av en modifisert form for et helikopter reduksjonsgear. For use as a powerful aircraft engine, for example, the amounts of energy developed may be too large to be easily handled by gears or fluid couplings and it may then be advantageous to use the output shaft 104 to operate a large, relatively slowly rotating propeller or a fan in a channel, while the output shaft 140 is used to operate a smaller relatively fast-rotating propeller or fan in a channel. In contrast, if the engine is used for a helicopter, the two output shafts 104, 140 can be connected to each other by gears to drive the main rotor by means of a modified form of a helicopter reduction gear.

Oppstarting av de to motorer 100, 102 bygger på kjent teknologi. Således kan gassturbinmotoren 102 startes ved bruk av en kjent type elektrisk starter eller en luftstarter. Hvis dieselmotorens aksel 104 ikke er koblet til gassturbinmotorens aksel 140, vil det være nødvendig å benytte en vanlig form for elektrisk startmotor eller luftstarter til oppstarting av dieselmotoren 100. Et foreslått oppstartings-og driftsprogram for compoundmotoren på figur 1 er slik: (a) Gassturbinmotor 102 startes først og kjøres opp til en passende tomgangshastighet som en uavhengig enhet med luftventilen 109 lukket, slik at det ikke foregår lufttil-førsel til motoren 100. (b) Når gassturbinmotoren 102 er selvgående og utvikler en viss energi, blir så dieselmotoren 100 startet ved bruk enten av en egen startmotor som er tilknyttet akselen 104 eller ved å drive motoren ved hjelp av en kobling mellom akslene 104 og 140. Luftventilen 109 åpnes, spylepumpen 114 startes og brendsel tilføres dieselmotoren. (c) Når dieselmotoren 100 løper opp til sin normale rotasjonshastighet, fortsetter gassturbinmotoren 102 og dieselmotoren å løpe som adskilte enheter med brendseltil-førsel, mens de samvirker synergistisk som en compoundmotor, idet gassturbinmotoren turbolader dieselmotoren og dieselmotoren ekshaust bidrar til den energi som utvikles av gassturbinmotoren. (d) Under drift kan de energimengder som utvikles av hver motor reguleres i forhold til hverandre for å gi optimal drift eller virkningsgrad. Da den overladede dieselmotor vil være mer brendseleffektiv enn gassturbinmotoren, vil det, om det er mulig, være fordelaktig i perioder da den samlede energiytelse som kreves fra compoundmotoren er stabil på moderate eller lave nivåer, å sørge for at størstedelen av energien leveres av dieselmotordelen, mens gassturbinmotoren er stilt tilbake eller satt ut av drift. I det siste tilfelle vil den virke som turbolader, men med en viss energi frembragt av kraftturbinen. Høyere energinivåer kan man imidlertid lett få til ved å sørge for at gassturbinmotoren kjøres opppå et høyere energinivå og derved bidrar med en større del av den samlede energi fra compoundmotoren. Starting the two engines 100, 102 is based on known technology. Thus, the gas turbine engine 102 can be started using a known type of electric starter or an air starter. If the diesel engine's shaft 104 is not connected to the gas turbine engine's shaft 140, it will be necessary to use a common form of electric starter or air starter to start the diesel engine 100. A suggested start-up and operating program for the compound engine in figure 1 is as follows: (a) Gas turbine engine 102 is first started and driven up to a suitable idle speed as an independent unit with the air valve 109 closed, so that no air is supplied to the engine 100. (b) When the gas turbine engine 102 is self-propelled and develops a certain amount of energy, the diesel engine 100 is then started by using either a separate starter motor which is connected to the shaft 104 or by driving the motor by means of a coupling between the shafts 104 and 140. The air valve 109 is opened, the flushing pump 114 is started and fuel is supplied to the diesel engine. (c) When the diesel engine 100 runs up to its normal rotational speed, the gas turbine engine 102 and the diesel engine continue to run as separate units with fuel supply, while working synergistically as a compound engine, the gas turbine engine turbocharging the diesel engine and the diesel engine exhaust contributing to the energy developed by the gas turbine engine. (d) During operation, the amounts of energy developed by each engine can be regulated in relation to each other to provide optimal operation or efficiency. As the supercharged diesel engine will be more fuel efficient than the gas turbine engine, it would be beneficial, if possible, during periods when the total energy output required from the compound engine is stable at moderate or low levels, to ensure that the majority of the energy is provided by the diesel engine part, while the gas turbine engine is set back or taken out of service. In the latter case, it will act as a turbocharger, but with a certain amount of energy produced by the power turbine. However, higher energy levels can easily be achieved by ensuring that the gas turbine engine is run at a higher energy level and thereby contributes a larger part of the total energy from the compound engine.

Man skal merke seg at gassturbinmotoren 102 fortrinnsvis er beregnet på å arbeide ved et høyt trykkforhold. Dermed vil drift av compoundmotoren med gassturbinmotoren igang, ikke innebære noe for høyt brendselforbruk, sammenlignet med når den arbeider som en turbolader uten å være tent. It should be noted that the gas turbine engine 102 is preferably intended to work at a high pressure ratio. Thus, operation of the compound engine with the gas turbine engine running will not involve excessive fuel consumption, compared to when it works as a turbocharger without being ignited.

Anordningen som er vist på figur 1 tillater like meget variasjon når det gjelder konstruksjonen som andre former for compoundmotorer og detaljer så som ytterligere varmeutveks-lere, regenerering og "bottoming" sykluser kan være innbe-fattet. The arrangement shown in Figure 1 allows as much variation in terms of construction as other forms of compound engines and details such as additional heat exchangers, regeneration and "bottoming" cycles may be included.

Det skal nu vises til figur 2, der det er gjengitt et idealisert indikatordiagram som uttrykk for den samlede arbeidssyklus for den foretrukne utførelsesform for compoundmotoren som er omhandlet i tilknytning til figur 1, der luft og forbrenningsgasstrykk i kilo pr. kvadratcentimeter absolutt, er gjengitt som ordinat mot de tilsvarende volum-forhold for dieselmotoren og gassturbinmotoren ved forskjellige trinn under syklusen. Reference should now be made to Figure 2, where an idealized indicator diagram is reproduced as an expression of the overall work cycle for the preferred embodiment of the compound engine discussed in connection with Figure 1, where air and combustion gas pressure in kilograms per square centimeter absolute, is reproduced as an ordinate against the corresponding volume ratios for the diesel engine and the gas turbine engine at different stages during the cycle.

Den samlede syklus kan beskrives slik:The overall cycle can be described as follows:

(i) Luft ved atmosfæretrykk kommer inn i turbokompressoren 106 (figur 1) ved punktet J og mates som turboladeluft til sylindrene i dieselmotoren 100 ved punktet A med et turboladetrykk på Pj^. Punktet A er et punkt under den første eller kompresjonstakten i den foretrukne 2-takts syklusetter nedre dødpunkt. (ii) Mellom punktene A og G blir ladningen av luft i sylinderen for dieselmotoren komprimert Idet stempelet beveger seg oppad i sylinderen mot øvre dødpunkt. (ili) Forbrenning finner sted ved tilnærmet konstant volum mellom punktene G og K og ved tilnærmet konstant trykk mellom K og L. (iv) Fra L til B finner ekspansjon sted i sylinderen idet stempelet beveger seg tilbake nedad i sylinderen mot nedre dødpunkt ved B, hvoretter forbrenningsgassene fra dieselmotoren slippes ut som ekshaust ved et trykk Pg til turbinen for gassturbinmotoren og ekspansjonen fortsetter i turbinen tilbake nesten ned til atmosfæretrykket ved M som representerer ekshaust fra gassturbinmotoren. (v) Den skrå linje B til A skal her fremheves siden den i virkeligheten representerer prosessen med utspyling av forbrukte forbrenningsgasser fra sylinderen og "innføringen" av den nye ladning av turboladeluft for kompresjon i neste syklus, det vil si at linjen BA angir at "spyling" og "innføring" i dieselmotoren må finne sted når stemplene beveger seg oppad fra nedre dødpunkt gjennom en første del av deres kompresjonstakter. (i) Air at atmospheric pressure enters the turbo compressor 106 (Figure 1) at point J and is fed as turbocharge air to the cylinders of the diesel engine 100 at point A with a turbocharge pressure of Pj^. Point A is a point below the first or compression stroke of the preferred 2-stroke cycle after bottom dead center. (ii) Between points A and G, the charge of air in the cylinder of the diesel engine is compressed As the piston moves upwards in the cylinder towards top dead centre. (ili) Combustion takes place at approximately constant volume between points G and K and at approximately constant pressure between K and L. (iv) From L to B, expansion takes place in the cylinder as the piston moves back downwards in the cylinder towards bottom dead center at B , after which the combustion gases from the diesel engine are released as exhaust at a pressure Pg to the turbine for the gas turbine engine and the expansion continues in the turbine back almost down to atmospheric pressure at M which represents exhaust from the gas turbine engine. (v) The slanted line B to A should be emphasized here since it actually represents the process of flushing out spent combustion gases from the cylinder and the "introduction" of the new charge of turbocharged air for compression in the next cycle, that is, the line BA indicates that " scavenging" and "entry" in the diesel engine must occur as the pistons move upward from bottom dead center through the first part of their compression strokes.

Andre trekk ved compoundmotoren på figur 1 vil nu bli forklart under henvisning til figur 2. Other features of the compound engine in figure 1 will now be explained with reference to figure 2.

For det første mates turboladeluften i kanalen 108 til sylindrene for dieselmotoren 100 ved et trykk PA som er høyere enn trykket PB, med hvilket forbrenningsgassene fra sylindrene slippes ut som ekshaust til turbinen 134 gjennom kanalen 122. Som nevnt tidligere vil dette trykkfall over dieselmotoren 100 bidra til tilstrekkelig sirkulasjon av turboladeluften gjennom sylindrene for dieselmotoren og kan sikres ved innbygnlng av en spylepumpe 114 i luftkanalen 108. En ytterligere fordel er at på grunn av at PA ikke er noe særlig mindre enn PB, vil eksplosiv dekompresjon ikke finne sted når ekshaustventilene åpner. Tidligere praksis med å gjøre PA mindre enn PB har ført til slik dekompresjon, noe som resulterer i uønsket blanding av forbrukte forbrenningsgasser med den nye innkommende luftladning. Firstly, the turbocharged air is fed in the channel 108 to the cylinders of the diesel engine 100 at a pressure PA that is higher than the pressure PB, with which the combustion gases from the cylinders are released as exhaust to the turbine 134 through the channel 122. As mentioned earlier, this pressure drop across the diesel engine 100 will contribute for sufficient circulation of the turbocharged air through the cylinders for the diesel engine and can be ensured by incorporating a scavenging pump 114 in the air duct 108. A further advantage is that, due to the fact that PA is not much smaller than PB, explosive decompression will not take place when the exhaust valves open. Previous practice of making PA less than PB has led to such decompression, resulting in undesirable mixing of spent combustion gases with the new incoming air charge.

For det annet er kompresjonsforholdet RA for dieselmotoren betydelig mindre enn dens ekspansjonsforhold RB, idet RA er tilnærmet halvparten av verdien for RB. I virkeligheten synes det ideelle teoretiske forhold å være RA = 0.5 RB+ 0.1. Second, the compression ratio RA of the diesel engine is significantly less than its expansion ratio RB, RA being approximately half the value of RB. In reality, the ideal theoretical ratio appears to be RA = 0.5 RB+ 0.1.

For det tredje vil det faktum at det komplette indikatordiagram på figur 2 deles med den skrå linje A-B angi en god tilpasning mellom kompresjons-og ekspansjonskarakteristikkene for dieselmotoren 100 og gassturbinen 102, ved at selv om den nedre part av diagrammet J-A-B-M er et typisk turbinmotor-indikatordiagram, bryter den øvre del A-G-K-L-B-A for dieselmotoren med det som er vanlig ved ikke å ha kompresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet tilnærmet likt, det vil si at motorens syklus er endret for at den skal passe bedre til gassturbinmotoren. Third, the fact that the complete indicator diagram of Figure 2 is divided by the inclined line A-B indicates a good match between the compression and expansion characteristics of the diesel engine 100 and the gas turbine 102, in that although the lower part of the diagram J-A-B-M is a typical turbine engine- indicator diagram, the upper part A-G-K-L-B-A for the diesel engine breaks with what is common by not having the compression ratio and the expansion ratio approximately equal, that is, the engine cycle has been changed to better suit the gas turbine engine.

En fordel ved denne nesten horisontale deling av det full-stendige indikatordiagram med den skrå linje A-B er den konstruksjonsmessige fleksibilitet man får når det gjelder størrelsesforholdet mellom dieselmotoren og gassturbinmotoren. På figur 3 vil man se at den skrålinje A-B kan trekkes i et hvilket som helst nivå for turboladetrykk uten å innvirke hverken på det teoretiske areale av indikatordia-grammet eller toppverdien for sylindertrykket, mens kompresjons-og ekspansjonstrykkene for dieselmotoren har det samme proporsjonale forhold til hverandre uansett hvilket turboladetrykk man velger. Når linjen A-B nu beveger seg oppad på diagrammet, vil størrelsen på dieselmotoren som kreves for å håndtere en eller annen gitt luftstrøm gjennom motoren bli redusert, fordi kompresjons-og ekspansjonsforholdene for dieselmotoren reduseres. Man skal merke seg at energiytelsen fra dieselmotoren er en funksjon av trykkforholdet i turbokompressoren - idet dobling av trykkforholdet øker energiytelsen med omtrent to-tredjedeler - fordi den energi som frembringes i hver sylinder hovedsaklig avhenger av massen av luft som inneholdes i sylinderens klarvolum ved øvre død-punkt. Ser man på figur 2 er kompresjonsf orholdet RA definert som det volum V som i sylinderen fylles av stempelet pluss det volum sylinderen ikke fyller eller klarvolumet v i sylinderen, delt med klarvolumet, det vil si An advantage of this almost horizontal division of the full-length indicator diagram with the slanted line A-B is the constructional flexibility you get in terms of the size ratio between the diesel engine and the gas turbine engine. In Figure 3 it will be seen that the inclined line A-B can be drawn at any level for turbocharge pressure without affecting either the theoretical area of the indicator diagram or the peak value for the cylinder pressure, while the compression and expansion pressures for the diesel engine have the same proportional relationship to each other regardless of which turbocharger pressure you choose. As the line A-B now moves up the diagram, the size of the diesel engine required to handle any given airflow through the engine will be reduced, because the compression and expansion ratios of the diesel engine are reduced. It should be noted that the energy output from the diesel engine is a function of the pressure ratio in the turbo compressor - doubling the pressure ratio increases the energy output by approximately two-thirds - because the energy produced in each cylinder mainly depends on the mass of air contained in the cylinder's clear volume at top dead -point. Looking at Figure 2, the compression ratio RA is defined as the volume V that is filled in the cylinder by the piston plus the volume that the cylinder does not fill or the clear volume v in the cylinder, divided by the clear volume, that is

i.e. RA = (v + V)/V,i.e. RA = (v + V)/V,

derfor er v = V/(RA- 1),therefore v = V/(RA- 1),

og dermed blir sylinderens klarvolum stort når kompresjonsforholdet reduseres til lave verdier. Dette forhold kan på en fordelaktig måte utnyttes ved konstruksjoner med lavt kompresjonsforhold, i henhold til oppfinnelsen, fordi bruk av en turbokompressor med høyt trykkforhold gjør det mulig å bibeholde trykk og temperatur på luften i sylinderen ved toppen av kompresjonstakten på verdier som er normale for dieselmotorer, selv om store luftmassestrømmer behandles og and thus the clear volume of the cylinder becomes large when the compression ratio is reduced to low values. This ratio can be advantageously utilized in constructions with a low compression ratio, according to the invention, because the use of a turbo compressor with a high pressure ratio makes it possible to maintain the pressure and temperature of the air in the cylinder at the top of the compression stroke at values that are normal for diesel engines , even if large air mass flows are processed and

høye energiytelser skapes. Som et alternativ kan ennu høyere ytelser oppnås hvis man benytter avanserte varmebestandige materialer i stempler og sylindertoppen, så som superlege-ringer og kjeramikk med høy styrke, noe som tillater økning i sylinderens topptrykk og temperatur. På denne måte vil mer av kompresjonen og ekspansjonen bli utført i gassturbinmotoren og tilsvarende mindre i dieselmotoren. high energy performances are created. Alternatively, even higher performance can be achieved by using advanced heat-resistant materials in the pistons and cylinder head, such as superalloy rings and high-strength ceramics, which allow increases in cylinder head pressure and temperature. In this way, more of the compression and expansion will be carried out in the gas turbine engine and correspondingly less in the diesel engine.

Figur 3 viser en viss indikasjon på mulige praktiske samlede områder for kompresjon- og ekspansjonsforhold for 2-takts dieselmotoren på figur 1. Sett som et hele er det ikke sannsynlig at verdien for ekspansjonsforholdet vil ligge utenfor området 3 til 12, og for drift ved havflaten og normale høyder på land, vil et foretrukket område for ekspansjonsforholdet være 3 til 8. I store høyder (for eksempel 6.500 meter til 13.000 meter, når compoundmotoren er drivkraften i et transportfly) vil et foretrukket område for ekspansjonsforholdet være 6 til 12. Selv om disse områder foretrekkes som praktiske konstruksjonsparametere for dieselmotoren og gassturbinmotoren som den arbeider i compound med (trykkforholdene for turbokompressoren og turbinen er valgt slik at de passer til compresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet for dieselmotoren som forklart tidligere), er fordelene ved å gi dieselmotoren et så lavt kompresjonsforhold som mulig, noe man skal ha i tankene. Man skal merke seg at dieselmotoren kunne innbefatte en sylindertopp med regulerbart kompresjonsforhold. Dette ville gjøre det mulig å variere kompresjonsforholdet med omtrent 50#. Figure 3 shows some indication of possible practical overall ranges for compression and expansion ratios for the 2-stroke diesel engine in Figure 1. Taken as a whole, it is not likely that the value for the expansion ratio will lie outside the range 3 to 12, and for operation at sea level and normal altitudes on land, a preferred range for the expansion ratio would be 3 to 8. At high altitudes (for example, 6,500 meters to 13,000 meters, when the compound engine is the driving force in a transport aircraft) a preferred range for the expansion ratio would be 6 to 12. Although these ranges are preferred as practical design parameters for the diesel engine and the gas turbine engine with which it works in compound (the pressure ratios of the turbocharger and turbine are chosen to match the compression ratio and expansion ratio of the diesel engine as explained earlier), the advantages of giving the diesel engine a compression ratio as low as possible, something to keep in mind. It should be noted that the diesel engine could include a cylinder head with an adjustable compression ratio. This would allow the compression ratio to be varied by about 50#.

Som man ser på figurene 4 og 5 er det vist henholdsvis et tverrsnitt sett fra siden og et snitt etter linjen V - V av en del av en sylinder 400 med en sylindertopputforming som kan benyttes i stempelmotoren 100 på figur 1 og som er særlig egnet for den foreslåtte 2-takst syklus ifølge oppfinnelsen. Sylindertoppen 401 innbefatter et indirekte forbrenningskammer 402 som er forsynt med en oppvarmningsanordning 404 (i og for seg kjent) som skal undersøtte forbrenningen, og en brenselinnsprøytningsanordning 406 som er helt vanlig og angitt bare med en pil. Indirekte forbrenningskammere, virvelkammere eller atomisører er allerede i bruk i forskjellige utførelser i motorer med frem-og tilbakegående stempler, men deres anvendelse er forbeholdt motorer av mindre størrelser. Fordeler som tilskrives bruken av indirekte forbrenningskammere er muligheten for å benytte høyere brensel/luftforhold, muligheten for å bruke enkle "ett-hulls" brenselinnsprøytningsanordninger, muligheten til å bruke anvendelser med dårlige tenningsegenskaper og muligheten for å utnytte høye topptrykk fra forbrenningen. Ulempen som stilles opp mot disse fordeler, er en økning i pumpetapene. As can be seen in Figures 4 and 5, a cross-section seen from the side and a section along the line V - V of part of a cylinder 400 with a cylinder top design which can be used in the piston engine 100 in Figure 1 and which is particularly suitable for the proposed 2-rate cycle according to the invention. The cylinder head 401 includes an indirect combustion chamber 402 which is provided with a heating device 404 (known in and of itself) which is to sweeten the combustion, and a fuel injection device 406 which is completely normal and indicated only with an arrow. Indirect combustion chambers, vortex chambers or atomizers are already in use in various designs in engines with reciprocating pistons, but their application is reserved for engines of smaller sizes. Advantages attributed to the use of indirect combustion chambers are the ability to use higher fuel/air ratios, the ability to use simple "one-hole" fuel injection devices, the ability to use applications with poor ignition characteristics, and the ability to utilize high peak combustion pressures. The disadvantage set against these advantages is an increase in pump losses.

Når en indirekte forbrenningskammeroppbygning anvendes sammen med den foreslåtte 2-takts syklus, kan man imidlertid oppnå ytterligere fordeler. Disse er knyttet til det faktum at i henhold til syklusen slippes forbrenningsgassene som ekshaust fra sylindrene til turbinen ved et lavere trykk enn det trykk hvormed turboladeluft mates til sylindrene og at kompresjonsforholdet for sylindrene fortrinnsvis er omtrent halvparten av ekspansjonsforholdet. However, when an indirect combustion chamber design is used in conjunction with the proposed 2-stroke cycle, additional advantages can be obtained. These are linked to the fact that, according to the cycle, the combustion gases are released as exhaust from the cylinders to the turbine at a lower pressure than the pressure at which turbocharged air is fed to the cylinders and that the compression ratio for the cylinders is preferably about half the expansion ratio.

Som tidligere nevnt i forbindelse med figur 2, passer denne 2-takts stempelmotorsyklus godt i tillegg til det man har oppnåd med et høyt trykkforhold i turbin/turbokompressoren, slik man får det fra en gassturbinmotor av flytypen, og det blir dermed mulig å redusere ekspansjonsforholdet, men bare delvis kompresjonsforholdet for stempelmotoren. Dette setter en istand til å gjøre det indirekte forbrenningskammer tilstrekkelig stort til at, som vist på figurene 4 og 5, en innsugningsventil 408 med stor diameter kan bygges inn i kammeret, idet resten av sylindertoppen anvendes for ekshaustventilene 410, slik at disse får et stort ventilareale. Dette er fordelaktig når det gjelder å optimalisere masse-strømshastighetene for turboladeluft og forbrenningsgasser As previously mentioned in connection with figure 2, this 2-stroke piston engine cycle fits well in addition to what has been achieved with a high pressure ratio in the turbine/turbocompressor, as is obtained from an aircraft-type gas turbine engine, and thus it becomes possible to reduce the expansion ratio , but only partially the compression ratio of the piston engine. This makes it possible to make the indirect combustion chamber sufficiently large so that, as shown in figures 4 and 5, an intake valve 408 with a large diameter can be built into the chamber, the rest of the cylinder head being used for the exhaust valves 410, so that these get a large vent area. This is beneficial when it comes to optimizing the mass flow rates of turbocharged air and combustion gases

gjennom sylinderene, hvorved også ytelsen øker.through the cylinders, which also increases performance.

Også her vil fagfolk på området være klar over at fordi den foreslåtte syklus reduserer kompresjonsforholdet for stempelmotoren, blir et mindre volum av turboladeluft innført i sylinderen før kompresjonen som sådann begynner, det vil si at frisk luftladning ved turboladetrykket bare opptar en brøkdel av sylinderens totale volum. Fra teknikkens stand kjenner man imidlertid til at kompresjonsforholdet og ekspansjonsforholdet er langt mere lik hverandre og sylinderen må derfor fullstendig fylles med turboladeluft. Da den innkommende luftladning delvis benyttes til spyling av forbrenningsgassene fra sylinderen, vil man være klar over at den foreslåtte syklus like godt kan anvendes for å minske tapet av turboladeluft i skylleprosessen og utformningen som er vist på figurene 4 og 5 videre er til å virkeliggjøre denne mulighet. Here again, those skilled in the art will be aware that because the proposed cycle reduces the compression ratio of the piston engine, a smaller volume of turbocharged air is introduced into the cylinder before compression as such begins, i.e. fresh air charge at the turbocharged pressure only occupies a fraction of the cylinder's total volume . From the state of the art, however, it is known that the compression ratio and the expansion ratio are far more similar to each other and the cylinder must therefore be completely filled with turbocharged air. As the incoming air charge is partly used to flush the combustion gases from the cylinder, one will be aware that the proposed cycle can just as well be used to reduce the loss of turbocharged air in the flushing process and the design shown in Figures 4 and 5 is further to realize this possibility.

Det faktum at syklusen gjør det mulig å bygge inn ventilen 408 i et stort indirekte forbrenningskammer 402, muliggjør dermed passasjen 412 som forbinder det indirekte forbrenningskammer 402 med klarvolumet 413 på toppen av sylinderen 400, slik at dette kan benyttes for å rette den innkommende turboladeluft (kanskje i en liten vinkel) mot stempelkronen 414. Anvendelsen av vinger 416 som retter den innkommende luftstrøm i innløpspassasjen 418 bak innløpsventilen 408, hjelper også til med å styre den innkommende luft. På denne måte vil en "boble" med ren turboladeluft bli liggende over stempelkronen 414 under en tidlig del av kompresjonsslaget og holdes der med et minimum av blanding med forbrenningsgasser når stempelet ved sin bevegelse oppad skyver ekshaustgasser ut gjennom ekshaustventilene 410. Akselerasjonen oppad av stempelet på dette trinn vil sannsynligvis være en hjelp til å holde den tettere kjøligere turboladeluft i området ved stempelkronen. På denne måte vil spill av turboladeluft under "spyle" prosessen bli redusert. The fact that the cycle allows the valve 408 to be built into a large indirect combustion chamber 402 thus enables the passage 412 connecting the indirect combustion chamber 402 to the clear volume 413 at the top of the cylinder 400, so that this can be used to direct the incoming turbocharged air ( perhaps at a slight angle) against the piston crown 414. The use of vanes 416 which direct the incoming air flow in the inlet passage 418 behind the inlet valve 408 also helps to control the incoming air. In this way, a "bubble" of clean turbocharged air will lie above the piston crown 414 during an early part of the compression stroke and be held there with a minimum of mixing with combustion gases as the piston, in its upward motion, pushes exhaust gases out through the exhaust valves 410. The upward acceleration of the piston on this step is likely to help keep the cooler turbo charge air tighter in the piston crown area. In this way, leakage of turbocharged air during the "flushing" process will be reduced.

Arbeidssyklusen for den sylinderutførelse som er vist på figurene 4 og 5 vil nu bli beskrevet mere i detalj under henvisning til figurene 6 til 9, som viser på hverandre følgende trinn i syklusen. Det skal også vises til figur 2. Man skal merke seg at av hensyn til beskrivelsen er kompresjonsslaget delt i en første (eller tidlig) seksjon og en andre (eller siste) seksjon, der den første seksjon er videre oppdelt under henvisning til et begynnelsesparti. Figur 6(a) viser stempelet 414 i sylinderen 400 i en stilling nær det nedre dødpunkt (BDC) nær enden av ekspansjonsslaget. Posisjonen på tidsdiagrammet på figur 6(b) er angitt med den store pil nær bunnen. Ekshaustventilene 410 har nettopp åpnet og innløpsventilen 408 er nettopp i ferd med å åpne før BDC er nådd. En liten mengde forbrenningsgass 420 er allerede sluppet ut og på vei mot turbinen. Figurene 7(a) og 7(b) viser stempelet like før BDC, med både innløpsventil 408 og ekshaustventilene 410 åpne. Denne posisjon tilsvarer omtrent punktet B på figur 2. Ren turboladeluft 422 kommer nå inn i sylinderen og rettes ned langs sylinderveggen 424 (kanskje i en liten vinkel for å gi en viss virvling rundt sylinderen) ved passasjen 412, for å danne en "boble" av ren luft på stempelkronen. Ved dette punkt er stempelet omtrent stillestående og den innkommende turboladeluft 422 fortrenger noe av forbrenningsgassene 420 ut av sylinderen gjennom ekshaustventilene 410 og starter dermed opp aktiv spyling eller skylling av sylinderen. The working cycle for the cylinder design shown in Figures 4 and 5 will now be described in more detail with reference to Figures 6 to 9, which show successive steps in the cycle. Reference should also be made to figure 2. It should be noted that for the sake of description the compression stroke is divided into a first (or early) section and a second (or final) section, where the first section is further divided with reference to an initial part. Figure 6(a) shows the piston 414 in the cylinder 400 in a position near bottom dead center (BDC) near the end of the expansion stroke. The position on the timing diagram in Figure 6(b) is indicated by the large arrow near the bottom. The exhaust valves 410 have just opened and the inlet valve 408 is just about to open before BDC is reached. A small amount of combustion gas 420 has already been released and is on its way to the turbine. Figures 7(a) and 7(b) show the piston just before BDC, with both inlet valve 408 and exhaust valves 410 open. This position roughly corresponds to point B in Figure 2. Clean turbocharged air 422 now enters the cylinder and is directed down the cylinder wall 424 (perhaps at a slight angle to give some swirl around the cylinder) at passage 412, to form a "bubble" of clean air on the piston crown. At this point, the piston is approximately stationary and the incoming turbocharged air 422 displaces some of the combustion gases 420 out of the cylinder through the exhaust valves 410 and thus starts active flushing or flushing of the cylinder.

Både innløpsventilen 408 og ekshaustventilene 410 forblir åpne mens stempelet beveger seg oppad fra BDC under det ovennevnte begynnelsesparti av den første eller tidlige seksjon av den første eller kompresjonstakten i syklusen. Dette begynnelsesparti av den første seksjon av den oppadrettede takt ender når innløpsventilen 408 lukker noe før halvveis i takten. Figurene 8(a) og 8(b) viser stempelet i en stilling like før halvveis i takten, men etterat innløps- ventilen er lukket. Aktiv skylling ved gjennomstrømning av turboladeluft opphører når innløpsventilen lukker og den oppadrettede bevegelse av stempelet har hjulpet "boblen" av forholdsvis ren turboladeluft på toppen av stempelet til å drive forbrenningsgasser ut gjennom ekshaustventilene 410. Both the inlet valve 408 and the exhaust valves 410 remain open as the piston moves upward from BDC during the aforementioned initial portion of the first or early section of the first or compression stroke of the cycle. This initial portion of the first section of the upward stroke ends when the inlet valve 408 closes somewhat before halfway through the stroke. Figures 8(a) and 8(b) show the piston in a position just before halfway through the stroke, but after the inlet valve has been closed. Active scavenging by the flow of turbocharge air ceases when the inlet valve closes and the upward movement of the piston has helped the "bubble" of relatively clean turbocharge air at the top of the piston to drive combustion gases out through the exhaust valves 410.

Det er å foretrekke at ekshaustventilene 410 står åpne noe lenger enn innløpsventilen 408 for å sikre at sylinderen blir ytterligere spylt ren for forbrenningsgasser. På dette trinn er de forbrenningsgasser som blir tilbake i sylinderen konsentrert nær ekshaustventilene og den ytterligere bevegelse oppad av stempelet før ekshaustventilene lukker, driver disse forbrenningsgasser ut av sylinderen. It is preferable that the exhaust valves 410 remain open somewhat longer than the inlet valve 408 to ensure that the cylinder is further flushed clean of combustion gases. At this stage, the combustion gases that remain in the cylinder are concentrated near the exhaust valves and the further upward movement of the piston before the exhaust valves close drives these combustion gases out of the cylinder.

Det er å foretrekke at ekshaustventilen 410 til slutt lukker litt etter halvveis i takten og figurene 9(a) og 9(b) viser situasjonen noe etter halvveis i takten like etter at ekshaustventilene 410 er lukket. Lukning av ekshaustventilene 410 markerer enden av den første eller tidlige seksjon av den oppadrettede takt og begynnelsen av den andre eller siste seksjon i løpet av hvilken kompresjon av turboladeluften over turboladetrykket finner sted. Denne posisjon kan sies å være punkt A på figur 2. It is preferable that the exhaust valve 410 finally closes a little after halfway through the stroke and Figures 9(a) and 9(b) show the situation somewhat after halfway through the stroke just after the exhaust valves 410 are closed. Closing of the exhaust valves 410 marks the end of the first or early section of the upward stroke and the beginning of the second or final section during which compression of the turbocharged air above the turbocharger pressure takes place. This position can be said to be point A on Figure 2.

Som vist på figur 9(a) blir luftladningen 426 under den annen seksjon av kompresjonstakten drevet tilbake inn i det indirekte f orbrenningskammer 402, mens brensel innsprøytes i kammeret 402 gjennom brenselinnsprøytnings-anordningen 406 ved et punkt i den annen seksjon av kompresjonstakten noe før øvre dødpunkt (TDC). Forbrenning finner sted når stempelet passerer gjennom TDC, som kan sies å falle omtrent sammen med punktet G på figur 2. As shown in Figure 9(a), the air charge 426 during the second section of the compression stroke is driven back into the indirect combustion chamber 402, while fuel is injected into the chamber 402 through the fuel injection device 406 at a point in the second section of the compression stroke slightly before upper dead center (TDC). Combustion takes place when the piston passes through TDC, which can be said to roughly coincide with point G on Figure 2.

Hele den andre eller nedadrettede takt i syklusen benyttes til ekspansjon, fra TDC tilbake ned til BDC, hvoretter syklusen gjentas. The entire second or downward stroke of the cycle is used for expansion, from TDC back down to BDC, after which the cycle is repeated.

Som en oppsummering ser man derfor at spyling av brukte forbrenningsgasser innbefattende skylling med turboladeluft, pluss naturligvis innføring ved turboladning, blir alle utført i løpet av den første seksjon av stempelets oppadrettede takt eller kompresjonstakten mellom punktene B og A på figur 2. Man skal imidlertid merke seg at begge disse prosesser også overlapper enden av ekspansjonstakten noe i det foreliggende eksempel. As a summary, it can therefore be seen that scavenging of spent combustion gases including scavenging with turbocharge air, plus of course introduction by turbocharging, are all carried out during the first section of the piston's upward stroke or compression stroke between points B and A in figure 2. However, it should be noted that both of these processes also overlap somewhat with the end of the expansion rate in the present example.

Det skulle være klart fra figurene 6 til 9 hvorfor kompresjonsforholdet for dieselmotoren er meget mindre enn ekspansjonsforholdet - årsaken er naturligvis at spyle-og innføringsprosessen finner sted under kompresjonstakten i syklusen, før den egentlige kompresjon begynner. It should be clear from figures 6 to 9 why the compression ratio for the diesel engine is much smaller than the expansion ratio - the reason is of course that the flushing and introduction process takes place during the compression stroke of the cycle, before the actual compression begins.

Selv om det for tiden synes å være hensiktsmessig å dele den første eller tidlige seksjon av kompresjonstakten i et begynnelsesparti i løpet av hvilket både innføring og spyling med turboladeluft finner sted og et avslutningsparti, i løpet av hvilket ytterligere spyling finner sted mens turboladetrykket opprettholdes i sylinderen ved stempelets bevegelse oppad, selv om innløpsventilen er stengt, kan det i lys av erfaring fra eksperimenter eller på grunnlag av ytterligere teoretiske betraktninger, vise seg mer ønskelig å justere ventiltidsstyringen slik at Innløpsventilen lukkes samtidig med - eller til og med senere enn - ekshaustventilen. Although it currently seems appropriate to divide the first or early section of the compression stroke into an initial portion during which both introduction and scavenging of turbocharge air takes place and a final portion during which further scavenging takes place while turbocharger pressure is maintained in the cylinder during the upward movement of the piston, even if the inlet valve is closed, in the light of experience from experiments or on the basis of further theoretical considerations, it may prove more desirable to adjust the valve timing so that the inlet valve closes at the same time as - or even later than - the exhaust valve.

Det antas at den oppbygning av sylindertoppen som er bekrevet under henvisning til figurene 4 til 9, er egnet til bruk når sylinderens ekspansjonsforhold er mindre enn rundt 8. For å muliggjøre større ekspansjonsforhold, er et ennu større areale for innløpsventilen nødvendig og dette kan oppnås med den anordning som er vist på figurene 10(a) og 10(b), der man ser et indirekte forbrenningskammer i snitt, tatt parallelt med sylinderens lengdeakse. Figur 10(a) viser innløps-ventiler 440, 442 åpne og figur 10(b) viser ventilene lukket. Det indirekte forbrenningskammer 450 Inneholder en såkalt "het masse" 454 (noe som er i og for seg kjent), som har til formål å understøtte f orbrenningsprosessen og utvide arbeidsomhyldningen for motoren ved å holde tilbake varme fra den forrige syklus. På denne måte kan forbrenning fortsatt foregå i det indirekte forbrenningskammer 450, også om luftinnløpstemperaturen er for lav til ellers å understøtte forbrenningen. Den "hete masse" kunne for eksempel være et metallgitter med et katalyttisk belegg for å understøtte forbrenningen. It is believed that the construction of the cylinder head described with reference to figures 4 to 9 is suitable for use when the expansion ratio of the cylinder is less than about 8. To enable higher expansion ratios, an even larger area for the inlet valve is required and this can be achieved by the device shown in figures 10(a) and 10(b), where one sees an indirect combustion chamber in section, taken parallel to the longitudinal axis of the cylinder. Figure 10(a) shows inlet valves 440, 442 open and Figure 10(b) shows the valves closed. The indirect combustion chamber 450 contains a so-called "hot mass" 454 (which is known per se), which aims to support the pre-combustion process and extend the working envelope for the engine by retaining heat from the previous cycle. In this way, combustion can still take place in the indirect combustion chamber 450, even if the air inlet temperature is too low to otherwise support combustion. The "hot mass" could for example be a metal grid with a catalytic coating to support combustion.

Forbrenningskammeret 450 er hovedsaklig kuleformet, men har to diametralt motstående innløpskanaler 456, 458 gjennom hvilke turboladeluft 460 kan passere når innløp^ventilene 440, 442 er åpne. Innløpsventilene 440, 442 er av samme størrelse og form og åpner innløpskanalene 456, 458 ved å bevege seg mot hverandre langs en felles bevegelsesakse 462, idet anordningen er slik at når de er fullt åpne, ligger den hete masse 454 som et lag mellom dem, slik at det beskyttes mot nedkjøling fra den Innkommende turboladeluft 460, som da flyter inn i sylinderen (ikke vist) gjennom en passasje 464, svarende til passasjen 412 på figur 4. En innsprøytningsan-ordning for brensel angitt med en pil 464 sprøyter brensel inn i det indirekte forbrenningskammer 450, etterat inn-løpsventilene er lukket som på figur 10(b) og forbrenningen finner sted på samme måte som for den tidligere utførelses-form. Det skal påpekes at de dobbeltemotsatt stående innløpsventiler 440, 442 gir større massestrømmer enn det er mulig med bare en innløpsventil, og dermed blir det mulig å heve ekspansjonsforholdet for sylinderen til omtrent 12. The combustion chamber 450 is essentially spherical, but has two diametrically opposed inlet channels 456, 458 through which turbocharged air 460 can pass when the inlet valves 440, 442 are open. The inlet valves 440, 442 are of the same size and shape and open the inlet channels 456, 458 by moving towards each other along a common movement axis 462, the device being such that when they are fully open, the hot mass 454 lies as a layer between them, so that it is protected against cooling from the Incoming turbocharge air 460, which then flows into the cylinder (not shown) through a passage 464, corresponding to the passage 412 in Figure 4. A fuel injection device indicated by an arrow 464 injects fuel into the indirect combustion chamber 450, after the inlet valves are closed as in figure 10(b) and the combustion takes place in the same way as for the previous embodiment. It should be pointed out that the double-opposite inlet valves 440, 442 provide larger mass flows than is possible with only one inlet valve, and thus it becomes possible to raise the expansion ratio for the cylinder to approximately 12.

På figurene 11 og 12 er det vist en sylinder 500 med en sylindertopp 501, svarende til den som er vist på figurene 4 og 5, men den innbefatter dobbelte motstående innløpsventiler 440, 442, og het masse 454 som på figur 10. Der komponentene er lik de som allerede er beskrevet i forbindelse med de nettopp nevnte figurer, har de samme henvisningstall og hverken komponentene eller deres funksjon vil bli beskrevet på nytt. Man skal merke seg at den hete masse 454 er festet hensiktsmessig til enden av varmeanordnlngen 404, og at for å få et variabelt kompresjonsforhold for motoren, som nevnt i forbindelse med figur 3, er det indirekte forbrenningskammer 502 forsynt med et motstempel 504, som kan beveges inn i og ut av kammeret 502 i kanalen 506 i de retninger som pilen angir. Motstempelet vil naturligvis på en effektiv måte forandre kompresjonsforholdet ved å variere volumet av kammeret 502. Figures 11 and 12 show a cylinder 500 with a cylinder head 501, similar to that shown in Figures 4 and 5, but it includes dual opposed inlet valves 440, 442, and hot mass 454 as in Figure 10. Where the components are similar to those already described in connection with the figures just mentioned, have the same reference numbers and neither the components nor their function will be described again. It should be noted that the hot mass 454 is attached appropriately to the end of the heating device 404, and that in order to obtain a variable compression ratio for the engine, as mentioned in connection with Figure 3, the indirect combustion chamber 502 is provided with a counter piston 504, which can is moved into and out of the chamber 502 in the channel 506 in the directions indicated by the arrow. The counter piston will of course effectively change the compression ratio by varying the volume of the chamber 502.

Claims

Turbocompound 2-stroke piston engine with a cylinder head,

comprising for each cylinder in the piston engine an indirect combustion chamber, inlet valve devices for the supply of turbocharged air in the cylinder and exhaust valve devices for the discharge of combustion gases from the cylinder, characterized in that the piston engine is arranged to perform a work cycle comprising a compression stroke and an expansion stroke, characterized in that the expansion stroke expands the combustion gases to a

pressure lower than the incoming turbocharged air, and that flushing the combustion gases from the cylinder is facilitated by ensuring that both inlet valve devices and outlet valve devices are open at the same time during an early part of the compression stroke, thereby flushing the cylinder with turbocharged air t during said early part of the compression stroke,

whereby the cylinder has a compression ratio that is significantly less than its expansion ratio and in that the inlet valve devices are built into the indirect combustion chamber,

so that when the inlet valve arrangement is open, the incoming turbocharge air will flow through the indirect combustion chamber before entering the cylinder, the indirect combustion chamber being connected to the cylinder by a passage which shall direct the incoming turbocharge air towards the piston to expel the combustion gases towards the exhaust valve arrangement and optimize the efficiency of the flushing.

2.

Engine as specified in claim 1, characterized in that the passage device which is to direct turbocharged air towards the pistons comprises a smaller part of the cylinder inner top area than the exhaust valve device, which facilitates the flushing process.

3.

Engine as stated in claim 1 or 2, characterized in that the indirect combustion chamber includes two inlet valves which face each other above the indirect combustion chamber, so that the shut-off parts of the valves move towards each other when the valve is opened.

4.

Engine as stated in claim 3, characterized in that a heat-preserving mass to support the combustion is placed between the two inlet valves, so that the mass is shielded from the flow of incoming turbocharged air when the valves are open and then by the parts of the valves that close the inlet.

5.

An engine as claimed in any one of claims 1 to 4,

characterized in that the indirect combustion chamber includes movable piston devices in the wall, by means of which the engine's compression ratio can be varied.

6.

Cylinder head for a turbocompound 2-stroke piston engine with exhaust valve devices, characterized by at least one indirect combustion chamber and passage connecting this chamber to a cylinder for the engine and inlet valve devices in the indirect combustion chamber for the introduction of turbocharged air to flow through the Indirect combustion chamber and the said passage to the cylinder.

7.

Cylinder top as specified in claim 6, characterized in that passage devices are designed to direct the incoming turbocharged air towards the piston, thereby expelling combustion gases towards the exhaust valve device.

8.

Cylinder head as stated in claim 6 or 7, characterized in that the passage device occupies a smaller part of the cylinder head's area than the exhaust valve device.

9.

Cylinder head as stated in any one of claims 6 to 8, characterized in that the indirect combustion chamber is provided with two inlet valves, arranged opposite each other across the indirect combustion chamber, so that the inlet closing parts of the valves move towards each other when the valves are opened.

10.

Cylinder top as stated in claim 9, characterized in that the heat-preserving mass for supporting the combustion is placed between the two inlet valves and is shielded from the flow of incoming turbocharged air by the inlet-closing parts of the inlet valves when these are open.

11.

Cylinder head as set forth in any one of claims 6 to 10, characterized in that it has a

movable piston in the wall of the Indirect combustion chamber, by means of which the compression ratio of an engine to which the cylinder head is attached can be varied.