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Diese Erfindung betrifft Brennkraftmaschinen und
deren Arbeitsweise.
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Bestehende Brennkraftmaschinen arbeiten mit niedrigen
thermischen Wirkungsgraden, und die Produkte der in ihnen
stattfindenden Kraftstoffverbrennung (die Abgase) enthalten
umweltschädliche Bestandteile. Die vorliegende Erfindung
schafft eine Brennkraftmaschine mit erhöhtem Wirkungsgrad,
bei der umweltschädliche Auspuffgase außerdem in geringerem
Maße abgegeben werden. Die erfindungsgemäßen
Brennkraftmaschinen lassen sich mit niedrig raffinierten
Kraftstoffen niedriger Oktanzahl betreiben.
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Seit mehr als einem Jahrhundert wird von den
Kreisläufen der Otto- und Dieselmotoren in Verbindung mit
entsprechenden Mitteln der Belastungssteuerung Gebrauch
gemacht, wobei sich an diesen Kreisläufen bzw.
Steuermitteln im wesentlichen nichts geändert hat. Es
handelt sich um symmetrische Kreisläufe (d.h. das
Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis sind
gleich groß) und ihre thermodynamischen Wirkungsgrade sind
daher gering. Die halbe Verbrennungsenergie wird
unmittelbar abgelassen, wobei sie die Umwelt erwärmt, ohne
nützliche Arbeit zu leisten.
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Indem die Motorbelastung abnimmt, sinkt der
Wirkungsgrad noch mehr ab. Bei einem Sechstel der Belastung
ist der Wirkungsgrad auf die Hälfte reduziert. Obgleich bei
dem Dieselmotor durch Einlaßdrosselung bedingte
Pumpverluste vermieden werden, hat er infolge des hohen
Kompressionsverhältnisses bei teilweiser Belastung den
Nachteil, daß die Innenreibung hoch ist. Das
Arbeitsverhältnis, d.h. das Verhältnis der
Kompressionsarbeit zu der Expansionsarbeit, bildet ein
nützliches Mittel zur Bestimmung des inneren Wirkungsgrades
des Motors.
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Bei dem Dieselkreislauf ist der Wirkungsgrad höher
als bei dem Ottomotor mit Funkenzündung, da er mit einem
höheren Gesamtdruckverhältnis arbeitet, was erhebliche
Geräuschbildung, intensive Schwingungen und Rauhigkeit
(NVH) zur Folge hat.
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Bei beiden Motortypen wird die Ladungslast geregelt,
um die Ausgangsleistung zu variieren. Bei dem Dieselmotor
wird die Kraftstoffmenge je Takt variiert, während das
Volumen und die Dichte der Ladeluft im wesentlichen
konstant bleiben. Die Regelung wird daher dadurch bewirkt,
daß das Luft/Kraftstoff-Verhältnis veränderlich ist. Bei
dem Ottomotor dagegen wird die Luftdichte geregelt (durch
Drosselung) während das Ladeluftvolumen und das
Luft/Kraftstoff-Verhältnis im wesentlichen konstant
bleiben. Eine fruhere Studie des Erfinders betrifft die
Regelung der Taktfrequenz, während die Belastung im
wesentlichen konstant bleibt.
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Was die Auspuffgase anbelangt, besteht bei den
Otto- und Dieselkreisläufen ein innewohnender Gegensatz zwischen
Wirkungsgrad und geringen Emissionen von Stickstoffoxid
(NOx). Für einen hohen Wirkungsgrad sind hohe
Expansionsverhältnisse erforderlich, doch setzen diese hohe
Maximalverbrennungstemperaturen voraus, die eine Zunahme
der NOx-Abgase bedingen. Emissionen von Kohlenmonoxid (CO)
und Kohlendioxid (CO&sub2;) und Kohlenwasserstoffen entstehen
bei der Verbrennung von Kohlenwasserstoffkraftstoffen.
Kohlenmonoxid- und Kohlenwasserstoffabgase sind auf
unvollständige Kraftstoffverbrennung zurückzuführen und
können durch verbesserte Verbrennungssteuerung in der
Maschine und durch geringe Luft/Kraftstoff-Verhältnisse
eingeschränkt werden. Kohlenwasserstoffabgase nehmen bei
niedrigen Verbrennungstemperaturen zu. Die Abgabe von
Kohlendioxid steht in unmittelbarem Verhältnis zu der Menge
verbrannten Kohlenwasserstoffkraftstoffs und kann nur
reduziert werden, indem man den Wirkungsgrad der Maschine
erhöht.
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Für die Konstruktion von Brennkraftmaschinen und
Gaserzeugern, bei denen die Abgabe umweltschädlicher
Produkte geringer ist, wird die folgende Strategie
empfohlen:
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Genauere Einschränkung der Schmutzstoffbildung und
Rauhigkeit in dem Verbrennungsverfahren und Verbesserung
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des Raffinationswirkungsgrades,
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des thermodynamischen Wirkungsgrades,
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des Verbrennungswirkungsgrades
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des inneren Wirkungsgrades,
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des Regelungswirkungsgrades,
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des Bremswirkungsgrades
Kraftstoffraffination
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a. Gebrauch eines niedrig raffinierten Kraftstoffes
mit niedriger Oktanzahl zwecks Erhöhung des
Gesamtwirkungsgrades durch Einschränkung des
Oktanbedarfs der Maschine auf ein Mindestmaß.
Thermodynamischer Kreislauf
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a. Einführung eines asymmetrischen thermodynamischen
Kreislaufs, bei dem zwecks Erzielung eines erhöhten
idealen thermischen Wirkungsgrades ein niedriges
Kompressionsverhältnis mit einem hohen
Expansionsverhältnis kombiniert wird.
Verbrennung
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a. Einschränkung des Oktanbedarfs auf ein
Mindestmaß durch späten Einlaß des Kraftstoffs in
den heißen Zylinder.
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b. Verbesserte Steuerung des
Verbrennungsverfahrens durch Einleitung der
Verbrennung in einer Zone geringer Verwirbelung.
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c. Verbesserte Steuerung des
Verbrennungsverfahrens durch Vereinfachen der
Wirbelbildungsgeometrie.
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d. Erhöhung der Verbrennungsgeschwindigkeit und
der Expansionsgeschwindigkeit, um zu verhindern,
daß die Druckanstiegsgeschwindigkeit (Rauhigkeit)
zunimmt.
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e. Deutlichere Trennung jeder thermodynamischen
Phase zwecks besserer Optimierung.
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f. Regelung der Temperaturextreme innerhalb der
Verbrennungskammer.
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g. Vereinfachung der Kraftstoffeinlaßgeometrie,
um auf geregelte Weise variable Schichtung zu
gewährleisten.
Innenverluste
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a. Optimierung des Arbeitsverhältnisses durch die
Kombination eines geringen
Kompressionsverhaltnisses mit einem hohen
Expansionsverhältnis und somit Optimierung des
inneren Wirkungsgrades.
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b. Maximale Verwertung jedes Motortaktes.
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c. Optimale Vereinfachung der mechanischen
Bauweise und Ersatz gleitenden Kontaktes durch
Abwälzkontakt, wo immer dies möglich ist.
Regelung
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a. Einführung von ladungsmassenbedingter
Belastungssteuerung durch Regeln des Volumens der
zurückgehaltenen Ladung.
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b. Einführung von ladungsdichtebedingter
Belastungssteuerung durch Vorwärmen der Ladeluft,
vorzugsweise mit Hilfe regenerativer Mittel.
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c. Einführung von durch das Luft/Kraftstoff-
Verhältnis bedingter Belastungssteuerung durch
Regeln der Kraftstoffmasse, ggf. in Verbindung
mit geschichteter Ladung.
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d. Einschränkung von Pumpverlusten durch
Ausschalten der Einlaßdrosselung.
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e. Einführung von Frequenzsteuerung mit Hilfe von
Zylinderausschaltmethoden.
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f. Einschränkung der Leerlaufdrehzahl auf ein
Mindestmaß bzw. Ausschaltung der
Leerlaufdrehzahl.
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g. Einführung von Drehmomentverstärkung, um die
Anzahl der Übersetzungsverhältnisse auf ein
Mindestmaß einzuschränken.
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h. Einführung regenerativer Bremsung.
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i. Verbesserung des Reaktionsverhaltens.
Abgase
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a. Reduktion der Kohlendioxidabgase durch
Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades des
Kreislaufs.
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b. Reduktion der Stickstoffoxidabgase durch Wahl
einer niedrigen anfänglichen Kreislauftemperatur
und eines niedrigen Kompressionsverhältnisses, um
die maximale Kreislauftemperatur zu mäßigen.
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c. Reduktion der Kohlenwasserstoffabgase durch
höhere Temperaturen bei niedriger Belastung und
durch höhere Zylinderwandtemperaturen.
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d. Reduktion der Emissionen von Kohlenwasserstoff
und von Kohlenmonoxid- bzw.
Kohlenwasserstoffabgasen durch magere
Verbrennung, ggf. unterstützt durch Schichtung.
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e. Reduktion der Aufwärmabgase durch Gebrauch
integraler Auslaßkanalkatalysatoren, wobei feste
Koppelung durch verringerte Abgastemperaturen
erleichtert wird.
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f. Reduktion von NVH-Abgasen durch Einführung von
nahezu perfekt ausgeglichenen Motormechanismen.
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WO-A-87/03 043 beschreibt eine Zweitakt-
Brennkraftmaschine zum Einsatz in Verbindung mit einem
Lader, bei der die dem Kompressionshub und dem
Expansionshub entsprechenden Hubräume asymmetrisch sind.
Bei dieser Maschine kann das Einlaßventil während einer
Zeitspanne, in der der Innenraum des Zylinders zunimmt,
geöffnet werden, um Betrieb bei niedriger Leistung zu
verbessern.
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Die vorliegende Erfindung schafft eine
Brennkraftmaschine, bei der der Raffinationswirkungsgrad,
der thermodynamische Wirkungsgrad, der
Verbrennungswirkungsgrad, der dynamische Wirkungsgrad, der
Verbrennungswirkungsgrad, der Wirkungsgrad der inneren
Regelung und/oder der Bremswirkungsgrad verbessert sind.
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Erfindungsgemäß wird eine Zweitakt-Brennkraftmaschine
geschaffen, die im Einklang mit der thermodynamischen Folge
Ansaugung, Kompression, Verbrennung und Ausstoß arbeitet,
und zwar innerhalb eines Zylinders, dessen Innenraum durch
einen Hubkolben geregelt wird und in dem die dem
Kompressionshub und dem Expansionshub entsprechenden
Hubräume asymmetrisch sind, dadurch gekennzeichnet, daß der
Beginn der Ansaugung während einer Phase stattfindet, in
der der Innenraum des Zylinders abnimmt.
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Zwecks eingehenderen Verständnisses der Erfindung
wird diese nun unter Bezugnahme auf die beigefügten
Zeichnungen beschrieben, in denen:
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Fig. 1 ein graphisches Diagramm ist, das die Beziehung
zwischen dem Druck und dem Volumen während des
thermodynamischen Kreislaufs einer Brennkraftmaschine
veranschaulicht,
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Fig. 2 eine graphische Darstellung ist, die die
Beziehung zwischen dem thermischen Wirkungsgrad und
der Belastung bei einer Reihe von Brennkraftmaschinen
veranschaulicht,
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Fig. 3 eine schematische Zeichnung der Auslegung einer
Verbrennungskammer ist, bei der ringförmige
Einlaß-
und Auslaßventile mit einer geschichteten Ladung
vorgesehen sind,
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Fig. 4 eine schematische Zeichnung einer alternativen
Auslegung einer Verbrennungskammer ist, bei der
ringförmige Einlaß und Auslaßventile in Verbindung mit
einer geschichteten Ladung vorgesehen sind,
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Fig. 5 eine schematische Anordnung einer
erfindungsgemäßen Mehrzylindermaschine ist, bei der
verbesserte Mittel der Umwandlung linearer Bewegung in
drehende Bewegung vorgesehen sind,
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Fig. 6 eine weitere schematische Anordnung der in Fig.
5 dargestellten Mehrzylindermaschine ist und
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Fig. 7 eine schematische Anordnung einer
erfindungsgemäßen Maschine mit einem
Parallelogrammgestänge ist.
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Die typischen Druck-/Volumensmerkmale einer
Brennkraftmaschine mit Kompression in dem Kraftzylinder
wird unter Bezugnahme auf Fig. 1 beschrieben. Ansaugung
findet zwischen den Punkten a - b statt, Kompression
zwischen b - c, Verbrennung bei nahezu konstantem Volumen
zwischen c - d und Verbrennung bei konstantem Druck
zwischen d - e. Expansion findet zwischen e - f und Auspuff
zwischen f - g und g - b statt. Fig. 2 veranschaulicht den
berechneten Wirkungsgrad des asymmetrischen Kreislaufs
innerhalb des Belastungsbereiches der besagten
Brennkraftmaschine im Vergleich mit dem Diesel-Kreislauf
und dem Otto-Kreislauf bei ähnlichen Bauteilwirkungsgraden.
Die dem geringsten Wirkungsgrad entsprechende Kurve zeigt
bei einem Vergasermotor mit zwei Ventilen je Zylinder und
einem Expansionsverhältnis von 9,5:1 gemessene
Motortestergebnisse. Die nächste ausgezogene Linie zeigt
die bei einem Dieselmotor mit Direkteinspritzung und einem
Expansionsverhältnis E von 16:1 erzielten
Motortestergebnisse. Die einfache Komputersimulation des
Diesel-Kreislaufs mit einem Expansionsverhältnis von 16:1
erweist eine enge Korrelation. Das Modell setzt konstante
Bauteil- und Verbrennungswirkungsgrade innerhalb des
gesamten Bereichs voraus, doch variieren diese in
praktischem Betrieb, wie dies an der gemessenen
Wirkungsgradkurve ersichtlich ist. Der Diesel-Kreislauf
wurde dann für das gleiche Expansionsverhältnis von 16:1
doch mit einem verringerten Kompressionsverhältnis
umgestaltet, um den asymmetrischen Kreislauf nach Fig. 1 zu
erzielen. Der Wirkungsgrad erreicht seinen Höchstwert von
mehr als 40 %, wobei die Verbesserung innerhalb des
gesamten Belastungsbereiches beibehalten wird. Eine weitere
Zunahme des Expansionsverhältnisses im Einklang mit E=28
erweist eine weitere Verbesserung bei hohen Belastungen
doch bis zu einem gewissen Grad auf Kosten des
Wirkungsgrades bei niedrigen Belastungen. Bei unverändertem
Expansionsverhältnis für die Simulationen wurde das
Kompressionsverhältnis für jede Bedingung optimiert. Der
optimale effektive thermische Bremswirkungsgrad tritt bei
einem mittleren Kompressionsverhältnis zwischen dem dem
idealen Wirkungsgrad entsprechenden optimalen
Kompressionsgrad und dem der Bedingung eines optimalen
Arbeitsverhältnisses entsprechenden optimalen
Kompressionsverhältnis ein. Die Bauteilwirkungsgrade
beruhen auf Arbeitsbereichen oberhalb des atmosphärischen
Druckpegels.
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Der asymmetrische Kreislauf ist nicht neu. Es wurde
von variabler Ventilsteuerung Gebrauch gemacht, um bei dem
Viertaktmotor das Schließen des Einlaßventils zu verzögern,
so daß ein Teil der Ladung in den Ansaugkrümmer
zurückgepumpt werden kann, um weniger Ladung zurückzuhalten
und die durch Einlaßdrosselung bedingten Pumpverluste zu
vermeiden. Zum Steuern der Abstimmung der dynamischen,
hoch beanspruchten Ventilteile ist ausgereifte Technik
erforderlich.
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Andererseits braucht bei dem einfachen Zweitaktmotor
mit Kanälen nur der Auslaßkanal dem Überstromkanal
vorgeschaltet zu sein. Dies bedingt ein niedriges
Expansionsverhältnis und einen geringen Wirkungsgrad, wozu
das Entweichen von Ladung in den Auslaßkanal zusätzlich
beitragt.
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Die einfachste Form eines asymmetrischen Kreislaufs
nach Fig. 1 erfordert zwei Kolbenhübe zur Vollendung des
Kreislaufs, wobei die Expansion bei einem der Hübe
überwiegt. Der andere Hub dient daher für Ansaugung,
Kompression und Ausstoß. Dies setzt voraus, daß die
Ansaugung durchgeführt wird, während das Zylindervolumen
abnimmt und daß die Zustromgeschwindigkeit höher ist als
die Geschwindigkeit der Volumensabnahme. Zur Erzielung der
Geschwindigkeitsdifferenz ist ein Druckgefälle
erforderlich. Ein subatmosphärischer Zylinderunterdruck muß
am Ende der Ausstoßphase geschaffen werden oder der
Ladungsdruck muß extern erhöht werden oder es müssen beide
dieser Maßnahmen durchgeführt werden. Es kommen daher
mehrere Kompressionsstufen in Frage.
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Der asymmetrische Zweitaktmotor, siehe Fig. 3, umfaßt
einen Kolben 1, der sich in einem Zylinder 2 hin- und
herbewegt. Der Kolben 1 ist auf bekannte Weise mechanisch
mit einer nicht dargestellten Antriebswelle verbunden. Am
oberen Ende des Zylinders 2 befindet sich ein Zylinderkopf,
der sich aus einem oberen Teil 3 und einem unteren Teil 4
zusammensetzt, die mit Hilfe einer Hohlschraube 5
miteinander verbunden sind. Ringförmige Einlaß- und
Auslaßventile 6 und 7 sind gemeinsam mit Einlaß- bzw.
Auslaßkanälen 8 bzw. 9 auf allgemein konzentrische Weise
rings um eine Zündkerze 10 angeordnet. Das Auslaßventil 7
ist an seinem unteren Außenrand in der geschlossenen Lage
unter Mitwirkung von (nicht dargestellten) Ventilfedern
durch einen Auslaßsitz 11 abgedichtet. Das Auslaßventil 7
wird durch ein Stellglied geregelt. Solenoide 12 und 13
wirken, wie dargestellt, auf Ventilplatten 14 bzw. 15 ein.
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Wenn ein elektrischer Strom durch die Wicklungen der
Solenoide 12 und 13 geleitet wird, entstehen an den
Solenoidflächen 16 und 17 magnetische Anzugskräfte. Die
magnetische Anzugskraft bewirkt Anheben des Auslaßventils 7
und Freilegung des Ausstoßkanals 9. Die Steuerung und Dauer
des durch die Solenoide 12 und 13 hindurchgeleiteten
elektrischen Stromes kann variiert werden, um die
Auslaßzeit je nach den Betriebsbedingungen des Motors zu
regeln. Beim Öffnen des Auslaßventils verläßt eine positive
Druckwelle den Zylinder, steuert die Expansionskammer (oder
das hintere Auspuffrohr) an und wird als negativer Impuls
wieder in den Zylinder zurückreflektiert. Die Regelung des
Auslaßventils kann daher während des Spülhubs zum Steuern
der Einstellung eines negativen Druckimpulses in dem
Zylinder verwertet werden.
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Das ringförmige Einlaßventil 6 umfaßt einen inneren
Sitz 18 und einen äußeren Sitz 19, die durch eine Lippe 20
oder eine ähnliche Vorrichtung abgedeckt sein können, um
die über die Sitze verlaufende Strömung unterschiedlich zu
regeln und z.B. Phasenentmischung oder Ladungsschichtung zu
fördern. Mehrere Vorspannfedern 21 wirken über Schenkel 22
auf das Einlaßventil ein. Der ringförmige Einlaßkanal 8
kann Ladung unter atmospherischem Druck oder von einer
externen Quelle gelieferte, mit Druck beaufschlagte Ladung
enthalten. Das Einlaßventil 6 kann Abstützelemente 23
aufweisen, um die durch den Verbrennungsdruck bedingte
Maximalbeanspruchung einzuschränken, und die
Abstützelemente können auch von einer Kraftstoffschiene 24
ausgehende Kraftstoffeinlaßmittel umfassen. Sie können als
Leitschaufeln zwecks Erzeugung eines Wirbels in der
Verbrennungskammer gestaltet sein. Das Einlaßventil 6 ist
so konstruiert, daß es sich unter dem Einfluß des
Zylinderunterdrucks (in Abwärtsrichtung) öffnet. Die
Regelung des Auslaßventils 7 kann daher dazu verwertet
werden, den Ladungsfüllprozeß und somit das
Ladungsanzugsvolumen und das wirksame
Kompressionsverhältnis zu steuern. Einlaßdrosselung kann
ausgeschaltet werden und Regelung des Auslaßventils kann
als ein Mittel zur Steuerung der Belastung dienen. Die
Wandstärke des ringförmigen Auslaßventils 7 kann so gewählt
werden, daß die durch den Verbrennungsdruck erzeugte
Umfangsspannung den Ventildurchmesser vergrößert und
Abdichtung gegen die Zylinderwand bedingt.
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Es können weitere Steuermaßnahmen durchgeführt
werden, um die Motorbelastung bzw. die Motorleistung zu
regeln. Bei einem zweiten Lastregelmittel kann das
Luft/Kraftstoff-Verhältnis wie bei dem Dieselmotor variiert
werden. Das ringförmige Einlaßventil 6 ist besonders zur
Erzeugung einer geschichteten Ladung geeignet, wobei z.B.
ein fettes zentrales Gemisch über den inneren Ventilsitz 18
und ein schwaches Gemisch über den äußeren Ventilsitz 19
eingelassen wird. Bei einem dritten Lastregelmittel kann
die Ladungsdichte variiert werden, wie dies bei dem
Ottomotor der Fall ist, aber nicht durch Einlaßdrosselung
sondern durch regenerative Erwärmung mit Hilfe der Abgase.
Es kann von einem Wärmeaustauscher Gebrauch gemacht werden,
wobei Steuermittel den Anteil der Ladungsheizung im
Einklang mit der erforderlichen Belastung variieren.
Schließlich kann die Leistung unter Bedingungen niedriger
Belastung durch Steuerung der Taktfrequenz geregelt werden.
Zylinder können ausgeschaltet werden, um sie bei höherer
Belastung zu betreiben, wobei sie z.B. nach jeweils vier
bzw. 6 Hüben zünden und nicht nach jedem zweiten Hub.
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Eine wahlweise Methode der Betätigung des
Auslaßventils gestattet die Verwendung eines mechanischen
Gestänges anstelle der Solenoide. Dies kann für
schnellaufende Motoren mit hoher Leistung besonders
geeignet sein. Bei solchen Motoren kann es sich um Motoren
mit Funkenzündung oder mit Kompressionszündung handeln.
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Eine alternative Zylinderkopfkonstruktion, siehe Fig.
4, umfaßt eine Anzahl von Einlaßventilen 40 und
Auslaßventilen 41 in ringförmiger Anordnung. Bei den
Einlaßventilen kann eine Flächendifferenz vorgesehen
werden, um das Ventil durch Ladungsdruck und nicht durch
Ventilfedern in eine normalerweise geschlossene Lage zu
versetzen. Dies wird mit Hilfe der Membranen 42, 43, 44 und
erreicht, deren Durchmesser größer ist als der der
Ventilsitzöffnung 46. Zwischen einem Einlaßkanal 47 und
einem Auslaßkanal 48 kann ein Wärmeaustauschprozeß
vorgesehen werden, um die Einlaßtemperatur zu erhöhen. Zur
Regelung des Wärmeaustauschprozesses kann ein Ventilmittel
vorgesehen werden. Die Auslaßventile können auf
herkömmliche Weise mit Hilfe der Rückzugfeder 49 betätigt
werden. Fig. 5 zeigt im Zusammenhang mit einer weiteren
Ausführungsform die eingehende Bauweise eines Zweizylinder-
Verdrängungsmotors in V-Anordnung. Ein Paar abgestufte
Scheiben 52 setzt in beiden Zylinderebenen lineare Bewegung
in drehende Bewegung um. Bei der dargestellten Scheibe
wurde das sie umgebende Material entfernt, um Gewicht zu
sparen und die Reibfläche einzuschränken.
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Innere bzw. äußere Wälzlager 53, 54 sind in die
Kontaktoberflächen der abgestufenen Scheibe integriert, um
die Reibung weiterhin zu reduzieren. Der Mechanismus umfaßt
Hubglieder 55, 56, die über die abgestufte Scheibe mit
einem Kurbelzapfen 57 der Drehglieder 58 und 59 verbunden
sind, welche in Lagern 60, 61 und 62 in einer Muffe 63 und
einem die Zylinder 65 und 66 gemeinsam mit den
Zylinderköpfen 67 und 68 abstützenden Kurbelgehäuse 64
angeordnet sind. Die Montage wird durch eine mit einer
Schraube 69 befestigte, geteilte Kurbelwelle, die Muffe 63
und die abmontierbaren Zylinder 65 und 66 erleichtert. Ein
Stopfen 70 dichtet das Kurbelgehäuse 64 ab, und die
Kurbelwelle stützt ein Schwungrad 71 ab, das die an dem
Kurbelzapfen einwirkenden Trägheitskräfte ausgleicht, um
einen vollständigen Kräfteausgleich zu erzielen. Ein
geringes Kräftepaar bleibt unaufgelöst.
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Normalerweise ist die Exzentrizität der Scheibe der
Kurbelkröpfung gleich. Die Kurbelkröpfung entspricht daher
nur einem Viertel des Hubes. Bei der Bewegung der Scheibe
handelt es sich um planetarische Drehung um den
Kurbelzapfen, und zwar mit gleicher Drehzahl in der
entgegengesetzten Richtung. Es ist ein Paar hin- und
hergehender Glieder erforderlich, um die Kräfte zwischen
den Zylinderebenen zu teilen und die Erzeugung übermäßiger
Seitenkräfte zu verhüten, die ansonsten Blockierung des
Mechanismus zur Folge hätten. Bei einem einfachen
geradlinigen Mechanismus ist die Seitenkraft zu der
Tangente des Kurbelwellenwinkels proportional. Wenn jede
Scheibe gezwungen ist, sich entlang jeder Zylinderebene zu
bewegen, entsteht einfache harmonische Bewegung und das
Hubglied, das Verbindungsglied und das Drehglied sind
richtig phasengesteuert.
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Zwangsläufige Phasensteuerung wird beispielsweise
durch Hubkolbenbügelführungen 72, 73, 74 und 75 bedingt.
Was den Stand der Technik anbelangt, wird in Proceedings of
the Institution of Mechanical Engineers, A. Automobile
Division, Bd. 188, no 33, 1974, London, GB, Seiten 505-597;
A.J.S. Baker und M.E. Cross "Four cylinder four-cycle
engine with two reciprocating components" die Verwendung
von doppeltwirkenden Zylindern in den beiden Ebenen
beschrieben, um eine 'X'-Konfiguration zu erzielen und die
erforderliche zwangsläufige Phasensteuerung zu
gewährleisten. Die Bewegungsfreiheit des Hubgliedes ist in
diesem Falle jedoch in so hohem Maße eingeschränkt, daß der
Mechanismus nur in geringem Maße in der Lage ist
toleranzfremden Bedingungen zu entsprechen.
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Bei diesem Vorschlag wird die zwangsläufige
Phasensteuerung rings um die Scheibenachse an nahe
gelegenen kreisförmigen Kolbenbügeln 76, 77 bewirkt. Das
Hubglied ist daher um die Achse der abgestuften Scheibe
schwenkbar, so daß es sich z.B. an einen fehlausgerichteten
Zylinder anpassen kann. Es kann auch von Wälzlagern
Gebrauch gemacht werden, um den Bügel in seiner Führung zu
positionieren.
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Fig. 6 veranschaulicht im Zusammenhang mit einer
weiteren Ausführungsform verschiedene Kraftregelungsweisen
in Rahmen einer integrierten Lösung. Kolben 100, 101 sind
an Bügeln 102 bzw. 103 angebracht. Beide Bügel sind an
einem Anschlußscheibenpaar 104 angeordnet. Dieses kann
entweder aus zwei oder mehr miteinander verschraubten
Teilen oder einstückig gefertigt sein. Im Idealfalle sind
die Zylinder 105, 106 in V-Anordnung mit einem
Winkelabstand von 90º zueinander vorgesehen. Ein
Kurbelzapfen 107 bildet einen Teil einer Kurbelwelle 108,
die je nach der Anzahl von Zylinderreihen eine Mehrzahl von
miteinander verschraubten Teilen umfassen können, um die
Steifigkeit der Kurbelwelle zu erhöhen und die Montage zu
erleichtern. Es ist eine Schnittansicht einer V6-Motors
dargestellt. Die Kröpfung der Kurbelwelle ist normalerweise
der Kröpfung der Anschlußscheibe 104 gleich. Die
Anschlußscheibe 104 dreht sich mit konstanter
Winkelgeschwindigkeit um den Kurbelzapfen 107 und zwar in
der zu der Drehrichtung der Kurbelwelle 108
entgegengesetzten Richtung. Die Bügel 102 und 103
vermitteln den Kolben daher entlang der Achse der
Zylindermittellinie eine einfache harmonische hin- und
hergehende Bewegung. Es besteht keine
Kolbenseitenkraftkomponente, und der Motor arbeitet mit
konstanter Winkelträgheit. Primärkräfte sind einwandfrei
ausgeglichen, wenn der V-Winkel 90º beträgt, und zwar im
Einklang mit der Formel:
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sin²θ + cos²θ = 1
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worin θ dem Kurbelwinkel in Graden entspricht. Es wird
daher in der Richtung des Kurbelzapfens eine konstante
Zentrifugalkraft erzeugt, die der Masse einer
Kolben/Scheibenbaugruppe gleich ist. Dies läßt sich durch
Kurbelwellengegengewichte der halben Baugruppenmasse zu
jeder Seite des Kurbelzapfens der Kurbelwelle gegenüber
ausgleichen. Kräfte höherer Rangordnung sind ausgeschaltet.
Ein geringes Kräftepaar wird durch die Versetzung jeder
Zylindermittellinie bewirkt. Bei einer 90º- V4-
Konfiguration gewährleistet das zweite Zylinderpaar
einwandfreien Ausgleich der Primärkräfte, doch müssen
Gegengewichte zu beiden Enden des Motors vorgesehen werden,
um ein primäres Kräftepaar aufzulösen. Das Ziel besteht
darin, Betrieb bei niedriger Belastung auf ein Mindestmaß
einzuschränken und eine größere Spanne von
Kraftsteuermöglichkeiten vorzusehen als sich bei dem
Ottomotor (festes Luft/Kraftstoff-Verhältnis) oder dem
Dieselmotor (feste Ladungsdichte) erzielen läßt. Zu den
wichtigsten Möglichkeiten für die Anpassung der
Motorleistung an den Bedarf des Fahrers zählen
veränderliche Motorleistung, veränderliche Ladungsdichte,
veränderliches Ladungsvolumen, veränderliches
Luft/Kraftstoff-Verhältnis und veränderliche
Kompressorverdrängung.
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Bei dem dargestellten V6-Motor ist die Steuerung des
Einlaß- und des Auslaßventils unabhängig variabel (nicht
abgebildet). Jeder Zylinder kann daher entweder als
Verdichter oder als Expansionseinheit arbeiten. Bei der
Zylinderbetriebsweise ohne Abdichtung wirkt der Kolben
einfach als Gegengewicht. Uneffizienter Betrieb bei
niedriger Belastung läßt sich daher vermeiden, indem man
von weniger Kraftzylindern und von mehr
Kompressionszylindern Gebrauch macht oder gewisse Zylinder
ausschaltet. Der Druckluftüberschuß kann gespeichert und zu
einem späteren Zeitpunkt benutzt werden. Die Schnittansicht
des V6-Motors zeigt im Prinzip einen Zweizylinder-V-Motor
109, der über eine Kupplung 111 mit einem V4-Motor 110
verbunden ist. Bei kontinuierlichem Vollastbetrieb wirkt
der Zweizylinder-V-Motor als Kompressor und der V4-Motor
als Krafteinheit, die den Kompressor über die Kupplung
antreibt. Der Zweizylinder-V-Motor ist als eine unabhängige
Einheit ausgewuchtet, wobei schwarze Punkte 112
Gegengewichte bezeichnen, und der V4 ist ebenfalls eine
unabhängige Einheit. Bei teilweiser Belastung kann die
Kupplung ausgerückt und der Zweizylinder-V-Motor
ausgeschaltet werden. Bei Bedarf kann die
Kompressionsfunktion von einem oder mehreren der V4-
Zylinder übernommen werden. Bei niedriger Belastung kann
der V4-Motor ausgeschaltet werden und der Zweizylinder-V-
Motor die Kompressions- und Kraftfunktionen übernehmen.
Durch variable Ventilsteuerung ist es daher möglich, die
Leistung von sechs Kompressionszylindern (regenerative
Bremsung) auf sechs Kraftzylinder (zeitweilige
Leistungsverstärkung) und jede Zwischenkombination zu
ändern.
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Es kann von einem einzigen Aufnehmer für Druckluft
oder von mehreren Aufnehmern Gebrauch gemacht werden, z.B.
von einem Niederdruckaufnehmer für Kraftbetrieb und einem
Hochdruckaufnehmer für regenerative Bremsung.
Ladungserwärmung mit Hilfe eines
Einlaß/Auslaßwärmeaustauschers kommt nur bei dem
Hochdruckaufnehmer oder bei jeder der anderen Kombinationen
oder überhaupt nicht in Frage. Ein intelligentes
Steuersystem würde eine mit den Antriebserfordernissen des
Fahrers kompatible optimale Betriebsart bestimmen. Der
Anschlußscheibenmechanismus kann auch bei herkömmlichen
Motoren Anwendung finden.
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Bei einer weiteren Ausführungsform der
erfindungsgemäßen Maschine, siehe Fig. 7, sind
entgegengesetzte Expansions- und Kompressionskolben durch
ein Parallelogrammgestänge miteinander verbunden.
Entgegengesetzte Expansionskolben 139 und 140 treiben
entgegengesetzte Kompressionskolben 141 und 142 über in
einem Zylindergehäuse 147 eingeschlossene
Parallelogrammglieder 143, 144, 145 und 146 an. Jeder
Expansionskolben umfaßt eine Expansionskammer 148 bzw. 149
mit einem Einlaßventil 150 bzw. 151 und einem Auslaßventil
152 bzw. 153. Die Kompressionskolben 141 und 142 befinden
sich in Zylindern mit Einlaßventil 154 bzw. 155 und
Auslaßventil 156 bzw. 157.
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In der ersten Phase des Kompressiontaktes, siehe Fig.
7a, wurde das Einlaßgemisch über die Einlaßventile 150 und
151 in beide der Expansionskammern 148 und 149 eingelassen.
In den Expansionskammern sind die Verbrennung und die
Expansion angelaufen, so daß Bewegung der Kolben 139 und
140 über das Gestänge 143, 144, 145 und 146 zur Folge hat,
daß die Kompressionskolben 141 und 142 einen
Kompressionstakt beginnen.
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Bei Abschluß der Kompression, siehe Fig. 7b, wird die
Druckluft durch Auslaßventile 156 und 157 abgelassen. Die
Kolben 141 und 142 kehren infolge des von der Druckluft auf
die Kolbenstangen 158 und 159 einwirkenden Druckes in die
Ausgangslage zurück, siehe Fig. 7c. Die Einlaßventile 154
und 155 öffnen sich für die Kompressoransaugphase. Die
Bewegung wird durch das Gestänge 143, 144, 145 und 146 auf
die Expansionskolben 139 und 140 übertragen, so daß die
Abgase durch die Ventile 152 und 153 abgelassen werden.