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Technisches Fachgebiet der Erfindung
Die Erfindung gehört zu den in der Fachliteratur für Verbrennungsmotoren so benannten Verbundmotoren oder Compound- Motoren, wie sie hauptsächlich für Flugzeugantriebe vor dem Erscheinen der Strahltriebwerke konzipiert wurden. Darunter versteht man, wie die Fig. 1 typisch zeigt, die Koppelung einer Hochdruck-Hubkolbenmaschine HKM mit im Zylinder erfolgender innerer Verbrennung, mit einer Niederdruck- Gasturbine GT verbunden über ein Schaltgetriebe SG, wobei über beide Maschinen ein einziger Motorkreisprozess läuft. Diese Anordnung ist ein konstruktives Mittel, um die beiden sonst unvereinbar scheinenden Merkmale, wie geringer spezifischer Verbrauch einerseits und niedriges Leistungsgewicht einer Leichtbaumaschine anderseits innerhalb des gleichen Gesamtaggregates zu vereinen.
Dabei wird die Motorgesamtleistung zum Teil von der Gasturbine und zum Teil von der Hubkolbenmaschine erzeugt. Der Kreisprozesszyklus geht eindirektional über beide Maschinen. Die Leistungsaufteilung hängt vom Zwischendruck p2L zwischen beiden Maschinen gemäss Fig. 2 und Fig. 7 ab, wo ein idealisiertes pv- Diagramm dargestellt ist, wobei die Zahlenwerte der Erfindung von einem mit Berücksichtigung der Temperaturveränderlichkeit der Stoffwerte berechneten idealen pv- Digramm stammen.
Eine erfolgreiche Serienmaschine dieser Bauart war der Wright R3350-Turbo-CompoundMotor des Flugzeuges Lockheed Super Constellation der vierziger und fünfziger Jahre und der Prüfstands-Prototyp "Nomad"von Napier von 1945.
Sämtliche Turboladermotoren und Motoren mit Kolbenladern unterschiedlichster Bauarten (von Rootsladern bis Wankelladern) fallen im Gegensatz zu den Verbundmotoren nicht in das Fachgebiet der Erfindung, weil der Lader keine Leistung abgibt sondern im Gegenteil, im Falle von Kolben- ladern, Leistung von der Hubkolbenmaschine aufnimmt. Ebenso wenig in das Fachgebiet der Erfindung fallen Maschinen mit Kompression und Expansion in getrennten Kolbenmaschinen und dazwischen liegender Gleichdruck- Brennkammer.
Sparsamster spezifischer Verbrauch bis auf 130 g/kWh herunter ist nur bei grössten schweren, langsam laufenden Schiffsmotoren in Kreuzkopf-Bauweise bekannt.
Die Ursachen dafür sind teilweise hohe Verdichtungsverhältnisse bis G = 28 : 1 und gleichzeitig hohe Verhältnisse von Hub/Bohrung von bis zu 3 : 1, um trotz hohem r flache ungünstig scheibenförmige Brennräume zu vermeiden. Dabei explodiert das Leistungsgewicht der Schiffsmaschinen.
Im Gegensatz dazu ist der Verbundmotor ein Konzept, diesen niedrigen Verbrauch der Schiffsmaschinen mit geringem Gewicht und hohen Drehzahlen zu realisieren.
Der bisherige Stand der Technik der Verbundmotoren
Es wird zwischen tatsächlich gebauten Verbundmotoren und ähnlichen Ideen der Patentliteratur unterschieden :
A) Vergleich des Standes der Technik mit tatsächlich gebauten Verbundmotoren :
Die Fig. 1 zeigt schematisch den"Nomad"-Flugmotor von Napier aus dem Jahre 1945 der als gebauter Prototyp am Prüfstand einen spezifischen Verbrauch be von 210 g/kWh aufwies.
Tatsächlich in Serienproduktion in den vierziger Jahren war der spezifisch sehr sparsame Flugmotor R-3350-34 von Wright, eingebaut in den Flugzeugtyp "Super Constellation"von Lockheed.
Dabei ist die Gasturbine GT nicht nur Lader sondern auch Nutzleistungsmaschine, weil sie wegen der Getriebekoppelung SG mit dem Hubkolbenmotor HKM wesentlich mehr Abgasenergie aus dem Hubkolbenmotor umsetzen kann, als zum blossen Antrieb des eigenen Kompressors notwendig ist. Die Brennkammer der Gasturbine wird durch den Hubkolbenmotor ersetzt. Die beiden Einzelmaschinen haben für sich allein geringere Druck- und Verdichtungsverhältnisse, was bei der Kolbenmaschine kurze Hübe, hohe Drehzahlen und kleine Abmessungen ermöglicht, trotz der Kreisprozess-Eckdaten eines Hochwirkungsgrad-Schiffs-Grösstmotors. Zusammen besitzen beide Maschinen trotz hoher Drehzahlen und niedriger Einzel-Verdichtungsverhältnisse das hohe Verdichtungsverhältnis einer langhubigen langsam laufenden schweren Schiffsmaschine.
Es gilt :
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Fig. 2 zeigt mittels eines idealisierten p, v- Diagrammes den Grund für die Sparsamkeit plus Leichtigkeit derartiger Maschinen : Der Niederdruckteil mit seinen grossen spezifischen Gasvolumina wird durch die relativ kleine und leichte Gasturbine abgedeckt, die dank ihrer hohen möglichen Drehzahl ohne grosse Abmessungen haben zu müssen, bis auf den Druck der Umgebung entspannen kann. Dieser Vorteil ist notwendig, um den Einschnitt in der Diagrammfläche (Punkte 4,3L, 2L in Fig. 2) durch die unvermeidlichen Überström- Drosselverluste wettzumachen. Durch die hohe Aufladung ist die Hubkolbenmaschine kleiner, leichter, kurzhubiger und daher rasch laufend realisierbar.
Als Landfahrzeugmotor mit zeitlich stark wechselnden Drehzahlen und wechselnden Drehmomenten auf Hügelstrassen ist eine Kombination HKM + GT schlecht geeignet. Dafür müsste zusätzlich zum Schaltgetriebe zwischen HKM und GT genau genommen alle Leitschaufeln und alle Laufschaufeln von Kompressor und Turbine der GT drehbar regelbar sein und das bei einer vielstufigen axialen Gasturbine. Für eine derartige Drehbarkeit von Leit- und Laufschaufeln ist nur eine reine Axialturbine geeignet, das würde Abschied heissen von den sonst bei Abgasturboladern üblichen preiswerten Radialturbinen und Radialkompressoren.
Das Betriebsverhalten eines Verbundmotors mit Gasturbine im Vergleich zum erfindungsgemässen Motor mit 2 : 1-Kreiskolbenmaschine anstatt mit Gasturbine zeigt schematisch die Fig. 3 mittels eines Diagrammes von Drehmoment über der Drehzahl, kurz M über n : Über der Momentenlinie eines vergleichbaren Saugmotors SM befindet sich die einer Hubkolbenmaschine mit Gasturbine (HKM + GT) oder mit Turbolader.
Wegen der Getriebekoppelung mit der HKM ist die vorteilhafte Drehmomentlinie einer Zweiwellen- Gasturbine nicht möglich. Das Aggregat HKM + GT verhält sich bei Abweichungen vom Auslegepunkt ähnlich ungünstig wie ein Motor mit hoher Abgasturboaufladung mit dem MomentenMangel im niederen Drehzahlbereich, da der Druck der Niederdruck- Strömungsmaschine annähernd mit dem Quadrat der Drehzahl sinkt und umgekehrt bei hohen Drehzahlen für den Kolbenmotor viel zu hoch wird. Die bekannte Bypass-Regelung BR ist nur eine Behelfs-Schutzmassnahme.
Kurz : Kolbenmaschine und Strömungsmaschine passen mit ihren M, n- Kennlinien sehr schlecht zusammen. Der Startvorgang wird bei einem aufgeladenen Compound- Dieselmotor mit Gasturbine wegen des Nichtvorhandenseins von Ladedruck der Turbomaschine bei kleinsten Drehzahlen zu einem Konstruktionsproblem. Bei Anwendung im Flugbetrieb (gebaute Motoren von Napier und Wright) sind diese Nachteile nicht gravierend, da der Betriebspunkt vom Auslegepunkt nur wenig abweicht.
Beider erfindungsgemässen Maschine gemäss Anmeldung A 1184/2000 hingegen ladet eine Kolbenmaschine die andere Kolbenmaschine, wodurch das hohe Drehmoment bis in den niedersten Drehzahlbereich voll erhalten bleibt.
B) Vergleich des Standes der Technik mit Verbundmotorideen und ähnliche Maschi- nen in der Patentliteratur seit 1979 :
Die hier vorliegende Anmeldung unterscheidet sich wesentlich von erteilten Patenten, die als Entgegenhaltungen für Verbundmotoren und ähnliche Motoren genannt wurden :
EP 0 013 180 A1 (Erfinder Craig Chilton HILL- 19791 USA), kombiniert wie meist üblich einen Hubkolbenmaschinen (HKM)-Hochdruckteil mit einem Gasturbinen (GT)-Niederdruckteil.
Damit besteht ein grosser Gegensatz zur vorliegenden Erfindung, bei welcher der Niederdruckteil wegen Aufrechterhaltung des Drehmomentes im unteren Drehzahlbereich und zur Erzielung hoher Ladedrücke ausdrücklich eine Kolbenmaschine ist, und von Bucheit auch eine Beweisführung gemacht wird, warum innerhalb der Kategorie Kolbenlader dafür eine Kreiskolbenmaschine (KKM) mit Polkreisverhältnis 2 : 1 und und zweieckigem Kolben mit Dichtleisten bestmöglich geeignet ist. Die Ansprüche 1 und zwei der Anmeldung A-1184/2000 (Buchelt) befassen sich mit der vorteilhaften Gestaltung des Kolbenladers.
HILL befasst sich im Detail nur mit mit dem Hochdruckteil allein und obliegt dabei sehr schweren physikalischen Irrtümern, weil er die Massenbilanz entlang der Zustandspunkte seines von ihm angeregten Kreisprozesses nicht berücksichtigt, so dass die von ihm angeführten Vorteile der besonderen Ventilsteuerung seines Hochdruck- Hubkolbenmotors nicht im geringsten zutreffen.
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Selbst ohne diese Irrtümer sind Funktion, Konstruktion und damit die Ansprüche zur Anmeldung von Buchelt sehr verschieden.
CH 664 193 AS (Erfinder Dr. H. C. Felix WANKEL- 1982/DE) ersetzt einen Abgasturbolader eines Hubkolbenmotors durch zwei innerachsige Rotationskolbeneinheiten wobei beide Maschinen auf der gleichen Welle sitzen, eine als Kompressor dient und die andere als Abgas- Expansionsmotor, der den Kompressor treibt. Dabei ist dieses Gerät wie ein Turbolader nur über die Gasströme mit der Hubkolbenmaschine in Verbindung, der Anspruch 1 der CH 664 193 A5 betont ja auch die "mechanische Unabhängigkeit" vom aufgeladenen Motor. Es gibt also keine mechanische über Zahnradverbindung zwischen Niederdruck und Hochdruckmaschine, im Sinne des Oberbegriffes von Anspruch 1 der Anmeldung von Buchelt.
In diesem Sinne ist die Maschine von Wankel kein "Verbundmotor" wie das vorgeschlagene Aggregat von Buchelt, bei welchem auch die gleichzeitig als Lader dienende Niederdruckmaschine Nutzleistung abgibt und nicht nur die Hochdruckmaschine.
Für reine Aufladezwecke wie bei Wankel genügt wie die Fig. 3 der CH 664 193 A5 zeigt, eine querschnittsgleicher Expander, dessen Gehäuse annähernd gleich breit ist wie das des Kompressors.
Das Kreiskolbenaggregat System Oldham/Franchot, das im Oberbegriff von Anspruch 1 der Anmeldung A-1184/2000 von Buchelt bereits als mit,, zwei Rotoren" für Kompressor und getrennten Expander ausgestattet erwähnt wird, gehört nach der von Wankel in seinem Buch "Die Einteilung der Rotations- Kolbenmaschinen" 1963 geschaffenen Terminologie gleichfalls zu der von Wankel in seinem Anspruch 1 in CH 664 193 A5 erwähnten Kategorie "tnnenachsige Kreiskolbenmaschi- nen", ist aber in Anspruch 1 von Buchelt in dem mit "dadurch gekennzeichnet" beschriebenen Hauptmerkmal über Getriebe mit einer HKM verbunden, also keine vom HKM- Motor mechanisch "unab- hängige Anordnung" wie in Wankeis Anspruch 1 und ferner durch einen gegenüber dem Kompressor 1, 3 fach bis 3,
5 fach breiteren Expan- der bei gleichem Querschnitt im Anspruch 1 der A-1184/2000 gekennzeichnet, eine Idee, die bei Wankel nicht vorkommt, und bei Wankel wegen der fehlenden Getriebeverbindung zum Hochdruckmotor auch sinnlos wäre und in seiner Kinematik von jener Wankeis in der CH 664 193 A5 insbesondere in der Fra- ge der Abdichtung grundverschieden.
Diese im obigen zweiten Punkt erwähnten um ein Vielfaches unterschiedlichen Breiten haben bei dem in der Anmeldung von Buchelt beschriebenen KKM-Aggregat nur dann einen physikalischen Sinn, wenn es das über Getriebe mit der Hochdruckmaschine verbunden ist und nicht etwa "mechanisch unabhängig ist", wie bei Wankel. Nur dann, wenn aus dem Abgasstrom des Hochdruckmotors mehr Energie als zum blossen Antrieb des Laderkompressors notwendig ist, entnommen werden soll, weil diese Überschussenergie über Zahnräder an den Hochdruckmotor abgegeben werden kann, kommt man auf die Idee der wesentlich grösseren Breite des Expander- Kreiskolbenaggregates wie dies Anspruch 1 der Anmeldung von Buchelt vermerkt.
Wankel vermeidet mittels komplexer Hüllkurvenkinematik mit entsprechenden Zahnradgetrieben zur Führung seiner Rotorteile schleifende Dichtleisten, wozu aber bei einer Ladermaschine, die wesentlich geringeren Temperaturen und Drücken ausgesetzt ist, als problemlos laufende Wankel- Ottomotoren von Mazda der Gegenwart, kein Anlass besteht. Die Spaltdichtungen von Wankel in der CH 664 193 A5 müssen wegen der unvermeidlichen Zahneingriffsspiele der Führungsverzahnungen gross sein und stellen wegen ihrer Form unfreiwillige Lavaldüsen dar, welche die Leckverluste fördern.
FR 2 777 943 A1 (Erfinder Andre Louis KOVACS-1998/FR) Die in diesem Patent dargestellte Maschine ist kein Verbundmotor im Sinne der übergeordneten Fachkategorie- Zuordnung der Anmeldung von Buchelt, weil die Hochdruckmaschine fehlt. Würde man die gesamte Maschine von Kovacs als Niederdruck- Aggregat auffassen und über Zahnräder mit einer bei Kovacs nicht vorhandenen Hochdruckmaschine verbinden und einen thermodynamischen Kreislauf über beide Maschinen laufen lassen, dann wäre Kovacs erst in der Kategorie der Verbundmotoren. Die blosse Aufteilung von Kompression und Expansion auf zwei getrennte Hubkolben- oder KreiskolbenAggregate ergibt noch keinen Verbundmotor im klassischen Sinn von Napier und Wright, dargelegt im Oberbegriff von Anspruch 1 der Anmeldung von Buchelt.
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Dadurch entfällt bei Kovacs die hohe Gesamtverdichtung und damit der von Buchelt angestrebte hohe Wirkungsgrad bei gleichzeitig niedrigem Leistungsgewicht worin der grundsätzliche Sinn eines Verbundmotors besteht.
Die Anmeldung von Buchelt wäre erst dann annähernd mit der von Kovacs vergleichbar, wenn man bei Buchelt die Hochdruck- Hubkolbenmaschine weglassen würde und durch eine annähernd mit Gleichdruck arbeitende Brennkammer ähnlich der eines Flugtriebwerkes ersetzen würde. Dann bleibt immer noch der fundamentale Unterschied der Art der angewandten Kreiskolbenmaschine.
Eine wesentliche Aussage der Anmeldung von Buchelt besteht darin, dass eine 2 : 1-Kreiskolbenmaschine vom System Oldham/Franchot bestmöglich als Niederdruckmaschine für einen Verbundmotor geeignet ist, der als Landfahrzeug ständig wechselnden Belastungen unterliegt. Die Fig. 3 des Patentes von Kovacs zeigt zwar auch eine Kreiskolbenmaschine mit Polkreisverhältnis 2 : 1 und einwandfreier Kinematik, erzeugt jedoch ähnlich der Anmeldung CH 664 193 A5 von Wankel einen Hüllkurvenspalt des Kolbens ohne Dichtleisten gegenüber dem Gehäuse, der auf Grund seiner Form unbeabsichtigt zur Leck- fördernden Lavaldüse zwischen den Kammern der Kreiskolbenmaschine wird. Damit ist ohne Dichtleisten vor allem bei der niedrigen Startdrehzahl keine ausreichende Verdichtung für ein Dieseiverfahren zu erzielen.
Nur ein Dieselverfahren kommt bei der von Bucheit vorgeschlagenen Verbundmaschine mit hoher Gesamtverdichtung in Frage.
Die für die Anmeldung von Buchelt sehr wichtige hohe volle Verdichtung bei geringsten Starterdrehzahlen in Verbindung mit dem Diesel- Verbrennungsverfahren kann nur mit einer 2 : 1- Kinema-
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e hohes theoretisches Verdichtungsverhältnis von s = 75 im Gegensatz zum klassischen 3 : 2-
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aufweist, bei Verwendung als Kompressor also einen grossen schädlichen Raum"besitzt. Den verschiedenen Breiten von Kompressor und Expander der 2 :
1-Maschine von Buchelt in Verbindung mit sonst gleichen Querschnitten zum Zweck der Rücksichtnahme auf verschiedene spezifische Volumina der Gase in Kompressor und Expander entsprechen bei Kovacs nicht nur gleichfalls verschiedene Breiten sondern auch verschiedene Querschnitte von Kompressor und Expander laut den Figuren 1,2 und 5 der FR 2 777 943 A 1 und ausserdem noch verschiedene variable Drehzahlverhältnisse, erzielt durch komplizierte Differential-Planetengetriebe laut Prinzpskizze Fig. 5 von Kovacs zum Zweck der Anpassung an den Volumsstrom des Verbrennungsgases bei Teillast und Überlast.
Die schlechte Eignung der 3 : 2- Kinematik für in getrennten Maschinen erfolgende Kompression und Expansion versinnbildlichen wohl unfreiwillig die beiden folgenden Patente, die in Zielsetzung und Konstruktionsmittel sehr viel anders zur vorliegenden Anmeldung A 1184/2000 (Bucheit) liegen :
US 5, 410, 998 A (Erfinder : Marius A. PAUL und Ana PAUL USA 1993) gehört nicht zur Katego- rie "Verbundmotoren"definiert im Oberbegriff des Anspruches 1 von Buchelt.
Die US 5, 410, 998 besitzt eine kontinuierliche äussere Gleichdruck-Verbrennung mit einer Brennkammer wie eine Gasturbine und weist zu diesem Zweck zwei 3 : 2- Wankel- Aggregate für getrennte Verdichtung und Expansion mit den oben unter "FR 2 777 943 A 1 (Kovacs-FR) geschilderten Nachteilen auf, wobei die Konzeptskizze Fig. 20 des Patentes von Paul eine funktionsunfähige Maschine darstellt, was leicht zu erkennen ist, wenn man sich die beiden Wankel-Rotoren aus der gezeichneten Totpunktlage der Fig. 20 der US 5, 410, 998 weiter gedreht vorstellt, weil sich dann Hohe Druck ohne Arbeit zu leisten direkt in den Auspuff verabschieden kann.
Der Anspruch 1 von M. und A. Paul befasst sich mit dem Geeignetmachen des für blosse Kompression und blosse Expansion in getrennten Aggregaten nicht geeigneten 3 : 2- Wankel- Konzeptes mit konstruktiv fragwürdigen Mitteln.
WO 86/035 58 A (Erfinder : Bryan J. DAVIES, Geoffrey Ph. DANES, Australien 1985) : Die in dieser Anmeldung gezeigte Maschine ist
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keine klassische Verbundmaschine der Fachgebietskategorie, zu welcher die Anmeldung A
1184/2000 (Buchelt) zuzuordnen ist, und die aus einem Hochdruckteil und einem Nieder- druckteil besteht, die mittels Getriebe verbunden sind, um die Vorteile "niedriger Kraftstoff- verbrauch" einerseits und" niedriges Leistungsgewicht" anderseits vereinen zu können, was bei Davies nicht zutrifft.
Die Maschine von Davies ist ein üblicher Wankelmotor mit Polkreisverhältnis 3 : 2, während
Buchelt nachweist, dass bei einer Verbundmaschine die Niederdruckmaschine idealerweise eine 2 : 1- Kreiskolbenmaschine sein soll, mit laut Anspruch 1 von Bucheit zu dieser Ma- schine verschieden breiten Gehäusen für Kompression und Expansion.
Das einzige besondere Merkmal am gewöhnlichen bekannten Wankelmotor der WO 86/035 58 von Davies ist die separierte Brennkammer, deren Volumen Davies von jenem der üblichen Brennraummulde bei 3 : 2- Wankelmotoren abziehen müsste, wenn er eine angestrebte Verdichtung einhalten will, ein Faktum, auf das er mit keinem Wort in seiner WO 86/035 58 eingeht, ebenso wenig auf die bei seiner Konstruktion zu erwartenden sehr hohen Strömungsverluste in den Bypasskanälen.
Die Ansprüche von Davies befassen sich mit der extern ausserhalb der Trochoide angeordneten Brennkammer, während in der Konstruktion von Buchelt die Verbrennung in der HochdruckHubkolbenmaschine durch direkte Dieseleinspritzung erfolgt.
Zielsetzung, Konstruktion und Ansprüche der WO 86/035 58 A sind zur A-1184/2000 total verschieden.
Das Konzept der Erfindung
Die gewählte Aufgabenstellung umfasste die Vereinigung von geringem spezifischem Kraftstoffverbrauch um 130 g/kWh geringem Leistungsgewicht um 1 kg/kW, kleinen Abmessungen, hohen Drehzahlen günstiges Drehmomentverhalten bei Wechsellasten und problemloses Starten nach wenigen Umdrehungen, kurz fast alles, was kaum vereinbar scheint.
Erfindungsgemäss gelöst wird diese Aufgabe durch eine geeignete Kombination von Hubkol- benmaschine HKM und Kreiskolbenmaschine KKM.
Fig. 3 zeigt als vorteilhafte Auswirkung einer Kennlinie von "Kolbenmaschine kombiniert mit Kolbenmaschine", die fast parallel nach oben verschobene Kennline HKM +2 : 1-KKM bezogen auf den vergleichbaren Saugmotor SM, mit dem hohen Drehmoment zum Beschleunigen im unteren Drehzahlbereich. Zugleich signalisiert Fig. 3 die deutlich grösseren erzielbaren Ladedrücke von HKM + 2 : 1-KKM als bei der Kombination HKM + GT.
Rein sachlich lässt sich das 2 : 1- Konzept deuten als die Erweiterung der bekannten Wankel- Reihe nach ganz unten mit dem Polkreisverhältn s n mit n als ganze Zahl, wobei das Verhältnis n -1
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= 2 :Felix Wankel her bekannt war.
Das Betriebsverhalten der Kombination HKM + KKM ist bei der vorliegenden Anmeldung wie bei einem Saugmotor zu erwarten, das heisst die Maschine startet leicht, reagiert elastisch auf Belastungswechsel und "hängt" am Gaspedal. Sie wäre daher für Fahrzeuge mit wechselnder Belastung, wie Geländefahrzeuge, Schnellboote und für Schienentriebwagen geeignet.
Fig. 4 zeigt eine Kombination einer Kreiskolbenmaschine mit dem Polkreisverhältnis von 2 : 1 (Verhältnis von abrollendem Polkreis gegenüber feststehendem Polkreis) kurz mit 2 : 1-KKM bezeichnet, die über ein Getriebe mit einer beliebigen Hubkolbenmaschine HKM gekoppelt ist, vorzugsweise mit einer Zweitaktmaschine (2T) mit Gleichstromspülung, mit vorauseilenden Auslasszeiten, und wie Fig. 4 schematisch zeigt, mit gleichmässig kühlenden Einlasskanälen E im Zylinderkopf und Drall- Auslasskanälen A mit Sammelspirale am unteren Ende des Zylinders. Es existiert dazu analog wie zu den Figuren 8 bis 12 ein durchkonstruierter Entwurf.
Zum Anspruch 1 :
Das wesentliche Element der 2 : 1-KKM ist die Aufteilung der Aufgabe des Vorverdichtens und des Nachexpandierens auf verschiedene Rotoren in der Weise, dass wie bei einer Gasturbine eines klassischen Compound-Motors eine Expansion bis auf fast dem Druck der Umgebung möglich wird, dieser Wirkungsgradvorteil der Gasturbine also beibehalten wird.
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Dies wird dadurch erzielt, dass die Rotorbreiten im Verhältnis bE zu bC in Fig. 4 und Fig. 10 so stehen, dass dieses Verhältnis gleich oder kleiner dem Verhältnis der spezifischen Volumina v3L zu v2L in Fig. 7 ist, wobei eine Abweichung von diesem Verhältnis nach unten von bis zu 50 % erfolgen kann. Diese Abweichung nach unten berücksichtigt die geringe Arbeitsfläche K (schwarz gekennzeichnet in Fig. 7) bei Annäherung der Expansion auf den Druck der Umgebung und auch den notwendigen Restdruck für die Erzeugung der kinetischen Energie im Auspuff und zur Überwindung der Strömungswiderstände.
Der Anspruch 1 markiert diese verschiedenen Rotorbreiten bC und bE von Kompressor und Expander.
Zum Verständnis der Ansprüche 2 und 3 folgt zunächst eine Begründung der Auswahl für die 2 : 1 Kreiskolbenmachine im Vergleich zu anderen Kolbenmaschinen :
Zum Verständnis von Anspruch 2 :
Es ist klar, dass ein Kolbenaggregat für den Niederdruckteil des Kreisprozesses nach Fig. 7 für gute Wirkungsgrade eine stetige innere Verdichtung aufweisen muss.
Ein Hubkolbenaggregat scheidet angesichts der grossen spezifischen Volumina im Niederdruckteil wegen zu grosser Abmessungen aus. Die Wankel- Reihe ist zwar wesentlich kleiner und leichter als Hubkolbenmaschinen gleicher Leistung und weist nur rotierende Massenkräfte allein auf so wie den Vorteil von stetigem Strömen in den Ansaug- und Auslasskanälen. Anderseits hat aber die Wankel- Reihe als Kompressoranwendung trotz Entfall der Brennraummulde bei übliche Verhältnissen von R/e (=Dichtleistenradius zu Exzenterradius) ein zu geringes Verdichtungsverhältnis, und daher einen unnötig grossen schädlichen Raum. Der übliche 3 : 2-Wankel weist bei R/e = 7 ein Verdichtungsverhältnis ohne Brennraummulde von etwa f = 17 auf, was für den Betrieb als Kompressor ungünstig klein ist.
Bei Vergrösserung von R/e, was eine Abhilfe wäre, wird die Maschine bei gleichbleibendem Kammervolumen undiskutabel gross.
Daher wurde eine 2 : 1-KKM ausgewählt, die bei einem Verhältnis von R/e =5 bereits ein theoretisches Verdichtungsverhältnis von etwa c = 74 aufweist, so dass der schädliche Raum beim Kompressorbetrieb und beim Expanderbetrieb gering ist.
Zur Durchführung einer Konstruktion nach Anspruch 1 sind mindestens zwei Rotoren notwendig. Die Mehrfach-Rotorenausführung von 2 : 1- KKM gilt wegen des kleinen Durchmessers des feststehenden Führungszahnrades, das die Durchführung einer ausreichend dicken Exzenterwelle verhindert, normalerweise als nicht möglich, wenn man die gleichen Baukonzepte mit der wiederholt axial versetzten Rotoreinheit anwenden will, wie bei den relativ zahlreichen ausgeführten 3 : 2Wankelmotoren.
Für den Fall von zwei Rotoreinheiten gibt es die Lösung nach Patentanspruch 2 : Es wurden die
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zwischen den Rotoren 2 : 1-C und 2 : 1-EXP ist dann ein massiver Lagerbock L möglich, in den auch dickere Verbindungsstücke der in Längsrichtung geteilten Exzenterwelle münden können, wie dies Fig. 10 am Beispiel eines durchkonstruierten Motors zeigt.
Vom zentralen Lagerbock aus wird das Drehmoment der 2 : 1 KKM, das immerhin gleich gross sein kann, wie das der HKM, mittels Zahnradtrieb Z auf den gemeinsamen Leistungsausgang P übertragen, sichtbar in den Figuren 5, 9 und 10. Diese Art der Realisierung einer Übertragung grosser Drehmomente aus einer 2 : 1- Kreiskolbenmaschine mit zwei Rotoren heraus ist der Inhalt von Anspruch 2.
Die Verbundmaschine als ideale erfindungsgemässe Anwendung für 2 : 1-Kreiskolbenmaschi- nen :
Die Anwendung der 2 : 1- KKM als Niederdruck- Aggregat in einem Verbundmotor ist thermisch und verschleissmässig gesehen wesentlich problemloser als jede bisher stattgefundene Anwendung eines 3 : 2- Wankeis als Ottomotor. Festigkeitsmässig gesehen ist jedoch das erfindungsgemässe Merkmal von Anspruch 2 notwendig für eine brauchbare Anwendung der 2 : 1- Maschine als Niederdruckmaschine mit zwei Rotoren in einem Verbundmotor : Die Figuren 8 bis 12 zeigen am Beispiel eines 1200 kW Motors eine durchkonstruierte höchste Leistungsdichte des erfindungsge
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mässen Konzeptes.
Die Thermodynamik wurde nach einem Programm, das die stetige Veränderung der thermodynamischen Stoffwerte mit der Temperatur berücksichtigt, für verschiedene Ladedruckverhältnisse p2L/p1 L berechnet. Der Ladedruck p2L = 11 bar der Konstruktion nach den Figuren 8 bis 12 ergab eine Übertritts-Gastemperatur von der HKM zur KKM von etwa 1500 C, das ist etwa 60% der Verbrennungstemperatur eines Ottomotors und es ergab sich auch der Übertrittsdruck von p2L = 11 bar, der zugleich der höchste in der KKM vorkommende Druck ist und fällt damit auch wesentlich geringer aus als der Zünddruck von etwa 50 bar eines Ottomotors. Es sind also trotz Einsatz der Kreiskolbenmaschine in einem Diesel- Gesamtkonzept mit 28 facher Verdichtung keine Wankel-typischen Dichtleistenprobleme zu erwarten.
Die für die Verbrennung ungünstige Form des minimalen Volumens Vmin. jeder KKM der Wankelreihe als deren untersten Ausläufer man auch das Oldham- Konzept auffassen kann, spielt bei dieser Anwendung im Verbundmotor keine Rolle, da die Verbrennung in der Hubkolbenmaschine stattfindet und dort wegen der geringen Teilverdichtung etwas über nur 5 der HKM in sogar in einem besonders günstig geformten kugelähnlichen Brennraum vor sich geht.
Es gibt keinen einstufigen Strömungsmaschinen- Radiallader, der 11 bar Ladedruck erreicht.
Für die Drehzahlregelung kombiniert mit Masseflussregelung müssten bei Turboladern und Gasturbinen alle Leit- und Laufschaufeln von Kompressor und Turbine verstellbar sein, das heisst, es müssen vielstufige Axialmaschinen angewandt werden, da Radialmaschinen besonders bei hohen Druckverhältnissen sehr schlecht regelbar sind, um den gleichen Wirkungsgradbereich zu besitzen, wie ihn die betreffend M, n- Kennlinie die zur HKM passende 2 : 1-KKM- Maschine auf natürliche Art ohne Regelungsmassnahmen aufweisen kann.
Zum Anspruch 3 :
Durch die bei diesem Verbundmotorkonzept HKM + 2 : 1-KKM erziel baren ausserordentlich hohen Ladedrücke steigt das Druckniveau der Hubkolbenmaschine gleichfalls hoch an. Es werden daher die Winkelausschläge der Pleuelstangen hohe Kolbenreibung verursachen. Daher wurde das Kreuzkopfkonzept der Schiffsmaschinen erfindungsgemäss raumsparend in Zylinder und Kolben integriert.
Der Zylinder dient im unteren Teil als Kreuzkopflaufbahn, während der untere Teil des Kolbens 19 in Fig. 11 und Fig. 12 als Kreuzkopf dient. Die restliche Ergänzung 20 auf die Kolbenlänge K in Fig. 11 stellt den Leistungsteil dar und im Falle des gezeichneten 2T- Diesel ist der Leistungsteil der typisch hohe Steuerteil des Kolbens. Dieser Steuerteil besitzt zwei Hohlräume 21, die durch den Stützkegel für den Kolbenboden entstehen. Die Herstellung des Kolbens im Falle des gezeigten Beispieles erfolgt durch eine Kombination von Titanium- und Stahl- Feingussteilen die durch Elektronenstrahlschweissung miteinander verbunden werden.
Die Hohlräume 21 werden durch kleine Verschlussstopfen teilweise mit Natriumpulver gefüllt, das im Betrieb flüssig wird und infolge der hin-und hergehenden Schüttel- Bewegung den internen Wärmetransport im Kolben zu den unteren Kreuzkopfregionen bewirkt. Dieses von der Ventiltechnik her bekannte Konstruktionsmittel ermöglicht eine dünnwandige Leichtbaustruktur des Kolbens.
Der Kreuzkopf wird durch Spritzöl gekühlt und durch aus dem hohlen Pleuel austretendes Öl.
Auswirkung eines 2 : 1-KKM- Aggregates innerhalb einer Verbundmaschine auf die Konstruktion der dazu passenden Hubkolbenmaschine :
Der in dem gezeigten Beispiel einer 1200 kW Zeitakt - Dieselmaschine besitzt nur eine einzige Zylinderröhre mit zwei Kolben im Gegensatz zu den 12 Zylindern mit 48 Ventilen der vergleichbaren 1100 kW- Panzermotoren.
Dies kommt daher, dass die Ladedrücke eines erfindungsgemässen KKM- Aggregates mit rund 11 bar sehr hoch sind, dadurch also die HKM klein wird und ausserdem die KKM etwa die halbe Leistung erzeugt, so dass wenige Zylinder bei der HKM ausreichen, um die andere Hälfte der Leistung zu erbringen. Die Beibehaltung der üblichen Vielzylinderkonzepte wäre teuer und technisch sinnlos wegen der sich ergebenden kleinen Schnapsglasgrösse der Zylinder.
Ausserdem stellt bekanntlich geringe Zylinderzahl für ein gegebenes Gesamt-Hubvolumen eines der Mittel zur Verringerung des Verbrauches dar, wegen der geringeren wärmeabgebenden Oberfläche.
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Anderseits ist hohe Zylinderzahl bei gegebenem Gesamthubvolumen ein bekanntes Mittel zur Senkung des Leistungsgewichtes, wie die Flugmotoren der vierziger Jahre beweisen. Wenn nun hier ein 1200 kW- Motor mit nur zwei äquivalenten Zylindern trotzdem ein niedriges Leistungsgewicht aufweist, dann ist das kein Widerspruch zur bekannten Ähnlichkeitsmechanik, da diese nur innerhalb einer Kategorie ähnlicher Motoren gilt und nicht zwischen unähnlichen verschiedenen Motorkonzepten.
Figurenübersicht
Fig. 1 zeigt schematisch den historisch besetzten Begriff "Verbundmotor" oder "Com- pound- Motor" als über Schaltgetriebe SG erfolgende Kombination Hubkolbenmo- tor HKM und Gasturbine GT.
Fig. 2 zeigt das dazugehörige schematische pv- Diagramm zum Verständnis des kombi- nierten Kreisprozesses.
Fig. 3 zeigt schematisch das Verhalten von Drehmoment über der Drehzahl eines Ver- gleichs- Saugmotors SM, einer Kombination von HKM und GT und schliesslich einer
Kombination von HKM und erfindungsgemässer 2 : 1- Kreiskolbenmaschine, kurz mit HKM + 2 : 1-KKM bezeichnet.
Fig. 4 symbolisiert die Kombinationsmöglichkeit der erfindungsgemässen 2 : 1- KKM mit einer beliebigen Hubkolbenmaschine, vorzugsweise jedoch mit einem 2T-Motor mit
Gleichstromspülung von E nach A und mit dem Erfindungsmerkmal, dass die Breite des Nachexpander-Rotors bE grösser ist als die Breite bC des Vorkompressor-
Rotors.
Fig. 5 zeigt eine schematische Phantom- Perspektive des in den weiteren Figuren 8,9,
10,11, 12, gezeigten durchkonstruierten Motors für 1200 kW Gesamtleistung. Her- vorgehoben sind die erfindungsgemässen Verschiedenheiten der Breiten bE und bC von Kompressorrotor 2 : 1-C und Expanderrotor 2 : 1-E, die in der Kreiskolbenma- schine KKM auf einer gemeinsamen Exzenterwelle EXZ sitzen und über Zahnräder
Z mit den beiden Kurbelwellen KW1 und KW2 einer Zweitakt-Gegenkolben- maschine nach Konzept Junkers verbunden sind. Sichtbar sind der Auslasskolben
AK und der Leistungsabtrieb P.
Fig. 6 zeigt schematisch die Regelung und einen möglichen typischen Weg von Luft und
Verbrennungsgas innerhalb einer erfindungsgemässen Maschine, hier am Beispiel der Kombination mit einem Gegenkolbenmotor. Der Weg der Luft beginnt mit dem
Luftfilter F den Rückschlagventilen VE1 und VE2 vor und nach dem Kompressorro- tor 2 : 1-C, führt dann zum Motor mit den Einlassschlitzen E und den Auslassschlitzen
A, die zeitlich gestaffelt durch die Einlasskolben EK und Auslasskolben AK gesteuert werden und eine Gleichstromspülung dadurch bewirken, dass die Kurbelwellen
KW1 und KW2 unter geringem Verzicht auf einen perfekten Massenausgleich 1. und 2.
Ordnung von der spiegelbildlichen Anordnung mit Stellung in den oberen
Totpunkten im Sinne der eingetragenen Drehrichtungen um +Aa für den zeitlich voreilenden Auslasskolben AK und um-Aa für den nacheilenden Einlasskolben EK abweichen. Ein deutlich sichtbarer Überströmkanal mit dem mittels Membran ge- steuerten Regelventil VE3 regelt den Lufmassefluss vom Kompressor zum Motor während der Kraftstoffmassefluss in bekannter Weise durch die in Fig. 10 sichtbare
Pumpdüse EP für 1800 b Einspritzdruck geregelt wird. Ein drehbares Drosselventil
VE4, auch in Fig. 8 sichtbar, dient beim Startvorgang der Auffüllung des Leitungs- volumens der Verbindungsleitungen zwischen Kreiskolbenmaschine und Hubkol- benmaschine mit Druckluft.
Zum gleichen Zweck kann auch das Ventil VE5 beim
Startvorgang herangezogen werden, das aus einem Druckspeicher Druckluft in die
Verbindungskanäle zur Unterstützung des Startvorganges einfliessen lässt. Die Ab- gase gehen nach dem 2 : 1- Expander in den Auspuff und in diverse Schalldämpfer.
Fig. 7 zeigt das idealisierte pv- Diagramm eines erfindungsgemässen Verbundmotors, das mit Berücksichtigung der stetigen Temperaturabhängigkeit der thermodynamischen
Stoffwerte in eine genauere Berechnung des theoretischen Wirkungsgrades q
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theor. umgesetzt wurde, wobei in erster Linie der Ladedruck p2L von 5 bar bis 18 bar variiert wurde. Die gewählten konstanten Vorgaben für den in den Figuren 8 bis 12 gezeigten durchkonstruierten Motor waren : Relativer Luftüberschuss À = 1, 5, Zündhöchstdruck p3 = 155 bar, effektive Gesamterdichtung mit Berücksichtigung der Schlitzhöhen der HKM Seff = 28 = v1 L/v2 und der Zustand im Punkt 1 L am Beginn der Verdichtung.
Dabei ergab sich eine schwache, annähernd linear verlaufende Wirkungsgradzunahme in Richtung höherer Ladedrücke, die bei einem idealen Gas mit konstanten Werten für cp, cv und kappa auf Grund der Hyperbeleigenschaften von Isentropen und Isothermen konstant verlaufen würde. Bei etwa 12 bar Ladedruck durch den Kreiskolbenkompressor teilt sich die Nutzleistung zu etwa gleichen Teilen auf die Kreiskolbenmaschine und auf die Hochdruck-Hubkolbenmaschine auf.
Das ideale pv- Diagramm eines vergleichbaren Saugmotors mit gleicher Gesamtverdichtung und gleichem Zündhöchstdruck zeigen die Zustandspunkte 1 L, 2L, 2, 3,3', 4 und 4S. Im Vergleich zu diesem Saugmotor geht beim Verbundmotor die Drosselfläche DV verloren.
Dafür gewinnt man 1. ) die Fläche der vollständigen Expansion von 4S weiter auf fast den Umgebungsdruck p1L, und 2. ) eine Rückgewinnungsfläche RG als Folge der Drosselung DR, so dass der Wirkungsgradvergleich mit Einbeziehung von Gütegrad r) G für Strömungs- und Wärmeverluste und mit Einbeziehung des mechanischen Wirkungsgrades #M so aussieht: Vergleichs-Saugmotor : Titheor = 0, 71- berechnet mit T- veränderlichen Stoffwerten, T) G = 0, 856- Annahme, ils = 0, 95- Annahme Erfindungsgemässer Verbundmotor : Titheor = 0, 79 berechnet mit T- veränderlichen Stoffwerten,
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geringen Vergleichs- Zylinderzahl von 2 des Einröhren- Gegenkolbenmotors.
Für 1200 kW vergleichbare Panzermotoren haben 12 Zylinder mit viel Kolbenreibfläche und viel Wärme abgebender Fläche und 48 Verlust erzeugende Ventile, deren Strömungs- Machzahlen Drehzahlerhöhungen vorzeitig begrenzen.
Ferner kann man bei einem erfindungsgemässen Verbundmotor mit Ausführung nach Figuren 8 bis 12, ausgestattet mit Gleichstromspülung, rotationssymmetrischen Einlassschlitzen und Auslassschlitzen mit Drallkanälen, Verteil- und Sammel- spiralen im Gegensatz zu herkömmlichen Motoren von einer sehr guten aerodynamischen Führung sprechen.
Bei einer mittleren Kolbengeschwindigkeit von 23 m/s beträgt die Einlassmachzahl 0, 93 und die Umfangsgeschwindigkeit des annähernden Festkörperwirbels im Zylinder beim Ladungswechsel 20m/s, was mittels kunstvollen Dralleinlasskanälen für Ventile noch nie erreicht wurde.
Der hohe mechanische Wirkungsgrad nom in der Grösse der Werte für SchiffsGrösstmotoren erklärt sich durch das Vorhandensein von Kreuzköpfen in beiden Vergleichsmotoren.
Mit der Annahme eines Ausbrenngrades von "1" ergeben sich folgenden Gesamtwirkungsgrade : Vergleichs-Saugmotor : Tiges = 0,6 Erfindungsgemässer Verbundmotor : Tiges = 0, 67, was einem spezifischen Verbrauch von 125 gr/kWh entspricht und die höchste Erwartung darstellt.
Zum Vergleich der Leistungsgewichte : Der Vergleichs-Saugmotor ist wegen der grossen Verdichtung im gleichen Zylinder und wegen des grossen Hub/Bohrung - Verhältnisses zur Vermeidung einer
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ungünstig scheibenförmiger Brennraumform bei hoher Verdichtung ein grosser, schwerer Langsamläufer, während der Verbundmotor aus zwei schnell laufenden
Aggregaten mit kleinen Abmessungen besteht, also nicht nur sparsamer sondern auch kleiner und leichter ist.
Fig. 8 zeigt ebenso wie die Figuren 9 bis 12 den für 1200 kW durchkonstruierten Vorent- wurf eines erfindungsgemässen Kreiskolben-Aggragestes kombiniert mit einem Ge- genkolbenmotor. Fig. 8 stellt den in Fig. 10 definierten Schnitt S1-S1 dar. Zu dieser
Figur passende Aussagen wurden bereits unter Fig. 6 und Fig. 7 gemacht.
Der Zylinderdurchmesser beträgt 90 mm.
Der Winkelversatz von Kompressorkolben 2 : 1-C und Expanderkolben 2 : 1-EXP be- trägt 45 in Abstimmung mit dem Versatz der Kurbeln des Hubkolbenmotors von gleichfalls 450, was gemäss den kinematischen Gesetzen für 2 : 1- Maschinen einen
Versatz der Exzenterzapfen von 900 ergibt.
In Figur 10 sind jedoch die Exzenterzapfen zur besseren Sichtbarmachung der
Struktur der geteilten Exzenterwelle EXZ um 1800 versetzt gezeichnet, wodurch auch die Ausgleichsgewichte an den äusseren Enden in die Zeichenebene fallen, die in Wirklichkeit räumlich versetzt sind.
Fig. 9 zeigt den in Fig. 8 markierten Schnitt S3-S3 durch den Gegenkolbenmotor HKM des 1200 kW- Beispiels wobei in diesem Fall die Leistungsaufteilung zwischen
HKM und KKM bei 11 bar Ladedruck zufällig gleich ist, das heisst je 600 kW aus- macht. Die Kurbelwellen KW1 und kW2 sind mit ihren Hauptlagerzapfen zur Erhö- hung der Biegefestigkeit bei hohen Drehzahlen beidseitig vom Pleuel je zweifach gelagert. Der Leistungsabtrieb liegt bei P. Freie Wellenenden werden zum Antrieb der gleichfalls durchkonstruierten Hilfsmaschinen herangezogen, der Kühlwasser- pumpe 10, des Generators 11 und der Treibstoffzubringerpumpe 12, der Hoch- druckölpumpe 14 und der Absaugölpumpe 15, die über eine Getriebe 13 angetrie- ben werden.
Der für hohe Startermomente aufkommende Starter steht über ein
Getriebe 17 und Freilauf 16 in Verbindung mit der Kurbelwelle KW1 Fig. 10 zeigt den in Fig. 8 markierten Schnitt S2-S2, der den Längsschnitt durch die Kreis- kolbenmaschine 2 : 1-KKM beinhaltet so wie den Querschnitt durch die Hubkolben- maschine HKM mit Eispritz-Pumpdüse EP und das Zahnradgetriebe Z, welches die beiden Kurbelwellen und die Exzenterwelle Exz verbindet.
Man erkennt die nach aussen gedrehten Führungsverzahnungen FZ der der beiden
Kreiskolbenrotoren, damit im Zentrum ein genügend starrer Lagerbock L mit relativ dicken Einmündungen der beiden Teile der aus Montagegründen geteilten Exzen- terwelle Exz möglich wird.
Man erkennt auch die dem grösseren spezifischen Volumen der heissen Motorabga- se entsprechend grössere Breite bE des Expanderrotors 2 : 1-EXP im Vergleich zu geringen Breite bC des Kompressorrotors 2 : 1-C. Man beachte auch/dass die durch den kleinen Teilkreis des im Gehäuse feststehenden Führungszahnrades der 2 : 1-
Maschinen dünn ausfallenden Endzapfen der Exzenterwelle zur Erhöhung der
Starrheit zweifach gelagert sind, wodurch am Übergang zum jeweiligen Exzenter- zapfen eher eine Starrheit fördernde Schubspannung und wenig Biegespannung auftritt.
Nur auf diese im Anspruch 2 festgelegte erfindungsgemässe Art ist es möglich, aus einer Zweirotoren-2 : 1-KKM ein hohes Drehmoment heraus zu übertragen.
Figuren 11 und 12 zeigen die in Beschreibung und Anspruch 3 ausführlich festgelegte Idee den unte- ren Teil 19 der Kolbenlänge K in einen Kreuzkopf zu verwandeln, der über Druck- ölkanäle 29 und Schmiertaschen 23 und über die Öldichtringe 22,24 und 27 ver- fügt und dessen Ölschwemme durch die Entlastungsnut 25 und durch den Ölab- streifer 26 und 27 vom Leistungs- und Steuerteil 20 des Kolbens weitgehend fern- gehalten wird, wobei die Höhe des Teiles 20 bei einem 4-Takt-Kolben im Gegen- satz zum gezeichneten 2-Takt-Kolben geringer ausfallen wird.
Die Hohlräume 21 werden in Anlehnung an die von Ventilen her bekannte Kühltechnik durch in der
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Zeichnung nicht sichtbare kleine Verschlussstopfen teilweise mit Natrium gefüllt, das im Betrieb flüssig wird und durch die Schüttelbewegung des Kolbens Wärme vom Kolbenboden weg in den Bereich des Kreuzkopfes transportiert, der wiederum durch Öl, das aus dem hohlen Pleuel austritt, gekühlt wird. Ölabflussschlitze 31 stel- len den Ölabfluss aus der Entlastungsnut 25 sicher, während der Hohlraum 32 mit unter Überdruck stehendem Kühlwasser erfüllt ist, das durch die hohlen Stege - sichtbar im Zylinderschnitt der Fig. 10 - in den Mantel um den Zylindermittelteil gelangt. Insgesamt ergibt sich ein von gewohnten Proportionen stark abweichender
Kolben.
PATENTANSPRÜCHE : 1. Verbundmotor bestehend aus einer Hubkolbenmaschine, in welcher der Hochdruck- Hoch- temperaturteil des thermodynamischen Kreislaufes stattfindet und einer aus zwei Gehäu- seeinheiten mit je einem Rotor bestehenden Kreiskolbenmaschine für den Niederdruckteil des Kreisprozesses, wobei eine Einheit als Ladekompressor für die Hubkolbenmaschine dient und die zweite als Expander für die Nachexpansion des aus der Hubkolbenmaschine austretenden Gases und beide Rotoren der Kreiskolbeneinheiten auf einer gemeinsamen
Welle angeordnet sind und diese gemeinsame Exzenterwelle über ein Getriebe mit der
Kurbelwelle der Hubkolbenmaschine verbunden ist, so dass auch die Kreiskolbenmaschine einen wesentlichen Teil der gesamten Nutzleistung erzeugt, dadurch gekennzeichnet,
dass es sich bei dem dem Kreiskolbenaggregat um das bekannte System Oldham/Franchot handelt, das ein Grössenverhältnis von bewegtem Polkreis zu festem Polkreis von 2 : 1 (Fig. 4,5, 6,8, 10) aufweist und bei welchem der Expander (2 : 1-EXP) den gleichen Quer- schnitt von Rotorkolben und Trochoidengehäuse aufweist, wie der Kompressor (2 : 1-C), jedoch die Breiten dieser Rotorkolben von Kompressor (bC) und Expander (bE) unter- schiedlich sind und zwar derart, dass sich das grössere Mass (bE) zum kleineren Mass (bC) maximal so verhält, wie sich die spezifischen Gasvolumina (v3L) zu (v2L) verhalten, mit einer maximalen Verhältnis von (bE)/ (bC) =3, 5 und einem minimalen Verhältnis von (bE)/ (bC) =1, 3.
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Technical field of the invention
The invention belongs to the compound motors or compound motors so-called in the technical literature for internal combustion engines, as they were mainly designed for aircraft drives before the jet engines appeared. 1, the coupling of a high-pressure reciprocating piston machine HKM with internal combustion taking place in the cylinder, with a low-pressure gas turbine GT connected via a manual gearbox SG, a single engine cycle running over both machines. This arrangement is a constructive means to combine the two otherwise seemingly incompatible features, such as low specific consumption on the one hand and low power-to-weight ratio of a lightweight machine on the other within the same overall unit.
The total engine power is generated partly by the gas turbine and partly by the reciprocating machine. The cycle cycle goes unidirectionally across both machines. The power distribution depends on the intermediate pressure p2L between the two machines according to FIGS. 2 and 7, where an idealized pv diagram is shown, the numerical values of the invention deriving from an ideal pv graph calculated taking into account the temperature variability of the material values.
A successful series machine of this type was the Wright R3350 turbo compound engine of the Lockheed Super Constellation aircraft from the 1940s and 1950s and the Napier test bench prototype from 1945 from Napier.
In contrast to the compound engines, all turbocharger engines and engines with piston loaders of various types (from roots loaders to Wankel loaders) do not fall within the specialty of the invention, because the charger does not output any power but, on the contrary, in the case of piston loaders, takes power from the reciprocating piston machine. Likewise, machines with compression and expansion in separate piston machines with an intermediate pressure combustion chamber do not fall within the field of the invention.
The most economical specific consumption down to 130 g / kWh is only known for the largest heavy, slow-running ship engines in crosshead design.
The reasons for this are partly high compression ratios up to G = 28: 1 and at the same time high ratios of stroke / bore of up to 3: 1, in order to avoid unfavorably disc-shaped combustion chambers despite the high r flat. The power-to-weight ratio of the ship's engines is exploding.
In contrast, the compound engine is a concept for realizing this low consumption of marine engines with low weight and high speeds.
The current state of the art of compound motors
A distinction is made between actually built compound motors and similar ideas from the patent literature:
A) Comparison of the state of the art with actually built compound motors:
Fig. 1 shows schematically the "Nomad" aircraft engine from Napier from 1945 which as a built prototype on the test bench had a specific consumption of 210 g / kWh.
Wright's R-3350-34 aircraft engine, built into Lockheed's "Super Constellation" aircraft, was actually mass-produced in the 1940s.
The gas turbine GT is not only a supercharger but also a utility machine because, due to the gear coupling SG with the HKM reciprocating engine, it can convert much more exhaust gas energy from the reciprocating engine than is necessary to merely drive its own compressor. The combustion chamber of the gas turbine is replaced by the reciprocating piston engine. The two individual machines alone have lower pressure and compression ratios, which enables short strokes, high speeds and small dimensions for the piston machine, despite the key cycle data of a high-efficiency ship's largest engine. Together, despite the high speeds and low individual compression ratios, both machines have the high compression ratio of a long-stroke, slow-running, heavy ship engine.
The following applies:
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Fig. 2 shows by means of an idealized p, v diagram the reason for the economy and lightness of such machines: The low pressure part with its large specific gas volumes is covered by the relatively small and light gas turbine, which thanks to its high possible speed without large dimensions need to relax until the pressure of the environment. This advantage is necessary to compensate for the incision in the diagram area (points 4,3L, 2L in Fig. 2) by the inevitable overflow throttle losses. Due to the high charge, the reciprocating machine is smaller, lighter, shorter-stroke and can therefore be implemented quickly.
A combination HKM + GT is poorly suited as a land vehicle engine with rapidly changing speeds and changing torques on hill roads. To do this, in addition to the manual transmission between HKM and GT, all guide vanes and all blades of the compressor and turbine of the GT would have to be rotatably controllable, and that with a multi-stage axial gas turbine. Only a pure axial turbine is suitable for such a rotatability of guide and rotor blades, which would mean farewell to the inexpensive radial turbines and radial compressors that are otherwise customary in exhaust gas turbochargers.
The operating behavior of a compound engine with a gas turbine in comparison to the engine according to the invention with a 2: 1 rotary piston machine instead of with a gas turbine is shown schematically in FIG. 3 by means of a diagram of torque versus speed, short M versus n: Above the torque line of a comparable naturally aspirated engine SM a reciprocating machine with a gas turbine (HKM + GT) or with a turbocharger.
Because of the gear coupling with the HKM, the advantageous torque line of a two-shaft gas turbine is not possible. In the event of deviations from the design point, the HKM + GT unit behaves just as unfavorably as an engine with high exhaust gas turbocharging with a lack of torque in the low speed range, since the pressure of the low-pressure turbo machine drops approximately with the square of the speed and, conversely, much too much for the piston engine at high speeds gets high. The well-known bypass regulation BR is only a makeshift protective measure.
In short: the piston machine and fluid machine fit very poorly with their M, n characteristics. The starting process becomes a design problem in a supercharged compound diesel engine with a gas turbine because of the absence of boost pressure of the turbomachine at the lowest speeds. When used in flight operations (built engines from Napier and Wright), these disadvantages are not serious, since the operating point deviates only slightly from the design point.
In contrast, in the machine according to the invention according to application A 1184/2000, one piston machine loads the other piston machine, as a result of which the high torque is fully retained down to the lowest speed range.
B) Comparison of the state of the art with composite engine ideas and similar machines in the patent literature since 1979:
The present application differs significantly from the patents granted, which were cited as references for compound engines and similar engines:
EP 0 013 180 A1 (inventor Craig Chilton HILL-19791 USA), combines, as is usually the case, a reciprocating piston engine (HKM) high-pressure part with a gas turbine (GT) low-pressure part.
This is a great contrast to the present invention, in which the low-pressure part is expressly a piston machine due to the maintenance of the torque in the lower speed range and to achieve high boost pressures, and Bucheit also provides evidence as to why a rotary piston machine (KKM) is used for this in the piston loader category. with a pole circle ratio of 2: 1 and and a triangular piston with sealing strips is best suited. Claims 1 and two of application A-1184/2000 (Buchelt) deal with the advantageous design of the piston loader.
In detail, HILL only deals with the high-pressure part and is responsible for very serious physical errors because it does not take into account the mass balance along the state points of its cycle process, which it has suggested, so that the advantages of the special valve control of its high-pressure reciprocating engine that it cites are not included least apply.
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Even without these errors, the function, design and thus the requirements for registering Buchelt are very different.
CH 664 193 AS (inventor Dr. HC Felix WANKEL-1982 / DE) replaces an exhaust gas turbocharger of a reciprocating piston engine with two inner-axis rotary piston units, both machines sitting on the same shaft, one serving as a compressor and the other as an exhaust gas expansion motor that drives the compressor , Like a turbocharger, this device is only connected to the reciprocating piston engine via the gas flows. Claim 1 of CH 664 193 A5 also emphasizes the "mechanical independence" of the charged engine. So there is no mechanical via gear connection between low pressure and high pressure machine, in the sense of the preamble of claim 1 of the Buchelt application.
In this sense, the Wankel machine is not a "compound engine" like the proposed unit from Buchelt, in which the low-pressure machine, which also serves as a loader, delivers useful power and not just the high-pressure machine.
For pure charging purposes like Wankel, as shown in FIG. 3 of CH 664 193 A5, an expander with the same cross section is sufficient, the housing of which is approximately the same width as that of the compressor.
The Oldham / Franchot rotary piston system, which is already mentioned in the preamble of claim 1 of application A-1184/2000 from Buchelt as being equipped with "two rotors" for the compressor and separate expander, belongs to that of Wankel in his book "Die Einteilung of the rotary piston machines "created in 1963 also for the category" internal-axis rotary piston machines "mentioned by Wankel in his claim 1 in CH 664 193 A5, but is included in claim 1 by Buchelt in the main feature about gears described with" characterized " connected to an HKM, ie not mechanically "independent arrangement" from the HKM engine as in Wankeis claim 1 and further by a 1 to 3 times to 3 compared to the compressor,
5 times wider expander with the same cross-section characterized in claim 1 of A-1184/2000, an idea that does not occur with Wankel and would also be senseless at Wankel due to the lack of a gear connection to the high-pressure engine and in its kinematics of that Wankeis in the CH 664 193 A5 is fundamentally different, especially when it comes to sealing.
In the KKM unit described in Buchelt's application, the many different widths mentioned in the second point above only have a physical meaning if it is connected to the high-pressure machine via a transmission and is not "mechanically independent" as in Wankel. Only if you want to extract more energy from the exhaust gas flow of the high-pressure engine than is necessary to drive the supercharger compressor alone, because this excess energy can be transferred to the high-pressure engine via gearwheels, does the idea of the much larger width of the expander rotary piston unit come about this noted claim 1 of the registration of Buchelt.
Wankel uses complex gearbox kinematics with appropriate gear drives to guide its rotor parts to avoid rubbing sealing strips, but this is not the case with a loader machine that is exposed to much lower temperatures and pressures than Mazda’s current Wankel Otto engines. The gap seals from Wankel in CH 664 193 A5 have to be large because of the inevitable meshing play of the guide teeth and because of their shape they represent involuntary Laval nozzles that promote leakage losses.
FR 2 777 943 A1 (inventor Andre Louis KOVACS-1998 / FR) The machine shown in this patent is not a compound engine in the sense of the general classification of the Buchelt application because the high-pressure machine is missing. If the entire Kovacs machine were to be understood as a low-pressure unit and connected via gears to a high-pressure machine not available at Kovacs, and a thermodynamic cycle was run across both machines, Kovacs would only be in the composite engine category. The mere division of compression and expansion into two separate reciprocating piston or rotary piston units does not result in a compound engine in the classic Napier and Wright sense, as set out in the preamble of claim 1 of the Buchelt application.
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This eliminates the high overall compression at Kovacs and thus the high efficiency desired by Buchelt with a low power-to-weight ratio, which is the basic purpose of a compound engine.
Buchelt's registration would only be comparable to Kovac's if the Buchelt high-pressure reciprocating machine were omitted and replaced by a combustion chamber operating at approximately the same pressure as that of an aircraft engine. Then there is still the fundamental difference in the type of rotary piston machine used.
An essential message from Buchelt's registration is that a 2: 1 rotary piston machine from the Oldham / Franchot system is best suited as a low-pressure machine for a compound engine that is subject to constantly changing loads as a land vehicle. Fig. 3 of the Kovacs patent also shows a rotary piston machine with a 2: 1 pole circle ratio and perfect kinematics, but similar to the application CH 664 193 A5 from Wankel produces an envelope gap of the piston without sealing strips relative to the housing, which due to its shape unintentionally Leak-promoting Laval nozzle between the chambers of the rotary piston machine. This means that without sealing strips, especially at the low starting speed, sufficient compression cannot be achieved for this method.
Only a diesel process can be used in the composite machine proposed by Bucheit with high overall compression.
The high full compression at very low starter speeds in connection with the diesel combustion process, which is very important for the registration of Buchelt, can only be achieved with a 2: 1 Kinema
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e high theoretical compression ratio of s = 75 in contrast to the classic 3: 2
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has a large harmful space "when used as a compressor. The different widths of the compressor and expander of the 2:
1 machine from Buchelt in connection with otherwise identical cross sections for the purpose of considering different specific volumes of the gases in the compressor and expander not only correspond to different widths at Kovacs but also different cross sections of the compressor and expander according to FIGS. 1, 2 and 5 of the FR 2 777 943 A 1 and also various variable speed ratios, achieved by complicated differential planetary gears according to the schematic diagram Fig. 5 from Kovacs for the purpose of adapting to the volumetric flow of the combustion gas under partial load and overload.
The poor suitability of the 3: 2 kinematics for compression and expansion taking place in separate machines is involuntarily symbolized by the following two patents, which are very different in objective and construction means from the present application A 1184/2000 (Bucheit):
US 5, 410, 998 A (inventors: Marius A. PAUL and Ana PAUL USA 1993) does not belong to the category "compound motors" defined in the preamble of claim 1 from Buchelt.
The US 5, 410, 998 has a continuous external constant pressure combustion with a combustion chamber like a gas turbine and has for this purpose two 3: 2 Wankel units for separate compression and expansion with the above under "FR 2 777 943 A 1 ( Kovacs-FR) described disadvantages, wherein the conceptual sketch Fig. 20 of the Paul patent represents an inoperable machine, which can be easily recognized when one looks at the two Wankel rotors from the dead center position shown in Fig. 20 of US 5, 410 , 998 rotated further, because then high pressure can say goodbye without work directly in the exhaust.
Claim 1 of M. and A. Paul is concerned with making the 3: 2 Wankel concept unsuitable for mere compression and expansion in separate units with constructively questionable means.
WO 86/035 58 A (inventor: Bryan J. DAVIES, Geoffrey Ph. DANES, Australia 1985): The machine shown in this application is
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not a classic compound machine of the specialty category for which application A
1184/2000 (Buchelt), and which consists of a high-pressure part and a low-pressure part, which are connected by means of gears in order to combine the advantages of "low fuel consumption" on the one hand and "low power-to-weight ratio" on the other, which is what Davies does not apply.
The Davies machine is a common Wankel motor with 3: 2 pole circle ratio, while
Buchelt proves that in a compound machine, the low-pressure machine should ideally be a 2: 1 rotary piston machine, with housings of different width for compression and expansion according to claim 1 from Bucheit.
The only special feature of the usual known Wankel engine from WO 86/035 58 from Davies is the separate combustion chamber, the volume of which Davies would have to subtract from that of the usual combustion chamber depression in 3: 2 Wankel engines if it wants to maintain the desired compression, a fact that he does not deal with a word in his WO 86/035 58, nor the very high flow losses to be expected in his design in the bypass channels.
Davies' claims deal with the combustion chamber located outside the trochoid, while in the Buchelt design, combustion in the high-pressure reciprocating machine is carried out by direct diesel injection.
Objective, construction and claims of WO 86/035 58 A are totally different from A-1184/2000.
The concept of the invention
The chosen task included the combination of low specific fuel consumption by 130 g / kWh, low power-to-weight ratio of 1 kg / kW, small dimensions, high speeds, favorable torque behavior with alternating loads and trouble-free starting after a few revolutions, in short almost everything that hardly seems compatible.
According to the invention, this object is achieved by a suitable combination of HKM reciprocating machine and KKM rotary piston machine.
3 shows, as an advantageous effect of a characteristic curve of "piston machine combined with piston machine", the HKM +2: 1-KKM characteristic, which is shifted almost parallel upwards in relation to the comparable naturally aspirated motor SM, with the high torque for accelerating in the lower speed range. At the same time, Fig. 3 signals the significantly higher achievable boost pressures of HKM + 2: 1-KKM than with the combination HKM + GT.
Purely factually, the 2: 1 concept can be interpreted as the extension of the well-known Wankel series to the bottom with the pole circle ratio s n with n as an integer, the ratio n -1
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= 2: Felix Wankel was known here.
The operating behavior of the HKM + KKM combination is to be expected in the present application as with a naturally aspirated engine, ie the machine starts easily, reacts elastically to changes in load and "hangs" on the accelerator pedal. It would therefore be suitable for vehicles with changing loads, such as off-road vehicles, speed boats and for railcars.
4 shows a combination of a rotary piston machine with the pole circle ratio of 2: 1 (ratio of rolling pole circle versus fixed pole circle), briefly referred to as 2: 1 KKM, which is coupled via a transmission to any HKM reciprocating piston machine, preferably to a two-stroke machine ( 2T) with direct current flushing, with leading exhaust times, and as FIG. 4 shows schematically, with uniformly cooling inlet ducts E in the cylinder head and swirl exhaust ducts A with a collecting spiral at the lower end of the cylinder. There is a well-designed design analogous to FIGS. 8 to 12.
Regarding claim 1:
The essential element of the 2: 1 KKM is the division of the task of pre-compression and post-expansion into different rotors in such a way that, like a gas turbine of a classic compound engine, expansion to almost the pressure of the environment is possible, this efficiency advantage the gas turbine is therefore retained.
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This is achieved in that the rotor widths in the ratio bE to bC in FIGS. 4 and 10 are such that this ratio is equal to or less than the ratio of the specific volumes v3L to v2L in FIG. 7, with a deviation from this ratio down by up to 50%. This downward deviation takes into account the small working area K (marked black in FIG. 7) when the expansion approaches the pressure of the environment and also the residual pressure required for generating the kinetic energy in the exhaust and for overcoming the flow resistance.
The claim 1 marks these different rotor widths bC and bE of the compressor and expander.
In order to understand claims 2 and 3, the selection for the 2: 1 rotary piston machine is justified in comparison to other piston machines:
To understand Claim 2:
It is clear that a piston unit for the low-pressure part of the cycle according to FIG. 7 must have a constant internal compression for good efficiencies.
In view of the large specific volumes in the low-pressure part, a reciprocating piston unit is ruled out because of the large dimensions. The Wankel series is considerably smaller and lighter than reciprocating piston machines of the same power and only has rotating inertial forces as well as the advantage of constant flow in the intake and exhaust channels. On the other hand, however, the Wankel range as a compressor application, despite the omission of the combustion chamber trough, has a compression ratio that is too low under normal conditions of R / e (= sealing edge radius to eccentric radius), and therefore an unnecessarily large, harmful space. The usual 3: 2 Wankel has a compression ratio without combustion chamber bowl of about f = 17 at R / e = 7, which is disadvantageously small for operation as a compressor.
If R / e is increased, which would be a remedy, the machine becomes undisputably large with the chamber volume remaining the same.
A 2: 1 KKM was therefore selected, which already has a theoretical compression ratio of about c = 74 at a ratio of R / e = 5, so that the harmful space during compressor operation and expander operation is small.
To carry out a construction according to claim 1, at least two rotors are necessary. The multiple rotor design of 2: 1 KKM is usually not possible due to the small diameter of the fixed guide gear, which prevents the implementation of a sufficiently thick eccentric shaft, if you want to use the same construction concepts with the repeatedly axially offset rotor unit as for the relatively numerous 3: 2 rotary engines.
In the case of two rotor units, there is the solution according to claim 2: They were
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A solid bearing block L is then possible between the rotors 2: 1-C and 2: 1-EXP, into which even thicker connecting pieces of the eccentric shaft divided in the longitudinal direction can open, as shown in FIG. 10 using the example of a well-designed motor.
From the central bearing block, the torque of the 2: 1 KKM, which can at least be the same size as that of the HKM, is transmitted to the common power output P by means of gear drive Z, visible in FIGS. 5, 9 and 10. This type of realization of a Transmission of high torques out of a 2: 1 rotary piston machine with two rotors is the content of claim 2.
The compound machine as the ideal application according to the invention for 2: 1 rotary piston machines:
The use of the 2: 1 KKM as a low-pressure unit in a compound engine is, from a thermal and wear point of view, much easier than any previous application of a 3: 2 Wankis as a gasoline engine. In terms of strength, however, the feature of claim 2 according to the invention is necessary for a usable application of the 2: 1 machine as a low-pressure machine with two rotors in a compound engine: FIGS. 8 to 12 show, using the example of a 1200 kW engine, a well-designed maximum power density of the invention
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moderate concept.
The thermodynamics was calculated according to a program that takes into account the constant change of the thermodynamic material values with the temperature, for different boost pressure ratios p2L / p1 L. The boost pressure p2L = 11 bar of the construction according to FIGS. 8 to 12 resulted in a transfer gas temperature from the HKM to the KKM of approximately 1500 C, which is approximately 60% of the combustion temperature of a gasoline engine and the transfer pressure of p2L = 11 bar also resulted , which is also the highest pressure occurring in the KKM and is therefore also significantly lower than the ignition pressure of around 50 bar of a gasoline engine. Despite the use of the rotary piston machine in a total diesel concept with 28-fold compression, no Wankel sealing strip problems are to be expected.
The unfavorable form of the minimum volume Vmin for combustion. Each KKM of the Wankel range as its lowest extension can also be understood as the Oldham concept, does not play a role in this application in the compound engine, since the combustion takes place in the reciprocating machine and there, due to the low partial compression, just over 5 of the HKM in one particular conveniently shaped ball-like combustion chamber is going on.
There is no single-stage turbomachine turbocharger that reaches 11 bar boost pressure.
For speed control combined with mass flow control, all guide and rotor blades of the compressor and turbine should be adjustable in turbochargers and gas turbines, which means that multi-stage axial machines must be used, since radial machines are very difficult to control, especially at high pressure ratios, in order to have the same efficiency range how the M, n characteristic curve of the 2: 1 KKM machine suitable for the HKM can have in a natural way without any regulatory measures.
Regarding claim 3:
Due to the extremely high boost pressures that can be achieved with this HKM + 2: 1-KKM compound engine concept, the pressure level of the reciprocating machine also rises high. Therefore, the angle deflections of the connecting rods will cause high piston friction. The crosshead concept of the ship's machines was therefore integrated into the cylinder and piston in a space-saving manner according to the invention.
The cylinder serves as a crosshead raceway in the lower part, while the lower part of the piston 19 serves as a crosshead in FIGS. 11 and 12. The remaining addition 20 to the piston length K in FIG. 11 represents the power section and in the case of the 2T diesel shown the power section is the typically high control section of the piston. This control part has two cavities 21, which are created by the support cone for the piston crown. The piston in the case of the example shown is produced by a combination of titanium and steel investment castings which are connected to one another by electron beam welding.
The cavities 21 are partially filled with small sealing plugs with sodium powder, which becomes liquid in operation and, due to the reciprocating shaking movement, causes the internal heat transfer in the piston to the lower crosshead regions. This design means, known from valve technology, enables a thin-walled, lightweight construction of the piston.
The crosshead is cooled by spray oil and by oil emerging from the hollow connecting rod.
Effect of a 2: 1 KKM unit within a compound machine on the design of the corresponding reciprocating machine:
In the example shown, a 1200 kW time-cycle diesel engine has only a single cylinder tube with two pistons, in contrast to the 12 cylinders with 48 valves of the comparable 1100 kW tank engines.
This is due to the fact that the charge pressures of a KKM unit according to the invention are very high at around 11 bar, so that the HKM is small and the KKM also generates about half the power, so that a few cylinders are sufficient for the HKM to reduce the other half To perform. Maintaining the usual multi-cylinder concepts would be expensive and technically pointless due to the resulting small shot glass size of the cylinders.
In addition, as is known, the low number of cylinders for a given total stroke volume represents one of the means for reducing consumption, because of the smaller heat-emitting surface.
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On the other hand, a high number of cylinders for a given total stroke volume is a known means of reducing the power-to-weight ratio, as the aircraft engines of the 1940s prove. If a 1200 kW engine with only two equivalent cylinders still has a low power-to-weight ratio, this is not a contradiction to the known similarity mechanics, as this only applies within a category of similar engines and not between dissimilar different engine concepts.
LIST OF FIGURES
1 schematically shows the historically occupied term "compound engine" or "compound engine" as a combination of HKM reciprocating piston engine and gas turbine GT which takes place via a manual gearbox SG.
2 shows the associated schematic pv diagram for understanding the combined cycle.
3 schematically shows the behavior of torque over the speed of a comparison suction motor SM, a combination of HKM and GT and finally one
Combination of HKM and 2: 1 rotary piston machine according to the invention, briefly referred to as HKM + 2: 1 KKM.
4 symbolizes the possibility of combining the 2: 1 KKM according to the invention with any reciprocating piston machine, but preferably with a 2T engine
DC flushing from E to A and with the inventive feature that the width of the post-expander rotor bE is greater than the width bC of the pre-compressor
Rotor.
5 shows a schematic phantom perspective of the further FIGS. 8, 9,
10,11, 12, shown through-engine for 1200 kW total power. The differences according to the invention of the widths bE and bC of the compressor rotor 2: 1-C and the expander rotor 2: 1-E, which sit in the rotary piston machine KKM on a common eccentric shaft EXZ and via gear wheels, are emphasized
Z are connected to the two crankshafts KW1 and KW2 of a two-stroke counter-piston machine based on the Junkers concept. The outlet piston is visible
AK and the power output P.
Fig. 6 shows schematically the control and a possible typical route of air and
Combustion gas within a machine according to the invention, here using the example of the combination with a counter-piston engine. The path of the air begins with that
Air filter F, the check valves VE1 and VE2 before and after the compressor rotor 2: 1-C, then leads to the engine with the inlet slots E and the outlet slots
A, which are staggered in time by the intake pistons EK and exhaust pistons AK and cause a direct current purge in that the crankshafts
KW1 and KW2 with little sacrifice of perfect mass balancing 1st and 2nd
Order from the mirror image arrangement with position in the upper
Dead centers in the sense of the entered directions of rotation deviate by + Aa for the temporally leading exhaust piston AK and by-Aa for the lagging intake piston EK. A clearly visible overflow channel with the diaphragm-controlled control valve VE3 regulates the air mass flow from the compressor to the engine while the fuel mass flow in a known manner by the one shown in FIG. 10
Pump nozzle EP is regulated for 1800 b injection pressure. A rotatable throttle valve
VE4, also visible in FIG. 8, serves to fill up the line volume of the connecting lines between the rotary piston machine and the reciprocating piston machine with compressed air during the starting process.
For the same purpose, the VE5 valve can also be used
Starting process can be used, the compressed air from a pressure accumulator in the
Connection channels to support the starting process can flow. After the 2: 1 expander, the exhaust gases go into the exhaust and into various silencers.
FIG. 7 shows the idealized pv diagram of a compound motor according to the invention, which takes into account the constant temperature dependence of the thermodynamic
Material values in a more precise calculation of the theoretical efficiency q
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Theoretically, the charge pressure p2L was primarily varied from 5 bar to 18 bar. The selected constant specifications for the through-engine designed in Figures 8 to 12 were: Relative excess air À = 1, 5, maximum ignition pressure p3 = 155 bar, effective overall sealing taking into account the slot heights of the HKM Seff = 28 = v1 L / v2 and the condition at point 1 L at the start of compression.
This resulted in a weak, almost linear increase in efficiency in the direction of higher boost pressures, which would be constant for an ideal gas with constant values for cp, cv and kappa due to the hyperbolic properties of isentropes and isotherms. With a boost pressure of around 12 bar by the rotary piston compressor, the useful power is divided roughly equally between the rotary piston machine and the high-pressure reciprocating piston machine.
The ideal pv diagram of a comparable naturally aspirated engine with the same overall compression and the same maximum ignition pressure is shown by the condition points 1 L, 2L, 2, 3,3 ', 4 and 4S. Compared to this naturally aspirated engine, the throttle area DV is lost in the compound engine.
For this you gain 1.) the area of complete expansion from 4S to almost the ambient pressure p1L, and 2.) a recovery area RG as a result of the throttling DR, so that the efficiency comparison including quality r) G for flow and heat losses and Including the mechanical efficiency #M looks like this: Comparative naturally aspirated engine: Titheor = 0, 71- calculated with T- variable material values, T) G = 0, 856- assumption, ils = 0, 95- assumption composite engine according to the invention: Titheor = 0 , 79 calculated with T-variable material values,
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low comparison number of cylinders of 2 of the single-tube counter-piston engine.
For 1200 kW comparable tank engines have 12 cylinders with a lot of piston friction surface and a lot of heat-emitting surface and 48 loss-generating valves, the flow Mach number limit speed increases prematurely.
Furthermore, in a composite motor according to the invention with the design according to FIGS. 8 to 12, equipped with direct current flushing, rotationally symmetrical inlet slots and outlet slots with swirl channels, distributing and collecting spirals, in contrast to conventional motors, this can be said to be very good aerodynamic guidance.
With an average piston speed of 23 m / s, the intake mach number is 0.93 and the circumferential speed of the approximate solid vortex in the cylinder when changing the charge is 20 m / s, which has never been achieved by means of artful swirl inlet channels for valves.
The high mechanical efficiency nom in the size of the values for large ship engines can be explained by the presence of crossheads in both comparison engines.
Assuming a burnout rate of "1", the following overall efficiencies result: Comparative naturally aspirated engine: Tiges = 0.6 Composite engine according to the invention: Tiges = 0.67, which corresponds to a specific consumption of 125 gr / kWh and represents the highest expectation.
For comparison of the performance weights: The comparison naturally aspirated engine is to avoid one because of the large compression in the same cylinder and because of the large stroke / bore ratio
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unfavorably disc-shaped combustion chamber shape with high compression a large, heavy slow-running, while the compound engine from two fast-running
There are units with small dimensions, which is not only more economical, but also smaller and lighter.
FIG. 8, like FIGS. 9 to 12, shows the preliminary design of a rotary piston aggression test according to the invention, designed for 1200 kW, combined with a counter-piston engine. FIG. 8 shows the section S1-S1 defined in FIG. 10. About this
Figure-appropriate statements have already been made under FIGS. 6 and 7.
The cylinder diameter is 90 mm.
The angular misalignment of compressor pistons 2: 1-C and expander pistons 2: 1-EXP is 45 in coordination with the offset of the cranks of the reciprocating piston engine, which is 450 according to the kinematic laws for 2: 1 machines
Offset of the eccentric pin results in 900.
In Figure 10, however, the eccentric for better visibility of the
The structure of the split eccentric shaft EXZ is shown offset by 1800, which means that the counterweights at the outer ends also fall into the plane of the drawing, which are actually spatially offset.
FIG. 9 shows the section S3-S3 marked in FIG. 8 through the counter-piston engine HKM of the 1200 kW example, in which case the power distribution between
HKM and KKM happen to be the same at 11 bar boost pressure, that means 600 kW each. The crankshafts KW1 and KW2 with their main bearing journals are mounted on both sides of the connecting rod to increase the flexural strength at high speeds. The power output is P. The free shaft ends are used to drive the auxiliary machines, which are also designed in detail, the cooling water pump 10, the generator 11 and the fuel feed pump 12, the high-pressure oil pump 14 and the suction oil pump 15, which are driven via a gear 13 ,
The starter for high starter torques stands over
Gear 17 and freewheel 16 in connection with the crankshaft KW1. FIG. 10 shows the section S2-S2 marked in FIG. 8, which includes the longitudinal section through the 2: 1 KKM rotary piston machine and the cross section through the HKM reciprocating machine with Eispritz pump nozzle EP and the gear drive Z, which connects the two crankshafts and the eccentric shaft Exz.
One can see the outwardly turned guide teeth FZ of the two
Rotary piston rotors so that a sufficiently rigid bearing block L with relatively thick openings in the two parts of the two parts of the eccentric shaft Exz, split for assembly reasons, is possible in the center.
One can also see the larger width bE of the expander rotor 2: 1-EXP corresponding to the larger specific volume of the hot engine exhaust compared to the smaller width bC of the compressor rotor 2: 1-C. Also note / that the 2: 1- by the small pitch circle of the guide gear fixed in the housing
Machine thinly falling end journal of the eccentric shaft to increase the
Rigidity is stored twice, which means that a shear stress that promotes rigidity and little bending stress occurs at the transition to the respective eccentric pin.
Only in this way according to the invention defined in claim 2 is it possible to transmit a high torque out of a two-rotor 2: 1 KKM.
FIGS. 11 and 12 show the idea defined in detail in the description and claim 3 of converting the lower part 19 of the piston length K into a crosshead which has pressure oil channels 29 and lubrication pockets 23 and the oil sealing rings 22, 24 and 27 and its oil spill is largely kept away from the power and control part 20 of the piston by the relief groove 25 and by the oil scraper 26 and 27, the height of the part 20 in a 4-stroke piston in contrast to the illustrated second Stroke piston will turn out lower.
The cavities 21 are based on the cooling technology known from valves in the
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Small sealing plug, not visible, is partially filled with sodium, which becomes liquid during operation and, due to the shaking movement of the piston, transports heat away from the piston crown to the area of the crosshead, which in turn is cooled by oil that escapes from the hollow connecting rod. Oil drainage slots 31 ensure the oil drainage from the relief groove 25, while the cavity 32 is filled with pressurized cooling water, which passes through the hollow webs - visible in the cylinder section of FIG. 10 - into the jacket around the middle part of the cylinder. Overall, the proportions are very different
Piston.
PATENT CLAIMS: 1. Compound engine consisting of a reciprocating machine, in which the high-pressure, high-temperature part of the thermodynamic circuit takes place, and a rotary piston machine consisting of two housing units, each with a rotor, for the low-pressure part of the cycle, one unit serving as a charging compressor for the reciprocating machine and the second as an expander for the post-expansion of the gas emerging from the reciprocating piston machine and both rotors of the rotary piston units on a common one
Shaft are arranged and this common eccentric shaft via a gearbox with the
Crankshaft of the reciprocating piston machine is connected, so that the rotary piston machine also generates a substantial part of the total useful power, characterized in that
that the rotary piston unit is the well-known Oldham / Franchot system, which has a size ratio of moving pole circle to fixed pole circle of 2: 1 (Fig. 4.5, 6.8, 10) and in which the expander (2nd : 1-EXP) has the same cross-section of the rotor piston and trochoid housing as the compressor (2: 1-C), but the widths of these rotor pistons of the compressor (bC) and expander (bE) are different and in such a way that the larger measure (bE) to the smaller measure (bC) behaves maximally as the specific gas volumes (v3L) relate to (v2L), with a maximum ratio of (bE) / (bC) = 3.5 and one minimal ratio of (bE) / (bC) = 1, 3.