Auspuffrohr für Zweitaktmotor. Gegenstand vorliegender Erfindung ist ein Auspuffrohr für Zweitaktmotoren. In Verbrennungsmotoren wird die Expansion des Gases nicht vollständig ausgenutzt, weil man gezwungen ist, das Gas bei recht hohem Druck aus dein Zylinder entweichen zu lassen. Falls man die Expansion des Gases bis zum Atmo sphärendruck herab ausnutzen könnte, wür den dadurch etwa 10 bis 12 /o Mehrarbeit ge wonnen werden.
Sofort nach Erscheinen der ersten Zwei taktmotoren dachten viele Leute daran, in ir gendeiner Weise die Auspuffenergie direkt zur Vereinfachung der Spülung auszunutzen, was einen logischen und natürlichen Zusatz zum Zweitaktprinzip darstellt. Da dies jedoch bisher nur teilweise möglich ist, wurde der Motor mit einem Gebläse versehen, um Spül luft unter genügendem Druck zuzuführen.
Dieses Verfahren hat seitdem allgemein Ver wendung gefunden, trotzdem es einen Verlust von 8 bis 10 % der effektiven Leistung be- deutet, abgesehen davon, dass es sich im Laufe der Jahre als eine sehr schwierige Aufgabe erwiesen hat, ein vollbefriedigendes und be triebssicheres Gebläse zu bauen.
Anderseits wurden Versuche durchgeführt, um das Problem durch Umwandlung eines Teils der Auspuffenergie in Wellenenergie zu lösen, welche Versuche aber nicht zum Bau eines Zweitaktmotors, der ohne Spülgebläse arbeitet, führten. Während der Vorabströ- mungsperiode, während welcher bei geschlos senen Spülschlitzen die Hauptmenge des Gases unter hohem Druck aus dem Zylinder strömt, entsteht eine kräftige Druckwelle im Auspuffrohr.
Die Druckwelle bewegt sich mit der Schallgeschwindigkeit durch das Rohr hinaus und bewirkt am offenen Rohrende, dass eine Unterdruckwelle zum Zylinder zurück läuft, die imstande ist, einen Teil der nicht ausgestossenen Gasmenge anzusaugen, wo durch eine entsprechende -.Menge Frischluft. durch die inzwischen geöffneten Spülkanäle in den Zylinder eingesogen wird.
Die U nterdruekwelle ist aber nicht so kräf tig wie die Druckwelle. Genaue Berechnun gen ergeben, dass die Unterdruckwelle nur 235 bis ,50 1/o der Energie der Druckwelle be sitzt.
Das erfindungsgemässe Auspuffrohr für Zweitaktmotoren ist nun dadurch gekenn zeichnet, dass dasselbe einen Eintrittsteil mit konstantem Querschnitt und einen zweiten Teil mit sich erweiterndem Querschnitt be sitzt, zum Zwecke, durch die von den Aus pufföffnungen in der Vorabströmungsperiode ausgehende Druckwelle während ihres Dureh- f,@anges durch den zweiten Teil eine zusam menhängende Reihe Unterdruckwellen zu er zeugen, die an den Auspufföffnungen ein Saugen bewirken, wobei der Eintrittsteil von solcher Länge ist, dass das Saugen ungefähr gleichzeitig mit dem Öffnen der Spülkanäle einsetzt,
während der zweite Teil so bemessen ist, dass das Saugen von einer Dauer ist, die annähernd gleich der gesamten Spülperiode ist, wodurch ein Spülgebläse für den Motor sich erübrigt.
In beiliegender Zeichnung sind verschie dene beispielsweise Ausführungsformen des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zei gen: Fig.1 und 2 Diagramme und Fig. 3 bis 8 schematisch einige Ausfüh rungsbeispiele.
Fig. 1 zeigt die Verhältnisse bei einem ge wöhnlichen zylindrischen Auspuffrohr. Oben ist die Öffnungsfläche .1 der Auspufföffnung und die Öffnungsfläche B der Spülkanäle als Ordinaten über dem Kurbelwinkel als Ab szisse aufgetragen. Darunter sind die an den Auspufföffnungen des Zylinders herrschenden Drucke als Funktion der Zeit dargestellt.
Die verschiedenen Zeitpunkte dieser Achse entsprechen dem Kurbehvinkel der Barüber liegenden Abszissenachse. Die Kurve C gibt den Druck bei den Auspufföffnungen wäh rend der Vorabströmungsperiode an, während die Kurve D den Druck beim Eintreffen der durch Reflektion am Rohrende entstandenen Unterdruckwelle angibt. Darunter ist der Mo torzylinder E und das Auspuffrohr F sche matisch dargestellt.
Die Länge des Rohres ist so, dass in der Zeit to die Druckwelle durch das Rohr zur Mündung und die Unterdruck welle zu den Auspufföffnungen zurüekwan- dert. Die Kurve D hat ungefähr die gleiche Form wie die Kurve C. Der Zylinderdruck ist praktisch abgefallen, wenn die Spülkanäle sich öffnen. Da die Spülperiode für gewöhn lich drei- bis viermal so lang ist wie die Vor abströmungsperiode, ist es ersichtlich, dass das Saugen viel kürzere Zeit dauert als die Spül periode. Es ist daher unmöglich, mit die sem Rohr vollständige Selbstspülung zu er reichen, wenn auch die Länge des Rohres so bemessen ist, dass der kräftigste Unterdruck an den Auspufföffnungen genau in der Mitte der Spülperiode wirkt.
Fig.2 zeigt die Verhältnisse bei der An wendung eines Rohres, das einen zylindrischen Eintrittsteil F1 und einen konisch sich erwei ternden Teil F, aufweist. Die Zeit t, bis zum Eintreffen der Unterdruckwelle ist ungefähr gleich der Dauer der Vorabströmungsperiode. Der Unterdruck ist gleichmässiger als beim Zylinderrohr und dauert bis zur Zeit ty" wo schliesslich die Unterdruckwelle vom Rohr ende her eintrifft. Das Ende der Kurve D ist. einigermassen von gleicher Form wie die Kurve C.
Die Unterdruckperiode dauert über die ganze Spülperiode.
Die ausgedehnte Unterdruckperiode, die man durch richtige Bemessung des vorliegen den Rohres erreicht, ermöglicht eine bedeu tend bessere Spülung als bei dem bekannten zylindrischen Rohr nach Fig.1.
Im allgemeinen ist die kontinuierliche Querschnittserweiterung z. B. in einem ko nischen oder hyperbolischen Rohr einer ab gestuften Erweiterung nach Fig. 3 vorzuzie hen, da bei abgestufter Erweiterung an jeder Stufe im austretenden Gas Energieverluste auftreten, wie am Rohrende.
Der voluminöse Teil F; (in Fig. 3) lässt sich jedoch, wie in Fig.4 bis 8 angedeutet, durch besondere Gestaltung des Rohres ent behren.
Nach Fig. 4 ist das Rohr um die Länge L gekürzt, und im Abstand L vom neuen Rohr ende ist ein geschlossener Seitenschenkel G1 von der Länge L angeordnet. Der Seiten schenkel kann auch, wie in Fig.5 gezeigt, als einen Teil des Hauptrohres umschliessen der ringförmiger Raum G. ausgeführt sein.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 6 ist das Rohr in zwei offene Schenkel geteilt, von welchen der eine die zweifache Länge des andern hat.
Der kürzere Schenkel H kann ringförmig f den längeren Schenkel umschliessen, wie in Fig.7 gezeigt.
Den Unterdruckwellen folgt bei allen be schriebenen Rohren eine recht kräftige Ge gendruckwelle g (Fig.2). s Damit bei normaler Umdrehungszahl des Motors ein Unterdruck im Auspuffrohr un mittelbar am Zylinder während der ganzen Spülperiode vorhanden ist, wird das Rohr so bemessen, dass die Gegendrackwelle erst beim s Zylinder eintrifft, wenn die Auspufföffnun- gen geschlossen oder kurz vor dem Schliessen sind.
Durch die Anordnung eines schnellwir kenden Rückschlagventils 1I im Auspuffrohr, wie in Fig. 8 gezeigt, kann ein Rückströmen von Gasen vermieden werden.
Berechnungen ergeben, dass das konti nuierlich erweiterte Rohr mit dem Ventil das effektivste darstellt, vorausgesetzt, dass das Ventil schnell genug wirkt.
Eine Bedingung für die Anwendung der hier beschriebenen Auspuffrohre für Selbst spülung ist, dass der Zeitquerschnitt der Öff nung des Auspufforganes (Fläche P in Fig. 2) genügend gross ist. Ist er zu klein, wird Gas durch die Spülkanäle im Augenblick des Öff- nens zurückgeblasen. Zweckmässig ist die (;rösse der Ausströmöffnung des Auspuff- organes im Betrieb einstellbar. Dann ist es möglich, die beste Spülwirkung bei veränder licher Belastung des Motors zu erreichen.
Wo eine solche Anordnung nicht hinrei- ehend oder wünschenswert ist, kann ein Rück schlagventil vor den Spülkanälen angebracht werden, um das Rückschlagen der Verbren nungsgase in die Spülleitung auch bei wech selnder Belastung zu vermeiden.
Für gewöhnlich wird der Motor so aus geführt, dass die Spülkanäle sich unmittelbar nach der Aussenluft öffnen. Wenn sie aber mit separaten Einsaugrohren geeigneter Länge in Verbindung gesetzt werden, kann eine Ruf ladung erzielt werden. Während der Spül periode wird der Luft im Einsaugrohr eine Geschwindigkeit erteilt, und infolge der Träg heit wird die Luftzuströmung sieh fortsetzen, nachdem die Saugwirkung am Auspuffrohr gegen den Schluss der Periode verschwindet.
Exhaust pipe for two-stroke engine. The present invention relates to an exhaust pipe for two-stroke engines. In internal combustion engines, the expansion of the gas is not fully exploited because you are forced to let the gas escape from your cylinder at very high pressure. If the expansion of the gas could be used down to atmospheric pressure, this would result in about 10 to 12 / o additional work being gained.
Immediately after the appearance of the first two-stroke engines, many people thought of using the exhaust energy in some way directly to simplify the scavenging, which is a logical and natural addition to the two-stroke principle. However, since this has only been partially possible so far, the engine has been provided with a fan to supply scavenging air under sufficient pressure.
This method has since found general use, despite the fact that it means a loss of 8 to 10% of the effective performance, apart from the fact that over the years it has proven to be a very difficult task to achieve a fully satisfactory and operationally safe blower to build.
On the other hand, attempts have been made to solve the problem by converting part of the exhaust energy into wave energy, but these attempts have not led to the construction of a two-stroke engine that operates without a scavenger fan. During the pre-outflow period, during which most of the gas flows out of the cylinder under high pressure when the scavenging slots are closed, a powerful pressure wave is created in the exhaust pipe.
The pressure wave moves out through the pipe at the speed of sound and causes a negative pressure wave to run back to the cylinder at the open end of the pipe, which is able to suck in part of the non-expelled gas volume, where a corresponding amount of fresh air is created. is sucked into the cylinder through the flushing channels that have now been opened.
The pressure wave is not as powerful as the pressure wave. Exact calculations show that the negative pressure wave has only 235 to .50 1 / o of the energy of the pressure wave.
The exhaust pipe according to the invention for two-stroke engines is now characterized in that the same has an inlet part with a constant cross-section and a second part with a widening cross-section, for the purpose of the pressure wave emanating from the exhaust openings in the pre-outflow period during its duration. ans through the second part to generate a coherent series of negative pressure waves, which cause suction at the exhaust openings, the inlet part being of such a length that the suction starts approximately simultaneously with the opening of the flushing channels,
while the second part is dimensioned so that the suction is of a duration which is approximately equal to the entire purge period, whereby a purge fan for the motor is unnecessary.
In the accompanying drawings, various example embodiments of the subject invention are shown. It show: Fig. 1 and 2 diagrams and Fig. 3 to 8 schematically some Ausfüh approximately examples.
Fig. 1 shows the situation in a ge ordinary cylindrical exhaust pipe. At the top, the opening area .1 of the exhaust port and the opening area B of the scavenging ducts are plotted as ordinates over the crank angle as a cissa. Below that, the pressures prevailing at the cylinder exhaust ports are shown as a function of time.
The different points in time of this axis correspond to the crank angle of the abscissa axis lying above. Curve C indicates the pressure at the exhaust ports during the pre-outflow period, while curve D indicates the pressure upon arrival of the negative pressure wave caused by reflection at the end of the pipe. The engine cylinder E and the exhaust pipe F are shown schematically below.
The length of the pipe is such that in the time to the pressure wave wanders back through the pipe to the mouth and the negative pressure wave to the exhaust openings. Curve D has roughly the same shape as curve C. The cylinder pressure has practically dropped when the scavenging channels open. Since the flushing period is usually three to four times as long as the pre-flow period, it can be seen that the suction takes a much shorter time than the flushing period. It is therefore impossible to achieve complete self-purging with this pipe, even if the length of the pipe is dimensioned so that the strongest negative pressure acts on the exhaust ports exactly in the middle of the purging period.
2 shows the conditions when using a tube which has a cylindrical inlet part F1 and a conically widening part F. The time t until the arrival of the negative pressure wave is approximately equal to the duration of the pre-flow period. The negative pressure is more uniform than in the case of the cylinder barrel and lasts until time ty ", when the negative pressure wave finally arrives from the end of the tube. The end of curve D is more or less of the same shape as curve C.
The negative pressure period lasts over the entire flushing period.
The extended negative pressure period, which can be achieved by correctly dimensioning the pipe present, enables a significantly better flushing than with the known cylindrical pipe according to FIG.
In general, the continuous cross-sectional expansion is e.g. B. in a ko African or hyperbolic tube from a stepped extension according to Fig. 3 vorzuzie hen, since with stepped extension at each stage in the exiting gas energy losses occur, such as at the end of the pipe.
The voluminous part F; (In Fig. 3) can, however, as indicated in Fig. 4 to 8, ent behren by special design of the tube.
According to Fig. 4, the tube is shortened by the length L, and at a distance L from the new tube end, a closed side leg G1 of length L is arranged. The side leg can also, as shown in Figure 5, enclose the annular space G. as part of the main pipe.
In the embodiment according to FIG. 6, the tube is divided into two open legs, one of which is twice the length of the other.
The shorter leg H can enclose the longer leg in a ring shape, as shown in FIG.
The negative pressure waves are followed by a very powerful counter-pressure wave g (Fig. 2) in all pipes described. s To ensure that there is a negative pressure in the exhaust pipe directly at the cylinder during the entire flushing period at normal engine speed, the pipe is dimensioned so that the counter-circling shaft only reaches the s cylinder when the exhaust ports are closed or are about to close.
By arranging a Schnellwir kenden check valve 1I in the exhaust pipe, as shown in Fig. 8, a backflow of gases can be avoided.
Calculations show that the continuously expanding pipe with the valve is the most effective, provided that the valve acts fast enough.
A condition for the use of the exhaust pipes described here for self-purging is that the time cross-section of the opening of the exhaust element (area P in FIG. 2) is sufficiently large. If it is too small, gas is blown back through the flushing channels at the moment it is opened. The (; size of the outflow opening of the exhaust element is expediently adjustable during operation. Then it is possible to achieve the best flushing effect when the load on the engine varies.
Where such an arrangement is not sufficient or desirable, a non-return valve can be fitted in front of the scavenging ducts in order to prevent the combustion gases from flashing back into the scavenging line even when the load changes.
Usually the engine is designed in such a way that the scavenging ducts open immediately after the outside air. However, if they are connected to separate suction pipes of suitable length, a call charge can be achieved. During the scavenging period, the air in the intake pipe is given a speed and, due to the inertia, the air flow will continue after the suction on the exhaust pipe disappears towards the end of the period.