DE2324088A1

DE2324088A1 - Brennkraftkolbenmaschine

Info

Publication number: DE2324088A1
Application number: DE2324088A
Authority: DE
Inventors: John Henry Brems
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1972-05-12
Filing date: 1973-05-12
Publication date: 1973-11-22
Also published as: JPS4947706A; JPS5139281B2; GB1424723A; FR2184776A1; US3961607A; DE2324088B2; CA969865A; FR2184776B1; DE2324088C3

Description

John rienry Brems ^Dr-^{<
>nS R} ^

32867 White Oaks Trail ^

Birmingham, Michigan,USA 8 München λ ϊ£^-^

2324088 k12. Mai 19/3

Anwaltsakte M-2619

Brennkraftkolbenmaschine

Die Erfindung bezieht sich auf eine Brennkraftkolbenmaschine.

Erfindungsgemäß soll eine Brennkraftkolbenmaschine geschaffen werden, die infolge eines besonderen, mechanischen Aufbaues über ein erheblich verbessertes Betriebsverhalten verfügt.

Zur Lösung dieser Aufgabe schafft die Erfindung die in den Ansprüchen beschriebene Brennkraftkolbenmaschine.

Bei der erfindungsgemäßen Brennkraftkolbenmaschine ergibt sich infolge einer stärkeren Annäherung an den Garnot-Prozess ein merklich verbesserter thermodynamischer Wirkungsgrad; ferner wird der Verbrennungsablauf verbessert und dadurch die durch eine unvollständige Verbrennung verursachte Luftverschmutzung verringert. Weiterhin wird die jeweils bei einem betrachteten Lastzustand erreichte Höchsttemperatur und dadurch die Bildung von Stickstoffoxyden, einem weiteren Luftverschmutzungsstoff, herabgesetzt, jsrfindungsgemälö läßt sich ferner das Kompressions-

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verhältnis der Brennkraftkorb enmaschine während des Betriebs in Abhängigkeit von sich ändernden Belastungszuständen verstellen, so daß sich unabhängig von Druckschwankungen im Eingangsstutzen annähernd identische Verbrennungsbedingungen ergeben. Aufgrund des mechanischen Aufbaues der erfindungsgemäßen Kolbenmaschine läßt sich ferner bei einem Motor, der lediglich vier Verbrennungskammern enthält, die gleiche Laufruhe wie bei einem Motor in V-8-Bauweise erzielen. Ferner ist es möglich, höhere Kompressionsverhältnisse einzustellen, ohne daß Betriebsbedingungen entstehen, die zu Klopferscheinungen führen. Schließlich geht der geringere Luftverschmutzungsgrad der erfindungsgemäßen Kolbenmaschine während des Betriebs und bei fehlender Wartung nicht verloren.

Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus .der nachfolgenden, beispielsweisen Beschreibung in Verbindung mit den Zeichnungen. Es zeigen:

Fig. 1 einen Querschnitt einer Verbrennungskammer mit einer Mehrkolben-Anordnung;

Fig. 2 einen Querschnitt des die Haupt- und Hilfskurbelwelle verbindenden Getriebes längs der Linie 2-2 der Fig. 3;

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S¹Ig. 3 einen Längsschnitt des in Fig. 2 gezeigten Getriebes längs der Linie 3-3;

Fign. 4-13 eine schematische Bildfolge, die die Beziehung des Volumens zum Kurt)elwellenwinkel während einer Umdrehung der Hauptkurbelwelle um 180° .qualitativ darstellt ;

Fig. 14 zwei Kurven, die die qualitative Abhängigkeit des Yerbrennungskammervolumens vom Drehwinkel der Hauptkurbelwelle bei einer Drehung der Hauptkurbelwelle von 180° für einen Motor mit 'Einzelkolben und den erfindungsgemäßen Doppelkolbenmotor darstellen, wobei der Hubraum des- Hilfskolbens 15 % des Hauptkolben-Hubraums beträgt;

Fign. 15, 16 und 17 die Abhängigkeit des Gesamthubraums von dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle bei einer Drehung über 80° nach Durchgang der oberen Totpunktlage für verschiedene Kombim tionen des Haupt- und Hilfskolbenhubraums;

Fig. 18 ein Druck-Volumendiagramm zum Vergleich des Carnot-, Otto- und Dieselprozesses, aus dem die Betriebsweise des erfindungsgemäßen Doppelkolbenmotors ersichtlich ist;

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Pig. 19 eine Kurven schar, die die Abhängigkeit des G-esamthubraums vom Drehwinkel der Hauptkurbelwelle für verschiedene Verschiebungswinkel der Hilfskurbelwelle zeigt, wobei der Hubraum des Hilfskolbens 15 % des Hauptkolbenhubraums beträgt;

Pig. 20 eine Kurvenschar, die das Kompressionsverhältnis in Abhängigkeit vom Verschiebungswinkel für verschiedene Kombinationen der Haupt- und Hilfskolbenhubräume zeigt;

fign. 21, 22, 23 und 24 mehrere Kurven, die die Abhängigkeit des Expansionsverhältnisses vom Kurbelwellenwinkel nach Erreichen des das Minimalvolumen ergebenden Kurbelwellenwinkels für verschiedene Phasenverschiebungen und einen konstanten Hubraum des Haupt- und Hilfskolbens darstellen. ·

Gemäß Pig. 1 enthält der Motor einen Motorblock 2 und einen damit verschraubten Zylinderkopf 4, in denen jeweils Wasserkühlkanäle 6 ausgebildet sind*

Eine Hauptkurbelwelle 8 ist in üblicher Weise im Motorblock 2 gelagert. Ein an der Hauptkurbelwelle 8 ausgebildeter Exzenterzapfen 10 ist mit seiner Mittellinie 12 exzentrisch zur Drehachse 14 der Hauptkurbelwelle 8 angeordnet. Ein Pleuel 16 ist

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über ein Pleuellager 18 am Exzenterzapfen 10 gelagert.

An seinem anderen Ende ist das Pleuel 16 über ein Kolbenbolzenlager 22 schwenkbar mit einem Kolbenbolzen 20 verbunden; der Kolbenbolzen 20 ist seinerseits am Hauptkolben 24- befestigt. Zu Kompressionszwecken und als Ölfänger sind Kolbenringe 26 in Hüten des Kolbens 24 angeordnet. Wenn daher die Hauptkurbelwelle um ihre Drehachse 14 umläuft, bewegt sich der Hauptkolben 24 in der Bohrung 28 des Motorblocks nach oben und unten und ändert das Volumen in der Verbrennungskammer 30.

Im Zylinderkopf 14 sind Einlaßkanäle 32 und Auslaßkanäle 34 angeordnet, die mit der Verbrennungskammer 30 über Tellerventile 36 verbunden sind. Die Tellerventile 36 werden über eine nicht-gezeigte Ventilbetätigungseinrichtung in herkömmlicher V/eise durch eine Nockenwelle gesteuert. Bei einem Motor mit Fremdzündung sind in der Verbrennungskammer 30 eine oder mehrere, nicht-gezeigte Zündkerzen angeordnet, die durch eine herkömmliche Zündeinrichtung betätigt werden.

Insoweit hat der Motor eine herkömmliche Bauweise und die gezeigte Verbrennungskammer kann als der eine Zylinder einer irgend beliebigen, üblichen Kolbenmaschine, beispielsweise eines Ay, 6-, V-8-Kolbenmotors oder dgl. betrachtet werden.

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Zusätzlich zu den oben beschriebenen, herkömmlichen Bauteilen enthält der erfindungsgemäße Motor eine Hilfskurbelwelle 38, die im Motorblock 2 gelagert ist. Ein an&er Hilfskurbelwelle 38 ausgebildeter Exzenter zapf en 40 ist über ein Pleuellager 44 drehbar mit einem Hilfspleuel 42 verbunden. An seinem oberen Ende ist das Hilfspleuel 42 über einen Kolbenbolzen 48 und ein Kolbenbolzenlager 50 mit einem Hilfskolben 46 gekoppelt. Dieser Hilfskolben 46 ist ebenfalls mit Kolbenringen 52 versehen und bewegt sich in einer Hilfsbohrung 54 des Motorblocks 2. Der Hubraum des Hilfskolbens 46 ist geringer als der Hubraum des Hauptkolbens 24 und beträgt nach dem Maßstab der S¹Ig. 1 etwa 15 % des Hauptkolbenhubraums.

Die Verbrennungskammer 30 bildet einen Verbindungskanal zwischen den Verdrängungsvolumina des Haupt- und Hilfskolbens. Infolgedessen beeinflußt die Bewegung beider Kolben in ihren jeweiligen Bohrungen das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 3Q.

Die Hauptkurbelwelle 8 und die Hilfskurbelwelle 38 sind über ein Getriebe, beispielsweise einen Zahnrad-, Ketten- oder Zahnriementrieb, derart miteinander verbunden, daß die Hilfskurbelwelle 38 mit einer höheren Drehzahl (Winkelgeschwindigkeit) umläuft als die Hauptkurbelwelle 8, wobei diese höhere Drehzahl bei einem Viertaktmotor ein ganzzahliges Vielfaches der halben Drehzahl der Hauptkurbelwelle, d.h. 1,5, 2, 2,5, 3, 3,5 Usw, und im Falle eines Zweitaktmotors ein ganzzahliges Vielfaches

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der Drehzahl der Hauptkurbelwelle, d.h. 2, 3, 4 Usw, ist.

Vorzugsweise ist ferner eine Stellvorrichtung vorgesehen, die eine Verschiebung des Phasenwinkel zwischen der Hauptkurbelwelle und der Hilfskurbelwelle über einen begrenzten Bereich ermöglicht, ohne daß ihr durchschnittliches Drehzahlverhältnis geändert wird.

Eine zu diesem Zweck geeignete, einfache Stellvorrichtung ist in den Fign. 2 und 3 gezeigt. Die Durchmesser der in diesen Fign. gezeigten Zahnräder sind so bemessen, daß die Hilfskurbelwelle 38 mit einer Winkelgeschwindigkeit umläuft, die dreimal so groß wie die der Hauptkurbelwelle 8 ist.

Gemäß Pig. 3 ist die Hauptkurbelwelle 8 an ihrem einen Ende mit einem Sonnenrad 60 verschraubt und trägt ferner über Lager 64 und 66 eine Gegenwelle 62. Die Gegenwelle 62 ist mit einem Zahnrad 68 verschraubt, das sowohl eine Innenverzahnung 70 als auch eine Außenverzahnung 72 aufweist. Die Innenverzahnung 70 kämmt mit drei Planetenrädern 74, die auf drei Wellenzapfen angeordnet sind, welche ihrerseits auf einem Planetenradträger 78 angebracht sind. Die Planetenräder 74 kämmen außerdem mit dem Sonnenrad 60; wenn daher der Planetenradträger 78 feststeht, dreht sich das Zahnrad 68 mit einer gegenüber der Hauptkurbelwelle 8 verringerten Winkelgeschwindigkeit.

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Die Außenverzahnung 72 des Zahnrads 68 kämmt mit einem Zahnrad 80, das mit dem Ende der Hilfskurbelwelle 38 verschraubt ist. Solange der Planetenradträger 78 feststeht, ist die Winkelgeschwindigkeit der Hilfskurbelwelle 38 dreimal so groß wie die der Hauptkurbelwelle 8.

Der Planetenradträger 78 ist jedoch über ein Lager 84 schwenkbar auf einem Ansatz 82 des Motorblocks 2 gelagert. Ein vorzugsweise einstückig am Planetenradträger 78 angebrachter Betätigungsarm 86 dient zum Verschwenken des Planetenradtragers über einen geringen Winkel, um den Phasenwinkel zwischen den beiden Kurbelwellen 38 und 8 zu verändern. Am freien Ende ist der Betätigungsarm 86 über einen Zapfen 90 mit einer Servo-Kolbenstange 88 verbunden; der Servozylinder 92 ist über einen Zapfen 94 am Motorblock 2 befestigt. In Abhängigkeit von geeigneten Steuergrößen wird die Servokolbenstange 88 ausgefahren oder zurückgezogen, wodurch der Planetenradträger 78 im Lager 84 verschwenkt und die Planetenräder 74 verstellt, und hierdurch erhöht oder verringert sich der Winkel zwischen dem Sonnenrad 60 und dem Zahnrad 68. Infolgedessen wird der Phasenwinkel der Hilfskurbelwelle 38 gegenüber der Hauptkurbelwelle 8 verändert, wobei jedoch ihr durchschnittliches Drehzahlverhältnis nicht verändert wird. Die Bedeutung dieser Phasenverschiebung wird weiter unten erklärt.

Die Phasenverschiebung wird durch ein Servoventil 96 gesteuert, das das verschlossene Ende des Zylinders 92 über eine Ollei-

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tung 98 oder das Kolbenstangenende des Zylinders 92 über eine Ölleitung 100 mit Öl versorgt. Das Servoventil 96 wird über eine Druckleitung 102 mit Öl versorgt und über eine Rückführleitung 104 zum Ölsümpf entlüftet.

Das Servoventil arbeitet in Abhängigkeit von vier Hauptbetriebsparametern des Motors: Den Druck in der Einlaßleitung, der über den Druckwandler 106 gemessen wird; die Motordrehzahl, die über einen Drehzahlgeber (Tachometer) 108 gemessen wird; die Motortemperatur, die durch/feinen Temperaturwandler 110 gemessen wird; und die Zulufttemperatur, die durch einen Temperaturfühler 112 ermittelt wird.

Für jede Kombination dieser Hauptbetriebsparameter gibt es eine optimale Lage der Servokolbenstange 88'. Die Lage dieser Kolbenstange wird durch ein Rückkoppelungsgestänge 114 überwacht. Die Arbeitsweise des Motors ist qualitativ aus der Bildfolge der Fign. 4 bis 13 ersichtlich, die die Volumen-Zeitabhängigkeit der Verbrennungskammer darstellen. In diesen Figuren wird davon ausgegangen, daß der Motor mit einem Phasenwinkel von Null arbeitet, was bedeutet, daß beide Kolben die obere Umkehrlage gleichzeitig erreichen, und ferner wird davon ausgegangen, daß die Winkelgeschwindigkeit der Hilfskurbelwelle 38 dreimal so groß wie die der Hauptkurbelwelle 8 ist.

Gemäß Fig. 4 befinden sich beide Kolben am oberen Umkehrpunkt, der geringfügig nach dem Beginn der Verbrennung erreicht wird

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oder mit dieser zusammenfällt, und beide Kurbelwellen sind am oberen !Totpunkt. Zu diesem Zeitpunkt erreicht das Volumen der Verbrennungskammer 30 seinen Minimalwert.

Gemäß Pig. 5 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 um 20° über ihre obere Totpunktlage hinausgedreht j zu diesem Zeitpunkt hat sich die Hilfskurbelwelle 38 um 60° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht. Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer hat infolge der geringfügigen Abwärtsbewegung des Hauptkolbens 24 und der größeren Abwärtsbewegung des Hilfskolbens 46 zugenommen. Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 30 und die Expansionsgeschwindigkeit sind beide merklich größer, als wenn sich nur der Hauptkolben 24 allein bewegt hätte.

Gemäß Pig. 6 hat sich die Hauptkurbelwelle um 40° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht; gleichzeitig hat sich die Hilfskurbelwelle um 120° über ihre obere Totpunktlage hinaus bewegt. Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 30 und die Expansionsgeschwindigkeit sind beide immer noch merklich größer, als wenn sich der Hauptkolben 24 allein gedreht hätte.

Gemäß Pig. 7 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 um 60 und die Hilfskurbelwelle um 180° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht, wobei die Hilfskurbelwelle ihre untere Totpiinictlage erreicht hat. Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 30 ist wiederum noch merklich größer als dies bei einer Bewegung des Haupt-

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kolbens 24 allein der Fall wäre, jedoch, "befindet sich der Hilfskolben 46 an seinem unteren Umkehrpunkt in momentaner Ruhe, und die Expansionsgeschwindigkeit ist augenblicklich allein von der Bewegung des Hauptkolbens 24 abhängig.

Gemäß 3?ig. 8 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 um 80° an ihrer oberen Totpunktlage vorbeigedreht, während die Hilfskurbelwelle 58 nunmehr um -240° an ihrer oberen Totpunktlage oder um 60 an ihrer unteren Totpunktlage vorbeigewandafc ist. Der Hilfskolben 46 befindet sich daher auf dem Rückhub, und das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 30 ist entsprechend kleiner als vorher, jedoch immer noch größer, als wenn es vom Hauptkolben 24 allein abhängig wäre. Außerdem ist die Expansionsgeschwindigkeit kleiner, als wenn nur der Hauptkolben 24 vorhanden wäre. Infolge der Aufwärtsbewegung des Hilfskolbens 46 werden jedoch aus seinem Hubraum Gase in den Hubraum des Hauptkolbens 24 gefördert, wodurch die Turbulenz verstärkt wird.

Gemäß Pig. 9 befindet sich die Hauptkurbelwelle 8 100° hinter, ihrer oberen Totpunktlage, während sich die Hilfskurbelwelle 38 um 300° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht hat und nunmehr nach einem Drehwinkel von nur noch 60 ihre obere Totpunktlage erneut erreicht. Die Verhältnisse sind im allgemeinen die gleichen wie in Pig. 8, jedoch noch ausgeprägter.

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Gemäß Fig. 10 "befindet sich die Hauptkurbelwelle 8 120° hinter ihrer oberen Totpunktlage, während die Hilfskurbelwelle 33 erneut ihre obere Totpunktlage erreicht hat, so daß sämtliche Gase im Hubraum des Hilfskolbens 46 in den Hubraum des Hauptkorbens 24 zurückgeführt worden sind. An dieser Stelle sind sowohl das Gesamtvolumen als auch die Expansionsgeschwindigkeit genau die gleichen, wie wenn lediglich der Hauptkolben 24 vorhanden wäre. Der Hilfskolben 46 hat seinen Hauptzweck erfüllt, wie dies weiter unten beschrieben wird.

Gemäß den 3Pign. 11 und 12 bewegen sich beide Kolben wiederum nach unten, bis beide Kolben gemäß Pig. 13 ihre untere Totpunktlage erreicht haben, wodurch der Expansionshub beendet wird.

Der Korapressionshub verläuft genau umgekehrt zum Expansionshub. Während der Kompression besteht der Hauptvorteil des erfindungsgemäßen Hehrkolbenmotors in einer merklich besseren, sogar vor der Verbrennung erfolgenden Vermischung, da die Gase zwischen den Hubräumen der beiden Kolben teilweise hin- und hergefördert werden.

Die Thermodynamik untersucht die Form und Größe des im Druck-Volumendiagramm oder Temperatur-Entropiediagramm umschlossenen Flächenbereichs. Rein theoretisch ist die pro Arbeitstakt geleistete Arbeit lediglich von der Größe der in einem derartigen Diagramm umschlossenen Fläche abhängig und unabhängig von der

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Bewegungsgeschwindigkeit innerhalb eines betrachteten Arbeitstaktes. .Bei einem herkömmlichen Motor, der lediglich einen Kolben je Verbrennungskammer (oder auch zwei Kolben, die mit dem gleichen Geschwindigkeitszyklus arbeiten) aufweist, ist der zeitliche Verlauf der Geschwindigkeit während eines Arbeitstaktes durch die mechanischen Verhältnisse des Motors festgelegt. Selbst wenn der Motor beschleunigt oder verzögert wird, ändert sich diese Größe lediglich geringfügig und momentan. Dies gilt unabhängig von der Drehzahl des Motors. Denn unabhängig von der für einen betrachteten Arbeitstakt benötigten Gesamtzeit bleibt der für einen betrachteten Ausschnitt eines Arbeitstaktes benötigte Bruchteil der Gesamtzeit unabhängig von der Drehzahl und bestimmt sich allein nach der mechanischen Bauweise des Motors, da die Volumen-Zeitabhängigkeit durch die mechanischen Verhältnisse festgelegt wird.

Diese Bedingung ist klar aus einer Betrachtung der Volumen-Zeitabhängigkeit ersichtlich. In sämtlichen Diagrammen ist die zur Kornpression und Expansion benötigte Gesamtzeit in 360 Zeiteinheiten angegeben. Somit ist jede Zeiteinheit diejenige Zeitdauer, die die Hauptkurbelwelle 8 zum Durchwandern eines Winkels von 1° benötigt. Eine kennzeichnende Gruppe quantitativer Verjleichskurven ist in den Fign. 14, 15, 16 und 17 gezeigt. In diesen und, falls nicht anders angegeben, auch in allen anderen Kurven wurde das Verhältnis des Kolbenhubs zum Kurbelwellenwinkel aufgrund einer Pleuellänge ermittelt, die das 1,75-fache

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des Hubs des zugehörigen Kolbens beträgt, was die- in der Praxis gewählte Bemessung in guter Näherung wiedergibt. Dies gilt für die Pleuel-Längenverhältnisse sowohl des Haupt- als auch des Hilfskolbens.

G-emäß den Fign. 14 bis 17 wird davon ausgegangen, daß das Minimal volumen eine Volumeneinheit beträgt und daß beide Kolben ihre obere Totpunktlage gleichzeitig erreichen, d.h. der Phasenwinkel Null ist. Außerdem wird davon ausgegangen, daß die Hilfskurbelwelle dreimal so schnell wie die Hauptkurbelwelle umläuft. Der Nullpunkt der Zeit oder des Kurbelwellenwinkels tritt ein, wenn sich der Hauptkolben und die Hauptkurbelwelle an ihrer oberen Totpunktlage befinden. Zu diesem Zeitpunkt wird das Minimalvolumen erreicht. Bei einem Phasenwinkel von Mull befinden sich der Hilfskolben und die Hilfskurbelwelle zu diesem Zeitpunkt ebenfalls an ihrer oberen Totpunktlage.

In Fig. 14 ist die Volumen-Zeit- (Kurbelwellenwinkel) Abhängigkeit für zwei theoretische Verbrennungskammern verglichen, deren jede einen Hauptkolben aufweist, dessen Hubraum das 15-fache des Minimalvolumens beträgt. Die eine, mit O bezeichnete Kurve zei&t den Verlauf des Gesamtvolumens bei einer Dre-

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hung der Hauptkurbelwelle um 180° für den Pail, dai-3 der Hubraum des Hilfskolbens Null ist, d.h., der Hilfskolben keinen üiinfluß hat. Die zweite, mit 2,25 bezeichnete Kurve ^iIt für eine theoretische Verbrennungskammer mit dem gleichen Mubraum

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des Hauptkolbens, jedoch unter dein Einfluß eines Hilfskolbens, dessen Hubraum 2,25 Volumen-Einheiten oder 15 % des Hubraums des Hauptkolbens beträgt. Der weit raschere Anstieg des Gesamtvolumens oder der Expansionsgeschwindigkeit ist während der ersten 60 der "Winkelbewegung der Hauptkurbelwelle iclar ersichtlich.

In Pig. 15 sind die Expansionsgeschwindigkeiten an nand der Volumen-Kurbelwellenwinkel-Beziehungen für vier unterschiedliche Werte des Hilfskolben-Hubraums bei einem festen Hubraum des Hilfskolbens von 10 Volumen-Einheiten (bezogen auf ein Kiniraalvolumen von 1 Volumen-Einheit) verglichen. Die Kurve A zeigt die Volurnen-Zeitbeziehung für den Fall, daß der Hubraum des Hilfskolbens Null beträgt; dies ist die Vergleichssituation, die sich bei einem herkömmlichen Einzelkolben-Motor ergibt. Die Kurven sind lediglich über einen Drehwinkel der Hauptkurbelwelle zwischen KuIl und 80° gezeigt, da dies der in erster Linie interessierende Bereich ist.

Die Kurve J3 zeigt aie Bxpansionsgeschwindigiceit, wenn der Hubraum aes Hilfskolbens 1ü % des Hauptkolben-Hubraums beträgt, d.n. eine Vοlumeneinheit. Es ergibt sich eine sehr erhebliche Verbesserung aer .Zunahmegeschwindigkeit des Volumens.

In ähnlicher Weise zeigt die Kurve U die Expansionsgeschwindigüeix, wenn uer Huorauii des HilfSiiolDens 15 >o des Eauptkolben-

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Hubraums beträgt, d.h.. 1,5 Volumen-Einheiten; es ist ersichtlich., daß sich eine weitere Erhöhung der Volumenänderungsgeschwindigkeit ergibt.

Die Kurve D zeigt die Daten für die Expansionsgeschwindigkeit, wenn der Hubraum des Hilfskolbens 20 % des HauptkoIben-Hubraums beträgt, d.h. 2 Volumen-Einheiten; wiederum ist eine noch weitere Erhöhung der Volumenänderungsgeschwindigkeit zu ersehen.

In Fig. 16 sind vier Vergleichskurven dargestellt, jedoch beträgt in diesem Fall der konstante Hubraum des Hauptkolbens 15 Volumen-Einheiten. Die vier Kurven zeigen die Bedingungen für einen Hubraum des Hilfskolbens von 0,10 %_t 15 % und 20 % des Hauptkolben-Hubraums oder 0, 1,5, 2,25 und 3,0 Volumen-Einheiten. Wiederum nimmt die Volumenzunahmegeschwindigkeit oder Expansionsgeschwindigkeit mit wachsendem Hubraum des Hilfskolbens zu; außerdem ist ersichtlich, daß die Expansionsgeschwindigkeit auch mit wachsendem Hubraum des Hauptkolbens zunimmt .

In ähnlicher Weise sind in Fig. 17 vier zusätzliche Vergleichskurven dargestellt, jedoch beträgt in diesem Pail der konstante Hubraum des Hauptkolbens 20 Volumen-Einheiten. Die vier Kuven zeigen wiederum die Betriebsbedingungen bei einem Hubraum des Hilfskolbens von 0, 10 96, 15 % und 20 % des Hauptkolben-Hubraums oder 0, 2,0, 3,0 und 4,0 Volumen-Einheiten. Es ist er-

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sichtlich, daß die Expansionsgeschwindigkeit mit wachsendem Hubraum des Hilbskolbens zunimmt -und daß - wie ein Vergleich mit den Kurven der lign. 15 und 16 ergibt, auch eine Erhöhung der Expansionsgeschwindigkeit entsprechend dem Hubraum des Hauptkolbens erfolgt.

Die oben gezeigte Erhöhung der Expansionsgeschwindigkeit wäre von geringem Interesse, falls die durch eine Verbrennung erfolgende Wärmeentwicklung in einem nach dem Otto-Prozess arbeitenden Motor momentan (bei konstantem Volumen) erfolgen würde, wie dies theoretisch angenommen wird.· Die Wärmeentwicklung in einem nach dem Otto-Prozess arbeitenden Motor benötigt jedoch eine begrenzte Zeitdauer und dies ist in der Praxis von beträchtlicher Bedeutung.

Da die Verbrennung oder Wärmeentwicklung eine begrenzte Zeitdauer benötigt, ist es möglich, diese Erscheinung mit der rascheren Expansion der Verbrennungsgase derart zu koppeln, daß

τι MVi pt*
die Wärmeentwicklung cw«,.!., i'äxigs eines Zustandes konstanten Drucks erfolgt, wie dies beim theoretischen Diesel-Prozess der Fall ist, oder sogar noch näher längs eines Zustande konstanter temperatur, wie dies beim Garnot-frozess der Pail ist.

Bei Anwendung auf einen Diesel-Prozess wird durch die Erhöhung der Expansionsgeschwindigkeit auch der der Wärmezufuhr dienende Abschnitt des Arbeitszyklus derart verändert, daß er in Richtung

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- IS -

einer genaueren Annäherung an eine isotherme Expansion irersehoben wird.

!Thermodynamisch wird für eine betrachtete Höchsttemperatur der maximale Wirkungsgrad erreicht, wenn die Wämesufuhr zum Arbeitsgas bei einer konstanten Sesperatur, nämlich dieser Höchsttemperatur erfolgts, d.h. wenn die Wäraiefreigabe in das Sas genau mit derjenigen Wärmezufuhr übereinstimmt, die für eine isotherme Expansion des Gases erforderlich ist. Der theoretische Otto-Prozess ist weit von diesem Optimum entfernt, da die gesamte Wärme theoretisch bei einem konstanten Volumen in das Gas gelangt. Der Diesel-Prozess ist günstiger·» da die Wärme dem Strömungsmittel theoretisch "bei einem konstanten Druck zugeführt wird, jedoch wird dies in der Praxis nicht erreicht.

Eine Terhältnismäßig größere Sxpansiorisgeschwindigkeit während der Verbrennung oder Wärmefreigabe führt dagsu₉ daß jeder dieser Prozesse stärker an das Ideal einer isothermen Wärmezufuhr des Oarnot-Prozesses angenähert wird«

Diese Verhältnisse sind graphisch in Fig. 18 dargestellt, einem Druck-Volumendiagramm mit übereinanderliegenden Otto-, Diesel- und Garnot-Prozessen, die die theoretisch identische Maximaltemperatur erreichen. Die Linie GD ist die gemeinsame Sxpansionslinie nach der Wärmezufuhr oder Verbrennung; dies ist eine adiabatische Expansionslinis_e was bedeutet, daS während der

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Expansion Wärme weder zu- noch abgeführt wird.

Ein Otto-Prozess führt längs der Linie AB, die ebenfalls eine Adiabate ist, vom Punkt A zum Punkt B; an dieser Stelle minimalen Volumens wird eine Wärmemenge Q'zugeführt, die zu einer Druckerhöhung von B nach G längs der Linie BG konstanten Volumens führt. Die während dieses Arbeitstaktes geleistete Arbeit ist durch die Fläche ABGDA dargestellt. (Der Einfachheit halber und da. für den Vergleich unbeachtlich , ist der Entlüftungsabschnitt des Arbeitszyklus begradigt.)

Ein Diesel-Prozess , bei dem die gleiche Wärmemenge Q zugeführt wird, ist im Diagramm durch ABEGD dargestellt. Hier verläuft die adiabatische Kompression über den Punkt B hinaus zum Punkt E. Es wird die gleiche Wärmemenge Q zugeführt, wobei sich jedoch das Gas bei konstantem Druck von E nach C ausdehnt. Der Flächenbereich BECB stellt die zusätzliche Arbeit dar, die im Vergleich zum Otto-Prozess durch den Diesel-Prozess bei der gleichen Wärmezufuhr Q, der gleichen Maximaltemperatur und dem gleichen Höchstdruck geleistet wird.

Ein theoretischer Garnot-Prozess ist im Diagramm durch ABEFGD dargestellt; der Punkt F ist nicht ausdrücklich im Diagramm dargestellt, sondern befindet sich in einem gewissen Abstand jenseits der oberen Bildgrenze. Die adiabatische Kompression verläuft über den Punkt E hinaus zum Punkt F. Es wird die gleiche

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Wärmemenge Q zugeführt, wobei das Gas jedoch bei konstanter Temperatur längs der Linie PC expandiert. Die geleistete Arbeit des gesamten Zyklus ist die Fläche ABEi¹CDA; bei gleicher Wärmezufuhr Q und bei gleicher maximaler Betriebstemperatur ist die im Vergleich zum Diesel-Prozess zusätzlich erhaltene Arbeit der Flächenbereich S¹CEI¹ und die im Vergleich zum Otto-Prozess erhaltene zusätzliche Arbeit der Flächenbereich BEi¹CB.

Aus dieser Analyse ergibt sich deutlich der Vorteil einer Wärmezufuhr bei koiEbanter Temperatur, was seit langem bekannt ist. Jede Annäherung an das theoretische Ideal bedeutet einen Fortschritt; es gänzlich zu erreichen, macht jedoch in der Praxis Schwierigkeiten,- da die Maximaldrücke übermäßig groß werden. Jedoch ist ein Kompromiß zwischen dem idealen Carnot-Prozess und dem Otto- oder Diesel-Prozess sicherlich von Vorteil.

Wie bereits erwähnt, wird in der Thermodynamik nicht die Geschwindigkeit untersucht, mit der das Gas von einem zum anderen Punkt dieser theoretischen Linien strömt. Unter der Berücksichtigung der praktischen Erfahrung, daß die Verbrennung oder Wärmezufuhr eine endliche Zeit benötigt, läßt sich Mcht einsehen, daß eine raschere anfängliche Expansion während des Verbrennungsvorganges dazu führt, daß die Verbrennung oder Wärmezufuhr sich in Richtung des Carnot-Prozesses mit einer isothermen Wärmezufuhr verschiebt.

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Anders ausgedrückt ermöglicht eine raschere anfängliche Expansion die Verwendung höherer Kompressionsverhältnisse als "bisher möglich, da aufgrund dieser rascheren anfänglichen Expansion die Maximalwerte der Temperatur und des Drucks herabgesetzt werden, die normalerweise mit den üblichen Expansionsgeschwindigkeiten bei Motoren mit Einzelkolben erreicht werden würder.

Die raschere anfängliche Expansion führt nicht notwendigerweise zu einer vollkommen isothermen Wärmezufuhr (die wegen des übermäßigen Drucks auch gar nicht erwünscht ist), sondern zu einer stärkeren Annäherung an die isotherme Wärmezufuhr, wodurch der thermodynamische Wirkungsgrad des Motors verbessert wird. Aufgrund dieses höheren Wirkungsgrades für eine betrachtete Maximaltemperäur Jsb es möglich, diese Maximalt emp eratur zu senken und dennoch den gleichen Betrag an geleisteter Arbeit zu erhalten.

Dias ist im Diagramm durch die Fläche ABG-HJKA dargestellt, die die gleichen Fläehengröße wie ABGDA im Otto-Prozess hat, jedoch eine geringere Maximaltemperatur und einen geringeren Höchstdruck aufweist; die benötigte Wärmezufuhr ist geringer, jedoch wird der gleiche Betrag an Arbeit geleistet wie beim Otto-Prozess.

Dies ist aus dem Druck-Volumendiagramm ersichtlich, in welchem die Linie der Wärmezufuhr für den Garnot-Prozess (Linie FC) eine

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Linie konstanter Temperatur (Isotherme) ist, die durch den Punkt G verläuft, welcher eine gemeinsame Stelle maximaler Temperatur und maximalen Drucks für den theoretisch äquivalenten Otto- und Diesel-Prozess darstellt. Aus Vergleichsgründen ist diese Isotherme bis zum Punkt X verlängert dargestellt; die Iiinie PCX ist somit eine Isotherme , die die Maximaltemperatur des Carnot-, Otto- und Diesel-Prozesses angibt.

Die Isotherme , die die Maximaltemperatur darstellt, welche im Arbeitszyklus ABSHJKA erreicht wird, verläuft durch den Punkt J maximaler Temperatur und ist durch die Linie YZ dargestellt. Die am Punkt J erreichte Maximaltemperatur liegt etwa 11 % unter der am Punkt C erreichten Maximaltemperatur, trotzdem die geleistete Arbeit von ABG-HJKA nominell die gleiche wie die von ABGDA ist.

Mit anderen Worten läßt sich mit dem verbesserten thermodynamik chen Kreislauf, der durch einen mit mehreren Geschwindigkeiten umlaufenden Yielfachfeolben-Motor erzielbar ist, eine Kombination von höherem Kompressionsverhältnis und geringerer Wärmezufuhr verwenden und eine geringere Maximaltemperatur und ferner ein höherer Wirkungsgrad erreichen.

Eine geringere Wärmezufuhr ermöglicht ihrerseits die Verwendung magerer Luft-Brennstoffgemische, woraus sich eine vollständigere

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Verbrennung (bis zu einem gewissen Ausmaß, da extrem magere Gemische zu anderen Schwierigkeiten führen) ergibt und die Luftverschmutzungsemission hinsichtlich des Ausstoßes unverbrannter oder unvollständig verbrannter Kohlenwasserstoffe verbessert wird. Andererseits wird durch eine geringere Maximaltemperatur die Bildung von Stickstoffoxyden unterdrückt.

Klopferscheinungen sind ein Phänomen, dessen grundsätzlicher Ablauf seit mehr als 40 Jahren bekannt istj es beruht auf der plötzlichen und selbsttätigen Explosion des letzten Teils des Luft-Brennstoffgemisches, bevor dies von der sich ordnungsgemäß ausbreitenden fflammenfront erreicht wird. Dies führt zu einem äußerst scharfen Druckanstieg und zur Erzeugung von Druckwellen, die thermodynamisch unwirksam und mechanisch nachteilig sind.

Das Klopfen wird durch die Stabilität des Brennstoffs und die Temperatur und den Druck der unverbrannten Restgase in der Nähe des Endabschnitts der Verbrennung beeinflußt. Auch hier erweist sich der Vielfachkolbenmotor als äußerst vorteilhaft. Infolge der rascheren Expansion während der Verbrennung verringert sich die Klopfneigung, da der rasche Druck- und Temperaturanstieg, der einem Motor in Einzelkolbenbauweise anhaftet, verringert wird.

Die obigen Ausführungen sind eine kurze Zusammenfassung der infolge der rascheren anfänglichen Expansion erzielbaren Vor-

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teile eines Vielfachkolbenmotors, bei dem der Hilfskolben mit einer höheren Drehzahl als der Hauptkolben umläuft, wobei jedoch beide Kolben ihre obere Totpunktlage gleichzeitig erreichen.

Ein gleichjwichtiges Merkmal der Vielfachkolbenmaschine besteht darin, daß sich das Kompressionsverhältnis des Motors verändern läßt, indem die Winkelbeziehung der Hilfskurbelwelle gegenüber der Hauptkurbelwelle verstellt wird. Dies wird dadurch erreicht, daß der Planetenradtrager mit Hilfe eines Hydraulikzylinders oder einer anderen Betätigungsvorrichtung in Abhängigkeit von geeigneten Steuergrößen verstellt wird.

Wenn beide Kolben ihre obere Totpunktlage im gleichen Augenblick erreichen, ist das Volumen der Brennkammer in diesem Moment auf dem absoluten Minimalwert; falls jedoch der Hilfskolben seine obere Totpunktlage zu irgendeinem Zeitpunkt erreicht, bevor oder nachdem der Hauptkolben seine obere Totpunktlage erreicht hat, wird der Betriebszustand minimalen Volumens an einer bestimmten Zwischenstelle erreicht; und dieses Minimalvolumen ist größer als das Minimalvolumen, das erzielt wird, wenn beide Kolben gleichzeitig ihre obere Totpunktlage erreichen.

Infolgedessen ist das Minimalvolumen eine Funktion der Winkelbeziehung zwischen den beiden Kurbelwellen. Dies ist durch die vier Kurven in Pig. 19 gezeigt.

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Die Parameter für diese Kurven sind wie folgt: Wenn beide Kolben sich in der oberen Totpunktlage (!EDC) befinden, soll das Minimalvolumen eine Volumeneinheit betragen; der Hubraum des Hauptkolbens ist 15^- Volumen-Einheiten; der Hubraum des Hilfskolbens beträgt 2,25 Volumen-Einheiteijbder 15 % des Hubraums des Hauptkolbens; die Hilfskurbelwelle dreht sich mit einer Winkelgeschwindigkeit, die dreimal so groß, wie die der Hauptkurbelwelle ist; der Phasenwinkel zwischen den Kurbelwellen ist veränderbar.

Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer ist über den Drehwinkel der Hauptkurbelwelle zwischen TDG und 90° nach TDG aufgetragen, wobei dies der hauptsächlich interessierende Bereich ist. Die mit 0 bezeichnete Kurve zeigt die Beziehung zwischen dem Volumen und dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle bei Phasengleichheit der Haupt- und Hilfskurbelwelle, d.h. wenn beide Kurbelwellen ihre obere Totpunktlage gleichzeitig erreichen; dies ist die gleiche Kurve wie die Kurve C in Pig. 16. Die mit 20 bezeichnete Kurve zeigt die Beziehung zwischen dem Volumen und dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle, wenn die Hilfskurbelwelle um 20° nachläuft, d.h. die Hilfskurbelwelle erreicht ihre obere Totpunktlage, wenn sich die Hauptkurbelwelle bereits um 20 über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht hat. Das Minimalvolumen, das infolge des gegenseitigen Zusammenwirkens der beiden Kolben erreicht wird, beträgt in diesem EaIl etwa 1,3 Volumen-Einheiten; dieses Minimalvolumen wird erreicht, wenn sich die Hauptkurbel-

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welle um etwa 13° über ihre obere Totpunkt lage hinaus gedreht hat.

In entsprechender Weise zeigt die mit 40 bezeichnete Kurve die Beziehung zwischen dem Volumen und dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle, wenn die Hilfskurbelwelle der Hauptkurbelwelle um 40° nachläuft, d.h. wenn die Hilfskurbelwelle ihre obere Totpunktlage erreicht, nachdem sich die Hauptkurbelwelle bereits um 40° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht hat. In diesem Fall beträgt das erreichte Minimalvolumen etwa 2,3 Volumen-Einheiten; dieses Minimalvolumen wird erreicht, nachdem sich die Hauptkurbelwelle um etwa 23 über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht hat.

Die mit Ref. bezeichnete Kurve zeigt die Beziehung zwischen dem Volumen und dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle für einen Hilfskolben mit einem Hubraum von Null, d.h. das Volumen bestimmt sich allein nach dem Hubraum des Hauptkolbens. Alle übrigen Kurven müssen bei demjenigen Winkel, um die die Hilfskurbelwelle der Hauptkurbelwelle nachläuft, tangential zu dieser Bezugskurve verlaufen.

Das infolge der kombinierten Wirkung beider Kolben erreichte Minimalvolumen -nimmt bei einer Erhöhung des oben definierten Phasenwinkels merklich zu; sämtlicne übrigen Parameter bleiben konstant.

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Das Xompressionsverh.altn.is wird üblicherweise durch das Verhältnis des Ausgangsvolumens zum Minimalvolumen definiert. Als Ausgangsvolumen wird dasjenige Volumen der Verbrennungskammmer definiert, bei dem sich die Hauptkurbelwelle an ihrer· unteren Totpunktlage befindet (was nicht notwendigerweise das Maximalvolumen ist), und daraus wurden die Kurven der Pig. 20 errechnet, Der Phasenverschiebungswinkel ist derjenige Winkel, den die Hauptkurbelwelle nach dem Durchlaufen ihrer oberen Totpunktlage erreicht, wenn die Hilfskurbelwelle ihre obere Totpunktlage einnimmt.

Die Kurven A, B und G gemäß Pig. 20 ergeben sich bei einem Hubraum des Hauptkolbens von 20 Volumen-Einheiten und Hubräumen des Hilfskolbens von 4 bzw. 3 bzw. 2 Volumen-Einheiten, also Hilfskolbenhubräumen von 20 %, 15 % und 10 % des Hauptkolbenhubraums .

Die Kurven D, E und Έ zeigen das Kompressionsverhältnis bei einem Hauptkolben-Hubraum von 15 Voluraeneinheiten und Hubräumen des Hilfskolbens von 3 bzw. 2,25 bzw. 1,5 Volumen-Einheiten; dies bedeutet wiederum, daß der Hubraum des Hilfskolbens 20 % bzw. 15 % bzw. 10 % des Hauptkolbenhubraums beträgt.

In ähnlicher Weise zeigen die Kurven G-, H und J die Kompressionsverhältnisse bei einem Hubraum des Hauptkolbens von 10 Volumen-Einheiten und Hubräumen des Hilfskolbens von 2 bzw. 1,5 bzw. 1

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Volumen-Einheit; wiederum beträgt also der Hubraum des Hilfskolbens 20 % bzw. 15 % bzw. 10 % des Hauptkolbenliubraums.

Wie sich deutlich aus diesen Kurven ergibt, läßt sich das Kompressionsverhältnis in hohem Maße dadurch beeinflussen, daß lediglich der Phasenwinkel der Hilfskurbelwelle bezüglich der Hauptkurbelwelle verändert wird. Dieser Einfluß ist im Phasenwinkelbereich zwischen 10 und 50° besonders ausgeprägt.

Weitere bezüglich der Phasenverschiebung beachtliche Kurven sind in den Sign. 21 bis 24 dargestellt. Aus diesen Kurven ist zu entnehmen, daß die raschere anfängliche Expansion, die sich im Zustand der Phasengleichheit gemäß den Fign. 15, 16 und 17 ergibt, in gleicher Weise für die Eälle gilt, in denen der Phasenwinkel der Hilfskurbelwelle in Richtung einer Verringerung des Kompressionsverhältnisses verschoben wurde. Um dies zu verdeutlichen, ist eine vergleichende Darstellung der tatsächlichen Expansionsgeschwindigkeit eines mit Phasenverschiebung arbeitenden Vielfachkolbenmotors und eines entsprechenden Einzelkolbenmotors sinnvoll, dessen Kompressionsverhältnis gleich dem Kompressionsverhältnis des Vielfachkolbenmotors bei dem jeweiligen, spezifischen Phasenwinkel ist. Da das tatsächliche Kompressionsverhältnis des Vielfachkolbenmotors sich mit dem Phasenwinkel ändert, ist die vergleichende Darstellung für jeden Phasenwinkel auf einen unterschiedlichen äquivalenten Einzelkolben — motor bezogen.

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Die Expansionskurven gemäß den Fign. 21 bis 24 für Vielfachkorbenmotoren "basieren auf einem 3:1- Drehzahlverhältnis zwischen der Hilfs- und Hauptkurbelwelle, einem Hauptkolbenhubraum von 15 VolumBneinheiten, einem Hilfskolbenhubraum von 2,25 Volumen-Einheiten und einem Minimalvolumen von einer Volumen-Einheit in der Verbrennungskammer für den Pail, daß beide Kolben gleichzeitig ihre obere Totpunktlage erreichen. In den einzelnen graphischen Darstellungen wurden jedoch die Volumina in für jede Figur geändertem Maßstab auf eine andere Volumen-Einheit bezogen, derart, daß die Volumen-Einheit für den jeweils angegebenen, speziellen Phasenverschiebungswinkel gleich dem Minimalvolumen der Verbrennungskammer ist. Dies ermöglicht einen direkteren Vergleich des Kurvensatzes. Außerdem wurde der Maßstab der Achse, auf der die Zeit oder der Kurbelwellenwinkel aufgetragen ist, ebenfalls verändert, so daß die Zeiteinheiten oder Bogengrade ausgehend von demjenigen Winkel der Hauptkurbelwelle aufgetragen sind, bei dem das Minimalvolumen erreicht wird. Dies dient wiederum einem unmi-ttelbaren Vergleich sämtlicher Kurven.

In Fig. 21 sind durch die nicht-markierte Kurve die Daten für eine Phasenverschiebung von 10° angegeben. Das effektive Kompressionsverhältnis ist 16,73 : 1» "bei Phasengleichheit der Kurbelwellen und bei gleichen mechanischen Parametern würde sich ein Kompressionsverhältnis von 18,25 : 1 ergeben. Eine zweite, mit "Equiv. S.P." markierte Kurve zeigt die Daten für

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einen äquivalenten Einzelkorbenmotor mit einem Kompressionsverhältnis von 16,73 : 1. Aus einem Vergleich "beider Kurven ist ersichtlich, daß sich "bei dem Vielfachkorbenmotor eine merklich bessere Expansionsgeschwindigkeit als bei dem äquivalenten Einzelkorbenmotor ergibt.

In Fig. 22 zeigt die nicht-markierte Kurve die Expansionsgeschwindigkeit des gleichen Vielfachkolbenmotors, der jedoch jetzt mit einem Phasenverschiebungswinkel von 20° arbeitet. In diesem Fall wird ein Kompressionsverhältnis von 13,37 : 1 erreicht. Eine zweite, wiederum mit "Equiv. S.P." gekennzeichnete Kurve zeigt die Vergleichsdaten für einen äquivalenten Einzelkolbenmotor mit einem Kompressionsverhältnis von 13,37 J 1> die verbesserte Expansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ist wiederum deutlich ersichtlich.

In 3?ig. 23 zeigt die unmarkierte Kurve die Expansions daten für den gleichen Vielfachkolbenmotor, der nunmehr mit einer Phasenverschiebung von 30 arbeitet; das Kompressionsverhältnis ist auf 9,97 : 1 zurückgegangen. Die Vergleichskurve für einen äquivalenten Einzelkolbenmotor, der ebenfalls mit einem Kompressionsverhältnis von 9,97 : 1 arbeitet, ist wiederum mit "Equiv. S.P." bezeichnet. Auch hieraus ist die verbesserte Expansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ersichtlich.

In Fig. 24 zeigt die nicht-markierte Kurve die Expansionsdaten für den gleichen Vielfachkolbenmotor, der nunmehr eine

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Phasenverschiebung von 40 f, das Kompressionsverhältnis ist nunmehr auf 7,37 : 1 abgefallen. Die mit "Equiv. S. P." markierte Kurve zeigt wiederum die Vergleichsdaten für einen äquivalenten Einzelkolbenmotor, der auch mit einem Kompressionsverhäitnis von 7,37 : 1 arbeitet. Wiederum ist die verbesserte iixpansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ohne weiteres ersichtlich.

Die in den ffign. 21 bis 24 gezeigten Kurven dienen lediglich der beispielsweisen Veranschaulichung. Das gleiche allgemeine Betriebsverhalten läßt sich auch für andere Hubraumwerte des haupt- und Hilfskolbens nachweisen. Es soll lediglich gezeigt werden, daß die verbesserte Expansionscharakteristik des Vielfachkolbenmotors über einen gewissen Betriebsbereich erhalten bleibt, selbst wenn eine Phasenverschiebung in Richtung einer Verringerung des Kompressionsverhältnisses erfolgt.

Die Bedeutung dieser einfachen Verstellbarkeit des Kompressionsverhältnisses während des Betriebs des Motors ergibt sich klar aus einer Betrachtung der Betriebskriterien, die für die meisten Anwendungsfälle von Brennkraftkolbenmotoren gelten, insbesondere bei Verwendung in Kraftfahrzeugen. Bei einem Motor mit einem festen Kompressionsverhältnis wird das Kompressionsverhältnis derart bestimmt, daiB Klopferscheinungen ausgeschaltet oder sehr gering gehalten werden, wobei von den erhältlichen Brennstoffen und von eier i-iinimaldrehzahl ausgegangen wird, die aufgrund der

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Kennlinien des Kraftübertragungszuges bei voll geöffnetem Gaspedal zu erwarten ist. Bei den derzeitigen Motoren beträgt dieses feste Kompressionsverhältnis vernünftigerweise etwa 8 oder 10:1·

Andererseits ist der prozentuale Zeitanteil, während dessen ein betrachteter Motor mit oder in der Mähe einer voll geöffneten Drosselklappe arbeitet, während des normalen Betriebs sehr gering. Vielmehr ist es durchaus wahrscheinlich, daß der Motor hauptsächlich mit einer halb oder noch weniger geöffneten Drosselklappe arbeitet. Klopferscheinungen und weitere Verbrennungscharakteristika sind jedoch von den in der Verbrennungskammer erreichten Absoluttemperaturen und -drücken und nicht nur vom Kompressionsverhältnis abhängig. Die Absoluttemperaturen und -drücke, die in der Verbrennungskammer erreicht werden, sind teilweise vom Kompressionsverhältnis des Motors abhängig, jedoch auch vom Druck der Zuluft (Druck in der Einlaßleitung}, von der Zulufttemperatur und in geringerem Ausmaß von der Motortemperatur und -drehzahl. Beispielsweise können die !Temperatur und der Druck in der Verbrennungskammer unmittelbar vor der Verbrennung in einem Motor, der bei voll geöffneter Drosselklappe mit einem Kompressionsverhältnis von 8:1 arbeitet, nominell identisch der temperatur und dem Druck in einer Verbrennungskammer unmittelbar vor der Verbrennung bei einem Motor sein, der bei halbgeöffneter Drosselklappe mit einem Kompressionsverhältnis von 15,1 : 1 arbeitet, wobei von gleichen Zulufttemperaturen ausgegangen wird.

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Da die Verbrennungs- und Klopferscheinungen von den .JLbsoluttemperaturen und -drücken in der Verbrennungskammer abhängig sind, ist es von Vorteil, das Kompressionsverhältnis derart zu verändern, daß diese Variablen annähernd konstant gehalten werden, selbst wenn die Zulufttemperaturen und -drücke sich in einem merklichen Bereich ändern. Kurz gesagt, lassen sich die optimale absolute Maximaltemperatur und der optimale absolute Maximaldruck i'ür eiie betrachtete Verbrennungskammer und einen "Destimmten Brennstoff derart festlegen, daß die Klopferscheinungen gering gehalten werden und die Bildung von Stickstof foxyden auf einem annehmbaren Wert gehalten wird. Dann läßt sich das entsprechende Kompressionsverhältnis für den Zustand voll geöffneter Drosselklappe ermitteln; dies ist aas minimale Kompressionsverhältnis. Mir das andere Ende des Betriebsbereichs wird das maximale Kompressionsverhältnis an Hand des geringsten in der Praxis auftretenden Einlaßdrucks im Einlaufstutzen festgelegt. Innerhalb dieses Betriebsbereichs wird das Kompressionsverhältnis verändert, und zwar in erster Linie in Abhängigkeit vom Druck im Einlaufstutzen, um die Maximaltemperatur und den Maximaldruck in der Verbrennungskammer auf einem nominell konstanten Wert zu halten.

Bei aem erfindungsgemäßen Motor lassen sich in der Praxis voraussichtlich Kompressionsverhältnisse von 15 : 1 oder mehr für Betriebszustände geringer Belastung und mittlerer Drehzahl verwenden. Hierdurch wird der thermodynamische Wirkungsgrad er-

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heblich verbessert, was einen zusätzlichen Vorteil- gegenüber der durch die vergleichsweise raschere Expansion bewirkten Verbesserung bedeutet.

Da unabhängig von der Belastung konstante oder nahezu konstante Temperaturen und Drücke in der Verbrennungskammer erreicht werden, ergeben sich auch verbesserte Einsatzmöglichkeiten für weitere vorteilhafte Maßnahmen. Insbesondere ist eine unmittelbare Brennstoffeinspritzung in die Verbrennungskammer, beispielsweise beim "Raumlader"-Motor, in der Praxis besser durchführbar, wenn die Lufttemperatur und der Luftdruck in der Verbrennungskammer sich bei weitem nicht über einen derart großen Bereich ändern, wie dies bei einem herkömmlichen Einzelkolbenmotor mit einem festen Kompressionsverhältnis der Pail ist.

Abgesehen von den theoretischen thermodynamischen Vorteilen, die sich aus der vergleichsweise rascheren Expansion und einem veränderlichen Kompressionsverhältnis bei der oben beschriebenen Vielfaehkolbenmaschine ergeben, werden auch noch mehrere merkliche praktische Vorteile erzielt.

Zum einen ergibt sich eine erhöhte Turbulenz. Es ist seit langem bekannt, daß Turbulenz in der Verbrennungskammer im Hinblick auf eine Erhöhung des Verbrennungsgrades, d.h. die vollständige Verbrennung des gesamten Brennstoffes, von Bedeutung ist. Dies ist ein unmittelbares Ergebnis einer vollständigeren, mit Hilfe der Turbulenz mechanisch erzielten Vermischung des Brennstoffes und

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der Luft. Hieraus ergibt sich wiederum ein homogeneres Gemisch ohne örtlich fette und magere Gemisehzonen. Die "bessere Verteilung des Brennstoffs in der Luft ermöglicht die Einstellung eines magereren Durchschnittsgemischs, wodurch eine noch vollständigere Verbrennung gewährleistet wird. Hierdurch wird der Anteil unverbrannten oder teilweise verbrannten Brennstoffs im Gas am Ende der Verbrennung merklieh herabgesetzt. Eine erhöhte Turbulenz führt ferner zu einer rascheren ordentlichen HammenfrontaUsbreitung für ein betrachtetes Luft-Brennstoff verhältnis, im Gegensatz au der am Ende plötzlich einsetzenden Verbrennung beim Klopfen.

Die verbesserte Turbulenz des Vielfachkolbenmotors ist ein Ergebnis seines mechanischen Aufbaus. Es sei der Zustand der Verbrennungskammer bei einem Motor mit einem Drehzahlverhältnis von 3:1 zwischen der Hilfs- und der Hauptkurbelwelle ohne Phasenverschiebung betrachtet, wenn sich beide Kolben zu Beginn des Kompressionshubs in der unteren Totpunktlage befinden. Während der Aufwärtsbewegung des Hauptkolbens durchläuft der Hilfskolben seinen vollen Hub, so daß er seine obere Totpunktlage erreicht, wenn der Hauptkolben sich erst in einer Stellung befindet, die einem Winkel von 60° nach dem Durchgang durch die untere Totpunktlage entspricht. Während dieses Zeitraums sind sämtliche Gase vom Hubraum des Hilfskolbens in die HauptkorDenkammer gefördert worden, so daß dort die Turbulenz erhöht wird.

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Wenn sich die Hauptkurt)elwelle um weitere 60° dreht, erreicht der Hilfskolben erneut seine untere Totpunktlage; ein merklicher Anteil der G-ase im Hubraum des Hauptkolbens wird in die Hilfskorbenkammer ausgestoßen, wodurch die Turbulenz in beiden Kammern verstärkt wird. Schließlich werden während der letzten 60 der Umlaufbewegung der Hauptkurbelwelle während des Kompressionshubs sämtliche G-ase vom Hilfskolben aus dessen Hubraum in das in der oberen Totpunktlage beider Kolben begrenzte Endvolumen zurückgefördert. Infolge der mechanischen Hin- und Herverschiebung der G-ase werden die Turbulenz und die Durchmischung erhöht und eine größere Homogenität des G-emisches erhalten. Die gleiche Wirkung ergibt sich bei unterschiedlichen Phasenwinkeln der Hilfskurbelwelle gegenüber der Hauptkurbelwelle, obwohl sich der Drehwinkel, bei dem eine Hin- bzw. eine HerverSchiebung der G-ase erfolgt, ändern kann.

Die Hin- und Herverschiebung der G-ase erfolgt in umgekehrter Weise während der Verbrennung und des Expansionshubs, wodurch eine noch vollständigere ordentliche Verbrennung erhalten wird. Diese vollständigere "Verbrennung mit einer großen Ausbreitungsgeschwindigkeit der Elammenfront ermöglicht ferner die Verwendung magerer G-emische, da ein Hinderungsgrund für die Verwendung magerer G-emische bisher in der verhältnismäßig langsamen Ausbreitungsgeschwindigkeit der Flammenfront bestand.

Ein weiterer praktischer Vorteil dieser raschen Hin- und Herverschiebung der G-ase besteht in der Verringerung der aus un-

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verbranntem oder teilweise verbranntem Brennstoff bestehenden Ü-renzschicht en, die an den verhältnismäßig kalten Wänden der Verbrennungskammer entstehen. Infolge der Abstreifwirkung der äußerst turbulenten G-ase wird diese Gfrenzschicht verringert und außerdem die vollständige Verbrennung des Brennstoffs zu Y/asserdampf und Kohlendioxyd verbessert.

ungeachtet des größeren Bauaufwands je Verbrennungskammer kann der Vielfachkolbenmotor einen vereinfachten Gesamtaufbau infolge einer Verringerung der Anzahl der Verbrennungskammern je liotor aufweisen. Me meisten der heutzutage gefertigten Motoren sind wegen ihrer Laufruhe, die ein Ergebnis der Anzahl der Kraftstoße je Umdrehung ist, von der V-8-Bauweise. Der Hubraum der einzelnen Verbrennungskammern liegt zumeist im Bereich zwischen 650 und 900 οηΛ

üin Motor mit vier Brennkammern in Vielfachkolbenbauweise dürfte eine mit einem herkömmlichen V-8-Motor vergleichbare Laufruhe haben. Es läßt sich zeigen, daß das Abtriebsmoment einer Vielfachkolbenmaschine infolge des von der Hilfskurbelwelle gelieferten Drehmomentenanteils weit gleichmäßiger als das eines üblichen Vierzylindermotors ist. Außerdem wird durch die Trägheitsmasse der der Hilfskurbelwelle zugeordneten Bauteile der Schwungausgleich des G-esamtmotors erheblich verbessert, so daß eine größere mechanische Laufruhe als bei einem herkömmlichen Vierzylindermotor erreicht wird. Die Vergrößerung der Ver-

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brennungskammer gegenüber einem V-8-Motor mit dem gleichen Gesamthubraum wird mit Vorteil durch eine Erhöhung des VoIumenoberflächenverhältnisses erreicht, wodurch wiederum der durch eine Kühlwirkung der Begrenzungswände entstehende Anteil unverbrannten oder teilweise verbrannten Brennstoffs verringert wird.

Ein mechanischer Vergleich eines herkömmlichen V-8-Motors mit einem Vielfachkorbenmotor mit vier Brennkammern zeigt, daß der Y-8-Motor "bezüglich der G-esamtanzahl der Bauteile im Nachteil ist. Tatsächlich werden die Vorteile eines herkömmlichen Vierzylindermotors zum großen Teil auch bei einem Vielfachkolbenmotor mit vier Verbrennungskammern erreicht, nämlich unter anderem: Eine gedrängte Bauweise, einfache Ansaug- und Abgaslei—tungen, eine geringe Anzahl der für die Zündung benötigten Bauteile, einfache Einbaumöglichkeit einer obenliegenden Nockenwelle, größere Pleuel-Kurbelwellenlager (zwei Pleuel müssen nicht auf/einem einzigen Exzenter zapf en angeordnet sein) und eine Verringerung in der Anzahl der zur Ventilbetätigung benötigten Bauteile.

Jede der Haupteigenschaften des Vielfachkolbenmotors zielt in Richtung einer Verringerung der Luftverschmutzungskenngrößen von Brennkraftmaschinen. Infolge des verbesserten Wirkungsgrades ergibt sich ein geringerer Brennstoffverbrauch je Nutzleistungseinheit, wodurch die ausgestoßenen Luftverschmutzungs-

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stoffe verringert v/erden, selbst wenn sich das Verhältnis der Luftverschmutzungsstoffe pro Einheit verbrauchten Brennstoffs nicht ändern würde.

Da ferner magerere Gemische verwendet werden können, suchen sich . die unverbrannten oder teilweise verbrannten Kohlenwasserstoffe je Einheit verbrauchten Brennstoffs merklich zu verringern.

Die heftige turbulenz zielt infolge der größerei Homogenität des Gemisches und des Abstreifens der Grenzschicht an den Wänden in Richtung einer Verminderung unverbrannter oder teilweise verbrannter Kohlenwasserstoffe. Dieses Ergebnis wird noch durch ein : verbessertes Volumen-Oberflächenverhältnis verstärkt.

Die mögliche Verringerung der Maximaltemperatur infolge der rascheren anfänglichen Ausdehnung und der verbesserte thermodynamische Kreislauf wirken der Bildung von Stickstoffoxyden entgegen.

Da sich unabhängig von der Belastung und dem Druck im Einlaßstutzen nominell gleichförmige Verbrennungsbedingungen einstellen lassen, lassen sich die hinsichtlich einer minimalen Luftverschmutzung benötigten Betriebsbedingungen über den gesamten normalen Betriebsbereich des Motors zwischen dem Leerlauf bei kaltem Motor bis zur Vollast bei heißem Motor optimieren.

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Infolge der nominell konstanten Einstellung dieser Werte lassen sich ferner weitere, an sich bekannte Verbesserungen, beispielsweise eine Raumbeladung, verwenden.

Bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel sind die Achsen der Haupt- und Hilfszylinderbohrung unter einem ¥inke]^feueinander angestellt. Sie können jedoch auch parallel zueinander verlaufen; der Hilfskolben kann im Zylinderkopf (anstatt im Zylinderblock) derart angeordnet sein, daß die Kolben auf parallelen oder schräg zueinander geneigten Achsen einander gegenüberliegend angeordnet sind.

Alle oben angegebenen Daten und Erläuterungen beruhen zwar auf einem Drehzahlverhältnis zwischen Hilfs- und Hauptkurbelwelle von 3 J 1» jedoch sind bei Zweitaktmotoren auch sämtliche ganzzahligen Vielfach ei der Hilfskurbelwellendrehzahl relativ zur Hauptkurbelwellendrehzahl und bei Viertaktmotoren auch sämtliche Hälften ganzzahliger Vielfacher (1,5, 2, 2,5, 3, 3,5 usw.) der Hilfskurbelwellendrehzahl relativ zur Hauptkurbelwellendrehzahl verwendbar. Das einzige Kriterium besteht darin, daß der Zyklus des Hilfskolbens rascher als der des Hauptkolbens durchlaufen wird und daß sich der Hilfskolben bezüglich des Hauptkolbens beim jedem Zündpunkt in der gleichen Relativlage befindet, abgesehen von der gesteuerten Veränderung des Phasenwinkels, durch die das Kompressionsverhältnis verändert wird.

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Die Stellvorrichtung zur Änderung des Phasenwinkels der Hilfskurbelwelle bezüglich der Hauptkurbelwelle (.unter Beibehaltung des durchschnittlichen Drehzahlverhältnisses) kann abgesehen von den gezeigten Planetenrädern durch verschiedenartige herkömmliche mechanische Einrichtungen gebildet werden, beispielsweise zwei miteinander kämmende Zahnräder, die als Zwischenräder zwischen den Hauptzahnrädern der Kurbelwellen angeordnet und bezüglich der lage ihrer gemeinsamen Mittellinie verstellbar sind; oder zwei, jeweils an einer Kurbelwelle befestigte Kettenräder mit einer Stellvorrichtung, durch die das von der einen Seite der Kettenräder zur anderen verlaufende Kettentrum veränderbar ist.

Der gezeigte Servozylinder, durch den der Phasenwinkel zwischen den beiden Kurbelwellen veränderbar ist, ist insofern von Vorteil, als sich der Motoröldruck zur Erzeugung der Antriebskraft verwenden läßt; jedoch ist es auch möglich, einen Elektromotor und eine Leitspindel zur Betätigung der Phasen-VerStellvorrichtung oder einen unmittelbar vom Druck in dem Einlaßstutzen betätigten Zylinder- oder Druckdosenantrieb zur Betätigung des Phasenverstellhebels zu verwenden.

Die Steuereinrichtung arbeitet in Abhängigkeit von einer oder mehreren Hauptbetriebsparametern des Motors, die in der Reihenfolge ihrer Wichtigkeit sind:

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1. Der Druck im Einlaßstutzen

2. die Motordrehzahl

5. die Zulufttemperatur

4. die Betriebstemperatur des Motors.

Wenn alle anderen Paktoren konstant sind, wird bei einer Erhöhung des Drucks im Einlaßstutzen das Koriipressionsverhältnis durch die Steuereinrichtung verringert.

Wenn alle übrigen Paktoren konstant sind, wird bei einer Erhöhung der Motordrehzahl das Kompressionsverhältnis durch die Steuereinrichtung erhöht.

Wenn alle anderen Paktoren konstant sind, wird bei/einer Erhöhung der Zulufttemperatur das Kompressionsverhältnis durch die Steuereinrichtung geringfügig verringert.

Wenn alle übrigen Größen konstant sind, wird bei einer Erhöhung der Motortemperatur das Kompressionsverhältnis durch die Steuereinrichtung geringfügig herabgesetzt.

Die oben angegebenen Beziehungen dienen zur qualitativen Darstellung der Punktionsweise der Steuereinrichtung. Die genauen, optimalen quantitativen Beziehungen sind natürlich für Motoren verschiedener Bauweise unterschiedlich und hängen ferner von den genauen Anforderungen, die bei der Auslegung des Motors

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gestellt werden, ab, beispielsweise minimale Luftverschmutzung, minimales Luftverschmutsungs/Leistungsverhältnis, maximales Leistungs/Gewichtsverhältnis usw..

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Claims

Patentanwälte

44 - Dipl. ins. fc.Gr-«-, -M-^- -

8 MibtcLien 2. ^assiUxsOm 25

Telefon 538058*

Anwaltsakte M-2619

XL

Patentansprüche

Brennkraftkolbenmaschine, gekennzeichnet durch einen Hauptzylinderraum (28),
einen Hilfszylinderraum (54),

einen jeweils im zugehörigen Zylinder bewegbar angeordneten Haupt- und Hilfskolben (24,46), einen den Haupt- und Hilfszylinderraum (28,54) miteinander verbindenden Kanal (50), über den die Gase zwischen den Zylinderräumen unabhängig von der Kolbenstellung überführbar sind, und

einen beiden Kolben (24,46) zugeordneten Zwischentrieb (60 bis 86), durch den der Hilfskolben (46) in Torgegebener Abhängigkeit von der Bewegung des Hauptkolbens (24) im zugehörigen Zylinder bewegbar ist, wobei der Zwischentrieb eine Übersetzungseinrichtung (60,68,74,80) enthält, durch die der Hilfskolben (46) mit einer größeren Hubfrequenz als der Hauptkolben (24) antreibbar und während eines einzigen Hubs des Hauptkolbens (24) über mehrere, vollständige Hublängen verstellbar ist.

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2. KoIbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß dem Hauptkolben (24) eine Hauptkurbelwelle (8) und dem. Hilfskolben (46) eine Hilfskurbelwelle (38) zugeordnet ist, die über den Zwischentrieb (60 bis 86) mechanisch miteinander derart gekoppelt sind, daß die Hilfskurbelwelle (38) mit einer größeren Winkelgeschwindigkeit als die Hauptkurbelwelle (8) bewegbar ist und bei jeder rollen Umdrehung der Hauptkurbelwelle (8) ein ganzzahliges Yielfaches halber Umdrehungen durchläuft.
3. Kolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch eine Stellvorrichtung (86,88,92,96), durcBySie Relativlage der beiden Kolben (24,46) verstellbar und dadurch ihre gegenseitige Hubabhängigkeit und somit das effektive Kompressionsverhältnis der Kolbenmaschine veränderbar ist.
4. Kolbenmaschine nach Anspruch 2 und 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Phasenwinkel zwischen der Haupt- und der Hilfskurbelwelle (8,38) durch die Stellvorrichtung (86,88, 92,96) veränderbar ist.
5. Kolbenmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischentrieb (60 bis 86) ein G-etriebe enthält, dessen eines Getriebeelement ein Planetenradsatz (60,68,74,76) ist, und daß eine Stell-

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vorrichtung (86,88,92,96) zur Winkelverstellung mindestens eines G-etriebeelements zwecks Änderung der Relativlage der beiden Kolben (24,46) vorgesehen ist.
6. Kolbenmaschine nach Anspruch 3, 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Relativlage der beiden Kolben (24,46) durch die Stellvorrichtung (86,88,92,96) in einem Bereich zwischen einer Lage, in der beide Kolben (24,46) gleichzeitig den oberen Umkehrpunkt erreichen, und einer Lage verstellbar ist, in der "Ider Hilfskolben (46) den unteren Umkehrpunkt im Zeitpunkt des oberen Umkehrpunktes des Hauptkolbens (24) erreicht.
7. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Stellvorrichtung (86,88, 92,96) in Abhängigkeit von mindestens einem der folgenden Betriebsparameter des Motors gesteuert ist: , Dem luftdruck im Einlaßstutzen, der Motordrehzahl, der Zulufttemperatur und der Betriebstemperatur des Motors.
8. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Stellvorrichtung (86,88, 92,96) ein Servosteuerventil (96) und mehrere, dem Steuerventil zugeordnete, jeweils auf einen Betriebsparameter des Motors ansprechende Meßwertwandler (106,108, 110,112) enthält.

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9. Brennkraftkolbenmaschine, insbesondere nach Anspruch 1, gekennzeichnet,durch
ein Motorgehäuse (2),

einen in einer Hauptbohrung (28) im Gehäuse angeordneten Hauptkolben (24),

einen in einer Hilfsbohrung (54) im Gehäuse angeordneten Hilfskolben (46),

wobei die beiden Bohrungen (28,54) unabhängig von der Stellung der Kolben (24,46) mit einer gemeinsamen Brennkammer (30) verbunden sind,

eine mit dem Hauptkolben (24) über ein Hauptpleuel (16) verbundene Hauptkurbelwelle (8), bei deren Drehung der Hauptkolben (24) in der Hauptbohrung (28) hin- und herbewegbar und dadurch das Hauptvolumen der Brennkammer (30) periodisch veränderbar ist,

eine mit dem Hilfskolben (46) über ein Hilfspleuel (42) verbundene Hilfskurbelwelle (38), bei deren Drehung der Hilfskolben (46) in der Hilfsbohrung (54) hin- und herbewegbar und dadurch eine periodische Hilfsvolumenänderung der Brennkammer (30) einstellbar ist, und einen zwischen der Haupt- und der Hilfskurbelwelle (8,38) wirksamen Zwischentrieb (60 bis 86), durch den die Hilfskurbelwelle (38) mit einer Winkelgeschwindigkeit bewegbar ist, die im wesentlichen ein ganzzahliges Vielfaches der halben Winkelgeschwindigkeit der Hauptkurbelwelle (8)

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ist, und somit die periodische Hauptvolumenänderung der Brennkammer (30) in vorgebbarer Weise mit deren periodischer Hilfsvolumenänderung verknüpfbar ist.

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