DE2324088B2

DE2324088B2 - Kolbenbrennkraftmaschine mit einem

Info

Publication number: DE2324088B2
Application number: DE2324088A
Authority: DE
Inventors: John Henry Birmingham Mich. Brems (V.St.A.)
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1972-05-12
Filing date: 1973-05-12
Publication date: 1978-05-03
Also published as: US3961607A; GB1424723A; DE2324088A1; DE2324088C3; JPS4947706A; FR2184776A1; CA969865A; JPS5139281B2; FR2184776B1

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Kolbenbrennkraftmaschine mit einem Haupt- und einem kleineren Hilfszylinderraum und zugehörigen Haupt- und Hilfskolben, einer Verbindung zwischen Haupt- und Hilfszylinder, über die die Gase unabhängig von der Stellung der Kolben ungesteuert überführbar sind, und einem zwischen beiden Kolben wirksamen Zwischentrieb, durch den der Hilfskolben mit einer vorgegebenen, von der des Hauptkolbens abweichenden Hi'bfrcquenz und mit vorgegebenen Phasenwinkeln gegenüber dem Hauptkolben im zugehörigen Zylinder bewegbar

ίο ist

Bei Kolbenbrennkraftmaschinen mit Haupt- und Hilfskolbenanordnung und fester Phasenwinkelbeziehung zwischen den Kolben ist es bekannt, aus Gründen einer Erhöhung des Expansionsverhältnisses den Hilfs-

kolben mit der halben Hubfrequenz des diesem gegenüberliegenden, die Ansaug-, Verdichtungs-, Expansions- und Auspuffphasen bestimmenden Hauptkolbens umlaufen zu lassen (GB-PS 2 56 286 und FR-PS 1011519). Ferner sind Doppelkolben-Brennkraftmaschinen bekannt (DE-PS 8 09 264), bei denen der Hauptvon dem Hilfszylinderraum durch eine Steuerventilanordnung mit dazwischenliegender Vorkammer getrennt ist und der mit der doppelten Hubzahl des Hauptkolbens umlaufende Hilfskolben eine Vorverdichtung des Brennstoff-Luft-Gemisches in der Vorkammer nach Art einer mechanischen Aufladung bewirkt.

Ein weiterer bekannter Doppelkolben-Verbrennungsmotor (DE-PS 8 09 613) arbeitet mit einer die Öffnungszeit des Einlaßventils beeinflussenden Rückschubregelung, die den Phasenwinkel des Hauptkolbens bezüglich des mit der halben Hubzahl des Hauptkolbens angetriebenen Hilfskolbens derart verändert, daß das Kompressionsverhältnis über den gesamten Regelbereich der Rückschubregelung konstant bleibt. Schließ-

J5 Hch ist es bei Doppelkolben-Verbrennungsmotoren mit in bestimmten Grenzen frei wählbarer, während des Betriebs jedoch wiederum unveränderlicher Phasenwinkelbeziehung zwischen den beiden Kolben und gleich großer (bei Zweitaktmotoren) oder halber (bei Viertakt-

⁴⁽¹ motoren) Hubzahl des Hilfskolbens bezüglich des die Arbeitsphasen bestimmenden Hauptkolbens bekannt, das volumetrische Verhältnis während des Betriebs des Motors durch Änderung des Hubwegs des Hilfskolbens derart zu beeinflussen, daß der Verbrennungsdruck unabhängig von der Motorleistung auf einen zulässigen Maximalwert beschränkt wird (DE-OS 21 37 596).

Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Kolbenbrennkraftmaschine der gattungsgemäßen Art zu schaffen, bei der in konstruktiv

einfacher Weise ein verbesserter Wirkungsgrad und bei geringen Luftverschmutzungswerten ein hochgradiger Abbrand des Brennstoffgemisches erzielt wird.

Zur Lösung dieser Aufgabe ist die Kolbenbrennkraftmaschine der eingangs erwähnten Art erfindungsgemäß dadurch gekennzeichnet, daß der Hilfskolben eine um ein ganzzahliges Vielfaches, bzw. bei Viertakt auch um dessen Hälfte höhere Hubfrequenz als der Hauptkolben aufweist und daß das Kompressionsverhältnis während des Betriebs der Maschine durch eine die Phasenwinkel

^b0 zwischen den Kolben beeinflussende Stellvorrichtung veränderbar ist

Bei der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine wird durch die im Vergleich zum Hauptkolben um ein Vielfaches höhere, vorzugsweise dreimal so große

^hr> Hubfrequenz des Hilfskolbens in Kombination mit der ständig offenen Verbindung zwischen den Zylinderräumen eine zu Beginn des Expansionshubs während der Verbrennung des Gasgemisches sehr starke Hubvolu-

menvergrößerung erreicht, wodurch sich der thermische Wirkungsgrad unter Annäherung an das Ideal der isothermen Expansionsphase des Carnot-Prozesses wesentlich verbessert, und zugleich eine hochgradige Durchmischung und Verwirbelung des Brennstoffes während des Kompressions- und Expansionshubes bewirkt, was eine vollständigere Verbrennung zur Folge hat, so daß der Anteil an Schadstoffen, wie Stickstoffoxyden oder unverbrannten Kohlenwasserstoffen, in den Abgasen beträchtlich verringert und eine erheblich gesteigerte spezifische Leistung, bezogen auf den Brennstoffverbrauch, erzielt wird. Hiermit in Verbindung steht die unter Änderung des Kompressionsverhältnisses während des Betriebs auf die Phasenwinkelbeziehung zwischen Haupt- und Hilfskolben einwirkende Stellvorrichtung, durch die sich in einfacher Weise Schwankungen der äußeren Betriebsparameter des Motors ausgleichen und über den gesamten Betriebsbereich des Motors ein gleichmäßig hoher Wirkungsgrad und geringe Luftverschmutzungswerte fucherstellen lassen.

In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung arbeitet die Stellvorrichtung zweckmäßigerweise in Abhängigkeit von mehreren äußeren Betriebsparametern, nämlich dem Luftdruck im Einlaßstutzen, der Motordrehzahl, der Zulufttemperatur und der Betriebstemperatur des Motors, was mit geringem Bauaufwand dadurch erreicht wird, daß die Stellvorrichtung zweckmäßigerweise gemäß Anspruch 4 ein Servosteuerventil und mehrere, diesem zugeordnete, jeweils auf einen Betriebsparameter des Motors ansprechende Meßwertwandler aufweist.

Aus Gründen einer konstruktiv einfachen Bauweise empfiehlt es sich ferner gemäß den Ansprüchen 5 und 6, daß der Zwischentrieb einschließlich der Stellvorrichtung zwischen der Hauptkurbelwelle und der Kurbelwelle des Hilfskolbens wirksam ist und ein Planetenradgetriebe enthält, das ein durch die Stellvorrichtung unter Änderung der Fhasenwinkelbeziehung zwischen den Kolben verstellbares Getriebeelement aufweist.

Schließlich ist gemäß Anspruch 7 die Phasenwinkelbeziehung zwischen Haupt- und Hilfskolben durch die Stellvorrichtung vorzugsweise zwischen einem Grenzwert, in der beide Kolben gleichzeitig den oberen Umkehrpunkt erreichen, und einem Grenzwert verstellbar, in der der Hauptkolben den oberen und gleichzeitig der Hilfskolben den unteren Umkehrpunkt erreicht, so daß sich das Kompressionsverhältnis zum Ausgleich und in Abhängigkeit von den äußeren Betriebsparametern über den größtmöglichen Regelbereich verstellen läßt

Die Erfindung wird nunmehr anhand eines Ausführungsbeispieles in Verbindung mit der Zeichnung näher erläutert Es zeigt

F i g. 1 einen Querschnitt durch den Haupt- und den Hilfszylinderraum,

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

F i g. 3 einen Längsschnitt des in F i g. 2 gezeigten Getriebes längs der Linie 3-3,

Fig.4 bis 13 eine schematische Bildfolge, die die Beziehung des Volumens zum Kurbelwellenwinkel während einer Umdrehung der Hauptkurbelwelle um 180° qualitativ darstellt,

F i g. 14 zwei Kurven, die die qualitative Abhängigkeit des Verbrennungskammervolumens 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,

F i g. IS, 16 und 17 die Abhängigkeit des Gesamthubraums von dem Drehwinkel der Hauptkurbelwelle bei einer Drehung über 80° nach Durchgang der oberen Totpunktlage für verschiedene Kombinationen des Haupt- und Hilfskolbenhubraums,

ίο Fig. 18 ein Druck-Volumen-Diagramm zum Vergleich des Carnot-, Otto- und Dieselprozesses, aus dem die Betriebsweise des erfindungsgemäßen Doppeikolbenmotors ersichtlich ist,

Fig. 19 eine Kurvenschar, die die Abhängigkeit des

!5 Gesamthubraums vom Drehwinkel der Hauptkurbelwelle für verschiedene Verschiebungswinkel der Hilfskurbelwelle zeigt, wobei der Hubraum des Hilfskolbens 15% des Hauptkolbenhubraums beträgt,
F i g. 20 eine Kurvenschar, die das Kompressionsverhältnis in Abhängigkeit vom Verschiebungswinkel für verschiedene Kombinationen der Haupt- und Hilfskolbenhubräume zeigt,

Fig.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 F i g. 1 enthält der Motor einen Motorblock 2

μ 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 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 Nuten 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 Verbrennungsso kammer 30 über Tellerventile 36 verbunden sind. Die Tellerventile 36 werden über eine nicht gezeigte Ventilbetätigungseinrichtung in herkömmlicher Weise 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

bo eine Zylinder einer irgend beliebigen, üblichen Kolbenmaschine, beispielsweise eines 4-, 6-, V-8-Kolbenmotors od. dgl. betrachtet werden. Zusätzlich zu den oben beschriebenen, herkömmlichen Bauteilen enthält der erfindungsgemäße Motor eine Hilfskurbelwelle 38, die

^h' im Motorblock 2 gelagert ist. Ein an der Hilfskurbelwelle 38 ausgebildeter Exzenterzapfen 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 Hilfskolben 46 ist geringer als der Hubraum des Hauptkolbens 24 und beträgt nach dem Maßstab der Fig. 1 etwa 15% des Hauptkolbenhubraums.

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

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

Vorzugsweise ist ferner eine Stellvorrichtung vorgesehen, die eine Verschiebung des Phasenwinkels 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 F i g. 2 und 3 gezeigt. Die Durchmesser der in diesen Figuren gezeigten Zahnräder sind so bemessen, daß die Hilfskurbelwelle 38 mit einer Winkelgeschwindigkeit umläuft, die dreimal so groß wie die der Hauptkurbelwelle 8 ist.

Gemäß Fig.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 76 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.

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 des Motorblocks 2 gelagert. Ein vorzugsweise einstückig am Planetenradträger 78 angebrachter Betätigungsarm 86 dient zum Verschwenken des Planetenradträgers 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 Servokolbenstange 88 verbunden; der Servozylinder 92 ist über einen Zapfen 94 am Motorblock 2 befestigt. In Abhängigkeit von 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

^r> 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.

ίο Die Phasenverschiebung wird durch ein Servoventil 96 gesteuert, das das verschlossene Ende des Zylinders 92 über eine Ölleitung 98 oder das Kolbenstangenende des Zylinders 92 über eine Ölleitung 100 mit öl versorgt. Das Servoventil 96 wird über eine Druckleitung 102 mit

i'¹ Öl versorgt und über eine Rückführleitung 104 zum Öisumpf entlüftet.

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

2^r> Für jede Kombination dieser Hauptbetriebsparameter gibt es eine optimale Lage der Servokolbenstange 88. Die Lage dieser Kolbenstange wird durch ein Rückkopplungsgestänge 114 überwacht. Die Arbeitsweise des Motors ist qualitativ aus der Bildfolge der F i g. 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

i^r> erreichen, und ferner wird davon ausgegangen, daß die Winkelgeschwindigkeit der Hilfskurbelwelle 38 dreimal so groß wie die der Hauptkurbelwelle 8 ist

Gemäß F i g. 4 befinden sich beide Kolben am oberen Umkehrpunkt, der geringfügig nach dem Beginn der Verbrennung erreicht wird oder mit dieser zusammenfällt, und beide Kurbelwellen sind am oberen Totpunkt Zu diesem Zeitpunkt erreicht das Volumen der Verbrennungskammer 30 seinen Minimalwert.
Gemäß F i g. 5 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 um 20° über ihre obere Totpunktlage hinaus gedreht; 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

μ 24 und der größeren Abwärtsbewegung des Hilfskolbens 46 zugenommen. Das Gesamtvolumen det Verbrennungskammer 30 und die Expansionsgeschwindigkeit sind beide merklich größer, als wenn sich nur dei Hauptkolben 24 allein bewegt hätte.

•^r> Gemäß F i g. 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 dei Verbrennungskammer 30 und die Expansionsgeschwin-

w digkeit sind beide immer noch merklich größer, als wenr sich der Hauptkolben 24 allein bewegt hätte.

Gemäß F i g. 7 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 utr 60° und die Hilfskurbelwelle um 180° über ihre ober« Totpunktlage hinaus gedreht, wobei die Hilfskurbelwel

^1; Ie ihre untere Totpunktlage erreicht hat. Das Gesamtvolumen der Verbrennungskammer 30 ist wiederum noch merklich größer als dies bei einer Bewegung des Hauptkolbens 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 F i g. 8 hat sich die Hauptkurbelwelle 8 um 80° an ihrer oberen Totpunktlage vorbeigedreht, während die Hilfskurbelwelle 38 nunmehr um 240° an ihrer oberen Totpunktlage oder um 60° an ihrer unteren Totpunktlage vorbeigewandert 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 Hilfskolben 46 werden jedoch aus seinem Hubraum Gase in den Hubraum des Hauptkolbens 24 gefördert, wodurch die Turbulenz verstärkt wird.

Gemäß Fig. 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 F i g. 8, jedoch noch ausgeprägter.

Gemäß Fig. 10 befindet sich die Hauptkurbelwelle 8 120° hinter ihrer oberen Totpunktlage, während die Hilfskurbelwelle 38 erneut ihre obere Totpunktlage erreicht hat, so daß sämtliche Gase im Hubraum des Hilfskolben 46 in den Hubraum des Hauptkolbens 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 Fig. 11 und 12 bewegen sich beide Kolben wiederum nach unten, bis beide Kolben gemäß Fig. 13 ihre untere Totpunktlage erreicht haben, wodurch der Expansionshub beendet wird.

Der Kompressionshub verläuft genau umgekehrt zum Expansionshub. Während der Kompression besteht der Hauptvorteil des erfindungsgemäßen Mehrkolbenmotors 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 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 Kompression 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 Vergleichskurven ist in den Fig. 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 l,75fache 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 Hilfskolben.

Gemäß den Fig. 14 bis 17 wird davon ausgegangen, daß das Minimalvolumen 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 Null 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 15fache des Minimalvolumens beträgt. Die eine, mit 0 bezeichnete Kurve zeigt den Verlauf des Gesamtvolumens bei einer Drehung der Hauptkurbelwelle um 180° für den Fall, daß der Hubraum des Hilfskolben Null ist, d. h., der Hilfskolben keinen Einfluß hat. Die zweite, mit 2,25 bezeichnete Kurve gilt für eine theoretische Verbrennungskammer mit dem gleichen Hubraum des Hauptkolbens, jedoch unter dem Einfluß eines Hilfskolben, 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 klar ersichtlich.

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

Die Kurve B zeigt die Expansionsgeschwindigkeit, wenn der Hubraum des Hilfskolben 10% des Hauptkolben-Hubraums beträgt, d. h. eine Volumeneinheit. Es ergibt sich eine sehr erhebliche Verbesserung der Zunahmegeschwindigkeit des Volumens.

In ähnlicher Weise zeigt die Kurve Cdie Expansionsgeschwindigkeit, wenn der Hubraum des Hilfskolbens 15% des Hauptkolben-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 Hauptkolben-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 A bis D zeigen die Bedingungen für einen Hubraum des Hilfskolbens von 0,10%, 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 A bis D dargestellt, jedoch beträgt in diesem Fall der konstante Hubraum des Hauptkolbens 30 Volumen-Einheiten. Die vier Kurven zeigen wiederum die Betriebsbedingungen bei einem Hubraum des Hilfskolbens von 0,10%, 15% und 20% des Hauptkolben-Hubraums oder 0, 2,0, 3,0 und 4,0 Volumen-Einheiten. Es ist ersichtlich, daß die Expansionsgeschwindigkeit mit wachsendem Hubraum des Hilfskolbens zunimmt und daß — wie ein Vergleich mit den Kurven der Fig. 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 die Wärmeentwicklung näher längs eines Zustande:» konstanten Drucks erfolgt, wie dies beim theoretischen Diesel-Prozeß der Fall ist, oder sogar noch näher längs eines Zustandes konstanter Temperatur, wie dies beim Carnot-Prozeß der Fall 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 einer genaueren Annäherung an eine isotherme Expansion verschoben wird.

Thermodynamisch wird für eine betrachtete Höchsttemperatur der maximale Wirkungsgrad erreicht, wenn die Wärmezufuhr zum Arbeitsgas bei einer konstanten Temperatur, nämlich dieser Höchsttemperatur erfolgt, d.h. wenn die Wärmefreigabe in das Gas 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 verhältnismäßig größere Expansionsgeschwindigkeit während der Verbrennung oder Wärmefreigabe führt dazu, daß jeder dieser Prozesse stärker an das

ίο Ideal einer isothermen Wärmezufuhr des Carnot-Prozesses angenähert wird.

Diese Verhältnisse sind graphisch in Fig. 18 dargestellt, einem Druck-Volumen-Diagramm mit übereinanderliegenden Otto-, Diesel- und Carnot-Prozessen,

is die die theoretisch identische Maximaltemperatur erreichen. Die Linie CD ist die gemeinsame Expansionslinie nach der Wärmezufuhr oder Verbrennung; dies ist eine adiabatische Expansionslinie, was bedeutet, daß während der 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 C längs der Linie BC konstanten Volumens führt Die während dieses Arbeitstaktes geleistete Arbeit ist durch die Fläche ABCDA 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 ABECD 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 Carnot-Prozeß ist im Diagramm durch ABEFCD dargestellt; der Punkt E 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 Wärmemenge Q zugeführt, wobei das Gas jedoch bei konstanter Temperatur längs der Linie FC expandiert

so Die geleistete Arbeit des gesamten Zyklus ist die Fläche ABEFCDA; bei gleicher Wärmezufuhr Q und bei gleicher maximaler Betriebstemperatur ist die im Vergleich zum Diesel-Prozeß zusätzlich erhaltene Arbeit der Flächenbereich FCEF und die im Vergleich zum Otto-Prozeß erhaltene zusätzliche Arbeit der Flächenbereich BEFCB.

Aus dieser Analyse ergibt sich deutlich der Vorteil einer Wärmezufuhr bei konstanter Temperatur, was seit langem bekannt ist. Jsde Annäherung an das theoreti sehe 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 leicht 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

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 würden.

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 Maximaltemperatur ist es möglich, diese Maximaltemperatur zu senken und dennoch den gleichen Betrag an geleisteter Arbeit zu erhalten.

Dies ist im Diagramm durch die Fläche ABGH]KA dargestellt, die die gleiche Flächengröße wie ABCDA 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-Volumen-Diagramm ersiehtlieh, in welchem die Linie der Wärmezufuhr für den Carnot-Prozeß (Linie FC) eine Linie konstanter Temperatur (Isotherme) ist, die durch den Punkt C 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 Linie FCX ist somit eine Isotherme, die die Maximaltemperatur des Carnot-, Otto- und Diesel-Prozesses angibt.

Die Isotherme, die die Maximaltemperatur darstellt, welche im Arbeitszyklus ABGHJKA erreicht wird, verläuft durch den Punkt / maximaler Temperatur und ist durch die Linie YZ dargestellt. Die am Punkt / erreichte Maximaltemperatur liegt etwa 11% unter der am Punkt C erreichten Maximaltemperatur, obwohl die geleistete Arbeit von ABGHJKA nominell die gleiche wie die von ABCDA ist

Mit anderen Worten läßt sich mit dem verbesserten thermodynamischen Kreislauf, der durch einen mit mehreren Geschwindigkeiten umlaufenden Vielfachkolben-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-Brennstoff-Gemische, woraus sich eine vollständigere 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 ist; es beruht auf der plötzlichen und selbsttätigen Explosion des letzten Teils des Luft-Brennstoff-Gemisches, bevor dies von der sich ordnungsgemäß ausbreitenden Flammenfront 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 Vorteile eines Vielfachkolbenmotors, bei dem der Hilfskolben mit einer höheren Drehzahl als der Hauptkolben umläuft, wobei jedoch beide Kolben ihre obere Totpunktlage gleichzeitig erreichen.

Ein gleich wichtiges 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 Planetenradträger mit Hilfe eines Hydraulikzylinders oder einer anderen Betätigungsvorrichtung in Abhängigkeit von 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 F i g. 19 gezeigt.

Die Parameter für diese Kurven sind wie folgt: Wenn beide Kolben sich in der oberen Totpunktlage (OT) befinden, soll das Minimalvolumen eine Volumeneinheit betragen; der Hubraum des Hauptkolbens ist 15 Volumen-Einheiten; der Hubraum des Hilfskolben beträgt 2,25 Volumen-Einheiten oder 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 OT und 90° nach OT 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 Cin F i g. 16. Die mit 20° bezeichnete Kurve zeißt

die Beziehung zwischen dem Volumen und dem Drehwinkel der Hauptkurbelweile, wenn die Hilfskurbelwelle um 20° nachläuft, α. 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 Fall etwa 1,3 Volumen-Einheiten; dieses Minimalvolumen wird erreicht, wenn sich die Hauptkurbelwelle um etwa 13° über ihre obere Totpunktlage 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; sämtliche übrigen Parameter bleiben konstant.

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

Die Kurven A, B und C gemäß F i g. 20 ergeben sich bei einem Hubraum des Hauptkolbens von 20 Volumen-Einheiten und Hubräumen des Hilfskolben von 4 bzw. 3 bzw. 2 Volumen-Einheiten, also Hilfskolbenhubräumen von 20%, 15% und 10% des Hauptkolbenhubraums.

Die Kurven D, fund F zeigen das Kompressions verhältnis bei einem Hauptkolben-Hubraum von 15 Volumeneinheiten und Hubräumen des Hilfskolben von 3 bzw. 2,25 bzw. 1,5 Volumen-Einheiten; dies bedeutet wiederum, daß der Hubraum des Hilfskolben 20% bzw. 15% bzw. 10% des Hauptkolbenhubraums beträgt.

In ähnlicher Weise zeigen die Kurven G, Wund /die Kompressionsverhältnisse bei einem Hubraum des Hauptkolbens von 10 Volumen-Einheiten und Hubräumen des Hilfskolben von 2 bzw. 1,5 bzw. 1 Volumen-Einheiten; wiederum beträgt also der Hubraum des Hilfskolben 20% bzw. 15% bzw. 10% des Hauptkolbenhubraums.

Wie sich deutlich aus diesen Kurven ergibt, läßt sich das Kompressionsverhältnis in hohem MaBe 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 F i g. 21 bis 24 dargestellt Aus diesen Kurven ist zu entnehmen, daß die raschere anfängliche Expansion, die sich im Zustand der Phasengleichheit gemäß den F i g. 15,16 und 17 ergibt, in gleicher Weise für die Fälle 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 Einzelkolbenmotor bezogen.

Die Expansionskurven gemäß den Fig.21 bis 24 für Vieliachkoibenmotoren basieren auf einem 3 : i-Drehzahlverhältnis zwischen der Hilfs- und Hauptkurbelwelle, einem Hauptkolbenhubraum von 15 Volumeneinheiten, einem Hilfskolbenhubraum von 2,25 Volumen-Einheiten und einem Minimalvolumen von einer Volumen-Einheit in der Verbrennungskammer für den Fall, 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 direkten 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 unmittelbaren 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 »Ä.E.K.« markierte Kurve zeigt die Daten für einen äquivalenten Einzelkolbenmotor mit einem Kompressionsverhältnis von 16,73:1. Aus einem Vergleich beider Kurven ist ersichtlich, daß sich bei dem Vielfachkolbenmotor eine merklich bessere Expansionsgeschwindigkeit als bei dem äquivalenten Einzelkolbenmotor 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 »Ä.EK.« gekennzeichnete Kurve zeigt die Vergleichsdaten für einen äquivalenten

Einzelkolbenmotor mit einem Kompressionsverhältnis von 1337 :1; die verbesserte Expansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ist wiederum deutlich ersichtlich.

In Fig.23 zeigt die unmarkierte Kurve die Expan- ι sionsdaten für den gleichen VLlfachkolbenmotor, 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 »Ä.KK.« bezeichnet Auch hieraus ist die verbesserte Expansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ersichtlich.

In Fig.24 zeigt die nicht markierte Kurve die π Expansionsdaten für den gleichen Vielfachkolbenmotor, der nunmehr eine Phasenverschiebung von 40° hat; das Kompressionsverhältnis ist nunmehr auf 7,37 :1 abgefallen. Die mit »Ä.EK.« markierte Kurve zeigt wiederum die Vergleichsdaten für einen äquivalenten Einzelkolbenmotor, der auch mit einem Kompressionsverhältnis von 7,37:1 arbeitet. Wiederum ist die verbesserte Expansionsgeschwindigkeit des Vielfachkolbenmotors ohne weiteres ersichtlich.

Die in den Fig.21 bis 24 gezeigten Kurven dienen 2·; 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 Vielfachkol- -so benmotors über einen gewissen Betriebsbereich erhalten bleibt, selbst wenn eine Phasenverschiebung in Richtung einer Verringerung des Kompressionsverhältnisses erfolgt.

Die Bedeutung dieser einfachen Verstellbarkeit des v· 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, daß Klopferscheinungen ausgeschaltet oder sehr geringgehalten werden, wobei von den erhältlichen Brennstoffen und von der Minimaldrehzahl ausgegangen wird, die aufgrund der 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- so dessen ein betrachteter Motor mit oder in der Nähe 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 ^b(1 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 ^hr' -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 halb geöffneter Drosselklappe mit einem Kompressionsverhältnis von 13,1 : ί arbeitet, wobei von gleichen Zulufttemperaturen ausgegangen wird.

Da die Verbrennungs- und Klopferscheinungen von den Absoluttemperaturen und -drücken in der Verbrennungskammer abhängig sind, ist es von Vorteil, das Kompressionsverhältnis derart zu verändern, daß diese Variablen annähernd konstantgehalten 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 für eine betrachtete Verbrennungskammer und einen bestimmten Brennstoff derart festlegen, daß die Klopferscheinungen geringgehalten werden und die Bildung von Stickstoffoxyden auf einem annehmbaren Wert gehalten wird. Dann läßt sich das entsprechende Kompressionsverhältnis für den Zustand voll geöffneter Drosselklappe ermitteln; dies ist das minimale Kompressionsverhältnis. Für 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 dem 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 erheblich 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 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 Fall ist.

Abgesehen von den theoretischen thermodynamischen Vorteilen, die sich aus der vergleichsweise rascheren Expansion und einem veränderlichen Kompressionsverhältnis bei der oben beschriebenen Vielfachkolbenmaschine 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 der Luft. Hieraus ergibt sich wiederum ein homogeneres Gemisch ohne örtlich fette und magere Gemischzonen. Die bessere Verteilung des

Brennstoffs in der Luft ermöglicht die Einstellung eines mageren Durchschnittsgemisches, wodurch eine noch vollständigere Verbrennung gewährleistet wird. Hierdurch wird der Anteil unverbrannten oder teilweise verbrannten Brennstoffs im Gas am Ende der ·* Verbrennung merklich herabgesetzt Eine erhöhte Turbulenz führt ferner zu einer rascheren ordentlichen Flammenfrontausbreitung für ein betrachtetes Luft-Brennstoff-Verhältnis, im Gegensatz zu der am Ende plötzlich einsetzenden Verbrennung beim Klopfen. ι ο

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 Hilfsund der Hauptkurbelwelle ohne Phasenverschiebung r> 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 Hilfskolben in die Hauptkolbenkammer gefördert worden, so daß dort die Turbulenz erhöht wird.

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

Die Hin- und Herverschiebung der Gase 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 Flammenfront ermöglicht ferner die Verwendung magerer Gemische, da ein Hinderungsgrund für die Verwendung magerer Gemische bisher in der verhältnismäßig langsamen Ausbreitungsgeschwindigkeit der Flammenfront bestand.

Ein weiterer praktischer Vorteil dieser raschen Hin- und Herverschiebung der Gase besteht in der Verringerung der aus unverbranntem oder teilweise verbranntem Brennstoff bestehenden Grenzschichten, die an den verhältnismäßig kalten Wänden der tio Verbrennungskammer entstehen. Infolge der Abstreifwirkung der äußerst turbulenten Gase wird diese Grenzschicht verringert und außerdem die vollständige Verbrennung des Brennstoffs zu Wasserdampf und Kohlendioxyd verbessert.

Ungeachtet des größeren Bauaufwands je Verbrennungskammer kann der Vielfachkolbenmotor einen vereinfachten Gesamtaufbau infolge einer Verringerung der Anzahl der Verbrennungskammern je Motor aufweisen. Ein beträchtlicher Teil der heutzutage gefertigen Motoren ist wegen ihrer Laufruhe, die ein Ergebnis der Anzahl der Kraftstöße je Umdrehung ist, von der V-8-Bauweise. Der Hubraum der einzelnen Verbrennungskammern liegt zumeist im Bereich zwischen 650 und 900 cm³.

Ein 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 Drehmomentanteils weit gleichmäßiger als das eines üblichen Vierzylindermotors ist Außerdem wird durch die Trägheitsmasse der der Hilfskurbelwelle zugeordneten Bauteile der Schwungausgleich des Gesamtmotors erheblich verbessert, so daß eine größere mechanische Laufruhe als bei einem herkömmlichen Vierzylindermotor erreicht wird. Die Vergrößerung der Verbrennungskammer gegenüber einem V-8-Motor mit dem gleichen Gesamthubraum wird mit Vorteil durch eine Erhöhung des Volumenoberflächenverhältnisses erreicht, wodurch wiederum der durch eine Kühlwirkung der Begrenzungswäride entstehende Anteil unverbrannten oder teilweise verbrannten Brennstoffs verringert wird.

Ein mechanischer Vergleich eines herkömmlichen V-8-Motors mit einem Vielfachkolbenmotor mit vier Brennkammern zeigt, daß der V-8-Motor bezüglich der Gesamtanzahl 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 Abgasleitungen, eine geringe Anzahl der für die Zündung benötigten Bauteile, einfache Einbaumöglichkeit einer obenliegenden Nockenwelle, größere Pleuel-Kurbelwellenlager (zwei Pleuel müssen nicht auf einem einzigen Exzenterzapfen 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 Luftverschmutzungsstoffe verringert werden, 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 größeren 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-Oberflächen-Verhältnis verstärkt.

Die mögliche Verringerung der Maximaltemperatur infolge der rascheren anfänglichen Ausdehnung und der verbesserten 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 benö-

tigten Betriebsbedingungen über den gesamten normalen Betriebsbereich des Motors zwischen dem Leerlauf bei kaltem Motor bis zur Vollast bei heißem Motor optimieren.

Bei dem oben beschriebenen Ausführungsbeispiel sind die Achsen der Haupt- und Hilfszylinderbohrung unter einem Winkel zueinander 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 3:1, jedoch sind bei Zweitaktmotoren auch sämtliche ganzzahligen Vielfachen 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 bei jedem Zündpunkt in der gleichen Relativlage befindet, abgesehen von der gesteuerten Veränderung des Phasenwinkels, durch die das Kompressionsverhältnis verändert wird.

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 Phasen

winkel 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:

1. der Druck im Einlaßstutzen

2. die Motordrehzahl

3. die Zulufttemperatur

4. die Betriebstemperatur des Motors

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

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

Wenn alle anderen Faktoren 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 Funktionsweise 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 gestellt werden, ab, beispielsweise minimale Luftverschmutzung, minimales Luftverschmutzungs/ Leistungs-Verhältnis, maximales Leistungs/Gewichts-Verhältnis usw.

Hierzu 5 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Kolbenbrennkraftmaschine mit einem Haupt- und einem kleineren Hilfszylinderraum und zugehörigen Haupt- und Hilfskolben, einer Verbindung zwischen Haupt- und Hilfszylinder, über die die Gase unabhängig von der Stellung der Kolben ungesteuert überführbar sind, und einem zwischen beiden Kolben wirksamen Zwischentrieb, durch den der Hilfskolben mit einer vorgegebenen, von der des Hauptkolbens abweichenden Hubfrequenz und mit vorgegebenen Phasenwinkeln gegenüber dem Hauptkolben im zugehörigen Zylinder bewegbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Hilfskolben (46) eine um ein ganzzahliges Vielfaches, bzw. bei Viertakt auch um dessen Hälfte höhere Hubfrequenz als der Hauptkolben (24) aufweist und daß das Kompressionsverhältnis während des Betriebs der Maschine durch eine die Phasenwinkel zwischen den Kolben beeinflussende Stellvorrichtung (86,88,92,96) veränderbar ist

2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hubfrequenz des Hilfskolbens (46) dreimal so groß wie die des Hauptkolbens (24) ist.

3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Stellvorrichtung (86, 88, 92, 96) in Abhängigkeit von mindestens einem der folgenden Betriebsparameter gesteuert ist: dem Luftdruck im Einlaßstutzen, der Motordrehzahl, der Zulufttemperatur und der Betriebstemperatur des Motors.

4. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, 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) aufweist.

5. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischentrieb (60 bis 84) einschließlich der Stellvorrichtung (86, 88, 92, 96) zwischen der dem Hauptkolben (24) zugeordneten Hauptkurbelwelle (8) und der Kurbelwelle (38) des Hilfskolben (46) wirksam ist.

6. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Zwischentrieb (60 bis 84) ein Planetenradgetriebe (60 bis 80) aufweist und mindestens ein Getriebeelement (78) zwecks Änderung des Phasenwinkels zwischen den beiden Kolben (24, 46) durch die Stellvorrichtung (86, 88, 92, 96) winklig verstellbar ist.

7. Brennkraftmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Phasenwinkel zwischen den beiden Kolben (24, 46) durch die Stellvorrichtung (86, 88, 92, 96) in einem Bereich zwischen einer Lage, in der beide Kolben gleichzeitig den oberen Umkehrpunkt erreichen, und einer Lage verstellbar ist, in der der Hauptkolben (24) den oberen und gleichzeitig den Hilfskolben (46) den unteren Umkehrpunkt erreicht.