DE2330992A1 - Eine rotationskolbenmaschine mit axialsymmetrisch drehenden und beruehrungslos dichtenden kolben im kreisprozess eines heissluftmotors mit kontinuierlicher energiezufuhr - Google Patents

Description

Den Anstoß zur Entwicklung eines neuartigen Antriebs für Kraftfahrzeuge ergab eine grobe qualitative Gegenüberstellung der heute gebräuchlichen Verfahren. Technisch erprobt sind Ottomotoren, Dieselmotor, Heißluftmotor, Wankelmotor, Turbinen und Dampfmaschinen verschiedener Bauart. Aufgrund des Verbrennungsprozesses kann man sie in zwei Gruppen einteilen, nämlich Motore mit diskontinuierlicher Verbrennung und solche mit kontinuierlicher Verbrennung. Die aussichtsreichsten Vertreter beider Gruppen sind der Kreiskolbenmotor nach Wankel für diskontinuierliche Verbrennung sowie die Auto-Turbine nach Williams ' für kontinuierliche Verbrennung. Tabelle 1 zeigt an Hand der wichtigsten Spezifikationen eines für Massenverkehr geeigneten Autoantriebs einen groben Vergleich dieser beiden Exponenten. In Spalte 1) und 2) wird eine relative Wertung vorgenommen. Wir setzen ein (+)-Zeichen für die bessere Maschine und ein (-)-Zeichen für die schlechtere. Bei in etwa gleichen Spezifikationen wird kein Zeichen gesetzt. In den Spalten J>) und 4) wird eine absolute Wertung versucht. Es wird angegeben, ob die einzelnen Spezifikationen gemessen an den Ansprüchen eines heutigen Massenverkehrsmittels zufriedenstellend (+-Zeichen) oder unzureichend (- Zeichen) sind.

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— Ζ —

ö)

J5)

Wankel j Turbine Wankel Turbine Turbine Wankel absolut absolut

Gesamtvolumen/PS	+	-	-	-	-	-
Beschleunigung	+	-		+	-
nutzbarer Drehzahlbereich	+			-
Herstellungskosten	+	+	+	-
Lärmentwicklung		+	-	-
C-esamtgewicht/PS		+	-	-
Schadstoffemission	-	+	-	-
Wirkungsgrad	-	-	+
Lebensdauer	-	-	+
Wartungskosten	-	-	+

Es genügen oberflächliche Kenntnisse über die Wirkungsweise der beiden Maschinenarten urn an Hand von Spalte l) und 2) der Tabelle l,.zu folgenden Aussagen zu gelangen: Der Wankelmotor verdankt alle Pluspunkte dem Kolbenprinzip und alle Minuspunkte der diskontinuierlichen Kraftstoffverbrennung. Die Turbine verdankt ihre Pluspunkte dagegen der kontinuierlichen Verbrennung wogegen ihre Nachteile durch die Schaufelrad-Kompressoren bzw. Expander bedingt sind. Diese Beobachtung führt zwangsläufig zu folgender Fragestellung: Läßt sich das Prinzip der kontinuierlichen Verbrennung mit dem Prinzip der Kraftübertragung durch Kolben in einem Motor vereinen? Oder: Gibt es geeignete Kolbenmaschinen, mit denen ein thermodynamischer Kreislauf mit kontinuierlicher Energiezufuhr aufrecht erhalten werden kann? Falls es gelingt, diese Fragen positiv zu beantworten, muß sich ein Motor herstellen lassen, der beiden Ausgangsversionen von Natur aus weit überlegen ist, da er nur noch die vorteilhaften Arbeitsprinzipien benützt.

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2. Die Expansions- und Kompressionskammern:

Einige notwendige Eigenschaften vpn Kolbenverdichtern bzw. Kolbenexpandern für Motore mit kontinuierlicher Verbrennung ergeben sich unmittelbar aus dem Verfahren selbst. Die Energiezufuhr kann nicht mehr wie bei allen Motoren mit , . ' intermittierender Kraftstoffzuführung im Expansionsraum selbst erfolgen, sondern muß in einem separaten Brennraum verlegt werden, dem unter konstantem Druck kontinuierlich Kraftstoff zugeführt wird.Aus diesem Brennraum strömen dann sehr heiße Gase in den Expansionsraum. Diese würden alle konventionellen Kolbendichtungen auf der Basis ölgeschmierter Kolbenringe zerstören, umso mehr als die starke Kühlwirkung durch Ansaugen von Frischluft entfällt. Konventionelle Dichtungen könnten nur bei sehr niedrigen (< 3°o°C) Brennkammertemperaturen, oder bei extremer Kühlung der Kolben und Expansionsraumwände eingesetzt werden, wodurch in beiden Fällen der Wirkungsgrad stark herabgesetzt würde. Nur Spaltdichtungen mit ausreichender Spaltlänge können sowohl den hohen Temperaturen standhalten, als auch genügend kleine Lässigkeitsverluste aufweisen. Expansionskammern nach Art der Rootspumpen oder der Wankel'sehen Kreiskolbenkamnier sind unbrauchbar, da sich bei berührungslos drehenden Kolben an einigen Stellen nur Schlitzdichtungen mit Spaltlänge O ergeben. Da die Verlustleistung durch Ausströmung an den Spaltdichtungen in erster Näherung drehzahl unabhängig ist, die Nutzleistung dagegen proportional mit der Drehzahl wächst, kommen nur Expansionskammern in Betracht, die extrem hohe Drehzahlen gestatten, um die Spaltverluste relativ klein zu halten. Die hohen Drehzahlen sind außerdem im Sinne eines kleinen Motorvolumens sehr erstrebenswert. Höchste Drehzahlen können jedoch nur mit axialsymmetrisch und völlig wuchtig drehenden Rotationskolben erzielt werden. Hubkolben- und Wankelmaschinen scheiden daher aus. Ebenso wie alle konventionellen Ventilsteuerungen. Die Steuerung der Ein- und Ausströmungsprozesse in den Expansionsraum darf nach Möglichkeit nur durch die Rotationskolben selbst erfolgen, und nicht durch getrennte, bewegliche Absperrvorrichtungen, Zusammenfassend ergeben sich also drei unerläßliche Eigenschaften

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für Expansionskammern in Motoren mit kontinuierlicher Kraftstoff verb rennung:

a) Berührungslos bewegte Kolben mit Spaltdichtungen hinreichender Spaltlänge

b) axial gelagerter ausgewuchteter Rotationskolben

c) statische Steuerorgane

Expansionskammern* die alle 3 Forderungen in hohem Maße erfüllen, ergeben sich aus einer Weiterentwicklung der Zahnradpumpe, die in ihrer bekannten Form nur zum Transport von geringen Flüssigkeitsmengen geeignet ist, bei denen ihr schlechter Wirkungsgrad in Kauf genommen werden kann. Den ersten Vorschlag zur Verbesserung der Zahnradpumpe machten im Jahre 1934 in einer Patentmeldung ' die Franzosen,L. Tassart und H. Gasagne. Sie ersetzten die einheitliche Zahngröße der beiden auf dem gleichen Teilkreis kämmenden Zahnscheiben durch zwei Zahngrößen verschiedenen Moduls, wodurch sich die in Abb. 1 gezeigten Bauformen ergeben. Die Arbeitsweise einer derart modifizierten Zahnradpumpe kann man ohne nähere Erläuterung der Fig. 2 von Abb. 1 entnehmen. Der wesentliche Fortschritt besteht darin, daß die hohen Quetschverluste beim Eintauchen der großen Zähne in die flüssigkeitsgefüllten Zahnlücken gegenüber konventionellen Bauarten ganz erheblich reduziert werden (etwa im Verhältnis der Zahnvolumina der beiden Module). Gase lassen sich mit konventionellen Zahnradpumpen praktisch überhaupt nicht transportieren oder gar komprimieren. Die beim Kämmen der Zähne komprimierten Gase werden größtenteils mit der Drehbewegung der Zahnscheiben wieder zum Ausgang befördert. Bauformen nach Abb. 1 von Fig. 2 haben diesen Nachteil praktisch nicht mehr. Die Kompression erfolgt nicht mehr durch kämmende Verzahnung, sondern fast ausschließlich durch die Drehbewegung der beiden großen "Zahnkolben". Die feine Verzahnung erfüllt die wichtige Funktion einer Labyrinthdichtung zwischen Hoch- und Niederdruckgebiet. Ansonsten ist bei jeder Stellung der Rotationskolben eine Verbindung zwischen Einlass- und Auslassöffnung nur über Spaltdichtungen mit von Null verschiedener Spaltlänge möglich, die außerdem, z. B. durch die Breite der Zahnkolben in weiten Grenzen variiert werden kann.

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2330952 —Γ,—

Diese Bauform erfüllt also bereits einige wesentliche Voraussetzungen nämlich Punkt a) teilweise, da die Rotatoren zwar noch nicht berührungslos kämmen, aber bereits sämtliche Dichtungen Spaltdichtungen hinreichender Länge sind. Punkt b) ist ganz erfüllt, da die Kolben axial symmetrisch drehen.

Das Problem, die Verzahnungen beider Rotatoren berührungslos kämmen zu lassen, ist vermutlich erstmals 1964 von M. Erich'in

■
einer Patentanmeldung mit dem Titel Eine Zweiwellen-Rotations-

i
Zahnradmaschine auf elegante Art gelöst worden. Er schlägt vor, die Drehbewegung der Kolben durch kämmende Präzisionszahnräder zu steuern, die außerhalb der Kammer auf den beiden Wellen sitzen und gekühlt in ölschmierung laufen. Die Kolben in der Kammer werden nicht geschmiert. Ihre Verzahnungen verschleissen so lange, bis die Kolben berührungslos kämmen, alle Kräfte auf den externen Zahnrädern lasten und damit ein weiterer Verschleiß unterbleibt. Die Kolben- und Expansionsraumwände brauchen daher keine ölschmierung. Der bei konventionellen Motoren unvermeidliche Ölverbrauch der für die Schadstoff-Emission mitverantwortlich ist und über dies Wartungskosten verursacht, entfällt daher. Ebenso entbehrlich ist eine besondere Kühlung von kolben- oder Expansionsraumwänden, die bei konventionellen Motoren unentbehrlich ist, um den durch die Kolbenringe erzeugten Ölfilm nicht zu überhitzen. Diese Kühlung ist mit die Hauptursache dafür, daß bei konventionellen Kolbenmaschinen der technische Wirkungsgrad nur ca. 4o % des theoretisch erreichbaren Wertes ausmacht. Expansionsräume mit berührungslos dichtenden Kolben können dagegen dauernd mit thermischer Isolierung nach außen an der Belastbarkeitsgrenze des Materials betrieben werden. Bei einem Motor mit kontinuierlicher Verbrennung läßt sich eine Überschreitung der Grenztemperatur einfach mit einer Regelung der Brennkammertemperatur durch entsprechende Steuerung des stöchiometrischen Verhältnis verhindern. Mit der von M. Erich angegebenen externen Steuerung der Zahnkolben entsteht daher aus den in Abb. gezeigten Bauformen eine Maschine,die die Forderungen a) und b) erfüllt. Eine weitere interessante Ausführung .der Zahnkolben stammt ebenfalls von M. Erich. Sie ist in Abb. 2 gezeigt und hat den Vorteil, mit kongruenten Kolben zu arbeiten. Dadurch werden die

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Herstellungskosten gesenkt und das Expansionsvolumen bei gleichem Gesamtvolumen der Maschine wesentlich gesteigert. Die gezeigten Standard-Zahnformen sind im Motorbau jedoch ungeeignet. Sie erzeugen zu große Totraumverluste, die im Kompressorenbau vertretbar sind, nicht jedoch bei einem Fahrzeugmotor. Das gleiche gilt für die in Abb. 2 dargestellten Steuerorgane.

Damit stellt sich jetzt die Aufgabe unter der Vielzahl möglicher Bauformen von Expansionskammern mit berührungslos dichtenden Rotationskolben eine auszuwählen, die für den Betrieb bei höchsten Temperaturen in Motoren mit kontinuierlicher Verbrennung den günstigsten Kompromiß bezüglich folgender Forderungen darstellt: ι

1. Kleine Lässigkeit der Spaltdichtungen !

2. Kleiner Totraumverlust 3· Kleine Bauform

4. Geringe Strömungsverluste ^;

5. Statische Steuerorgane mit großem Öffnungsquerschnitt

6. Möglichst geringe Präzisionsforderungen

7. Konstruktion von Achsdurchführungen und Lagerungen mit unproblematischer Wärmeabfuhr.

Es wäre zu aufwendig aus dem bisher Bekannten das Auffinden einer möglichst optimalen Kompromißlösung systematisch zu beschreiben. Statt dessen wird unmittelbar der in Abb. 3/1 und Abb. 3/2 gezeigte schematische Aufbau erläutert, der nach Meinung des Autors bereits einen sehr guten Fit an die Forderungen 1. - 7. darstellt. Zur Verdeutlichung der Abbildungen sind Gehäuse und Drehkolben unterschiedlich schraffiert. Zunächst eine kurze Funktionsbeschreibung an Hand der Abb. 3/1 die einen Querschnitt BB¹darstellt: Innerhalb des oberen Drehkolbens, der als Steuerkolben (5) bezeichnet wird, befindet sich ein mit dem Gehäuse (l) und der Brennkammer (36) fest verbundener Zylinder (4), der entlang der ganzen Kammerlänge mit einem Schlitz (6) versehen ist. Der Fuß der Zahnlücke (13)

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des Steuerkolben (5) 1st ebenfalls auf der gesamten Kammerlänge durchbrochen. Läßt man die Kammer in der angedeuteten Drehrichtung (7) als Expander arbeiten, so spielt sich folgendes ab: In der Zeichnung befinden sich die Drehkolben zunächst am Einlaßwinkel (lo). Die beiden Drehkolben umschließen den minimalen Expansionsraum das sog. Totvolumen (l4). Der untere Kolben (17) beginnt gegen das Gehäuse abzudichten und die Labyrinthverzahnung (15) am Teilkreis (8) kämmt bereits. Bei Fortschreiten der Drehung beginnt die öffnung in der Zahnlücke (13) des Steuerkolbens den Schlitz (6) im inneren|Zylinder (4) zu überlappen, so;daß Brennkammergase in den Expansionsraum solange isobarisch (bei konstantem Brennkammerdruck) einströmen bis bei Erreichen;des Füllwinkels (9) die Einströmung unterbunden wird. Im Expansionsraum befindet sich jetzt Gas auf Brennkammerdruck und Brennkammertemperatur. Dieses wird beim Weiterdrehen adiabatisch entspannt bis der Auslasswinkel (12) erreicht wird. Von hier ab kämmen die Zahnkolben kräftefrei bis zum Ausgangspunkt am Einlasswinkel (lo). In der folgenden Umdrehung werden die entspannten Gase aus der Auslassöffnung (16) gestoßen; gleichzeitig beginnt eine neue Einströmung

Betreibt man Kammern nach Abb. 3 als Kompressoren, so laufen die oben geschilderten Prozesse in umgekehrter Reihenfolge ab. Leider ist die Energie der im Totraum (l4) komprimierten Gase verloren. Bei Hubkolbenkompressoren kann man sie teilweise zurückgewinnen, dadurch daß man das Einlassventil erst öffnet, wenn die Gase im Totraum wieder auf Außendruck entspannt sind. Bei Kreiskolbenkompressoren ohne Ventilsteuerung ist dies nicht möglich. Es stellt sich also die zwingende Aufgabe das Verhältnis6"« ^vt/^va aus Totraum V™ und Ansaugvolumen V_A so klein wie möglich zu gestalten. Kreiskolbenformen nach Abb. 1 Fig. 2 (ein Drehkolben hat nur Zähne, der andere nur Zahnlücken) ergeben bei geeigneter Anordnung de'r Auslassöffnung den kleinsten Wert für & von ca. '5%. Leider hat diese Bauform auch entscheidende Nachteile. Beim Betrieb als Expansionskammer werden die großen und kleinen Zahnlücken mit energiereichem Gas gefüllt, welches ohne Arbeitsleistung zur Auslassöffnung transportiert wird und daher hohe Verluste verursacht. Außerdem ist das Expansionsvolumen klein

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im Vergleich zum Gesamtvolumen. Kongruente Kolbenbauarten nach Abb. 2 haben diese Nachteile nicht. Leider ergibt sich jedoch schon allein als Folge der dort gezeigten Evolventen-Verzahnungen ein zu ungünstigesS" von ca. Io %. Im Getriebebau werden Evoluenten oder Zyklοidenverzahnungen benutzt, um minimales Gleiten der berührenden Zahnflanken zu erzielen. Hier entfällt diese Forderung, da die Kolbendrehung extern gesteuert wird. Die Zahnflankenform sollte deshalb so gewählt werden, daß sich sowohl kleiner Totraum als auch größtmögliche Zahnbreite bzw. Dicht spaltlänge ergibt. Die in Abb. 3/1 gezeigten Zahnformen erfüllen diese Forderungen. Die Zahnflanken sind keine normalen Epizykloiden, sondern derjenige geometrische Ort aller Punkte, welcher beim äußeren Abrollen zweier Kreise von einem Punkt beschrieben wird, der mit dem Rollkreis vom Radius Rl fest verbunden ist, aber nicht auf seinem Umfang liegt (wie bei Epizykloiden) sondern außerhalb desselben im Abstand R2 von seinem Mittelpunkt. Demnach ergeben sich in Abb. 3/1 die Zahnflanken in dem man R2 als maximalen Kamrnerradius (19) wählt und die Radien Rl von Rollkreis und Grundkreis gleich macht mit dem Teilkreisradius (2o) der Labyrinthverzahnung (15). Es entstehen ungebräuchliche stark assymmetrische Zahnformen, deren Herstellung jedoch nicht kostspielig ist, da wegen der externen Steuerung keine präzise Fertigung notwendig ist. Es genügt, wenn sich die Zahnflanken beim Kämmen auf 1 bis 2 mm nahe kommen. Die optimale Breite der Zahnkolben bzw. ihre Dicht- ■ spaltlänge ergibt sich aus der Überlegung, daß der Zahn des unteren Drehkolbens sinnvollerweise erst dann gegen das Gehäuse abzudichten beginnt, nachdem das Zahnlabyrinth (15) am Teilkreis gegen die Auslaßöffnung abgeschlossen hat wie Abb. 3/1 zeigt. Größere Spaltlängen bzw. Kolbenbreiten ergeben größeren Totraum, wesentlich kleinere Spaltlängen zu große Lässigkeit und nur geringfügige Totraumreduzierung. Die in Abb. 3/l gezeigte Dimensionierung ergibt ein ζ von ca. 5 %\ vergleichbar mit den Bestwerten von Hubkolbenmaschinen. Die bisher genannten Werte für 6* gelten für die in Abb. 3 gewählte relative Kammerbreiten β - (R2 - Rl)/Rl ■ o,375. (R2 » max. Kammerradius (19), Rl *? Teilkreisradius (2o))

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Kleinere ρ-Werte ergeben auch kleinere 6*-Werte, allerdings auf Kosten der Strornungswiderstände und des Gesamtvolumens. Zwei Bemerkungen,; die das Totraumproblem betreffen, erscheinen noch angebracht: Zwei Zahnkolben auf jedem Drehkolben wie in Abb. 2 eliminieren alle Unwuchtprobleme verdoppeln jedoch den Totraum, wodurch diese Version ausscheidet. Und: Das in Abb. 3/1 gezeigte Konzept zur Steuerung der Einströmung durch einen geschlitzten Zylinder (4) im Inneren eines Drehkolbens hat den entscheidenden Vorteil, daß der Totraum nicht vergrößert wird im Unterschied zu Steuerungen nach Abb. 2, welche die Einströmung durch die äußere Gehäusewand in den

i
Expansionsraum führen. Sie benötigen außerdem separat

angetriebene Steuerteile, wodurch die Herstellungskosten ansteigen.

. i

Einlaßöffnung (6) und Auslaßöffnung (16) haben bei der in Abb. 3/1 gezeigten Konstruktion etwa den selben Querschnitt wie der Expansionsraum, so daß die größten Strömungsgeschwindigkeiten der Gase nie wesentlich größer als die Bahngeschwindigkeit der Zahnkolben werden kann. Diese günstige Eigenschaft besitzen Wankelkammern, in diesem Maße nicht. Bei Hubkolbenmaschinen vermißt man sie praktisch gänzlich. Weiterhin ist das Verhältnis aus Querschnitt und Länge des Expansionsraums bei der in Abb. 3/1 gezeigten Dimensionierung etwas besser als die entsprechenden mittleren Werte bei Wankelkammern. Es sollten sich daher mit Maschinen nach Abb. 3/1 ohne nennenswerte Strömungsverluste wesentlich höhere Drehzahlen als mit allen anderen Kreis- oder Hubkolberimaschinen erreichen lassen, was sehr kleine Bauformen ergibt. :

Welche äußeren Dimensionen sind für optimales Betriebsverhalten zu wählen? Soll man bei gleichem Expansionsvolumen die Kammer kurz gestalten mit großem Durchmesser oder soll man die Kammerlänge groß im Vergleich zum Durchmesser machen? Die erste Version scheidet sofort aus, denn: Große Durchmesser ergeben große Fliehkräfte, große Strömungsverluste als Folge der hohen Kolbengeschwindigkeit, und unkontrollierbare Spaltweite zwischen den großen Kolbenstirnflächen (*?) und Gehäusedeckeln (**), die sich

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beim geringsten Temperaturgradienten in axialer Richtung stark verwerfen würden. Es kommt daher nur die zweite Version in Frage. Die Grenzen der Kammerlänge liegen allerdings dort, ' ' wo übergroße Kolbenlänge zu starker Schwingneigung Anlaß gibt und der Strömungswiderstand im langen und engen inneren Zylinder (4) des Steuerkolbens (5) eine vertretbare Grenze übersteigt. Diese wird spätestens dann erreicht, wenn die Kreisfläche des inneren Zylinders (4) wesentlich kleiner wird als die Querschnittsfläche des Expansionsräumes in Längsrichtung. In der Praxis dürften daher die Kammerlängen einen Faktor 2 bis 2 größer sein als der maximale Kolbenradius.

Das Gehäuse (l) muß aus Stabilitätsgründen dickwandig sein. Es muß aber möglichst schnell die mittlere Abgastemperatur annehmen. Deshalb und auch aus GewichtsgrUnden sind Bohrungen (l8) im Gehäuse, die seine Wärmekapazität reduzieren. Ein kleiner Teil der Brennkammergase kann durch diese Gehäusebohrungen geleitet werden, so daß es sich bei Temperaturänderungen etwas schneller ausdehnt^ als die Kolben, wodurch! die Spaltflächen gegen Berührung gesichert sind. Die Bohrungen ( 3) In den Rotationskolben erfüllen im wesentlichen die gleichen Funktionen wie die Gehäusebohrungen (l8). Sie sind so anzuordnen, daß die durch die Zähne und Lücken entstehenden Unwuchteri kompensiert werden.

Die Flächen der Dichtspalte sind so strukturiert, daß sich Labyrinthspalte (11) ergeben. Dadurch werden zwei Effekte erzielt; Die Lässigkeit eines Labyrinthspaltes ist bei gleicher Spaltweite geringer als die eines glatten Spaltes. Und: Die Reibung in den Spalten bei höchsten Drehzahlen wird reduziert da nur mehr ein kleiner Teil der Dichtflächen mit dem kleinen Abstand gegeneinander bewegt wird.

Die weiteren Konstruktionsmerkmale sind der Abb. 3/2 zu entnehmen, die einen Längsschnitt AA' durch die Maschine zeigt. Dreh- und Gehäuseteile sind wieder unterschiedlich schräg schraffiert. Wärmeisolierende Stoffe sind zusätzlich senkrecht

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schraffiert. Soweit es sich um die Bewältigung rein technischer Probleme handelt, dienen die angeführten Vorschläge nur als Diskussionsgrundlage. Die in Abb. 3/2 gezeigten Dimensionen der Lager und Achsdurchführungen, sowie der Materialstärken entspringen größtenteils" intuitiven Vorstellungen, die an vielen Stellen korrekturbedürftig sein dürften."

Im günstigsten Fall können alle Lager als Gleitlager angeführt werden. Belegt man die Gleitflächen mit Metaloplast (Metallgewebe in PTFE eingesintert).so ergeben sich wartungsfreie Lager, die bis 260⁰C voll funktionsfähig sind. Die Wellen (23) und Büchsen (24) der Lager sind über wärmeisolierende Scheiben bwz. Ringe (26) (28) mit den heißen Drehkolben bzw. Gehäuseteilen verbunden. Die Lager in unmittelbarer Nähe der Brennkammer (36) sind in ringförmige Hohlräume (32) eingebettet durch die über Zuführungen durch die Gehäusewand (33) Kühlflüssigkeit z. B. Wasser gepumpt werden kann. Event
Wärmeisolierung einfache Luftkühl

genügt bei ausreichender mg. Die Lagerbüchse (24) an

der dem Brennraum abgewandten Seite ist zusammen mit der Welle (23) durch den GeJiäusede&keJt. { 2§)_r geführt* - und kann, von ,-außen gekühlt_:.. .-, werden, so daß die Gleitflächen (4l) (42) durch ausreichende Wärmeableitung geschützt sind. Die Lagerung des unteren Kolbens erfolgt dementsprechend.

Der Steuerkolben (5) besitzt an seinen Stirnflächen Abdeckplatten (29) und (31) die zwei wichtige Funktionen erfüllen: Die Einlaßöffnung (13) im Steuerkolben reduziert dessen Widerstandsfähigkeit gegen Fliehkraftverformungen erheblich. Durch seine stirnseitige Einbettung (3o) in und Verschraubung mit den Abdeckplatten wird diese Schwäche teilweise kompensiert und: Bei ausreichender Breite der Abdeckplatten eventuell in Verbindung mit einem Labyrinth (27) im Gehäusedeckel entfällt die Notwendigkeit einer präzisen axialen Lagerung des Steuerkolbens im oberen Gehäuseteil. Lediglich der untere Drehkolben (17) benötigt axiale Lager (39). Die gegenseitige axiale Positionierung der Drehkolben besorgen Führungsscheiben (21), die stirnseitig an einem der externen Steuerräder (22) befestigt

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sind. Generell werden die axialen Lagerungen keine Probleme aufwerfen, da die Lässigkeit der Spalte zwischen den Kolbenstirnseiten und den Gehäusedeckeln wegen ihrer geringen Ausmaße im Vergleich zu den Spalten am Umfang und am inneren Zylinder (4) vernachlässigbar ist.

Um die Spaltweite zwischen Steuerkolben (5) und innerern Zylinder (4) zu stabilisieren, besitzt die Wellendurchführung (25) des Steuerkolbens neben dem Außenlager (42) noch ein Innenlager (4l), in dem ein mit dem Zylinder fest verbundener Zapfen (4o) sitzt.

Die Brennkammer (56) ist zusammen, mit dem inneren Zylinder (4) durch die Ringe (57) und (58) gegenüber dem restlichen Gehäuse (1) thermisch isoliert. Dadurch wird erreicht, daß das Gehäuse nicht mittels Wärmeleitung die volle Brennkammertemperatür annimmt, j sondern nur die erheblich niedrigere mittlere Temperatur der expandierenden Gase.

Die Herstellung der Kammer erfolgt sinnvoller Weise in zwei Hälften. Eine obere, die alle Teile enthält, die sich in Abb. 5/1 oberhalb der Linie CC¹ befinden und eine untere mit den Teilen unterhalb von CC'. Die beiden Hälften werden vor dem endgültigen Zusammenbau komplett mit allen Lagerungen montiert und getestet. Die Zusammenfügung dieser Hälften verlangt dann nur mäßige Präzision, da das Zahnlabyrinth (15) auch bei etwas zu großem Abstand der Drehkolben noch ausreichend schließt.

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3. Der Kreisprozeß

Bei der Kcnzipierung einer Maschine mit Kompressions- und Fxpansionskar.r.ern nach Abb. 3 stellt sich die Aufgabe, einen Kreisprozeß zu finden, der eine möglichst gute Anpassung an die technischer. Eigenschaften der Einzelaggregate erlaubt. Außerdem muß zwischen therr.odynar.ischen Wirkungsgrad einerseits und technischem Aufwand andererseits ein vernünftiger Kompromiß erreicht werden. Leider scheiden dadurch der Carnot-Prozeß und der Ackeret-Keller-Prozeß mit den: theoretisch höchsten Wirkungsgrad sofort aus, da ein groPer Teil der !Compressions--und Expansionsvorgänge isothermisch erfolgen nuß* Dies läßt sich jedoch bei den hochtourigen Kreiskolben nur mit mehrstufigen Verdichtern und Expandern mit Wärmetauschern zwischen den einzelnen Stufen halbwegs realisieren, so daß der technische Aufwand bei diesen Kreisprozessen zu groß wird. Will ir.an auf die vielen Wärmetauscher zwischen den einzelnen Stufen verzichten, so müssen alle Druckänderungen entlang von Adiabaten, also ohne Wärmezufuhr erfolgen. Die Art der Wärmezufuhr ergibt sich aus der Forderung nach kontinuierlicher Kraftstoffverbrennung, die nur dann ihre Vorteile voll entfalten kann, wenn für den Verbrennungsprozeß selbst bei den höchsten Drehzahlen noch genügend Reaktionszeit zur Verfugung steht. Dies kann erreicht werden durch einen Pufferspeicher zwischen Korr.pressions- und Expansionsraum, der eine wesentlich größere Gasmenge auf de.ti Enddruck des Kompressors speichert als die, die während einer Umdrehung umgewälzt wird. Dieser Pufferspeicher ist gleich zeitig Brennraum. Es wird ihm nur soviel Kraftstoff kontinuierlich zugeführt, daß seine Temperatur der maximalen Arbeitsternperatur der Expansionskammer entspricht. In diesem Brennraum strömt die Luft sehr langsam, der Heizwert des Kraftstoffes kann je nach Bauart dieses Brennraums nahezu vollständig verwertet werden. Die Wärmezufuhr zu diesem Brennraum mit Speicherwirkung erfolgt natürlich unter konstantem Druck. Die bisherigen Überlegungen legen den für unsere Zwecke

optimalen Kreislauf bereits fest. Er ist in der Literatur als Kreisel
prozeß eines Heißluftmotors'bekannt, bei dem das angesaugte Arbeitsgas

folgende Prozesse durchläuft:

1. Adiabatische Verdichtung von · "p, ,V₁ ,Lj nach V·. V^ Ji,

2. Isobare Volumenvergrößerung bei Wärmezufuhr von -ta , Vj, _;T^

nach ^₁₃ Jl

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3. Adiabatische Entspannung νοη'Ρα.,ΊΛ [ U nach sQ^'J^Au-

4. Isobare Volumenverkleinerung bei Wärmeabgabe vor. •'p-· Vu/ ?■ nach -^₁ ,^ _;Ti .

Ir. folgenden werden deshalb die prinzipiellen Eigenschaften dieses Kreisprozeß untersucht. Zur Veranschaulichung dient dabei Abb. ^,' die in einem p,v -Diagramm einen speziellen durch die Kurven [IJ(2) und ^-^r bestimmten Kreisprozeß dieser Art zeigt. Zur Vereinfachung der Rechnungen nehmen wir als Ausgangspunkt lMöL Luft ('3Sr 1,35) unter Normaldruck (1 kp/cm²) und Normaltemperatur (T = 3oo°K), und berechnen die pro umgewälzten Mol von der Maschine nach außen abgegebene Arbeit A_M = A,. (p„ /r>, , T,) sov;ie den Wirkungsgrad ^ =■ ' (P₀ /p > ¹Z-z) unter Verwendung der idealen Gag^leichungen. Das Druckverhältnis ρ /ρ sowie die Maxirr.altemperatur T-. sind die einzigen Größen, die in der Maschine in weiten technischen Grenzen variiert werden können, so daß es genügt, die Abhängigkeit von diesen beiden Variablen darzustellen. Die Abhängigkeit von T, wird in den Abbildungen nur für zwei technisch interessante Fälle dargestellt, nämlich T₅ = 973° K ^ 7oo° C und T₃ = 1473° C a> 12oo° C. Die meisten hochlegierten Stähle, die z. B. im Turbinenbau Verwendung finden, sind bis 7oo C warmfest und mechanisch gut zu bearbeiten. Andererseits sind Materialien bekannt (z. B. Al-O-, Keramiken) bei denen sich

ο ²^

bis weit über 12oo C die Kalteigenschaften nur wenig verschlechtern; die allerdings schwer zu bearbeiten sind. Ein Vergleich von zwei Maschinen des gleichen Konzepts, einer "kalten" mit 7oo° C Höchsttemperatur und einer "heißen" mit 12oo C ist jedoch geeignet,die technischen Entwicklungsmöglichkeiten des hier beschriebenen Motorprinzips zu demonstrieren. Wir gehen von folgenden Grundgleichungen aus :

3. 1 Ay^ = Q ~ Q , (A^ ^CP'1 Dabei sind Q = zugeführte Wärme

M-7c)/3t 1 Q = abgeführte Wärme

■* ρ ι ■ ^/fc7 * CCn-Vj⁺-
' Γ R= Gaskonstante

IL=. Ca -C,ν Cu}.,Cir - spez. Wärmen

3.3 X * )

3.4 Ti = Ay/Ct

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Ar.ver.öur.g der Gleichung 3.1 bis erlitt nach Rechnung:

auf den Kreisprcze? vcn Alt

_/? I

In Abt. 5 ist A

gemäß Gleichung 3.5 für die Temperaturen

T, = 973° K {Kurve 1) und T, = 1473° K (Kurve 2) als· Funktion der Konpression £ = P₂ /p, dargestellt. Die Funktion»£= ^(6) gemäß

₂ /p, dargestellt. Die Funktion»£= ^( Gleichunc 3·β zeigt Kurve 1 in Abb. 6. Man erkennt, daß die Arbeitsausbeute A,. ein Maximum besitzt, welches nach Betrag und Lage stark von der >"aximaltenperatur T-. abhängt. Man sieht weiter aus Abb. 6, Kurve 1, daß der Wirkungsgrad leider erst bei hohen Verdichtungsverhältnissen gut wird. Beispielsweise wird erst bei&spg/Pj = 17 der Wirkungsgrad von 51,1 % eines mit dem Verdichtungsverhältnis E= 3,o arbeitenden idealen Ottomotors'erreicht. So hohe Verdichtungsverhältnisse sind jedoch als Folge der Totraumverluste η it Kanr.ern nach Abb. 3 nicht einstufig realisierbar, sondern erfordern wahrscheinlich mindestens 3-s*:ufige Kompressoren und Expansionsaggregate r.it der gleichen Stufenzahl. Was kann getan werden, un auch bei niedrigen Verdichtungsverhältnissen , wie sie mit einstufigen Kompressoren nach Abb. 3 erzielbar sind, einen guten Wirkungsgrad zu erhalten? Eei kleinem £ ist die Temperatur T₁^ der Abgase wesentlich höher als die Temperatur Tp nach der Kompression. Ein Teil der abgeführten Wärme muß sich daher mit Hilfe eines Wärmetauschers zurückgewinnen lassen, so daß die Maschine schematisch durch folgendes Blockdiagramm boschrieben werden kann:

:s ist: K = Kompressor, T = Gegenstromwärmetauscher, B = Brennraum it Cpoicherwirkung, E = Expansionskammer.

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Der Wirkungsgrad einer solchen Anlage wird nach Gleichung unter Eeachtung des Kreisprozesses von Abb. *J

oder wegen Gleichung 3-2

° K (Kurve 2) und T = 1^73°

Diese Funktion ist für T, = 973° K (Kurve 2) und T, = 1^73 (Kurve 3) ebenfalls in Abb. 6 eingezeichnet. Man sieht, daß in Unterschied zu Gleichung 3·6 gerade bei kleinen Verdichtungsverhältnissen also schon ir.it einstufigen Kompressions- und Expansionskammern der Wirkungsgrad gut wird. Im Grenzfall £"^/|?<*4 ergibt sich der Wirkungsgrad einer Carnot-Maschine zwischen den Temperaturen T, und T.. Er ist in Abb. 6 durch Kurve k für T₃ = 973° K und durch Kurve 5 für Τ·* = -^73° K dargestellt. Man erkennt durch Vergleich von Abb. 5 und Abb. 6 einen grundsätzlichen Nachteil, den übrigens alle Kreisprozesse außer dem Carnot-Prozeß und der. Ackeret-Keller-Prozeß besitzen: Der maximale Wirkungsgrad stellt sich erst ein, wenn die Arbeitsausbeute pro Mol gegen O geht, mit oder ohne Benützung von Wärmetauschern. Der Wirkungsgrad des Carnot-Prozeß ist dagegen von der Art des Arbeitsgases unabhängig und konstant bei allen Verdichtungsverhältnissen. Aus technischen Gründen können wir ihn leider nicht realisieren. Beim Kreisprozeß des Heißluftmotors müssen wir zwischen Wirkungsgrad und Arbeitsausbeute pro umgewälzten Mol einen guten Kompromiß finden. Dieser liegt bei Benützung eines Wärmetauschers in der Gegend von ^= 3 für T₃ = 973° K und bei t- β für T = 1*473° K, wie man Abb. 5 und Abb. 6 leicht entnehmen kann. Bei dem "heißen Motor" wäre eine weitere Verwertung von A₁₄ ( £, = 6, T, = 1^73° C) theoretisch vernünftig hinsichtlich des besten Kompromiß zwischen Wirkungsgrad und Arbeitsausbeute. Leider läßt sich ein & = 6 mit einstufigen Kammern wegen Totraumverlustenwahrscheinlich nicht mehr realisieren, so daß man in der Praxis auch bei dem heißen Motor mit ungefähr £. = 3 arbeiten wird.

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■1?

Aus den bisher gesammelten Daten lassen sich bereits wichtige Vierte der oben schenatisch gezeigten Maschine in 0-ter Näherung ermitteln. Die abgegebene Leistung N, pro angesaugten Liter Normalluft beträgt als Funktion der Drehzahl pro Minute f:

3.8

Die Funktion K₁ =

ist für Aj₄ ( t - 3, T₃ = 973°K ) und A_v

( i - 3, ¹T, = W3° K) in Abb. Io durch Kurve 1 bzw. Kurve 2 dargestellt. Der heiße Motor leistet pro Liter mehr und kann deshalb kleiner ausgelegt werden. Jetzt kann z. B. die Dimensionierung eines Automotors, der bei 12 000 U/min ko PS abgeben soll, (Wankelmotoren erreichen diese Drehzahlen, Kammern nach Abb. 3 sollten noch wesentlich höher drehen können) aus den Abbildungen entnommen werden. Unter Verwendung der in Abb. 4 benützten Bezeichung der Zustandsgrößen erhält man folgende "Datenblätter" in Tab. 2.

Tabelle 2

	P	Leistung N	= 4o	PS bei Drehzahl	P2=3	f = 12	OOO	U/min
Motor I	V	!=1 Kg/cm2	p2	=3 Kg/cm2		Kg/cm2	ρα	=1 Kg/cm2
C ~ ~*\ T* β Q 7 "^ ^ Tf	Lt	t=722 cm3	V2	=319 cm3	t3=7(			=1762 cm3
^=59*	1=28°C	t2	=126ÖC ι	3O'C		= 1453^0

	Motor	II	P	!=1 Kg/cm2	P2	=3 Kg/cm2	P	2=3 Kg/cm2	pl	= 1	Kg/cm2
£=	3,T3=:		V	!=386 cm3	V2	=171 cm3	V	,=630 cm	V4		•χ I2A cm
ι	732		t	!=2S«C	t2	=126°C	t	3=12OO°C	t^

Die GröSe eines für Autoantriebe brauchbaren Motors ist damit in groben Zügen festgelegt. Man kann deshalb im folgenden die Eigenschaften von Kammern nach Abb. 3 in der geforderten Baugröße näher

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untersuchen. Wählt nan einen Kammerquerschnitt nach Abb. 3/1

mit Ro = 5,5 cm und R* = 4,ο cm, so ergibt sich für die Quer-

schnittsfläche des Expansionsraumes 7o,4 cm . Der Kompressor des y.otor I wird daher lo,25 cm lang (wie in Abb. 3/2 gezeigt). Seine Expar.sionskar.mer bekommt eine Länge von 25 cm. Die entsprechenden Vierte des Motors II sind 5,5 cm bzw. 2o,2 cm.

fr. Die Verluste
ω.ο Einleitung

In diesem Kapitel wird versucht den realistischen Verlauf von

Leistung Jv= IV(f) und Wirkungsgrade? =·>?(;£) als Funktion der Drehzahl

f unter Berücksichtigung aller Verlustquellen zu ermitteln. In einzelnen werden jeweils unter teilweise stark vereinfachenden

Ar.nahr.en folgende Effekte berücksichtigt: Spaltlässigkeit, Totraumverluste, Konpressionsninderung durch Druckabfall im Ansaugkanal, Druckabfall durch Wandreibung in der Maschine, Gasreibung im. Spalt,

kinetische Gasverluste und Wärmetauscherverluste. Die einzelnen

Verluste werden zunächst isoliert behandelt, d. h. wir untersuchen die ideale Maschine, die jeweils nur mit einer Verlustquelle behaftet ist und bestimmen die relative Leistüngsabnahme - A/V//V{ . Den ^_ realen Verlauf von Leistung Mr und Wirkungsgrad ^V kann man dann > ~it ausreichender Genauigkeit folgendermaßen aus den Einzelverlusten A/V/A/_t'

wobei N. und "*?,· Leistung und Wirkungsgrad der idealen Maschine sind. 4.1 Die Lässigkeit der Spaltdichtungen

Eine genaue Berechnung der Spaltlässigkeit ist im Prinzip ir.öglich, erfordert jedoch bei den komplizierten Geometrien und Bewegungszuständen der Spaltflächen in Kammern nach Abb. 3 großen Rechenaufwand. v;ir beschränken uns deshalb zunächst auf eine große Ahschätzung unter vereinfachenden Annahmen. _Λ09881 /₀₇06

COPY

BAD ORiGiNAL

Wir benützen ein Rechenverfahren nach Salzmann und Fravi, bei dem die LässigkeitG*■ &·&* eines glatten adiabatisch durchströmten Spalts als Teil & jenes Gewichts^ angegeben wird, welches bei gleichem Anfangszustand (1f>o , V₀ ) aus einer Mündung (Spaltlänge Null) von gleichem Querschnitt F bei isentropischer Zuströmung und kritischem Druckverhältnis austritt. Wir geben nur die für unseren Fall wichtigen Beziehungen . an:

4.1.1 S- G-Gl , o«ä<i,ö ;

e =

4.1.6 % - %

i'.y

In Gleichung 4.1.1 bis Gleichung 4.1.6 sind: h, 1, F die geometrischen Spaltvariablen, Weite, Länge und Querschnittfläche.

po, vo, To,Pp» die Zustandsgrößen des Gases vor und nach dem Spalt, wobei das spezifische Volumen Vo in (m /kg) nach Gleichung 4.1.6 von po, To und von den Zustandsgrößen P_n, V_n, T_n von Normalluft abhängt. . ^!

#·
Re ist eine Strömungskennzahl, die mit Hilfe der Widerstandsgeset"ze von Kagen-Poisseuille und Blasius so definiert ist, daß ßf*^Re <C 1 für laminare und g· Re }■ 1 für turbulente Strömung gilt.

£ = G(l/h, Re_;p₂/p₀ ) eine für laminare und turbulente Strömung tabellierte Funktion. 409881/0706

COPY BAD ORIGINAL

Kontrollversuche haben eine gute Übereinstimmung mit cer Berechnung nach Salzmann und Fravi ergeben. Bei Anwendung des Verfahrens ergeben sich je nach Größe der Reynold^schen Zahl Fehler von max. Io bis 25 %.

Fehler der gleichen Größenordnung werden sicherlich durch die im folgenden aufgezählten Vereinfachungen entstehen, die aus Gründendes Rechenaufwands zunächst erforderlich sind:

a. Die zwei "Kolbenspalte" (zwischen Gehäuse und Zahnkolben), die vier "Stirnspalte" (zwischen Drehkolben und Gehäusedeckel) und das Labyrinth am Teilkreis werden wie glatte Spalte einheitlicher Weite und Länge behandelt.und im weiteren als Kolbenspalte bezeichnet.

b. Die beiden "Steuerspalten" (zwischen innerem Zylinder und Steuerkolben) werden getrennt berücksichtigt. Bei ihnen läßt sich etwa die halbe Weitender Kolbenspalte realisieren, da sie wesentlich näher

an der Drehachse liegen.

c. Die Spaltlängen sind nicht konstant, sondern erreichen bei bestimmten Kolbenstellungen die Länge Null. Dann nimmt die Lässigkeit gegenüber der maximalen Spaltlänge bei den vorliegenden Verhältnissen höchstens um einen Faktor 3 zu, wie die in Tabelle 3 angegebenen G>-Werte zeigen. Wir rechnen daher mit mittleren Spaltlängen, um den aus der Spaltverkürzung resultierenden Fehler in 0-ter Näherung zu kompensieren. —

d. Während der adiabatischen Kompression bzw. Expansion ändern sich die Zustandsgrößen p₀, T_Q der Gase am Spalteintritt. Der Einfachheit halber benützen wir in diesem Bereich die durch folgende Beziehungen definierten Mittelwerte:

4.1.7 "ψσ — — / -—£■ . P₀' und T₀ erhält man

nach Rechnung unter Ver-

Jw Wendung der in Tab. 2 an-

3 f μ ν*- ι fr

h -2* v I lUX-l) gegebenen Motor-Daten.

e. Die Rechnungen gelten für stationäre Spalte. · Wir haben es jedoch mit gegeneinander bewegten Spaltflächen zu tun. Auch für diesen Fall sind von Yamada Messungen und Rechnungen durchgeführt worden, aller-

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dings nur für die Bewegung einer Spaltfläche senkrecht zur Ausströmung bzw. zur Druckdifferenz. Es zeigt sich, daß in diesem Fall die Lässigkeit mit steigender Flächengeschwindigkeit abnimmt, ihr Einfluß mit zunehmender Turbulenz in den Spalten jedoch zunehmend kleiner wird. In unserem Fall bewegt sich ein Teil der Spaltflächen in Richtung der ausströmenden Gase, der andere Teil bewegt sich ihnen entgegen, so daß die Ergebnisse von Yamada nicht direkt anwendbar sind. Wir sind deshalb gezwungen, die Wertendes stationären Spalts anzugeben in der Hoffnung, daß sich der Einfluß der mit und gegen die Ausströmung bewegten Spaltflächen in 0-ter Näherung kompensiert. Die Lässigkeitsverluste sind dann drehzahlunabhängig.

In Tabelle 3 sind alle für die Spalte charakteristischen Größen zusammengestellt und zwar jeweils für Kompressions- und Expansionskammer im adiabatischen und isobarischen Betriebszustand. Es wird angenommen, daß sich im gesamten Drehzahl- und Temperaturbereich Kolbenspaltweiten von o,2 mm und Steuerspaltweiten von o,l mm realisieren lassen.

Die Gesamtlässigkeiten Gj'betragen o,o3 kg/sec bei Motor I und ο,οΐβ kg/sec bei Motor II. Welchen Einfluß haben diese Werte auf das Betriebsverhalten? Zunächst kann man diejenige Drehzahl fo bestimmen, bei welcher der ideale Motor die Lässigkeitsverluste gerade kompensiert. Dies ist dann der Fall, wenn der Motor die gleiche Luftmenge ansaugt, die er durch Spaltlässigkeiten verliert, also

- ή. 1.9 tfo = — — [^u^ / wobei U_x. - Ansaugvolumen (nr)

IJgIf * /J

y - spez. Gewicht von

Normalluft (kg/m³)

Es wird fo·= 2o2o U/min für Motor I und fo = 2olo%/min für Motor Für Drehzahlen fy fo steigt die Motorleistung dann ebenso an wie beim idealen Motor. Natürlich ist die untere Drehzahlgrenze fo nur eine

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9010/ 18860V

Tabelle 3 / Motor I

Motor I Kolbenspalte h«Q,2 mm, 1=36 mm	adiab 158° = (*,	adiab. oO =157"	F.IO'1* (m2)	ti Po'10 (Kg/m2)	ί O (0K)	\ .10"6 Kg sec\	Kg/m*'2	e	1 h.RK e	0,62	Gk ' '■ (Kg/sec)
Konipres-	isobar 107° =c*	isobar Φ =107*	0.85	1.65	310	m2 I	138.6	1,46	123	0,70	0,025 V
S C 'ΐ'	adiab 158°= oc	adiab 0**158°	0,85	3.0	399	2.05	232,7	2.16	83	0,30	0,042
Expander	isobar 107°= ^	I isobar k~ 107*	1.74	1.65	831	2,33	88,7	0,49	367	0,43 -	0,033 ·
Steuerspalte h=0,l mm 1=66 mm		1,71	3.0	973	3,88	149,0	0,74	243
Kompres sor				4,34		-		0,15
Expander	0.21	1,65	340		138.6	0,73	900	0,25	0,012
_	0,21	3.0	399	2.05	232,7	1,08	611	0,06	0,021 ■■/
0,50	1,65	831	2,33	88.7	0,25	2640	0,10 -	0,016 ;
0,50	3,0	973	3,88	149",O-	0,37	1784		0,027 NJ
			4,34				CO O JLD <O

9(UO/ 188607

Tabelle 3 / Motor II

	p.io"*1*	Po*10* ρ	(0K)	7 .io~6 /Kg» sec\	\k/vo' kg/m5/2)	R* e	1	e	Gk	'36O*
Motor II Kolbenspalte	<nT)	(Kg/nT)	340	V m2 I	138,6	1,46	h.Re»		(Kg/sec)	(Kg/sec.)
h=0,2 mm, 1=3.6 mm	0,57	1,65	399	2,05 -	232,7	2,16	123	0,62	0,017	4,6 f
adiabt Kompree- 158°* *i	0,57	3,0	1256 -	2,33	72,1	0,29	83	0,70	0,028	5,8 %
sor isobar.	1.45	1,65	1473	5,27	121,0	0,44	620	0,18	0,022	1,7 1
Expander fco« "/v	1 45	,3,0		5,97			409	0,33	0,037"	"""3,6 ί"
isobar. 107° - OL			340		138,6	0,73				.-;.■■;.
Steuerspalte h=0 j 1 mm ^1 = 6 6 mm	0,11	1,65	399	2,05	232,7	1,08	904	0,15	0,003	j 0,2 ;
adiab. Kompres- 158° = et	0,11	3,0	1256	2,33	72,1	0,15	611	0,25	0,005	, j 0,4 I
sor . . isobar. 107° = Λ	0,4	1,65	1473	5,27	121,0	ι 0,22	4400	0		0
Q adiab. 5P Pvnnnrirr *-? 5L,	I - 1 0,4	3,0		5,97			3000	0		I o']
=? isobar. > 107° s OO	i					2330992	i I
_ INSPECTED

ΛΑ

fiktive Größe, da ein Motor bei dein alles durch Spalte ausströmt auch nicht zu drehen anfängt. In Wirklichkeit wird der Motor bereits bei Drehzahlen f^ fo arbeiten, allerdings mit stark reduzierter Kompression £*< 3,o. Die Spaltverluste bewirken kleinere Kompression, kleinere Kompression bewirkt wenigerSpaltverluste. Die tatsächlichen Verhältnisse sind also ziemlich verwickelt. Um sie zu erfassen, müßte man auf die meisten vereinfachenden Annahmen in dem oben skizzierten Rechenverfahren verzichten. Man erhält dann komplizierte Integralgleichungen, die im Rahmen dieser Arbeit nicht gelöst werden können. Für eine überschlägige Beurteilung des Motors genügen jedoch zunächst folgende pauschalen Ansätze:

Die Leistung Ni (f) des idealen Motors wächst linear mit der Drehzahl Ni = Όΐ·Ζ%~£ (Di = Drehmoment des idealen Motors). Ihren Verlauf zeigt Kurve (1) in Abb. 7. Sie wurde bereits im Kapitel 3 durch die Dinensionierung der Motoren I und II festgelegt, die beide bei 12ooo U/min, ko PS leisten sollten. Nach Gleichung *4.o.l wird bei Berücksichtigung der Spaltverlustleistung Δ N^ die reale Leistungsausbeute Nr = Ni (1 - Λ N,/Ni) = Ni - ^N.. Nachdem die Spaltverluste bei konstanter Kompression unter Beachtung der oben erwähnten Vereinfachungen frequenzunabhängig sind, bewirken sie lediglich eine Parallelverschiebung der idealen Kurve Ni (f) um**den Betrag -aN^ ^c - /Vf(&j . Die entsprechende Korrektur zeigt Kurve (2) in Abb. 7

In Wirklichkeit reduziert die Spaltlässigkeit auch die Konpression und damit gemäß Abb. 5 die Nutzleistung, so daß der negative Einfluß der Spaltlässigkeit zweifacher Art ist. Wir versuchen ihn durch folgende Überlegung wenigstens näherungsweise zu erfassen: Bei hohen Drehzahlen f» fo ist der durch Spaltlässigkeit verursachte relative Leistungsverlust L^l/f^-^s/i^,'Pf klein ( 2% bei 2*looo U/min). Aus Gleichung ^i.1.2 und 4.1.6 folgt, daß <r₄ proportional zum Druck p_o vor dem Spalt ist. p_e ist aber proportional zur Kompression £ . Aus Abb. entnehmen wir, daß in guter Näherung Δί/f* ^4v/V«^i^giit, wenn «· £_ =3· Also ist bei hohen Drehzahlen der Verlust durch Aus-

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■MS

-as-

strömung ΔN « gleich dem Verlust 4N^ der durch sie bewirkten Kompressionsverminderung. Dieser Sachverhalt ist in Abb. 7 durch Kurve (3) dargestellt. Sie gilt sicher in guter Näherung für sehr hohe Drehzahlen und wird im unteren Drehzahlbereich eine assyir.ptotische Näherung der wirklichen Verhältnisse liefern. Die Spaltverluste sind gleich bei Motor I und II.

Wie beeinflußt die Spaltlässigkeit"den Wirkungsgrad-n ? Die Definition des Wirkungsgrades (nach außen abgegebene technische Arbeit dividiert durch die zugeführte Wärmemenge) hilft bei der Beantwortung dieser Frage. Danach hat der durch Kompressionsminderung verursachte Leistungs verlust ΔΝ^/Ni keinen negativen Einfluß auf den Wirkungsgrad (eher einen positiven, da kleineres & nach Abb. 6 größeren Wirkungsgrad ergibt) Denn: Die durch Spaltlässigkeit im Kompressor entweichenden Gase sind zwar für technische Arbeitsverrichtung verloren, es muß ihnen aber auch keine Wärme zugeführt werden. Der Einfluß der Spaltlässigkeit auf den Wirkungsgrad ist daher nur von einfacher Art. Der reale Wirkungsgrad unter Berücksichtigung der Spaltverluste allein wird daher nach Gleichung iJ.o.2 ψτ^ψ^ -aN-j/Hi) mit den (4N-/Ni)-Werten von Abb. 7. Diese Funktion zeigt Kurve (2 ) in Abb. 8 für den Motor I und Kurve (2) in Abb. 9 für den Motor II. Die idealen »£ -Werte sind Abb. 6 bei £= 3 entnommen und als Kurven (1) eingezeichnet.

4.2 Die Totraumverluste

Bei jeder Motorumdrehung geht der gleiche durch das Vorhandensein der Toträume bedingte Energiebetrag verloren. Der relative Totraumverlust £N,/N. ist daher drehzahlunabhängig. In Abb. 7 ändert sich daher nur die Steigung der Leistungskurve, sie wird nicht parallel verschoben wie von der Spaltlässigkeit, die im Rahmen unserer Vereinfachungen absolut drehzahlunabhängig ist. Wir unterscheiden zwei Quellen von Totraumverlusten:

1. Leistungsverluste durch das Kompressortotvolumen V^, : Während der adiabatischen Kompression wird pro Umdrehung die Energie AK = / -p-(v}d.v~ benötigt. Davon wird der Bruchteile/t^ umsonst verrichtet, da er

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nicht/in die Brennkammer gelangt, sondern in den Ansaugraum zurückströmt. Der Energieverlust A„ pro Umdrehung ist daher, wegen -^1

4.2.1 „_ . .„..„„. . . „.

fr for Al Ii

Die von den idealen Motoren I und II pro Umdrehung abgegebene Energie A- ist unter Benützung von Abb. 5:

Am '

Die relativen Totraumverluste 4N,/I^ = ^AT/A^ der Kompressoren werden damit 5,5 % für Motor I und 2,8 % für Motor II.

2. Leistungsverluste durch das Expansionsvolumen V : Der Einfluß

E K

von V ist nicht so einfach zu übersehen wie derjenige von ν_φ . Wir verwenden die in Abb. 4 gewählten Bezeichnungen der Zustandsgrößen und gehen von folgenden Überlegungen aus: Kompressor und Expander sind so auf der gemeinsamen Antriebswelle angeordnet, daß der Kompressor mit dem Ausschieben gerade dann beginnt, wenn der Expander für den Füllvorgang öffnet. Kurz zuvor enthält der Kompresor das Gasgewicht p₅ · V₅/R-T₅ und das Totvolumen ν_φ des Expanders das

TT Xf

Gewicht ρ^-ν,ρ /R-T₁,. Kurz danach wird ν_φ für Einströmungen aus der Brennkammer freigegeben, wodurch der Enddruck des Kompressors Pp etwas auf (p~ - Δρ~) absinken muß. Nach Beendigung der Einströmung befindet sich im Kompressor das Gasgewicht v_?(p₅ -.APp)/^R*T₂

■pt c. tL c. C-

(die Änderung von T₅ wird wegen ν_φ <. V₅ vernachlässigt) und im Tot-

E E- /

raum V das Gewicht ν_φ · (p₅ -^p-V/R-Tp (die Änderung von T, wird ebenfalls vernachlässigt, da sich die Gasmenge mit der Temperaur T^ durch adiabatische Kompression auf (ρ_φ "iiPp) fast bis T, er^wärmt). Die Summen der Gasgewichte müssen vor und nach dem Strömungsvorgang gleich sein, woraus nach Rechnung folgt:

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Xi-

Einsetzen der Zahlenwerte ergibt Afy/ήΰχ - 5,9 % für Motor I und 7,1 % für Motor II. Aus Abb. 5 entnehmen wir wieder

^d· ^{h# der} relative Kompressionsverlust durch das Vorhandensein von V_T ' bewirkt eine gleich große relative

Leistungsminderung.

In der Summe sind die Totraumverluste, bei beiden Motoren etwa gleich. 11,4 % für Motor I und 9,9 % für "Motor II. Die entsprechende Korrektur der Leistungsausbeute (Mittelwert lo,6 %) zeigt Kurve (4) in Abb. 7.

Der Wirkungsgrad wird nur durch den Kompressortotraum beeinflußt. Die durch den Expandertotraum bewirkte Kompressionsminderung reduziert nur die Leistung aber näherungsweise nicht den Wirkungsgrad. Die Kurven (2) von Abb. 8 und Abb. 9 werden daher bei Motor I um 5,5 % und bei Motor II um 2,8 % nach unten verschoben, so daß sich die Kurven (3) ergeben.

Alle Verlustquellen die Kompressionsminderung bewirken, verändern das Betriebsverhalten der Maschine auch noch insofern, als die Expansionskammer bis unter Atmosphärendruck entspannt. Sie muß dann gegen den Außendruck mehr Arbeit verrichten, wie bei korrektem Anfangsdruck. DieserEffekt ist in den bisherigen Betrachtungen "nicht berücksichtigt worden. Wir können jedoch annehmen, (weil es technisch prinzipiell realisierbar ist) daß der Füllwinkel in Abhängigkeit vom Brennkammerdruck geregelt wird, so daß bei jeder Kompression gerade bis zum Außendruck entspannt wird.

4.3 Der Druckabfall im Ansaugkanal

Durch Wandreibung entsteht in durchströmten Rohren ein Druckabfall Δρ. Dadurch wird besonders bei hohen Strömungsgeschwindigkeiten weniger Luft angesaugt und die Kompression £ reduziert, was einen Leistungsabfall AN₁^ZK₁ =AAff /Äff =4p/p bewirkt.

Wir behandeln das Ansaugvolumen des Kompressors wie ein glattes, gerades Rohr, der mittleren Länge 1 = ^'^" (r « Kammerradius)

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In Wirklichkeit ist unser "Ansaugrohr" gekrümmt, was den Druckabfall erhöht, dafür bewegt sich die Hälfte der "Rohroberfläche" in Richtung der angesaugten Gase, was den Druckabfall wieder vermindert. Wir nehmen an, daß sich beide Effekte kompensieren.
Es gilt:

».3.1

wobei

Δ ρ Druckabfall

Widerstands zahl Re Reynoldzahl 1 Rohrlänge £. Drehzahl/sec

U Rohrumfang F Rohrquerschnitt 3**spez. Gasgewicht g Fallbeschleunigung ν Strömungsgeschwindigkeit

dynamische Zähigkeit

außerdem:

4.3.2

Mit den Werten von Motor If =5,5x IcT^mJ, P- (1,5 x lo,5)x U - 24 χ lo'^rnj, "£ » 1,85 x lo"^cgs/m²), g - 9,8l/m/sec²j, ^*-* wird die Re-Zahl im Ansaugkanal:

Re_A -

Für Re > lo^ gilt folgende Beziehung von Nikuradse: (J?e) » o,oo32 + o

Durch Einsetzen von Gleichung 4.3.4 in Gleichung 4.3.1 erhält man mit den oben angegebenen Werten für den Druckabfall im Ansaugvolumen:

'³' Ι

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Die durch Gleichung 4,3.5 beschriebene Leistungsherabsetzrung bei hohen Drehzählen ist in Abb. 7 Kurve (5) dargestellt. Der Wirkungsgrad bleibt dadurch unverändert. Die nicht angesaugte Luft muß auch nicht erwärmt werden.

4.4 Der Druckabfall in der Maschine

Druckabfall innerhalb der Maschine als Folge der Wandreibung erfolgt nach den gleichen Gesetzmäßigkeiten wie im Ansaugkanal, so daß die Gleichung 4.3.1 und 4.J.2 gelten. Wir müssen in der Maschine (siehe Schema 2) drei Bereiche unterscheiden, in denen Wandreibung auftritt: Die Kompressions- und Expansionsräume (a, b, g, h)j die inneren Zylinder (c, f) mit ihren Zuleitungen zum Wärmetauscher, und den Wärmetauscher (d, e, k) selbst. Der Wärmetauscher arbeitet nach dem Gegenstromprinzip. Den Hochdruckbereich denken wir in zwei Bereiche d und e aufgeteilt, deren Trennungslinie jener Ort ist, an dem durch die Wandreibung der Gase keine Druckänderung erfolgt. Diesen Ort gibt es, da die vom Expander "abgesaugten" Gase eine Druckminderung im Bereich e des Wärmetauschers verursachen müssen, während die vom Kompressor einströmenden Gase eine Druckerhöhung im Bereich d bewirken. Einigermaßen willkürlich nehmen wir an, daß der Ort 4 ρ = ο in der Mitte des Wärmetauschers liegt.

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TjZ

-S*

Kennt man in diesen Gebieten die geometrischen Verhälcnisse, die Strömungsgeschwindigkeit sowie Druck und Temperatur, 'so läßt sich aus den einzelnen Druckabfällen A P_a bis A P^ die Gesamtdruckänderung an den Kolben bestimmen. Daraus ergibt sich dann ein relativer Leistungsverlust /ÄN^/l^ von:

^FK' ^FE

KolbenquerSchnittflächen von Kompressor und Expander.

Die Bestimmung der Druckabfälle Δρ_& bis A P_k erfolgt in Tabelle unter folgenden vereinfachenden Annahmen: In den Kompressions- und Expansionsräumen herrscht während einer Umdrehung eine konstante mittlere Temperatur T und ein konstanter mittlerer .-Druck p.; Im Wärmetauscher existiert die mittlere Temperatur 1/2 (T^ - T₂). Die mittlere Geschwindigkeit in den inneren Zylindern ist gleich der Kolbengeschwindigkeit v_K multipliziert mit dem Verhältnis F_K/F_Z (F„ » Zylinderquerschnitt). Sie erzeugt jedoch nur während des Ausstoßens bzw. Füllens Druckabfall, so da.SAp_c und Δ p_f mit dem Faktor I07/560 multipliziert werden. Nach den inneren Zylindern befindet sich ein kurzes Anpassungsrohr an den Querschnitt des Wärmetauschers, dessen Druckabfall vernachlässigt wird. In diesem Stück wird die pulsierende Geschwindigkeitsverteilung des inneren Zylinders geglättet, so daß die Geschwindigkeit v_T im Wärmetauscher v_m - V_x, χ Ftr/F™ x I07/360 wird (F_n, » Gesamtquerschnitt des Tauschers),

T K Jv, λ J-

Für die Dimensionierung des Wärmetauschers müssen zunächst ad hoc-Annahmen gemacht werden. Wir überzeugen uns später, ob seine Austauschleistung ausreichend ist. Wir machen seinen Gesamt-Strömungsquerschnitt etwa viermal größer als die Kolbenquerschnitte damit seine Strömungsverluste klein bleiben. Seinen Querschnitt zeigt Schema 5:

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-V-

Wir stellen die Beziehungen, nach denen die Δ ρ bisA p^ in Tabelle 4 bestimmt werden noch einmal zusammen. Sie stammen überwiegend aus Dubbels Band I: '

4.4.2 Ap - 4^» _Druckabfaii

O . (Re) ■ Widerstandszahl

4.4.3 ^ s ifj/^ l « Rohrlänge

•J*- «■ spez. Gasgewicht

4.4.4 ^^ν * AF i%'/·/?' ν- Strömungsgeschwindigkeit

_ d β Rohrdurchmesser

4.4.5 ß^J^^optu β «·. — F- Rohrquerschnitt

' T_T 3CO Tz y _{β Rohrumfang}

4.4.6 -f-sl^,-Si ' *T_K m Kolbenradius

""^ ι f « Drehzahl

4.4.7 &£= — ^FK " Kolbenquerschnitt

Lo ^FT * Wärmetauscherquerschnitt

4.4.8 ~\ **'$/%£. ΟίΖΐ^Ζοΰΰ P₂ - Querschnitt innerer Zylinder

·£ $ü « spez. Gewicht von Nonnalluft 0,1%/L· &f

4.4.9 ^ ^-0,1%/L· 40£&<if ψ _m mittl. Druck im Rohr

4.4.1ο 1\—Cp0ntOpnfJk P_N « 1<Γ kp/m*

,-'< Tiiv ^_ΛΓ · Re β Reynold'sehe Zahl

' «* +· dynamische Zähigkeit

Die letzte Spalte von Tabelle 4 gibt die Frequenzabhängigkeit der Druckverluste Ap an._: DieseJtferden...aufsummiert und in Gleichung. 4.4·, 1 __, eingesetzt, wobei man den relativen Leistungsverlust A^c/^i erhält. Sein Einfluß wird in Kurve (6) von Abb. 7 dargestellt, die gemäß Gleichung 4.Ο.1 durch Multiplikation der Kurve (5) mit dem Faktor (1 - ANc/N.) entsteht. Sie gibt den Leistungsabfall bei hohen Frequenzen als Folge der Wandreibung im Gesamtsystem an. Man erkennt, daß der Hauptbeitrag vom Inneren Zylinder der Expansionskammer herrührt, der etwa Io mal größer ist als der nächst kleinere Wert des inneren Zylinders der Kompressionskammer. Die optimale Gestalt der

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90 Δ Ο / 18 8 6 0

Tabelle 1

BAD	a	1,0	T [0Kl	1,25	X .40*}..	T .fit	U M ή1	Ί .40	-	0,31	ΊΟ*	C ■ic1	^,	fan +',iu/fr*-f)0/*i7J wc ffl	0,66	3,0	0,1	ο,ι	0,36	0,071	3,026	?,1.10	100,0	t
ORIGINAL	b	1,87	300	2,02		15,4	23,5	2,62	-	0,31	0,06	17,3
C	3,0	316	2,82	2,14-	15,4	23,5	2,62	2,7	0,93	0,085	17,3
d	3,0	399	1,64	2,31	11,31	-	3,8	0,071	0,026	0,11	5,0	22 V			O a5 O D D π
e	3,0	686	1,64	3,37'	6,0	6ο,ο	0,1	0,071	0,026	5,2.10	50,0
f	3,0	686	1,16	3,37	6,0	60,0	ο,ι	6,6	2,28	-¥ j,2.10	50,0	ZiOP	fasz f w/fa-^j>t* ft £
g	1,87	973	0,83	4,34.	11,34	-	3,8	-	0,31	0,21	12,5
h	1,0	816	0,51	4,0	37,5	53,0	2,83	-	0,31	0,02	17,3
i	1,0	731		3,88	37,5	53,0	2,83			0,015	17,3		Verbindung zwischen Expander-Auslaesöffnung und Wärmetauscher-Eingang wird vernachlässigt, < da sie großen Querschnitt haben kann.
k	1,0										565

Tabelle H Portsetzung.

min" sec"	ι	Δ Pg*	12 000 200	15 000 250	18 000 300	21 000 350	24 000 400	27 000 450	30 000 500
Kg/cm2			0,008	0,012	0,017	0,023	0,030	0,037	0,046
	χ 75 :	0,002	0,003	0,005	0,006	0,007	0,010	0,013
	.-./« j	0,002	0,002	0,003	0,003	0,004	0,004	0,004
x 30,75	0,012 0,37	0,017 0,52	0,025 0,77	0,032 0,99	0,041 1,26	0,051 1,66	0,063 1,94
0,002	0,002	0,003	0,003	0,004	0,004	0,004
0,015	0,021	0,030	0,0.	0,056	0,072	0,090
0.00,	0,006	0,008	0,010	0,015	0,019	0,24
0,002	0,002	0,003	0,003	0.00,	0,004	0,004
0,023 1,72	0,031 2,53	3,30	0,059	0,079 5,93	0,099 7,43	0,122 9,15
*		Μ-		ty-'- Γ	10,3 :	12,5 "

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Expansionskammer ist daher noch nicht gefunden.

Den Einfluß der Wandreibung auf den Wirkungsgrad zeigen die Kurven (4) in Abb. 8 und Abb. 9. Sie entstehen durch Multipli kation der Kurve (jj) mit dem frequenzabhängigen Term (l - -ΔΝ^

4. 5 Der Wärmetauscher

Dem Wärmetauscher kommt im Gesamtsystem eine zentrale Bedeutung zu. Er ermöglicht es, wie im Kapitel 5 gezeigt wurde, den Motor mit einstufigem Kompressor und Expander niedriger Verdichtung und dennoch gutem Wirkungsgrad zu realisieren. Der Wärmetauscher beeinflußt die Leistungsausbeute nicht, falls man seine Wandreibung vernachlässigen kann. Er hat, wie in Turbinen, nur die Aufgabe den Wirkungsgrad anzuheben. Wir berechnen zunächst die erforderliche Austauschleistung N„ (f) als Funktion der Drehzahl f. Aus Abb. 5 entnehmen wir die nach außen geleistete Arbeit A pro Umdrehung A * 1,1 χ ο,722/22,4 Kcal (1,1 Kcal, pro angesaugtem Mol, o,722 Liter Ansaugvolumen, 22,4 1 Molvolumen). Davon muß beim Motor I der Bruchteil^» o,59 - o»25 = o,j5^ im Wärmetauscher ausgetauscht werden, was man aus Abb. 6 entnehmen kann (bei Motor II ist/Ur m o,48). Die Austauschleistung N_w (f) wird damit für Motor I:

4.5.1 Ny ({) - O₁W /

Die Strömung durch den Wärmetauscher ist bis 24 ooo U/min, laminar, wie die Reynoldzahlen in Tabelle 4 erkennen lassen. Für den Wärmeübergang . vom j Gas,,zur; Wand des, Austauscher^ gilt^in= diesem Fall die. Beziehung^'

4.5.2 ^Λ/ ^■*"² "rr-i ν Ai^. stsv

wobei: Ny - Nußelt-Zahl, d « 4 F/U «■ effektiver Rohrdurchmesser, 1 = Rohrlänge, OC" Wärmeübergangs zahl, Re » Reynoldszahl, Pr » Prandtel-Zahl, ^ - Wärmeleitfähigkeit.

409881/0706

■<ft

Die Prandtel-Zahl ist eine reine Stoffkonstantem Die Drehzahlabhängigkeit von Re =« Re (f) entnehmen wir Tabelle 4 und erhalten aus Gleichung 4.5·2 nach Einsetzen der Werte die Wärmeübergangszahlen ⁰^ (f) und <^_R (f) für die beiden Übergänge zwischen Hinströmung und Wand bzw. Ruckströmung und Wand.

4 ·5·2

Aus 3^™ und 0^_WR gewinnt man die Wärmedurchgangs zahl k (f) des Wärmetauschers. Vernachlässigt man den Temperaturabfall im Wandmaterial, so wird: '

Die Austauschleistung N_u (f) von Gleichung 4.5.1 können wir des

-fZ)

halb auch folgendermaßen angeben: '

4.5.5 M,ff) =

ι 2
wobei F ■ Jo πι die Gesamtfläche des Tauschers bei 1 m Länge und dem Querschnitt nach Schema 3 ist. At_m ist das sog. mittlere logarithmische Temperaturgefälle mit folgender Definition: '

4.5.6

wobei At bzw.ZLto ^die Temperaturdifferenzen am Eingang und Ausgang des Wärmetauschers sind. Außerdem gilt:

4.5.7 ₁H

wobei G,, G« die pro Zeiteinheit durch den Tauscher strömenden Stoffmengen und C., C₂ deren spezifische Wärmen sind. In unserem

Fall ist O₁C₁ « G₃C₂, so daß

Δ t_o ■ At **Δ t wird. Aus d m

'2 ""m

Gleichung 4.5.1 und Gleichung 4.5.5 können wir jetzt die Temperaturdifferenz Δ t (i) i« Wärmetauscher als Punktion der Drehzahl f ermitteln, es wird:

4.5.8 (/;/

4Q9881/0706

Diese Beziehung wird in Gleichung 3.7 eingesetzt, womit sich schließlich der Wirkungsgrad ^ (f) als Funktion der Drehzahl unter Berücksichtigung der Wärmetauscherverluste ergibt. Es wird mit den Werten von Motor I bzw. II von Tabelle 2:

I'T

Der Einfluß der Tauscherverluste ist durch die Kurven (5) in Abb. 8 und Abb. 9 dargestellt. Die Kurven (5) entstehen durch Multiplikation der Kurven (4) mit dem Faktor (l - ^₁ + t? j) bzw. (1 - 11, ^+<7lT^' wobei 1Oj. der ideale Wirkungsgrad ist.

hh i d Wäth h idl

Bei niedrigen Drehzahlen ist der Wärmetauscher nahezu ideal,· erst bei den höchsten Drehzahlen sinkt der Wirkungsgrad um ca. 2o % ab. Mit der gewählten Dimensionierung des Wärmetauschers ist es daher möglich, die Maschine zu betreiben. Die optimale Gestalt des Wärmetauschers kann nur durch Variationsrechnungen mittels Computer gefunden werden, bei denen der beste Kompromiß zwischen Druckverlusten, Wirkungsgrad und Volumen aufgespürt wird. Der hier benutzte Wärmetauscher ist im Volumen mit ca. 90 Liter ziemlich groß, seine Druckverluste durch Wandreibung sind jedoch die weitaus kleinsten in der Maschine. Eventuell kann man deshalb den Wärmetauscher (bei den höheren Drehzahlen) mit turbulenter Strömung betreiben, wodurch der Druckverlust ansteigt, aber auch die Wärmedurchgangszahl k (f) sprungartig zunimmt. Man benötigt dann leider größere Strömungskanäle, wodurch die Austauschfläche bei gleichem Volumen wieder abnimmt. Im Endeffekt dürfte sich das Volumen des Tauschers jedoch noch mindestens um einen Faktor 2 bis 5 reduzieren lassen.

4.6 Die Gasreibung im Spalt

Die dynamische Zähigkeit μ von Gasen ist sehr klein. Bei den hohen Umfangsgeschwindigkeiten insbesondere der Steuerspaltflächen mit ihrem kleinen Abstand von o,2 mm zur Gehäusewand

AQ9j881/07Qß;

bewirkt sie dennoch Reibungskräfte, die bei den höchsten Drehzahlen wahrscheinlich nicht zu vernachlässigen sind. Der Kolben wird daher durch die Gasreibung im Dichtspalt gebremst. Zur Berechnung dieser Bremskraft benützen wir
das Newton'sehe Gesetz, welches die Schubspannungen f in um- oder durchströmten Körpern wie folgt angibt:

4.6.1 ^-

wobei 1? β Schubspannung (kg/cm ), *η = dynamische Zähigkeit (kg sec/m ), dv/dh « Geschwindigkeitszunahme senkrecht zur Spaltoberfläche ( l/sec). Die Strömung im Spalt ist überwiegend laminar, wie die Werte #»Re*X 1 von Tabelle J> zeigen. Die Geschwindigkeitszunahme dv/dh im Spalt ist daher linear, so daß für die Bremskraft K_ß der Kolben folgt:

wobei q. , r\. h. und q , r , h_g Gesamtoberfläche, Abstand von der Drehachse und Weite der Kolben-bzw. Zylinderspalte sind. Bei einer angenommenen Höchstdrehzahl von ca. 5oo see wird K„~o,215 kp. Die auf die Kolben der idealen Maschine wirkende Kraft ist K₁ = (Fg - ^F _K)*(P2 ~ Pj.) ⁼ 88,5 kp, wobei Fg>F_K ^di© Kolbenquerschnitte von Expander bzw. Kompressor sind. Die Spaltreibung reduziert daher das Drehmoment bzw. die Leistung maximal um Δ%/V_t''λ/^o,24 $> was gegenüber den anderen Verlustquellen zu vernachlässigen ist. j

4.7 Die kinetischen Verluste

Die Gasströmung in der Kreiskolbenmaschine ist nicht geradlinig mit stetiger Geschwindigkeitszunahme wie z. B. in Flugzeugturbinen, bei denen die Gas-Energie praktisch verlustfrei in kinetische Energie der Moleküle umgewandelt wird. Durch die Steuerkolben wird eine intermittierende Geschwindigkeitsverteilung in den Kreiskolbenkammern und deren inneren Zylindern erzeugt. Oder anders ausgedrückt: Die kinetische Energie, welche den Gasmolekülen durch die Kolbenbewegung mitgeteilt wird, muß

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der nach außen abgegebenen technischen Arfcuit jede^rr&I dann entzogen werden, wenn die angesaugten Gase neu beschleunigt werden müssen. Bei jeder Abbremsung der Gase wird diese Energie wieder in Wärme zurück verwandelt. Sie muß deshalb, multipliziert rr.it dem tatsächlichen Wirkungsgrad der Maschine als Verlust verbucht werden.

Der Umwandlungsprozeß von kinetischer Energie In Wärme vollzieht sich im Kompressor bei Ansaugen, beim Komprimieren und beim Ausstoßen durch den Inneren Zylinder, d. h. mit Berücksichtigung des Expanders 6 mal.pro Umdrehung. Vor und hinter den Zahnkolben ist die Gasgeschwindigkeit gleich der Kolbengeschwindigkeit v„. An der Eintritts- und Austrittsöffnung (vor dem öffnen) ist die Geschwindigkeit der Moleküle Null. In den Expansions- und Kompressionsräumen kann man daher mit der mittleren Geschwindigkeit ν ./2 recnnen. In den inneren Zylindern ist die Geschwindigkeit 2,7 ν beiiu Kompressor und 6,6 v„. beim Expander. Die gesamte kinetische Energie im System wird daher pro Umdrehung:

wobei v. = Ansaugvolumen, ^L = spez<. Gewicht von Normalluft, f » Drehzahl, r « max. Kolbenradius, g = Fallbeschleunigung. Die kinetische Energie nach Gleichung 4.7.1 wird bei jeder Umdrehung der technischen Arbeit A=Lx 0,722/22,4 entzogen, welche z. B. der ideale Motor I mit dem angesaugten Volumen von v. » o,722 1 pro Umdrehung nach außen abgeben könnte. Der relative Leistungsverlust · durch diese inneren Umwandlungsprozesse wird daher nach Einsetzen der Werte ohne· Berücksichtigung der partiellen Wiederumwandlung der Wärme in technische Arbeit.

4.7.2 Δ Ν}/Ni

Der durch Gleichung 4.7.2 beschriebene Leistungsverlust ist in Abb. 7 Kurve (7) eingezeichnet. Sie entsteht nach Gleichung 4.o.l durch Multiplikation von Kurve (6) mit (1 - ^Νγ/Ν^)· ^Man erkennt, daß die kinetischen Verluste von allen Verlustquellen den weitaus

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stärksten Beitrag bei hohen Drehzahlen liefern. Glücklicherweise werden sie fast ausschließlich durch die hohen Geschwindigkeiten in den inneren Zylindern verursacht, was aus Gleichung 4.7.1 ersichtlich ist. Wir müssen daher die Kammern im Querschnitt etwas umkonstruieren, um den starken Leistungsabfall abzufangen. Wir vergrößern den Teilkreisradius um 2 mm, unter Beibehaltung der Gehäuseabmessungen. Der Hubraum wird dadurch ca 15 % kleiner. Aber wir erreichen, daß der Radius des inneren Zylinders um 4 mm vergrößert werden kann; einen zusätzlichen Millimeter entnehmen wir noch seiner Wandstärke. Das Verhältnis aus Kolbenquerschnitts fläche und innerem Zylinderquerschnitt wird dann 3*6 statt 6,6 beim Expander und 1,47 statt 2,7 beim Kompressor; Gleichung 4.7.2 verändert sich daher in Gleichung 4.7.3

4.7.3 Aty/A/i - E_k;jA *

Die durch Gleichung 4.7.3 erreichte Verbesserung zeigt Kurve (8) in Abb. 7. Man kann den Einfluß der kinetischen Verluste natürlich noch weiter reduzieren, in dem man den Teilkreisradius soweit , erhöht, daß der Kolbenquerschnitt gleich dem inneren Zylinderquerschnitt wird. Dann wird /± N~/N. nochmals um einen Faktor 5 kleiner. Leider ergeben sich dann starke Veränderungen im Hubraum, was momentan unübersehbare Auswirkungen auf die bisher berechneten Werte haben würde. Wir begnügen uns daher mit der oben gewählten kleinen Korrektur der mechanischen Abmessungen, ohne zu berücksichtigen, daß sich dabei auch die Wandreibungsverluste (Kurve 6) bereits erheblich verbessern.

Den Einfluß der kinetischen Verluste auf den Wirkungsgrad zeigen die Kurven (6) in Abb. 8 und Abb. 9« Sie ergeben sich gemäß Gleichung 4.O.2 durch Multiplikation der Kurven (5) mit dem Faktor (1 - AN₇ZN₁) von Gleichung 4.7.3. Bei allen Korrekturen des Wirkungsgrades wurde nicht berücksichtigt, daß sich im Unterschied zu konventionellen Motoren die Verlustwärme mit dem Wirkungsgrad der realen Maschine nochmals in Arbeit umwandeln läßt. Beispielsweise erhöht die Gasreibung an den Wänden die Wandtemperatür soweit,

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bis die vom Gas zugeführte Wärme gleich der von de-r Wand abgegebene Wärmemenge 1st. Ausgenommen von diesem "Rückgewinnungsprozeß" sind die Warmetauscherverluste.

Zusammenfassend läßt sich über die Wirkung der entscheidenden Verlustquellen folgendes sagen: Die Qualität der Maschine hängt bei den niedrigen Drehzahlen nur von den Spaltlässigkeiten ab. Bei den hohen Drehzahlen wird sie letzten Endes durch Wandreibung und kinetische Verluste bestimmt. Die Toträume haben bei allen Drehzahlen den gleichen schädlichen EirfiLuß.

Was kann getan werden, um die bisher konzipierte Maschine noch zu verbessern? Welche Konsequenzen hat z, B. die Parallelschaltung von mehreren Expansions- und Kompressionskammern? Statt Jeweils einer Kammer, betrachten wir vier parallel-geschaltete mit halbem Radius und gleicher Länge, d. i. gleiches Volumen in beiden Fällen. Neben dem Nachteil der größeren Herstellungskosten ergeben sich wesentliche Vorteile: Alle Strömungsverluste, die im wesentliehen mit f anwachsen, reduzieren sich um einen Faktor 4. Die Spaltlässigkeit reduziert sich etwa um einen Faktor 2, denn: Bei laminarer Spaltströmung (die hier vorliegt) wächst die Lässigkeit mit h? (h - Spaltweite) bei gleicher Spalteintrittsstrecke. Letztere ist Jedoch durch die Parallelschaltung 4 mal vergrößert bei Halbierung der Spaltweite h, so daß die Spaltquerschnittsfläche F insgesamt verdoppelt wird. Nachdem die Lässigkeit G gemäß Gleichung 4.1.1 und 4.1.2 proportional zu F ist, wird sie deshalb durch die Parallelschaltung etwa 4 mal kleiner. Berücksichtigt man außerdem die Halbierung der Spaltlänge, wodurch die Lässigkeit um weniger als einen Faktor 2 zunimmt, so erhält man Insgesamt einen Gewinnfaktor von mindestens 2. Weitere Vorteile der Parallelschaltung kleinerer Kammern ergeben sich auf technologischem Gebiet, z. B. kleinere Lagerradien oder kleinere Fliehkräfte. Die Parallelschaltetechnik wird man daher bei Entwicklungen im Auge behalten müssen.

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5. Die technischen Probleme

In diesem Abschnitt können nur einige prinzipielle Probiene kurz angesprochen werden. Es mangelt den Autor an Erfahrung, um die einzelnen konstruktiven Schwierigkeiten zu beurteilen, beispielsweise an den Lap-erungen oder bei der Kraftstoffverbrennung in der Brennkammer. Es sollte jedoch m^lich sein, alle ⁿ"m Turbinenbau bekannten technischen Verfahren bei der hier beschriebenen Maschine zu verwerten. Die Voraussetzungen sind sehr ähnlich: Hohe Drehzahlen, relativ kleine Kompression (3,0), Lagerungen in der Nähe von Wänden mit hoher Temperatur, Schwingungs- und Unwuchtρroblerne etc.

5.1. Die Spaltweiten im gesamten Temperaturbereich:

Die für Motor I in Frage kommenden warmfesten Stahllegierungen haben einen linearen Ausdehnungskoeffizienten von ca. 10"-⁵Z⁰C. Der Kolbenradius von 5,5 cm in einer Kammer nach Abb. 3/1 ändert sich daher zwischen O⁰C und 700⁰C insgesamt um ca.. 0,JU mm. Man hat daher durch konstruktive Maßnahmen dafür zu sorgen, daß die Temperaturdifferenz zwischen Gehäuse und Kolben nije 35O°C überschreiten kann, um die in den Verlustrechnungen angenommenen Kolben Spaltweiteh von max. 0,2 mm einzuhalten. Evtl. lassen sich noch geringere Temperaturdifferenzen (<200°C) einhalten, so daß Spaltweiten K 0,1 mm realisierbar werden. Unter den für Motor II in Frage kommenden Materialien gibt es einige, die bis 1.200°C einen Ausdehnungskoeffizienten von < 10~ /⁰C aufweisen (Quarzglas, Al_?0,-Keramik, neuentwickelte spannbare Glaskeramiken etc.), so daß hier die Spaltweite durch Temperaturschwankungen nach unten hin kaum begrenzt ist.

5.2. Die Spaltweiten im gesamten Drehzahlbereich:

Bei den hohen Drehzahlen bewirken die Fliehkräfte Dehnungen, die zu Berührungen zwischen den Spaltflächen führen können. Eine exakte Berechnung dieser Fliehkraftdehnung erfordert ziemlichen · Rechenaufwand. Wir beschränken uns deshalb wieder auf grobe Vereinfachungen und vergleichen unsere Rotationskolben mit einen umlaufenden Ring, der als Funktion der Kreisfrequenz ^ folgende Radiusänderung Δι ⁹' rfahri :

BAD ORIGINAL

5.2.1.

vobeifo = 7,85 ΙΟ"⁶ (kg/mm³) spez. Gew. von Stahl,**-= 2Γ5ΟΟ (sec"¹) die angenommene Höchstdrehzahl, r = 55 (ran) der max. Kolbenradius, g = 9,31 ΙΟ³ (mm/sec²), und E = lft 000 (kg/ran²) der Ε-Modul von Stahl sind. Einsetzen der Werte in Gl. 5.2.1. ergibt ^r = O,O9<"4 ran. Dieser Wert ist kleiner als die in den Verlustrechnungen an^enonmene Spaltweite von 0,2 mm. Außerdem ist die Radiusänderung bei einem Hohl- oder Vollzylinder geringer als bei einem Ring mit vernachlässigbarer Wandstärke.

Neben der Fliehkraftdehnung ist djie Dauerformbeständigkeit der Drehkolben unter dem gleichzeitigen Einfluß von Fliehkraft- und Temperaturbelastung eine wichtige Größe, Un sie zu beurteilen, müssen wir vorallem die im Material auftretenden Rädialspannungen -■" -- ^>fe- £ ermitteln. Diese betragen in einem Hohlzylinder :

5.2.2.

*»■ rj ■ /CK₁ -τ;,

»■ rj ■ /CK₁ -τ;, χ

, T)

= spez. Gewicht, £r = Kreisfrequenz, r = Außenradius, r. = Innenradius, χ = Abstand von der Drehachse, T = Querzahl (Poissonzahl), f(r., r , χ, Ϋ*) = tabellierte Funktion, der Maxi-

x a

malwert von 0 wird nach Einsetzen der Werte für Stahl ^Ί^ (kg/mm ).

Dieser Wert etimmt gut überein mit der 1 % 1.000.000 h-Dehngrenze von Röhrenstahlsorten. Nachdem wir mit dem Maximalwert der Radialspannung gerechnet haben und bei einem Automotor höchstens 1.000 Betriebsstunden unter Maximallast verlangt werden, sollte auch die Dauerformbeständigkeit kein ernsthaftes Problem darstellen.

409881 /0706 BAD ORIGINAL

η —

6. Z us ammenfas sung:

6.1. Die mit Sicherheit erzielbaren Verbesserungen:

Die kontinuierliche Kraftstoffverbrennung mit ausreichend langen Verbrennungszeiten in der großen Brennkammer und den heißen Expansionsräumen garantiert vom Prinzip her wesentlich geringere Schadstoffemission und bessere Heizwertausnützung als von konventionellen Motoren mit diskontinuierlicher Verbrennung je erreicht werden kann. In letzter Zeit neu entwickelte umweltfreundliche Verbrennungstechniken (Zündung bei fetter Mischung, dann stufenweise Zuführung der restlichen Luft) können erst bei kontinuierlicher Verbrennung ihre Vorteile voll entfalten ohne schwerwiegende Nachteile (meist technischer Art) zu verursachen.

Die den konventionellen Motoren anhaftenden Lärmpegel werden ebenfalls durch das Wirkungsprinzip der Maschine nahezu vollständig vermieden. Es gibt keine Explosionen und keine Auepuffgeräusche, da die Brennkammergase bis auf Außendruck entspannt werden, überschallgeräusche wie bei Turbinen werden nicht erzeugt, da die max. Gasgeschwindigkeit immer wesentlich kleiner als die Schallgeschwindigkeit bleiben kann. Lediglich beim Beginn des Pi! 11 vorgänge in ~ der Expansionskammer können während eines sehr kleinen Drehwinkels von etwa 5° Zischgeräusche entstehen.

Die .Maschine enthält außer den Lagern keine der zahlreichen Verschleißteile von konventionellen Motoren, wie Kolbenringe, Ventile, Zündanlage, Vergaser etc., so daß die Lebensdauer der Maschine ebenfalls vom Prizip her deutlich überlegen sein sollte.

6.2. Die auf Grund der bisherigen Abschätzungen erzielbaren Verbe s serungen:

Mit der bedeutendste Erfolg des hier propagierten Motorprinzips zeigt sich in einer Verbesserung des Wirkungsgrades um mindestens einen Faktor 2, falls in den Abschätzungen in Kapitel 4 kein großer Fehler unterlaufen ist. Fehlabschätzungen zu ungunsten des Systems bis zu einem Faktor von 2 bis 3 können mit .Sicherheit noch durch Verbesserungen der Abmessungen oder die erwähnte Parallelschaltungstechnik aufgefangen werden. Abb. 8 zeigt, daß der kalte

40988 1 /0706

Motor I bereits 40 % realen Wirkungsgrad erreicht"gegenüber max; 20 % von Otto- oder Wankelmotoren bzw. 25 % von Dieselmotoren. Der heiße Motor II erreicht über 50 % Wirkungsgrad. Es ist nicht auszuschließen daß entsprechende technologische Entwicklungen die Realisierung noch heißerer Motoren mit Wirkungsgraden von 6o % bis 70 % ermöglichen. Dann kann man evtl. dazu übergehen, Kraftfahrzeuge mit Alkohol (^ 61/100 km)zu betreiben, der letzten Endes unter Rückgewinnung des verbrannten Sauerstoffs durch Photosynthese produziert werden kann.

Ein weiterer Vorteil der Maschine liegt in einer Erweiterung des nutzbaren Drehzahlbereichs. Das Drehmoment D «dM/4^ fällt zwischen 4.000 und 28.000 ^/^ nicht unter 50 % seines Maximalwertes von <v 2,0 W^p zwischen 7000 und 15000 U/yw'v' ab, was Kurve (8) in Abb. 7 zu entnehmen ist. Die entsprechenden Drehzahlen bei konventionellen Kolbenmaschinen sind 2000 bis 5000 ^/W^i, , so daß sich der nutzbare Drehzahlbereich mindestens um einen Faktor 2 erweitert. Man wird daher nicht mehr 4-stuflge Schaltgetriebe benötigen sondern höchstens 2-stufige. Bei Stadtfahrzeugen kann man aufein Schaltgetriebe ganz verzichten. Die Kupplung wird dann als Fliehkraftkupplung ausgebildet, die bei den hohen Drehzahländerungen und kleinen Drehmomenten an der Motorwelle sehr vorteilhaft arbeiten kann

Spez. Gewicht (^/Ve) und spez. Volumen(c/fy) lassen sich voraussichtlich ebenfalls entscheidend verbessern. Die bisher konzipierte Maschine beansprucht ca. 100 Liter Volumen (davon 75 Liter Wärmetauscher, die sicher zu hoch veranschlagt sind). Hinzu kommen wärmeisolierende Abdeckungen die in 50 Liter sicher unterzubringen sind, so daß mit einem Endvolumen des Antriebsagepegats von max. 150 1 zu rechnen ist. Dieser Wert ist zu vergleichen mit dem Volumen von Motorblock, Wasserkühlkreislauf, Auspuffanlage, Vergaser - und Zünden anlage die zusammengenommen in konventionellen Fahrzeugen mehr als Xi 150 1 Raum bei einer 50 bis 60 PS Maschine beanspruchen. Rechnet man die Einsparungen durch verkleinertes Kupplungs- und Getriebe- -* gehäuse hinzu, so wird man im Endeffekt mit 30 % Raumersparnis recho nen können. Dieser Vorteil wiegt besonders, wenn es um den Einsatz des bei Siemens entwickelten Spaltvergasers geht, der so viel Raum ^m benötigt, daß sein Einbau in konventionelle Fahrzeuge zumindest auf dem derzeitigen Entwicklungsstand problematisch wird. Das spez. Gewicht dürfte ebenfalls geringer werden da dem Höchstdruck von

2 atü in der Maschine viel geringere Wandstärken standhalten können, als in konventionellen Motoren^ in denen Höchstdrucke von 2Q bis;. 4.0 ajüJ?fi.der· ,Explosion .entstehen,-.,,,,. ■..·,. -\-_;,

6.3. Die nächsten Schritte:

An d-in Beginn einer Entwicklung wäre die Wiederholung der in Kapitel 4 skizzierten Verlustrechnungen zu stellen. Mit.Computerhilfe sollte dabei versucht werden mit weniger vereinfachenden Annahmen die Motorkenndaten als Punktion der Kammer- und Wärmetauscher - Abmessungen zu ermitteln. Letztere könnte man dann per Programm variieren bis z.b. der beste Kompromiss aus-Wir-· kungsgrad, Leistungsausbeute und Motorvolumen gefunden ist.

In einem nächsten Schritt wäre mit Fachleuten der Turbinentechnologie die konstruktive Lösung der Detailprobleme (Lagerungen, Brennraum, Wärmetauscher etc.) zu beraten. Erst danach wird sich beurteilen lassen^ ob die Herstellung eines Prototyps sinnvoll erscheint, bzw. welche Kosten dafür veranschlagt werden müssen.

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Literatur ' .;,-'—-- -.-· ^ ^: ^;^··;^ - Λ^{;1 i}-.^-':v-'r^"^:-te":-^t^-j- .-■:■■ -·■ ■

1) Auto-^otor-Sport /1971/ Heft '4/S. 86 ff

2) P.L. Tassert, G. Gazagne/ Engrenage a deux modules,notamment
pour pompes et application analogues / BREVET D'INVENTION/
30. 10. 19"5¹J/ Paris

3) E. Martin/ Zweiwellen-Rotations-Zahnradnaschine / Offenlegungsschrift vom Q. ίο. 19β9

U) Dubbels / Taschenbuch filr den iMasehinenbau 12. Auflage/ Pd. I/ S. U UC

5) Dubbels / Taschenbuch für den Maschinenbau 12. Auflage/ Pd. I/ S. UUi

6) Trutnovsky/ Berührunrsfreie Dichtungen/ S. 29 ff

7) Trutnovsky/ Berührungsfreie Dichtungen/ S. I83 ff

8) Dubbels/ Taschenbuch für den Maschinenbau/ 12. Auflage Bd. I/ S.291ff

9) Hütte/ Theoretische Grundlagen/ 28 Auflage/ S. 953

10) Kutte/ Theoretische Grundlagen/ 28. Auflage/ S. 955/956

11) Hütte/ Theoretische Grundlagen/ 28. Auflage S. U97

12) Hütte/ Theoretische Grundlagen/ 23 Auflage/ S. 502

13) Dubbels/ Taschenbuch für den Maschinenbau/ 12. Auflage/ Bd.I/S. U5U
lh) Dubbels/ Taschenbuch für den Maschinenbau/ 12. Auflage/ Bd.I/S.28i

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BAD ORIGINAL

-♦V

Legenden zu den Abbildungen

Idealer Kreisprozess eines Heißluftnotors in p, v-Di-?rranr: Kurve 1: Adi ab at is ehe Kohpression von 1 !-'öl V.Luft

■ Kur. ve Kurve

Kurve

Kurve Kurve

1,0 ata nach 3,

!) ata, dabei Temperaturerhöhung

von

= 3OCTK bis

T_?

Isohare Temperaturerhöhung yon T^ nach T,.... , ' ...... ^

Adiabatische Entspannung von 3,0 ata bis 1,0 ata. Dabei Temperaturerniedrigung von T bis T₁₁ Isobare Temperaturerniedrigung von T₁₁ nach T₁ = 30O⁰K Isotherme für '

= 300⁰K

Isotherme für T = 973 K *

Abb. 5- Technische (nach außen abgegebene Arbeit A_M(cal/MolJ , die 1 Mol N.Luft bei Durchlaufen des idealen Kreisprozesses von Abb. 4 verrichtet, als Funktion der Verdichtung £ = P₂ ^/ol^:

Kurve 1: Arbeit A_M für Höchsttemperatur T, = 973°K ^ 700⁰C Kurve 2: Arbeit A_M für HBchsttemperatur T = 1Ü73°K & 1200⁰C

Abb. 6: Wirkungsgrad tt der idealen Maschine im Kreisprozess von Abb. 4 als Funktion der Verdichtung £ = PpZp₁: Kurve 1: Ohne Wärmetauscher zwischen Expander-Abgasen (T₁

iund Kompressor-Ausstoß (Tp) Kurve 2: iMit Wärmetauscher zwischen T₁, und T„ bei Motor-

Kurve Kurve

höchsttemperatur T.

= 973°K

Wie Kurve (2), aber Höchsttemperatur T, = 1473 K !wirkungsgrad einer Carnot-Maschine zwischen den Temperaturen T = 973°K und

30O⁰K

Kurve 5: Wirkungsgrad einer Carnotmaschine zwischen den

Temperaturen

= 1473 K und

= 300°K

Abb. 7: Leistung N (Ps) als Funktion der Drehzahl f (min Berücksichtigung verschiedener Verlustquellen

-1

) unter

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BAD ORIGINAL

Abb. 8 und 9:

Kurve	1:
Kurve	2:
Kurve	3:
Kurve	ü:
Kurve	5:
Kurve	6:
Kurve	7:

Kurve 8:

Leistung der idealen Maschine Kurve (1) vermindert um iTpaltverltiste Kurve (2) vermindert um Leistungsabfall als von Kompressionsreduzierung durch Spaltl^ssiplas' des Komoressors

Kurve (3) vermindert um Totraumverluste Kurve (H) vermindert um Leistungsabfall durch 'Druckminderung im Ansaugkanal bei hohen Drehzahlen

Kurve (5) vermindert um Wandreibungsverlust im Gesamtsystem einschließlich Wärmetauscher Kurve (6) vermindert um kinetische Verluste (umwandlung der kinetischen Energie derOasmoleküle in Wärme bei unstetigen Geschwindigkeitsänderungen )
wie Kurve (7) bei verbesserter Kammergeometrie

-1

Wirkungsgrad 1n % als Funktion der Drehzahl f (min ) unter Berücksichtigung der Verlustquellen

Kurven 1: Wirkungsgrad der idealen Maschine

Kurven 2: Kurven (1) vermindert um Spaltlassigkeit

Kurven 3' Kurven (2) vermindert um Totraumverluste

Kurven k: Kurven (3) vermindert um Wandreibung im Gesamtsystem

Kurven 5- Kurven (H) vermindert um Wärmetauscherverluste

Kurven 6: Kurven (5) vermindert um kinetische Verluste

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Claims (1)

1. Eine Rotationskolbenmaschine mit axialnymmetrisch drehenden und berührungslos dichtenden Kolben in Kreisprozess eines Heiftluftmotors mit kontinuierlicher Energiezufuhr ι

   Ansprüche: ;

   Ein Motor mit Kreis- oder Hubkolbenmaschine^ der den Kreisprozess eines Heißluftmotors (s. Abb. ü) durchläuft, bei d^m die Verdichtungs- und Entspannungsvorgänge in räumlich getrennten Kompressions- und Expansionsmaschinen erfolgen, zwischen denen sich eine Brennkammer mit Speicherwirkung befindet, derart daß die Kraftstoffzufuhr kontinuierlich, unter konstantem Druck, mit ausreichend langen Verbrennungszeiten erfolgen kann, so daß geringe Schadstoffemission und Geräuscharmut bewirkt werden.

   (2) Ein Motor nach Anspruch (1) mit einem Wärmetauscher zwischen

   den Abgasen der Expansionskammer und den vom Kompressor verdichteten Gasen derart, daß sich auch mit einstufigem Kompressor geringer Verdichtung und einstufiger Expansionskammer guter Wirkungsgrad und zusätzlich minimaler technischer Aufwand ergeben.

   (3) Ein Motor nach Anspruch (1) mit Kreis- oder Hubkolbenmaschinen, bei denen schädliche Ausströmungen durch berührungslos

   dichtende Spalte oder Labyrinthspalte zwischen den gegeneinander bewegten Kolben- und Gehäuseoberflächen verhindert werden, so daß die tflgeschmierten Kolbenringe oder Dicht leisten sowie die Wasser- oder Luftkühlung der Gefäßwände entfallen und. die Maschine bis auf die Belastbarkeitsgrenze des Materials erhitzt werden kann, was guten Wirkungsgrad und kleine Bauform bewirkt.

   (*O Ein Motor nach Anspruch (1) und (3) mit einem elektronischen oder elektro-mechanischen Regelkreis, der das stöchiometrische Verhältnis durch Steuerung der Kraftstoffmenge so beeinflußt , daß sich minimale Abweichungen zwischen der Soll- und Ist-Temperatur an repräsentativen Meßpunkten ergeben, die mit schnellansprechenden Temperaturmeßinstrumenten (Thermoelementen) überwacht werden, wodurch die zulässige Höchst-

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   temperatur bei allen Last- und Drehzahlbedingunren konstant bleibt, und außerdem eine technisch ir.eist aufwendige oder anderenfalls zu ungenaue Messung der angesaugten Luftmer.re zur Bestimmung der korrekten Einspritzmenge entfallen kann.

   (5) Zwei-Wellen-Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. 3/1 und Abb. 3/2 für Kompressions bzw. Expansionskammern in Motoren nach Anspruch (1) bis (²O oder entsprechenden Anwendungen, bei denen jeder Rotationskolben nur mit einem Zahn (Zahnkolben) und einer Lücke des großen Moduls bestückt ist, wodurch sich kleinere Totraumverluste ergeben, verglichen mit Rotationskolben, die 2 oder mehr Zahnkolben besitzen.

   (6) Zwei-Wellen-Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. 3/1 und Abb. 3/2 für Kompressions- bzw. Expansionskammern in Motoren nach Anspruch (1) bis (¹O oder entsprechenden Anwendungen, bei denen an einem der beiden Rotationskolben der Fuß der Zahnlücke des großen Moduls auf der ganzen Kammerlänge durchbrochen ist, und bei denen sich innerhalb des gleichen Rotationskolbens ein auf der ganzen Kammerlänge geschlitzter innerer Zylinder befindet, der mit dem Gehäuse fest verbunden ist, derart, daß durch den inneren Zylinder Gase einströmen bzw. ausgestoßen werden können, solange der durchbrochene Fuß der Zahnlücke den Schlitz im inneren Zylinder überdeckt, wodurch sich kleinere Toträume und Herstellungskosten ergeben, als bei solchen Steuerungen der Ein- bzw. Ausströmung, welche sich hinter einer öffnung in der Gehäusewand befinden.

   (7) Zwei-Wellen Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. 3/1 und Abb. 3/2, bei denen die Zahnflanken jener geometrischer Ort sind, den ein mit dem Rollkreis fest verbundener Punkt beim Abrollen auf dem Grundkreis beschreibt, wobei der Punkt jedoch nicht auf dem Umfang des Rollkreises liegt (wie bei Epizykloiden) sondern außerhalb desselben im Abstand R> r (r = Rollkreisradius), so daß die in Abb. 3/1 gezeigten asymmetrischen Zahnformen entstehen, die minimalen Totraum mit maximaler Spaltlänge verbinden.

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   -SI-

   (S) Zwei-Wellen-Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. ~$fl nr.^A Abb. 3/2, bei denen der Rotationskolben dessen Zahnlücke i-Fuß durchbrochen ist (in der Beschreibung Steuerkolben benannt) auf beiden Stirnseiten nit Abdeckplatten versehen ist, die Fomstabilität gegenüber Fliehkrafteinwirkunr; berirker., und nit einem radialen Labyrinth gegen radiale Ausstr3nur.<abdichten, wodurch gleichzeitig eine präzise axiale Lagerung des Steuerkolbens im Gehäuse entfallen kann.

   (9) Zwei-Wellen-Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. 3/1 und Abb. 3/2 bei denen eines der externen Steuerzahnräder nit Abdeckplatten versehen ist, derart daß die gegenseitige axiale Positionierung der beiden Rotationskolben gewährleistet ist.

   (10) Zwei-Wellen-Rotations-Zahnkolbenmaschinen nach Abb. 3/1 und Abb. 3/2, bei denen die Länge der Rotationskolben groß gegenüber deren Durchmesser ist, was kleine Str^mungsverluste und Fliehkraftbelastungen bewirkt, im Vergleich zu Maschinen des gleichen Volumens aber mit kurzer Baulänge und großem Kolbenradius.

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