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Bezeichnung: Heißgasmotor Beschreibung: Die Erfindung betrifft eine
nach dem Stirling- Prozess arbeitende Kolben-Wärmekraftmaschine mit einem Verdichtungshubraum
und Verdichtungskolben, mit einem Expansionshubraum und Expansionskolben, mit zwischen
den beiden Hubräumen angeordnetem Erhitzer, der durch äußere \«Eårmezufuhr beheizt
wird, und einem Regenerator, wobei die beiden Kolben gegeneinander phasenverschoben
arbeiten und dabei das zwischen ihnen eingeschlossene gasförmige Arbeitsmittel periodisch
verdichten, ausdehnen und zwischen beiden Hubräumen austauschen.
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Bei derartigen Wärmekraftmaschinen durchläuft ein abgeschlossenes,
gasförmiges Arbeitsmedium einen geschlossenen thermodynamischen Kreisprozeß, wobei
sowohl die Wärmezufuhr als auch die Abfuhr der nicht mehr verwertbaren Wärme durch
Wärmeaustausch zwischen festen Wänden hindurch erfolgen muß.
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Zur Erzielung eines bestmöglichen Wirkungsgrades muß angestrebt werden,
daß die Wärmezufuhr bei der höchstmöglichen und die Wärmeabfuhr bei der tiefstmöglichen
Temperatur erfolgt. Dabei wird die obere Temperfaturgrenze bestimmt durch die Hitzefestigkeit
des Erhitzerwerkstoffes, die untere Temperaturgrenze ist gegeben durch die Temperatur
der Umgebung, an welche die Restwärme abgeführt wird.
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In jüngster Zeit spielt die schädliche Umweltbeeinflussung durch Wärmekraftmaschinen
eine bedeutende Rolle: giftige oder anderweitig belästigende Abgase, Geräuschentwicklung
und Brennstoffverbrauch allgemein.
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Beim Vergleich mit den zur Zeit gebräuchlichsten Verbrennungskraftmaschinen
wie Otto- und Dieselmotor, werden dem Heißgasmotor folgende Vorteile zugesprochen:
Wegen der äußeren Verbrennung weitgehend schadlose Abgase, Vielstoffähigkeit und
geräuscharmer Betrieb. Nachteilig sind die wesentlich höheren Herstellungskosten.
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Es sind aber technische Möglichkeiten bekannt und zweifellos noch
nicht voll ausgeschöpft, womit auch bei Diesel- und Ottomotoren die genannten vorteilhaften
Eigenschaften erreicht werden können. Unter diesem Gesichtspunkt wäre dann der Heißgasmotor
nur eine andere, allerdings wesentlich teurere Alternative zu den herkömmlichen
Verbrennungskraftmaschinen.
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Hinsichtlich des Brennstoffverbrauchs sind allerdings bei Diesel-
und Ottomotoren keine entscheidenden Verbesserungen mehr möglich.
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Demgegenüber können bei einem Heißgasmotor wegen des für ihn kennzeichnenden
Arbeitsverfahrens unter bestimmten Voraussetzungen weitaus höhere Wirkungsgrade
erzielt werden als bei einem Dieselmotor. Wegen. der in Zukunft zu befürchtenden
Brennstoffverknappung ist die Weiterentwicklung des Heißgasmotors in dieser Richtung
von Bedeutung.
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Als zurZeit gebräuchlichste Bauart von Heißgasmotoren ist diejenige
bekannt, bei welcher ein Arbeitskolben und ein Verdrängerkolben phasenverschoben
zusammenwirken, wobei der Zylinderraum über dem Verdrängerkolben von außen beheizt
wird und wobei zwischen dem Erhitzungsraum und dem Arbeitskolben ein Regenerator
und ein Kühler angeordnet ist.
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Die Leistungsdichte solcher Maschinen, d. h. die auf das Hubvolumen
bzw.
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den gesamten Bauraum bezogene Leistung ist allerdings sehr gering,
weil der Verdichtungadruck sehr niedrig liegt.
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Es ist eine andere Bauweise bekannt, bei welcher an einen Verdichtungshubraum
mit Verdichtungskolben ein Kühler, ein Regenerator, ein Erhitzer und unmittelbar
daran ein Expansionshubraum mit Expansionskolben axial angeordnet sind und die Getriebeteile,
welche die zur Durchführung des Stirlingprozesses erforderlichen Kolbenhubbewegungen
erzeugen, außerhalb der Zylindereinheiten liegen, wobei die beiden Kolben während
des Verdichtungs- und Expansionsvorganges überwiegend entgegengesetzte, während
der Wärmeaustauschphasen überwiegend gleichgerichtete Bewegungen ausführen. ( DPS
804 979 ). Hierbei ist allerdings die Anordnung des Erhitzers zwischen dem Verdichtungszylinder
und dem Expansionszylinder sehr ungünstig, weil dadurch die Anlage für die Brennstoffverbrennung
unsymmetrisch zum Erhitzer angeordnet werden muß und weil es dadurch schwierig ist,
eine gleichmäßige Temperaturverteilung zu erreichen; außerdem beanspruchen die zur
Verbrennungseinheit gehörigen Teile viel Bauraum in der Mitte der Maschinenanlage
und beeinträchtigen die Getriebeanordnung; ferner ist dabei nachteilig, daß die
mit dem Erhitzer verbundenen Gehäuseteile dessen beträchtlicher Wärmeausdehnung
ausgesetzt sind.
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Es ist bekannt, daß bei allen neuzeitlichen Heißgasmotoren der Erhitzer
aus vielen kleinkaliebrigen Rohren zusammengesetzt ist, deren Innenseite vom gasförmigen
Arbeitsmedium und deren Außenseite von der Wärmequelle beaufschlagt wird. Dazu ist
bekannt, daß zur Verbesserung des Wärmeüberganges die Zwischenräume zwischen den
Rohren mit Kugeln aus hitzefestem Keramikwerkstoff ausgefüllt werden ( DAS 2 342
741 ).
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Bekannt ist ferner, daß zur Verbesserung des Wirkungsgrades als Arbeitsmedium
Gase verwendet werden, welche ein niedriges spezifisches Gewicht und eine gute Wärmeleitfähigkeit
besitzen, z. B. zur Zeit Helium, angestrebt wird die Verwendung von Wasserstoff.
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Dazu wird zur Erhöhung der Leistungsdichte das Arbeitsmedium, welches
hermetisch abgeschlossen ist, unter hohen statischen Druck gesetzt, in der Größenordnung
100 bar, nachfolgend als Systemdruck bezeichnet.
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Die Handhabung einer aus vielen Teilen zusammengesetzten Maschine,
die ständig unter so hohem Druck steht, kann für den praktischen Gebrauch sehr nachteilig
sein.
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Prinzipiell nachteilig ist aber in jedem Falle, daß alle Erhitzerteile
durch den inneren, sich periodisch ändernden Gasdruck auf Zug beansprucht werden
und zugleich bei hoher Temperatureinwirkung außenseitig dem korrodierenden Einfluß
der Verbrennungsgase ausgesetzt sind. Es ist aus der Werkstoffkunde allgemein bekannt,
daß unter den genannten Einflüssen bei wechselnder ( schwellender ) Zugbeanspruchung
selbst hochlegierte, zunder-und hitzebeständige Stähle keine ausgesprochene Dauerfestigkeit
-haben;
die Bauteile versagen nach einer bestimmten Betriebszeit.
Besonders anfällig für Schäden sind solche Stellen, wo die Erhitzerrohre in andere
Bauteile einmünden.
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Um durchschnittliche Wirkungsgrade zu erreichen, die denen von Dieselmotoren
wenigstens gleich sind, müssen bereits Erhitzertemperaturen über 700°C angewendet
werden. Mit den besten hitzefesten Allen, die zur Zeit verfügbar sind, kann man
bestenfalls bei den gegebenen Betriebsbedingungen 8000C ausnützen. Diese Verbesserung
macht jedoch noch keinen entscheidenden Fortschritt aus; denn diese hochhitzefesten
Metalle sind sehr hoch legiert mit z. B. Cr, Ni, W, Mo, Ti; diese Legierungsbestandteile
sind zum Teil heute schon sogenannte "Sparmetalle".
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Mit Wasserstoff als Arbeitsmedium könnte man die günstigsten Wirkungsgrade
erreichen. Die Anwendung scheitert daran, daß Metalle bei höherer Temperatur wasserstoffdurchlässig
werden und dabei verspröden. Selbst wenn man den Gasverlust hinnehmen würde, würden
die zug- und hitzebeanspruchten Bauteile durch die Wasserstoffeinwirkung geschädigt
werden.
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Bei den als bekannt vorausgesetzten. Bauformen von Heißgasmotoren
ist zur Verwirklichung eines geschlossenen Kreisprozesses zwischen Verdichtungs
raum und Regenerator der Kühler angeordnet, über welchen die nicht mehr verwertbare
Wärme abgeführt wird. Da auf kleinem Raum große Wärmemengen auszutauschen sind,
wird zweckmäßig Wasser als Kühlmittel verwendet, welches inder Regel in einem separaten
Kühler mittels Umgebungsluft gekühlt werden muß.. Als nachteilig ist daran zu bewerten,
daß ein zusätzliches Betriebsmedium ( Kühlmittel ) erforderlich ist und daß infolge
des zl.reimaligen Wärmeaustausches allein im Hüllkreis ein höherer Verlust an nutzbarem
Temperaturgefälle entsteht. Weiter muß als nachteilig bewertet werden, daß der in
den Arbeitskreis einbezogene Kühler ein beträchtliches sogenanntes "schädliches
Volumen" darstellt, was zur Folge hat, daß das Verdichtungsverhältnis und damit
der mittlere indizierte Druck gering sind. Das im "schädlichen Volumen" eingeschlossene
Arbeitsmedium durchläuft nicht den ganzen Arbeitszyklus und trägt nicht zur Erzeugung
mechanischer Leistung bei; es muß aber ständig mitbewegt werden und stellt deshalb
einen Verlustfaktor dar. Es ist wichtig, hier anzuführen, daß bei einem Heißgasmotor
die Vorgänge instationär verlaufen im Gegensatz zum geschlossenen Kreisprozess einer
Heißgasturbine, wo die Vorgänge stationär verlaufen und wo die.yolumenanteile von
Erhitzer, Regenerator und Kühler keinen Einfluß auf den Kreisprozess selbst haben.
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Als Folge des nur niedrigen Verdichtungsverhältnisses ergibt es sich
bei der bekannten Kühleranordnung, daß der Wärmeumsatz im Regenerator um ein
Mehrfaches
größer ist als der Wärmeumsatz im Erhitzer. Unter diesen Bedingungen wird zwar der
höchstmögliche thermodynamische Wirkungsgrad erreicht, wenn ein idealer Wärmeaustausch
im Regenerator angenommen wird.
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Praktisch aber verläuft der Wärmeaustausch im Regenerator stets unter
einem Temperatur- und Druckverlust, welcher sich auf den Gesamtwirkungsgrad umso
nachteiliger auswirkt, je größer die am Arbeitsprozess beteiligte gesamte Gas- und
Wärmemenge relativ zur gewonnenen mechanischen Leistung ist.
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Im Zusammenhang mit dem Erfindungsgegenstand muß aus dem Anwendungsgebiet
der Wärmetauscher allgemein ( Wärme- und Chemietechnik ) als bekannt
angegeben werden, daß Wärmetauscher aus Platten zusammengesetzt werden, deren Oberfläche
mit sich kreuzender Sicken versehen ist zum Zweck der Abstandhaltung und eines guten
Wärmeüberganges ( DAS 2 362 709 ), oder daß Wärmeaustauscher aus wellen- oder zickzackförmig
abgekanteten Blechstreifen hergestellt werden, die zur Erzeugung von Strömungskanälen
beidseitig mit Platten abgedeckt sind ( 2 301 345 ; DAS 2 217 072 ).
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Ein allgemeines Problem bei Heißgasmotoren stellt die Leistungsregelung
dar.
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Eierzu ist ein Verfahren bekannt, wonach durch regelbare Öffnungsperioden
von uberströmwegen die Leistung beeinflußt wird ( DAS 2 154 335 ). Dieses Verfahren
bezieht sich im Oberbegriff jedoch ausdrücklich auf das Arbeitsprinzip mit Verdrängerkolben
und dient nur zur Leistungsregelung, wobei die Öffnungsperioden von itberströmwegen
an den Arbeitszylindern unmittelbar gesteuert werden. Dazu sind relativ große Strömungsquerschnitte
erforderlich und die Steuerungseletente sind entsrechend grof> und schwer.
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Der rfindung liegt folgende Aufgabe zugrunde: 1. Gestaltung aller
hitzebeaufschlagten Teile, besonders die des Erhitzers, derart, daß unter dem gasdruck
Zugsnannungen vermieden werden und nur Druckspannungen auftreten, um die Anwendung
von Werkstoffen zu ermöglichen, welche zwar nur niedrige Zugfestigkeit, dafür eber
selbst bei sehr hohen Temperaturen eine sehr gute Druckfestigkeit aufweisen.
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2. Anwendung des Arbeitsverfahrens mit Verdichtungs- und Expansionskolben
( entsprechend DPS 804 979 ) jedoch so, daß der Erhitzer nicht in .íaschinenmitte,
sondern an einem Ende der Maschine mit freier Zugänglichkeit von außen symmetrisch
zur Zylinderachse angeordnet ist unter Einbeziehung der unter 1. gestellten Aufgabe.
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3. Durch Abwandlung des Stirling-Prozesses soll das ursprünglich durch
den Kühler verursachte "schädliche Volumen" vermindert werden, um ein höheres Verdichtungsverhältnis
mit gleichzeitiger größerer Leistungsausbeute pro
Mengeneinheit
des Arbeitsgases zu erzielen. Im Arbeitsverfahren soll ein Verfahren zur Leistungsregelung
integriert sein.
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Außerdem soll erreicht werden, daß das Arbeitsgas unter Vermeidung
eines zusätzlichen Kühlmittels mit nur einem Wärmeaustauschvorgang unmittelbar durch
die Umgebungsluft gekühlt werden kann.
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Die Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß ein kolbenförmig
ausgebildeter, die Wärmequelle umschließender Erhitzer, dessen zylindrischer Teil
aus axial verlaufenden, von derWärmequelle durchströmten hohlen Erhitzerrippen rotationssymmetrisch
zusammengesetzt ist, der expansionsraumseitig durch einen kegel- oder kugelförmigen
Boden abgeschlossen und gegenüberliegend nach außen offen ist, an diesem offenen
Zylinderrand dicht an das Expansionsraumgehäuse anschließt und frei in den Expansionsraum
hineinragt, daß der daran anschließende Expansionsraum durch den koaxial zum Erhitzer
angeordneten Expansionskolben abgeschlossen wird, wobei dessen rückseitig gebildeter
Hubraum, als Spülraum bezeichnet, durch den gehäusefesten Verdichterdeckel abgegrenzt
wird, daß auf der anderen Seite dieses Verdichterdeckels in koaxialer Anordnung
der Verdichtungshubraum anschließt, welcher durch den koaxial dazu angeordneten
Verdichtungskolben vom darunter befindlichen Getrieberaum abgegrenzt wird, wobei
der Verdichtungsraum durch am äußeren Umfang angeordnete Überströmrohre mit dem
Regenerator und dem Expansionsraum verbunden ist, daß Expansionsraum- und Verdichtungsraumzylinder
und der Getrieberaum in einem gemeinsamen, nach außen hermetisch abgedichteten Gehäuse
untergebracht sind, welches den Puffer- und Kühlraum einschließt und dessen erhitzerseitiger
Deckel an den Erhitzerkolben dichtend anschließt, und daß der Spülraumzylinder Auslaßventile
zum Kühl- und Pufferraum hin hat und im Verdichterdeckel Spülventile vom Verdichterraum
zum Spülraum hin angebracht sind und daß der Verdichterkolben Einlaßventile aufweist
vom Kühl- und Pufferraum zum Verdichterraum hin, wobei durch diese Ventile ein Austausch
des Arbeitsmediums in einer Strömungsrichtung vom Spülraum über den Kühlraum in
den Verdichtungsraum erfolgen kann und wobei Auslaß und Spülventil zur Verwirklichung
des der Erfindung zugrundeliegenden Arbeitsprozesses und gleichzeitig zur Leistungsregelung
entsprechend gesteuert werden.
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Zur Lösung der erfindungsgemäß gestellten Aufgabe, wonach alle Erhitzerteile
infolge Einwirkung des Arbeitsgasdruckes nur Druckspannungen erhalten sollen, ist
jede der hohlen Erhitzerrippen aus zwei spiegelbildlich gestalteten Rippenhälften
zusammengesetzt, wobei jede Rippenhälfte hohlraumseitig
kegelstumpfförmige
Erhebungen aufweist, welche in regelmäßiger Folge mit diagonaler Versetzung angeordnet
sind, wobei jede Rippenhälfte am inneren, der Rotationsachse zugekehrten Rand beidseitig
mit erhabenen, längs verlaufenden Dichtleisten versehen ist und die hohlraumseitige
Dichtleiste jeweils am Rippenende mehrere ausgerundete Durchbrechungen aufweist
für den Wärmequellen- Ein- und Auslaß, wobei jede Rippenhälfte am äußeren.Rand eine
umlaufende, nach der Hohlraumseite hin erhabene Dichtleiste hat, wobei die Rippenwand
über die ganze Rippenhöhe annähernd gleich dick ist und die Erhebungshöhe der Kegelstumpfe
und Dichtleisten hohlraumseitig so abgestuft ist, daß Kegelstumpfspitzen und Dichtleisten
mit der radialen Teilungsebene plan sind und daß der expansionsraumseitig zwischen
den Rippen gebildete, in Längsrichtung durchlaufende Spalt, der vom Arbeitsgas durchströmt
wird, nach außen etwa im Verhältnis des radialen Abstandes zur Rotationsachse weiter
wird.
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Nach einer weiteren Ausbildung der Erfindung ist die Gesamtdicke der
Rippe über ihre ganze Höhe gleich und der nach außen sich stark erweiternde Spalt
zwischen den Rippen ist durch ein keilförmiges Füllstück ausgefüllt, welches beidseitig
Distanzbutzen zwecks Bildung eines Strömungsspaltes an der Rippenwand aufweist.
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Nach einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung sind auf der vom Arbeitsgas
beaufschlagten Rippenseite runde und/oder längliche Erhebungen als Turbulenzerzeuger
und koaxial zu jeder Kegelstumpferhebung kegelförmige Aussparungen und am äußersten
Rippenrand nur in axialer Richtung schmale Leisten zur Abgrenzung des spaltförmigen
Strömungskanals vorgesehen, wobei alle Erhebungen beiderseits der Rippenwand einen
ausgerundeten Übergang zu derselben haben.
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Nach einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung wird der aus den Erhitzerrippen
gebildete rotationssymmetrische Erhitzerteil mittels einer zylindrischen oder konischen
Übergangsmuffe zum Gehäusedeckel hin verlängert, welche einerseits an den von den
Erhitzerrippen gebildeten geschlossenen Innenring und andererseits an den Gehäusedeckel
dichtend anschließt.
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Um in allen Erhitzerteilen möglichst niedrige und gleichmäßige Druckspannungen
zu erhalten, wird erfindungsgemäß die Länge und Höhe der Erhitzerrippen sowie der
Radius oder der Kegelwinkel des Erhitzerbodens so bemessen, daß der in den Erhitzerboden
einbeschreibbare oder na annähernd einbeschreibbare Kreisbogen, als Druckkreis bezeichnet,
noch innerhalb der Erhitzerrippen und innerhalb der Teilungsfugen zwischen Erhitzerboden
bzw. Ubergangsmuffe
und Rippenzylinder liegt, wobei die Berührflächen
der Teilungsfugen annähernd auf einem gedachten Kegelmantel liegen, der durch die
Teilfuge geht und dessen Spitze im I.ittelpunkt des Druckkreisbogens liegt.
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Wenn Wärme aus der Verbrennung brennbarer Stoffe bezogen wird, ist
die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Erhitzerteiles derart, daß eine konische
Buchse oder eine zylindrische Buchse mit konischem Ansatz, als Brennerbuchse bezeichnet,
mit der Seite des größeren Durchmessers in den Erhitzerzylinder hineinragt und an
dessen Wand anschließt, wobei die Durchtrittsöffnungen der Erhitzerrippen, die am
Anschluß an die Übergangsmuffe liegen und als Verbrennungsgasauslaß vorgesehen sind
auf die Außenseite der Brennerbuchse hin münden, womit das aus den Hohlrippen ausströmende
Verbrennungsgas am äußeren Umfang der Brennerbuchse in den Verbrennungsgas- Wärmetauscher
abströmen kann und andererseits vorgewärmte Frischluft spiralenförmig entlang der
Brennerbuchsen- Innenwand in den von Brennerbuchse und Erhitzerkolben gebildeten
Hohlraum, der als Verbrennungsraum dient, einströmen kann.
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Zusätzlich kann die Brennerbuchse innen- und außenseitig mit vorzugsweise
unterbrochenen und spiralförmig verlaufenden Rippen versehen sein, um bereits hier
im Hochtemperaturbereich einen Wärmeaustausch zwischen abströmendem Verbrennungsgas
und einströmender Frischluft zu bewirken.
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Da erfindungsgemäß die Aufgabe gestellt ist, mit einem möglichst niedrigen
Systemdruck zu arbeiten und andererseits der Bauraum.des Motors überwiegend von
der Erhitzer- und Brennereinheit und auch vom Triebwerk bestimmt wird, deren Größe
für eine gegebene Leistung unabhängig vom Systemdruck ist, werden Expansions- und
Verdichtungskolben mit großem Durchmesser/Hub- Verhältnis ausgeführt, in der Größenordnung
3 bis 4 , wobei die Kolbenböden in Anpassung an die Erhitzerform als flache Kegel-
oder Kugelschalen oder Kegelschalen mit Kugelspitze ausgeführt sind.
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Nach einer weiteren Ausbildung der Erfindung ist der Verdichterdeckel
zwischen Expansions- und Verdichterkolben in Anpassung an die Kolbenbodenform ebenfalls
kegel- oder kugelschalenförmig, koaxial daran befestigt eine innere Zylinderbüchse
für den Verdichterkolben, deren Innenwand zugleich als Führung und Zentrierung für
den Expansionskolben ausgestattet ist, mit einem äußeren planparallelen Flanschring,
in welchem gleichmäßig am Umfang verteilt die Überströmrohre angeordnet sind.
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Um diejenigen Gehäuseteile, welche den Einwirkungen des Arbeitsprozesses
unmittelbar ausgesetzt sind, zwischen denen unterschiedliche Gasdruckbeanspruchungen
und sehr starke Temperaturdifferenzen ausgeglichen werden müssen, mit kleinstmöglichem
Aufwand an Verbindungselementen dichtend zusammenfügen zu können, wird nach einer
weiteren Ausgestaltung der Erfindung der Verdichterdeckel über seinen äußeren Flanschring
mittels geeigneter Verbindungselemente direkt auf das Getriebegestell abgestützt,
wobei gleichzeitig die Verdichtungszylinderbüchse, welche einen flachen kegeligen
Flanschrand hat, über diesen am Flanschring des Verdichterdeckels mit eingespannt
wird, auf dem inneren Rand des Verdichterdeckelflanschringes ist die Zylinderlaufbüchse
des Expansionskolbens über ein federndes Zwischenelement aufgesetzt, welche nur
den Hubweg des Expansionskolben- Dichtungsteils abdeckt und mit ihrem oberen verbreiterten
Rand über ein dichtendes und wärmeisolierendes Zwischenelement gegen den Expansionsraumzylinder
drückt, dieser wird über einen Kegelringdeckel gegen einen Bund der Erhitzerkolben-
Übergangsmuffe abgestützt, welcher an den Innenrand des äußeren Gehäusedeckels dichtend
anschließt.
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Der Expansionsraumzylinder oberhalb der Dichtungsteil- OT-Lage sowie
der Kegelringdeckel sind zusätzlich zur Innendruck- Beanspruchung einer sehr hohen
Temperatureinwirkung ausgesetzt und werden nach einer weiteren Ausgestaltung der
Erfindung mit einer Hitzeschutzwand ausgekleidet, wobei diese aus axialgeteilten
FSeramik- Ringelementen zusammengesetzt ist, welche eine geschlossene, dichtende
und druckbelastbare Innenwand bilden und nach außen nur mit unterbrochenen Rippen
oder kegelstumpfförmigen Erhebungen an der metallischen Zylinderspannwand anliegen,
wobei diese Zylinderspannwand mittels geeigneter Spannelemente in Umfangsrichtung
auf Zug und dadurch die keramische Hitzeschutzwand auf Druck vorgespannt wird; diese
Hitzeschutzwand ist oberhalb der obersten Expansionskolben- Totlage in Umfangsrichtung
durch einen Zwischenring geteilt, in diesen münden die vom Verdichtungsraum kommenden
Überströmrohre, welche durch tunnelartige Aussparungen in der Hitzeschutzwand hindurchgeführt
werden und elastisch dichtschließend angedrückt werden; oberhalb dieses Zwischenringes
ist in der Hitzeschutzwand der Regenerator angeordnet.
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Um die gleitenden, dichtenden und den Gasdruck übertragenden Teile
des Expansionskolbens vor der Hitzeeinwirkung zu schützen, hat dieser gegen den
Erhitzer hin in bekannter Weise eine Hitzeschutzkappe, vorzugsweise aus keramischem
Werkstoff hergestellt, welche nach erfindungsgemäßer Ausbildung einerseits gegen
den Erhitzer hin eine geschlossene, dichtende und der
Kontur des
Erhitzers angepaßte Decke bildet und andererseits mit kurzen, kegelstumpfförmigen
Säulen auf der tragenden Metallschale aufliegt, welche entsprechend der Erhitzerform
kugel- oder kegelförmig sein kann und zentral auf einem Spannbolzen aufliegt, wobei
die Hitzeschutzkappe, welche aus Kreisring- und/oder Kegelmantelsegmenten zusammengesetzt
sein kann, am Umfang vom nach innen gelegten Bördelrand eines dünnwandigen, metallenen
Spannringes gehalten wird, wobei dieser Spannring durch speichenförmig angeordnete
Zuganker mit einer zentralen Spannabe verbunden ist, welche am Spannbolzen axial
verschiebbar zentriert ist und gegen eine verstellbare Spannmutter zwischen Metallschale
und Spannabe abgestützt ist.
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Als weitere erfindungsgemäße Ausbildung der Expansionskolbenform hat
dieser einen unteren Kolbenboden, welcher der Form des Verdichterdeckels angepaßt
ist und welcher außen einen niedrigen zylindrischen Dichtringträger hat, an welchen
der Spannring dichtend anschließt, wobei dieser untere Kolbenboden in der Mitte
an einem Bund des Spannbolzens anliegt und mit dem Kolbenführungsschieber und einem
Distanzrohr am Spannbolzen eingespannt ist und wobei im Kolbenführungsschieber mittels
Bolzen das Hilfspleuel vom Getriebe angelenkt ist.
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Nach einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung hat der Verdichterkolben
einen kegel- und/oder kugelförmigen, der Form des Verdichterdeckels angenaßten Kolbenboden,
in der Mitte eine zylindrische Führungsnabe, welche auf der Außenseite der zentralen
gehäusefesten Kolbenführungsbüchse gleitet und den inneren Dichtring trägt, einen
etwa auf mittlerem Durchmesser angeordneten Stützring, wobei in Stützring und Führungsnabe
in symmetrischer Anordnung zur Zylinderachse zwei Hilfspleuelbolzen zur Anlenkung
der zwei Hilfspleuel gelagert sind; am äußeren Umfang hat der Verdichterkolben einen
flachen zylindrischen Mantel, welcher den äußeren Dichtring und die Einlaßventilplatte
trägt, sowie in der Übergangskrempe über den ganzen Umfang gleichmäßig in dichter
Folge angeordnet Einlaßöffnungen, deren Strömungs-
achse in Umfangsrichtung geneigt ist.
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Nach einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Verdichterkolbens
ist die Ventilplatte, welche die Einlaßöffnungen verdichtungsraumseitig abdeckt
als Kegelmantelring ausgebildet, welcher einenschmalen zylindrischen Bördelrand
hat, der zwischen Kolben und Zylinderwand liegt, wobei der zylindrische Bördelrand
zum Kolben hin vorstehende Haken oder einen durchlaufenden Hakenbund hat, welcher
in eine Nut im Kolbenmantelumfang eingreift und den Hubweg der Ventilplatte begrenzt.
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Um den der Erfindung zugrundeliegenden Arbeitsprozess verwirklichen
zu können, ist am Ende der Expansionsphase ein Gasaustausch im Verdichtungsraum
erforderlich, welcher durch Ventileinrichtungen geregelt wird, wobei diese nach
einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung darin besteht, daß im Spülraum zwischen
Expansionskolben und Verdichterdeckel ein aus dünnem Blech hergestelltes Schlepp-
Schieberventil angeordnet ist, welches der Form des Expansionskolbenbodens angepaßt
ist und am äußeren Umfang einen zylindrischen Schließring zum Abdecken der in der
Zylinderwand befindlichen Ventilschlitze und in der Mitte eine Kreisringscheibe
hat, wobei Schließring und Kreisringscheibe durch speichenförmige Streben oder durch
gelochtendünnen Kegelmantel verbunden sind, wobei der Innenrand der Kreisringscheibe
in die Bohrung der Kolbenführungsbüchse hineinragt und von der Oberkante des Kolbenführungsschiebers
im Bereich von dessen oberer Totlage in die Ventil- Offenstellung mitgeschleppt
wird und der Expansionskolbenboden im Bereich seiner unteren Totlage auf dem
Schieberventil aufsitzt und dieses in Schließstellung schleppt.
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Zur weiteren erfindungsgemäßen Ausbildung der Gasaustausch- Steuerung
gehört die am Verdichterdeckel verdichtungsraumseitig angeordnete Ventilplatte zum
Verschließen der im Verdichterdeckel befindlichen Ventilschlitze oder Löcher, wobei
der Schließteil der Ventilplatte als Kegelringplatte der Form des Verdichterdeckels
angepaßt ist und speichenähnliche Streben zu einer an der Kolbenführungsbüchse zentrierten
und axial verschiebbaren Kreisringplatte hat, diese ist mittels kleiner zylindrischer
Stifte mit kreisringförmigen Membran- oder Plattenkolben verbunden, als Ventilhaltekolben
bezeichnet, welcher in dem flachen ringförmigen Haltezylinder axial verschiebbar
untergebracht ist, wobei der wohlraum des Haltezylinders am bergang vom Verdichterdeckel
zur Kolbenführungsbüchse durch parallele Flanschplatten gebildet wird und eine Ventilöffnung
zum Spülraum hin mit Strömungsrichtung in den Halte zylinder hat sowie eine durch
die Wand der Kolbenführungsbüchse axial hindurchgeführte Verbindungsleitung zu einem
Reglerelement.
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Nach einer weiteren Ausbildung der Erfindung wird die Verbindungsleitung
in der Wand der Kolbenführungsbüchse dadurch gebildet, daß die Kolbenführungsbüchse
aus zwei Rohren zusammengesetzt ist, wobei das innere Rohr an beiden Enden je eine
Ringnut und zur Verbindung der Ringnuten eine oder mehrere Längsnuten am äußeren
Umfang hat, und im äußeren Rohr radiale Bohrungen vom Haltezylinder in die obere
Ringnut führen und am triebwerksseitigen Ende des äußeren Rohres eine radiale Bohrung
in die Reglerleitung führt.
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Um das Öffnen und Schließen des Spülventils und um die Öffnungsdauer
veränderlich steuern zu können,wird ein Reglerelement eingebaut, welches ein vom
Verdichterkolben angetriebenes Teil enthält und bei welchem mindestens zwei Steuerbohrungen
und/oder Steuerschlitze so gegeneinander verstellt werden können, daß dadurch die
Phasenlage der Ventil- Öffnungsperiode geändert wird, wobei nach einer weiteren
Ausgestaltung der Erfindung das als geschlossene Maschineneinheit angeordnete Reglerelement
aus einem Reglergehäuse besteht mit einer Zylinderbohrung, in welcher ein zylindrischer
Drehschieber sowohl um die Längsachse drehbar als auch axial verschiebbar gelagert
ist, welcher in seiner koaxialen Zylinderbohrung den in Längsrichtung verschiebbaren
Reglerkolben enthält, der vom Kurbelhubgetriebe phasengleich mit dem Verdichterkolben
angetrieben wird und dessen innerhalb des Drehschiebers durch stirnseitige Anschläge
begrenzter Hubweg kleiner ist als sein Gesamthubweg, wodurch der Drehschieber zwangsweise
um einen Teilhubweg jeweils in die Hubendlagen mitgeschleppt wird, wobei zur Verwirklichung
eines Regeleffektes eine Aussparung am drehfesten Reglerkolben mit schräger Steuerkante,
mindestens eine Steuerbohrung und eine Teilumfangsnut in der Zylinderwand des Drehschiebers
und mindestens eine Gaszuflußbohrung in der Gehäusewand vorgesehen sind, deren Zusammenwirken
durch Verdrehen des Drehschiebers zeitlich verändert werden kann.
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Nach einer weiteren erfindungsgemäßen Ausbildung des Reglerelements
sind an den Stirnseiten der Gehäuse Zylinderbohrung koaxial zum Drehschieber je
ein Reglerhebel gelagert, die außerhalb des Reglergehäuses fest miteinander verbunden
sind und deren Lagerbuchsen die Hubwegbegrenzung für den Drehschieber bilden, wobei
der Drehschieber mit mindestens einem Reglerhebel durch einen Mitnehmer drehfest,
aber axial verschiebbar verbunden ist und wobei außerdem mindestens eine Totpunkt-
Druckfeder zwischen Drehschieber und Reglerhebel angeordnet ist, welche den Drehschieber
radial und möglichst symmetrisch belastet.
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Zur Verwirklichung des erfindungsgemäßen Arbeitsprozesses ist eine
Kolbenhubbewegung erforderlich in der Form, daß während der Verdichtungshubbewe
gung des Verdichterkolbens von der unteren in die obere Totlage der Expansionskolben
sich im engeren Hubbereich seiner oberen Totlage befindet, daß während der Wärmezufuhrphase
beide Kolben im Bereich ihrer oberen Totlage sich entgegengesetzt bewegen, daß während
des Expansionshubes des Expansionskolbens von seiner oberen in die untere Totlage
der Verdichterkolben sich im engeren Hubbereich seiner oberen Totlage befindet und
daß während. der
Gasaustauschphase, bei welcher das die Abfuhrwärme
enthaltende Arbeitsgas aus dem Verdichtungsraum in den Spülraum verdrängt und gekühltes
Arbeitsgas aus dem Kühl- und Pufferraum in den Verdichtungsraum gefördert wird,
sich der Verdichtungskolben im engeren Hubbereich seiner unteren Totlage befindet
und der Expansionskolben sich von seiner unteren in seine obere Totlage bewegt.
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Zur Erzeugung der erforderlichen Hubbewegungen wird nach einer weiteren
Ausbildung der Erfindung ein Kurbelgetriebe verwendet, dessen Kurbelwellenachse
senkrecht auf der Zylinder- Längsachse steht, bei welchem auf einem Hubzapfen mindestens
zwei relativ kurze Hauptpleuel gelagert sind, und wobei die Hubbahnen, welche die
oszillierenden Pleuelaugen beschreiben, symmetrisch beiderseits der Zylinderachse,
jedoch aus der Kurbelwellenmitte in der Zylinderachse versetzt quer oder überwiegend
quer zur Zylinderachse liegen, wobei zur Umsetzung der quergerichteten Pleuelhubbewegung
in die längsgerichtete Kolbenhubbewegung zwei T;iinkelhebel in spiegelbildlicher
Anordnung, den Hubzapfen- Rotationskreis umschließend, im Triebwerksgestell gelagert
sind, deren quer schwingendes Hebelauge mit je einem Hauptpleuel und deren längs
schwingendes Ilebelauge über je ein Hilfspleuel mit je einem Kolben verbunden ist.
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Um an den Kolben eine symmetrische Krafteinleitung zu erhalten, werden
nach einer weiteren Ausbildung der Erfindung die Pleuel und Winkelhebel paarweise
angeordnet, so, daß zentral ein Pleuel und Winkelhebelpaar für den Antrieb des Expansionskolbens
und symmetrisch aus der Zylinderachse versetzt ein rleuel- und Winkelhebelraar I
für den Antrieb des Verdichterkolbens vorgesehen ist.
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Als weitere erfindungsgene Ausbildung des Winkelhebel- Getriebes ist
vorgesenen, die inkelhebel aus einzelnen Stäben fachwerkähnlich zusammenzusetzen.
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Eine weitere erfindungsgemäße Ausbildung des Winkelhebel- Getriebes
sieht vov daß am Winkelhebelrücken ein Gegengewicht zum Ausgleich des Kolbengewichts
angebracht ist, woraus sich dann anstelle der freien axialen ;assenkräfte freie
liassenmomente um die Kurbelwellenachse ergeben.
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Um einen weitgehend vollständigen Massenausgleich zu erreichen wird
nach einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung jeder Winkelhebel mit einem Auswuchthebel
mittels eines Hilfslenkers gekuppelt, wobei der Auswuchthebel stets eine zu seinem
zugehörigen Winkelhebel gegensinnige, jedoch phasenweiche Drehbewegung ausführt.
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Da bei dem erfindungsgemäßen Arbeitsverfahren die Rückkühlung des
Arbeitsgases erst nach der vollständigen Expansion außerhalb des Haupt- Arbeitsprozesses
in einem nachgeschalteten Neben- Arbeitsprozess, jedoch immer noch im geschlossenen
Kreislauf im Puffer- und Kühlraum erfolgt, wird zur Verbesserung der Kühlwirkung
der äußere Gehäusemantel mindestens über den Bereich des Verdichtungs- und Getrieberaumes
außen- und innenseitig mit einem Rippenmantel versehen, welcher aus zickzackförmig
abgekanteten Aluminium- Blechstreifen hergestellt sein kann, wobei innenseitig das
Arbeitsgas vom Spülraum in Richtung Getrieberaum und das Kühlmittel außenseitig
von der Getriebeseite in Richtung Erhitzer strömt.
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Zur weiteren Verbesserung der Kühlung kann erfindungsgemäß das Arbeitsgas
aus dem Getrieberaum abgesaugt und außerhalb des Motors in einem Kühler gekühlt
werden, wobei das Prinzip des geschlossenen Kreislaufes erhalten bleibt.
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Die mit der Erfindung erzielbaren Vorteile sind: 1. Im Erhitzer, dem
Bauteil eines Heißgasmotors, welches den höchsten thermischen und mechanischen Beanspruchungen
ausgesetzt ist, treten nur Druckspannungen auf. Da alle hier infrage kommenden Werkstoffe
unter Druckbeanspruchung eine Gefügeverdichtung und Verfestigung und bei plastischer
Verformung eine Querschnittsvergrößerung erfahren, kann der Werkstoff besonders
thermisch höher belastet werden. Außerdem bewirkt Druckbeanspruchung an den nahtstellen
ein Schließen und Dichten, vorhandene Risse in der Gberfläche führen nicht zum sofortigen
Bruch und Ausfall der liaschine.
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Unter dieser Voraussetzung ist als Hauptvorteil herauszustellen, daß
solche Werkstoffe für den Erhitzer verwendet werden können, die bei niedriger Zugfestigkeit
eine besonders hohe Druckfestigkeit aufweisen und diese auch in einem Temperaturbereich
noch behalten, wo Zug- beanspruchbare Werkstoffe grundsätzlich versagen.
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Bis zu einem Temperaturbereich von etwa 900° C können sogar noch Si-
und Al- legierte Gußeisen- und Stahlgußsorten verwendet werden. Die Sprödigkeit
dieser Werkstoffe, verursacht durch den Si- Gehalt, ist hier nicht von nachteil
.
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Im gegensatz zu den bekannten Erhitzerbauformen kann sogar der Temperaturbereich
weit über 10000 C ausgenützt werden, der unter den gegebenen teanspruchungen für
metallische Werkstoffe ausgeschlossen ist. In diesem hohen remperaturbereich können
für den Erhitzer dichtgesinterte keramische IJerkstoffe
verwendet
werden, welche als elektrische Isolator- Werkstoffe schon allgemein gebräuchlich
und im wesentlichen auf der Aluminiumoxidbasis aufgebaut sind, z. B. die Hartporzellane
der Gruppe 610 und 710, für geringere Ansprüche auch 110.2 . Aber auch Sintermetalle
auf Fe-, Cr-, Si- und Al-Basis können eingesetzt werden. Für höchste thermische
Belastungen stehen noch Karbid- Werkstoffe zur Verfügung, wie z. B. Siliziumkarbid
oder Borkarbid.
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Wenn die Wärmequelle keine oxydierenden Bestandteile enthält, wie
z. B. bei der Beheizung durch Kernenergie- Wärme, können die Erhitzerteile hier
sehr vorteilhaft aus Graphit hergestellt werden.
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Der Erfindung ist die Aufgabe unterstellt, in erster Linie durch Nutzbarmachen
eines größeren Temperaturgefälles einen absolut höchstmöglichen thermodynamischen
Wirkungsgrad mit einem abgeschlossenen Arbeitsmedium zu erzielen; mit der Anwendbarkeit
keramischer Werkstoffe im Erhitzerbereich kann in dieser IIinsicht ein wesentlicher
Fortschritt erzielt werden.
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Zudem kann damit die Verwendung von Wasserstoff als Arbeitsmedium
ermöglicht werden, womit sich ein weiterer Leistungs- und Wirkungsgradgewinn ergibt.
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Verarbeitungsverfahren zur Herstellung einer vollkommenen Gasdichtheit,
z. B. durch einen Schutzüberzug, zur Herstellung metallischer Überzüge, zur Herstellung
sicherer Verbindungen bei Sinterwerkstoffen sind in der Keramikindustrie hinreichend
bekannt.
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2. Ein weiterer Vorteil der Erfindung ist darin zu sehen, daß die
Kühlung des Arbeitsmediums unmittelbar durch die Umgebungsluft erfolgen kann, daß
der I.otor unabhängig ist von einem zusätzlichen Kühlmittel, wobei das fiühlsystem
auf optimalen Wirkungsgrad ausgelegt werden kann, ohne dadurch den eigentlichen
Arbeitsprozess infolge eines großen schädlichen Volumens zu beeinträchtigen. Der
Wegfall eines flüssigen w;ühlmittels erlaubt eine vorteilhafte Ausnutzung von siältequellen
bei der Erzeugung mechanisciler Energie, z. B. in arktischen Gebieten oder in großen
Höhen.
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3. Das erfindungsgemäße Arbeitsverfahren ergibt im Zusammenwirken
mit dem größeren nutzbaren Temperaturgefälle und mit dem Hubkurvenverlauf eine völligere
hrbeitsdiagrammfläche, d.h. auf den Hubweg bezogen einen größeren mittleren Arbeitsdruck
pro Iiiengeneinheit des Arbeitsgases. Werden zusätzlich große Kolbendurchmesser
verwendet, erreicht man mit einem niedrigen Systemdruck von nur wenigen bar eine
ausreichende Leistungsdichte.
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Ein niedriger Systemdruck ist im Hinblick auf eine hermetische Abdichtung
eines aus vielen Teilen zusammengesetzten Gerätes wesentlich vorteilhafter und erleichtert
die praktische Anwendung.
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Einen weiteren Vorteil in diesem-Sinne bringt der konstruktive Aufbau
des
Motors dadurch, daß alle Bauteile mit Ausnahme des Erhitzers,
welche dem Arbeitsdruck des Arbeitsgases ausgesetzt sind, innerhalb des geschlossenen
Pufferraumes liegen ( der gleichzeitig Kühler- und Getrieberaum ist ) und deshalb
nicht hermetisch dicht zusammengefügt sein müssen; das in den Pufferraum abströmende
Leckgas gelangt über den Kühlkreislauf selbsttätig wieder in-die Arbeitszylinder
ohne zusätzliche Pumpanlage.
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4. Die zur Verwirklichung des erfindungsgemäßen Arbeitsverfahrens
notwendige Gasaustausch- Steuerung läßt sich zusätzlich ohne erheblichen Mehraufwand
zur Leistungsregelung verwenden, welche bei Heißgasmotoren bisher allgemein Schwierigkeiten
bereitet.
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Esist ein Regelverfahren bekannt ( DAS 2 154 335 ), bei welchem eine
Leistungsbeeinflussung durch Steuerung der Öffnungsperioden von überströmwegen erzielt
wird, welches sich aber auf einen anderen Oberbegriff und damit auf ein anderes
Arbeitsverfahren bezieht.
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Demgegenüber hat das dieser Erfindung zugrundeliegende Verfahren zur
Leistungsregelung den Vorteil, daß Leistungsregelung und Gasaustausch- Steuerung
integriert sind, daß das Reglerelement nicht den Arbeitsgasstrom unmittelbar steuert
sondern eine Hilfskraft,nämlich das Druckgas im Ventilhaltezylinder, wodurch die
Strömungsquerschnitte im Regelkreis und damit auch die Hubwege der Steuerelemente
viel kleiner und die Steuerelemente selbst viel leichter werden.
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5. Niedrige Gasdrücke bei bev großem Kolbendurchmesser und kleinem
Hub ergeben günstige Reibungsbelastungen an den Kolbendichtungen. Mit geeigneter
Werkstoffauswahl für Dichtringe und Gleitflächen könnte man ohne Schmiermittel auskommen.
Werden zusätzlich die Getriebe- Lagerstellen mit dauergeschmierten Wälzlagern ausgeführt,
kann man für eine lange Betriebszeit vollkommene Wartungsfreiheit voraussetzen.
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Damit wäre gegenüber den herkömmlichen Verbrennungsmotoren ein nicht
zu übertreffender Vorteil erreicht, womit die höheren Herstellungskosten wenigstens
zum Teil ausgeglichen werdenkönnen.
Ausführungsbeispiele der Erfindung
sind in den Zeichnungen dargestellt und werden nachfolgend näher beschrieben.
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Es wird dargestellt in Fig. 1 : Längsschnitt des Erhitzerkolbens.
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Fig. 2 : Schnitt durch Erhitzerrippe.
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Fig. 3 : Schnitt durch Erhitzerrippe.
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Fig. 4 : Gesamtanordnung von Erhitzer, Arbeitskolben und Arbeitszylinder.
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Fig. 5 : Hubkurvenverlauf der Kolben über dem Kurbelwellendrehwinkel
Qc Fig. 6 : Schnitt durch den Expansionskolben.
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Fig. 7 : Schnitt durch den Verdichterdeckel mit Gasaustauschsteuerung
und Schnitt durch den Verdichterkolben.
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Fig. 8 : Steuerelement zur Gasaustauschsteuerung.
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Fig. 9 : Kurbelhubgetriebe als Winkelhebelgetriebe.
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Fig. 10: Massenausgleich zum Winkelhebelge zum Winkelhebelgetriebe.
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Der grundsätzliche Aufbau des Erhitzers wird anhand von Fig.1, Fig.2
und Fig.3 erläutert: Der Erhitzerhohlraum 1 für die Wärmequelle, in der Regel ist
dies der Verbrennungsraum, ist von dem aus hohlen Rippen gebildeten Rippenzylinder
2 dem Erhitzerboden 3 und der bbergangsmuffe 4 umschlossen.
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Jede Rippe ist aus zwei siegelbildlichen Rippenhälften zusammengesetzt.
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Der Rippenhohlraum entsteht dadurch, daß die Rippenwand 201 ( Fig.
2 und Eig. , ) ringsum am Rand erhabene Leisten 202 und 203 und gleichmäßig über
die Wandfläche verteilt kegelstumpfförmige Säulen 204 aufweist. Beim Zusammenlewen
der Rippenhalrten entsteht dadurch eine Art Gewölberaum. Die Kegelstumpfsäulen 2C4
sind in zueinander versetzten Reihen angeordnet.
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besonders günstig ist eine Säulenteilung derart, daß die egelstumpfsäulen
jeweils auf dem Sckpunkt eines gleichseitigen Dreiecks liegen.
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Anstelle der Säulen 204 können ach durchlaufende ippen verwendet werden,
womit im Hohlraum Kanäle entstenen.
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Die innere ftppenleiste 203 ist an den Pippenenden durchbrochen. Dadurch
wird die Hohlraum EinlaSöffnung NE und die Hohlraum Auslaßöffnung tA gebildet. Diese
Rippenöffnungen NE und HA sind durch lczngliche Säulen 2C5 abgestatzt.
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Zur Vermeidung von Wärmespannungen soll die Massenverteilung über
die ganze Rippenfläche möglichst Cleichmäßig sein; deshalb soll die Rippenwand 201
über
die ganze Rippenhöhe gleiche Dicke haben. Bei größeren Rippenabmessungen sind zur
Verminderung der Masseanhäufung Aussparungen 206 an den Kegelstumpfrückseiten vorgesehen.
Die Übergänge von allen Erhebungen zur Rippenwand sind gerundet. Die erhabenen Leisten
207 am Rippeninnenrand laufen über die ganze Rippenlänge ununterbrochen durch. Beim
Zusammensetzen der Rippen entsteht dadurch zwischen den Rippen ein spaltförmiger
Durchströmkanal in axialer Richtung und die Randleisten 203, 205 und 207 bilden
zum Hohlraum 1 hin einen zylindrischen Ring 2, welcher tangentiale und axiale Druckspannungen
aufnehmen kann.
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Die am Rippenaußenrand umlaufende Dichtfuge 208 und die am Rippeninnenrand
längs durchlaufende Dichtfuge 209 stoßen an den Stirnseiten auf die Ringdichtfugen
210 und 212 in den kegelförmigen Teilungsfugen 211 und 213.
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Die Dichtfugen werden zweckmäßig so hergestellt, daß in rillenförmige
Vertiefungen ein Lötdraht oder eine Kittmasse eingelegt wird.
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Da der überdruck des Arbeitsgases die Rippenaußenwände und insgesamt
die ganze äußere Oberfläche beaufschlagt, wird dadurch die Dichtwirkung unterstützt.
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Eine günstige Beanspruchungsverteilung erhält man, wenn die Teile
so bemessen werden, daß sich in den Erhitzerboden 3 und in die Rippenfläche ein
gemeinsamer Kreisbogen 214 einbeschreiben läßt, der als Druckkreis bezeichnet wird
und auch durch die Teilfugen 211 und 213 geht. Dabei sollen die Teilfugenflächen
etwa senkrecht zur Druckkreistangente liegen. An den Teilfugen ist die Wandstärke
der zusnznenstoßenden Teile vergrößert.
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Bei der Rippenform nach Fig.2 ist die Wanddicke über die Rippenhöhe
gleich, die Spaltweite zwischen den Rippen wird nach außen etwa im Verhältnis des
Abstandes zur Zylindermitte größer. Dadurch wird die lichte jtöhe des Rippen hohlraumes
am Rippenaußenrand viel größer wie am Innenrand.
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Dies wird vermieden mit der Riprenform nach Fig., wobei die Gesamtdicke
der Rippe über ihre ganze öhe gleich ist und der Durchströmspalt zwischen
den Rippen, der sich nach außen sehr stark erweitert, durch keilförmige Füllelemente
215 ausgefüllt wird, welche an ihrer Oberfläche kleine Distanzbutzen 216 zwecks
bildung eines Spaltkanals aufweisen. Anstelle der Füllstücke 215 kann bei der Rippenform
nach Fig.3 die Rippenaußenwand mit einer schräg verlaufenden Verzahnungsprofilierung
217 ein- oder mehrreihig versehen werden. Zur Abgrenzung des Strömungsspaltes ist
es zweckmäßig, die äußersten Längskanten der Rippen oder der Füllelemente mit dünnen,
nicht unterbrochenen Leisten 218 zu versehen, welche jedoch nicht vollkommen dichtend
wirken müssen.
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Anhand von Fig.4 wird die Gesamtanordnung der wesentlichen Erfindung
merkmale beschrieben: Rippenzylinder 2, Erhitzerboden 3 und Übergangsmuffe 4 bilden
zusammen den Erhitzerkolben.Die Übergangsmuffe 4 bewirkt einen Temperaturabbau zwischen
Erhitzer und Zylindergehäuse. Sie kann zylindrisch oder leicht kegelförmig ausgebildet
sein und hat einen verdickten Ansatz 5 als Anschluß an die Erhitzerrippen und einen
Bund 6 zum Anschluß an die Zylindergehäuse.
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Die spaltförmigen Strömungskanäle zwischen den Rippen werden in axialer
Richtung vom Arbeitsgas durchströmt. Das Heizmedium, in der Regel Verbrennungsgase,
tritt aus dem Erhitzerhohlraum 1 an der Stelle HE in die hohlen Rippen ein und an
der Stelle HA aus diesen heraus. Die Brennerbüchse 7, zweckmäßig kegelförmig ausgebildet,
trennt den Heizmediumaustritt HA vom Erhitzerhohlraum 1. Das Heizmedium strömt auf
der Ausenseite der Brennerbüchse 7 ab in einen WärmetauscherS Wenn im Erhitzer unmittelbar
Brennstoff verbrannt wird, strömt vorgewärmte Frischluft in der Nähe der Brennereinheit
9 , zu welcher eine Einspritzdüse, eine Zündanlage und eine abdeckende Fassung in
bekannter Anordnung gehört, in den Erhitzerhohlraum 1 ein. Dabei ist es vorteilhaft,
wenn die vorgewärmte Frischluft spiralenförmig an der Innenwand der Brennerbüchse
7 entlang strömt. Diese kann dabei die Funktion eines Eochtemperatur- Wärmetauschers
übernehmen und ist zu diesem Zwecke innen und außen mit einer Rippenprofilierung
versehen. Die Brennerbüchse 7 kann zusammen mit der Brennereinheit 9 und dem Wärmetauscher
10 abgenommen werden.
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Der Expansionsraum 11, der den gesamten Erhitzerkolben 2, 3, 4 außenseitig
umfaßt, ist durch den Expansionskolben 12, durch den ExPansionszylinderspannmantel
14 und durch die Expansionszylinder- Laufbüchse 13 sowie durch den kegeligen Druckdeckel
15 abgegrenzt. Ein Z-förmiger liontagering 16, längs geteilt, ermöglicht eine einfache
montage, überrtägt die Druckkräfte und dichtet den Expansionsraum mittels Dichtung
17 ab, wobei er gleichzeitig als Temperatursperre wirkt.
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Die Eitzeschutz- Auskleidung 18, 19 und 20, vorzugsweise aus keramischem
Werkstoff hergestellt, ist zweckmäßig aus einzelnen Ringsegmenten zusammengesetzt.
Die zylundrischen Teile 18 und 19 werden durch den Spannmantel 14 auf Druck vorgespannt.Die
innere Oberfläche, die vom heißen Arbeitsgas beaufschlagt wird, muß gasdicht zusammenschließen.
Bei porösem Grundwerkstoff erhalten die Oberflächen in bekannter Weise einen aufgesinterten
gas dichten Glasurüberzug. Zur verbesserung der Hitze- Isolierung haben die Ringsegmente
auf der äußeren, der Netallwand zugekehrten Seite kegelstumpfförmige Erhebungen
oder abgesetzte Rippen, mit denen sie an der metallband anliegen.
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Zwischen den Ringsegmenten 18 und 19 ist ein in Umfangsrichtung geschlossener
Ring 21 dichtschließend eingelegt. Der Regenerator 22 in ringförmiger Anordnung
zwischen Erhitzerrippen und Hitzeschutz- Auskleidung 19, besteht aus in bekannter
Weise grob-porös gesinterten Elementen. Gegen den Erhitzer zu haben diese eine dichte
Wand 23. Es ist wichtig, daß die Hitzeschutz- Auskreidung und die Regeneratorelemente
mit dem Erhitzer keine Berührung haben; dieser muß frei im Expansionsraum hängen.
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Der Verdichterdeckel 24 schließt die untere Totlage der Expansionskolbenrückseite
ab; er trägt in der Mitte die Kolbenführungsbüchse 25 und am Außenrand den Flanschring
26. Der zwischen Expansionskolben 12 und Verdichterdeckel 24 gebildete Hohlraum
ist ebenfalls ein Arbeitshubraum mit der Bezeichnung Spülraum 27. Diesem koaxial
gegenüber, durch Verdichterdeckel 24 und Kolbenführungsbüchse 25 getrennt schließt
der Verdichtungsraum 28 an.
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Dieser wird andererseits vom Verdichterkolben 29 und vom Verdichter-
Zylindermantel 30 eingeschlossen. Bedingt durch die Form des Erhitzers sind auch
die Kolbenböden von Expansions- und Verdichterkolben sowie der Verdichterdeckel
24 als flache Kugelschale oder als Kegelachale mit Kugelspitze oder als Kegelstumpfschale
ausgebildet. Bei den relativ großen Kolbendurchmessern erhält man durch diese Bauform
bei niedrigem Gewicht eine größere Steifigkeit und Festigkeit. Außerdem ergibt sich
daraus noch ein günstiger Einfluß auf die Spülwirkung beim Gasaustausch.
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An der Kolbenführungsbüchse 25 wird innenseitig der Expansionskolben
12 und außenseitig der Verdichterkolben 29 zentral geführt. Der Expansionskolben
12 ist über ein Hilfspleuel 31, der Verdichterkolben 29 über zwei Hilfspleuel 32
mit dem Kurbelhubgetriebe verbunden.
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ExDansionsraum 11 und Verdichterraum 28, die jeweils für sich abgegrenzt
sind, sind mit dem Kurbelhubgetriebe in einen Druckbehälter eingebaut, der vorzugsweise
zylindrisch und nach außen hermetisch abgedichtet ist. Er besteht aus dem dünnwandigen
Gehäusemantel 33, dem erhitzerseitigen Ringdeckel 34 und einem Getriebe- Abschlußdeckel.
Der Gehäusemantel 33 ist mit den stirnseitigen Deckeln durch die Zuganker 35 eingespannt.
Die auf den Erhitzerboden 3 und Ringdeckel 34 wirkende Gaskraft wird über die Zuganker
35 auf den unteren Getriebe- Abschlußdeckel und auf die Getriebelagerung übertragen.
Der im Druckbehälter verbleibende Leerraum dient als Puffer- und Kühlraum 36.
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Um ein günstiges Verdichtungsverhältnis zu erreichen ist es zweckmäßig,
das Verdichter- Hubvolumen etwas größer zu machen als das Expansions- Hubvolumen,
wozu bei gleichen Hubwegen der Verdichterraum- Durchmessergrößer gemacht wird. Dadurch
erhält man gleichzeitig eine günstige Einmündungsbasis für die Überströmrohre 37.
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Die Überströmrohre 37 sind gleichmäßig verteilt am Umfang des Expansionsraumes
angeordnet und stellen die Verbindung zwischen Expansionsraum 11 und Verdichterraum
28 her. Sie sind mittels Schiebemuffen 38 am Flanschring 26 angeschlossen und werden
mittels Federelement 39 dichtend gegen den Ring 21 gedrückt. Sie sollen zusammen
einen möglichst kleinen Strömungsquerschnitt bei möglichst großem Rohrdurchmesser
haben.
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Die Spülventile 40 im Verdichterdeckel 24 sperren den Verdichterraum
28 gegen den Spülraum 27. Die Auslaßventile 41 in der EXcpansionszylinder- Laufbüchse
13 sperren den Spülraum gegen den Kühl- und Pufferraum 36. Die Einlaßventile 42
im Verdichterkolben 29 sperren den Verdichterraum 28 gegen den Kühl- und Pufferraum
36.
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In Längsrichtung verlaufende Rippen 43 und 44 an der Innen- und Außenseite
des Gehäusemantels 33 vergrößern die wirksame Kühloberfläche. Vorteilhaft werden
die Rippen aus Aluminium- Blechstreifen hergestellt, welche in bekannter Weise zickzackförmig
abgekantet und mittels Spannbänder oder mittels Lötverbindung am Gehäusemantel befestigt
werden.
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Das Arbeitsverfahren wird anhand von Fig. 5 erläutert; hier sind die
Kolbenhubwege über dem Kurbelwellendrekwinkel cc aufgetragen. Das Getriebe, welches
diese Hubkurven erzeugt, wird nachfolgend beschrieben.
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Im Arbeitspunkt A ist das Einlaßventil 42 am Verdichterkolben 29 geschlossen.
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Das Spülventil 40 im Verdichterdeckel 24 ist geschlossen, das Auslaßventil
41 vom Spülraum 27 wird gerade geöffnet.
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Im Arbeitspunkt B ist Ventilstellung wie bei A, jedoch Auslaßventil
41 ganz geöffnet. Über den Kurbeldrekwinkel von A bis B hat der Expansionskolben
12 nur einen kleinen Hubweg in seinem OT- Bereich, der Verdichterkolben 29 hat den
größten Teil des Verdichtungshubweges ausgeführt. Das adiabatisch verdicntete Arbeitsgas
befindet sich mengenmäßig überwiegend im Verdichtungsraum 28 und in den Überströmrohren
37.
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Im Arbeitspunkt C ist das Arbeitsgas durch die Überströmrohre 37,
durch den Regenerator 22 und durch die Erhitzerrippen in den EDcnansionsraum 11
geströmt.
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Es befindet sich nenenmßi überwiegend im Expansionsraum. Der Exansionskolben
12 hat den größten Teil seines Expansionshubes ausgeführt. Auf der Rückseite des
Expansionskolbens wurde dabei das im Spülraum 27 befindliche Arbeitsgas durch das
geöffnete Auslaßventil 41 in den Pufferraum 36 verdrängt Der Verdichterkolben 29
hat im Bereich seiner OT- Lage nur kleine Hubwege ausgeführt und bewegt sich wieder
von der OT- zur UT- Lage. Das Arbeitsgas strömt durch Erhitzer, Regenerator und
Überströmrohre in den Verdichterraum zurück. Das Spülventil 40 wird geöffnet, das
Auslaßventil 41 wird geschlossen.
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Im Arbeitspunkt D ist das Spülventil 40 geöffnet, das Auslaßventil
41
ist geschlossen. Das zurückströmende Arbeitsgas strömt aus den
Überströmrohren 37 zum Teil in den Verdichterraum 28, zum Teil durch die Spülventile
40 in den Spülraum 27; durch das zusätzliche Expansionsvolumen im Spülraum 27 sinkt
der Druck des Arbeitsgases schneller ab. Der Verdichterkolben bewegt sich gegen
die UT- Lage und verdichtet dabei das im Pufferraum 36 befindliche Arbeitsgas. Der
hier entstehende geringe Überdruck gegenüber dem Verdichterraum öffnet das Einlaßventil
42 im Verdichterkolben und es strömt gekühltes Arbeitsgas in den Verdichterraum.
Es ist vorteilhaft, wenn das einströmende Frischgas eine rotierende Bewegung ausführt;
dadurch wird infolge des Temperaturunterschiedes zwischen zwei Gasmengen eine Schichtung
erzielt, so, daß das frische Arbeitsgas am Verdichterkolbenumfang bleibt.
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Im Arbeitspunkt E schließt das Einlaßventil 42 infolge der Beschleunigungskraft.
Spülventil 40 ist noch geöffnet, Auslaßventil 41 geschlossen, der
Expansionskolben 12 saugt altes Arbeitsgas, das zum Teil noch aus dem Expansionsraum
zurückströmt aus dem Verdichterraum 28 in den Spülraum 27.
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Bis zum Arbeitspunkt A ist der Verdichterraum zum größten Teil mit
frischem gekühltem Arbeitsgas gefüllt.
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Eine vollständige Ausspülung des Verdichterraumes besonders bei Vollastbetrieb
ist nicht möglich. Infolge der Rotationsbewegung, die das kalte Frischgas im Verdichterraum
ausführt, verlagert sich dieses an den Außenrand, das wärmere alte Gas wird zur
Zylindermitte gedrängt und gelangt erst am Ende der Verdichtungsphase in die Überströmrohre
37. In diesen sowie in den übrigen Toträumen des Veraichterraumes findet kein merklicher
Wärmeaustausch statt; das dort befindliche Arbeitsgas erfährt eine überwiegend adiabatische
Zustandsänderung und durchläuft nicht den eigentlichen Arbeitsprozess. Durch die
Schichtung wird aber erreicht, daß das gesamte frische Arbeitsgas den ganzen Arbeitsprozess
durchläuft.
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Das vom Arbeitspunkt C an zurücl.strömende Arbeitsgas enthält noch
die Restwärme und nimmt deshalb im Vergleich zum Ausgangszustand ein größeres Volumen
ein. Um den Gasaustausch einwandfrei durchführen zu können, ist der Spülraum 27
als Zusatzvolumen notwendig. Zusätzlich gewinnt man noch einen kleinen Anteil an
Nutzarbeit aus der Restwärme insofern, weil in dieser auch die Verlustwärme des
Regenerators enthaltenist.
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Das durch das Auslaßventil 41 in den Pufferraum verdrängte Arbeitsgas
strömt entlang des äußeren Gehäusemantels 33 in Richtung Getrieberaum und wird dabei
gekühlt.
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Durch geeignete Regeleinrichtungen, die nachfolgend beschrieben werden,
kann der Schließzeitpunkt des Spülventils 40 verzögert werden. Der Spülvorgang wird
dadurch verlängert und der Verdichtungsvorgang beginnt später.
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Die Anforderungen, welche erfindungsgemäß an die Arbeitskolben gestellt
werden, können mit der herkömmlichen Kolbenbauweise nicht bewältigt werden.
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In Fig.6 ist ein Ausführungsbeispiel für den Expansionskolben veranschaulicht:
Der Kolbentragboden 50 , kegelstumpf- oder kugelförmig aus Stahl hergestellt, ist
auf dem Spannbolzen 51 zentriert und abgestützt. Der aufgesetzte Hitzeschutzboden,
der zweckmäßig aus Sinterkeramik hergestellt ist, besteht aus dem Mittelteil 52
und den Schalensegmenten 53. Diese Teile haben eine gasr dicht gesinterte Oberfläche,
welche der Kontur des Ehitzerbodens 3 angepaßt ist, und sind dicht zusammengefügt.
Die Rückseite des Hitzeschutzbodens 54 weist kegelstumpfförmige Säulen, ähnlich
wie bei den Erhitzerrippen, auf, welche auf dem Kolbentragboden 50 aufliegen. Ein
Spannring 55 umfaßt mit seinem Bördelrand 56 den Außenrand des Hitzeschutzbodens.
Der Spannring, aus dünnem, hitzefestem Blech hergestellt, ist wenigstens einmal
längs geteilt und hat am Umfang gleichmäßig verteilte runde Sicken.57, in welchen
speichenförmige Zuganker 58 eingehängt sind, deren Achsen auf einem gedachten Kegelmantel
liegen. Das andere Ende der Zuganker 58 ist am Umfang der Spannabe 59 gehalten,
welche am Spannbolzen 51 axial verschiebbar zentriert ist. ittele Spannmutter 60
auf dem Gewindeteil 61 des Spannbolzens wird die Spannabe 59 vom olbentragboden
50 weggedrückt. Zwischen Spannabe und Spannmutter kann ein Federelement gelegt werden.
Die Federvorspannkraft muß so hoch gewählt werden, daß der Hitzeschutzboden unter
Einwirkung der höchstmöglichen Beschleunigungskraft nicht von der Unterlage abhebt.
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Der Durchmesser des Srannringes 55 ist so bemessen, daß dieser bei
der größten thermischen Ausdehnung die Zylinderwand nicht berührt.
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Der Kolbenunterboden 62 , der zweckmäßig eine Kegelstumpfform hat,
ist an einem Bund des Spannbolzens 51 axial und radial fixiert. Er hat am äußeren
Umfang einen Ringmantel 63 als Dichtringträger, worauf sich an einer Bordder kante
64 i Spannring 55 radial abstützt mit axialem Spielraum.
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Mittels Kolbenführungsschieber 65, der auf dem Gewinde-ansatz 66 des
Snannbolzens 51 sitzt, wird über Distanzrohr 67 der Kolbenunterboden 62 eingespannt.
Das Hilfspleuel 31 ist mittels Kolbenbolzen 68 im Kolbenführungsschieber gelagert.
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Anhand der Darstellung in Fig. 7 wird ein Ausführungsbeispiel für
den Verdichterkolben beschrieben: Dieser kann wegen der geringen Temderaturbelastung
einteilig und aus Leichtmetall hergestellt sein. Der Kolbenboden 291, als Kegelstumpfmantel
ausgebildet, hat in der Mitte eine zylindrische Nabe 292, welche den inneren
Dichtring
293 und in radialer Anordnung symmetrisch zur Zylinderachse zwei Kolbenbolzen 294
trägt und welche die Funktion der Kolbenführung übernimmt.
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Der zylindrische Stützring 295 dient zur äußeren Abstützung der Kolbenbolzen.
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Ein flacher Kolbenmantel 296 dient als äußerer Dichtringträger und
Einlaßventilträger. In der Übergangskrempe sind über den ganzen Umfang verteilt
die Einlaßöffnungen 421 angeordnet, deren Strömungsachse in Umfangsrichtung geneigt
ist, um dem einströmenden Gas eine Rotationsbewegung zu verleihen.
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Die Abdeckung der Einlaßöffnungen erfolgt durch eine kegelringförmige
Ventilplatte 422; diese ist um die äußerste Kolbenkante in axialer Richtung umgebogen
und gleitet mit den Anschlaghaken 423 in einer Führungsnut 297 am Kolbenmantel.
Die Ventilplatte kann auch aus einzelnen Ringsegmenten bestehen welche dann gegen
Verdrehen gesichert sein müssen. Da die Ventilplatte 422 bei hoher Festigkeit sehr
leicht sein muß, wird sie vorteilhaft aus Federstahl hergestellt.
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In Fig.7 ist auch die Gasaustausch- Steuerung dargestellt: Der Verdichterdeckel
24 ist hier als Kegelmantel ausgebildet mit einer Kreisringplatte zum Anschluß an
die Kolbenführungsbüchse 25. Die Expansionszylinderlaufbüchse 13, welche auf dem
Ringflansch 26 aufsitzt, hat am unteren Rand über den ganzen Umfang Ventilschlitze
411 zum Auslaßventil 41. Die Abdeckung der Ventilschlitze erfolgt durch den Schieberring
412. Dieser ist axial verschiebbar und wird mittels Federkraft gegen die Zylinderlaufbüchse
13 gedrückt. Speichenähnliche flache Streben 413, welche der Form des Deckels 24
angepaßt sind, verbinden den Schieberring 412 mit der Schlepplatte 414.
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Deren konzentrischer Bohrungsdurchmesser ist kleiner als der Bohrungsdurchmesser
der Kolbenführungsbüchse 25. Die Distanzbüchse 67 ist so bemessen, daß die Oberkante
des Kolbenführungsschiebers 29 65 kurz vor der OT- Lage an die Schlepplatte 414
anschlägt und diese mit den Ventilteilen 412 und 413 mit in die OT- Lage schiebt.
In dieser Stellung müssen die VentilscNitze 411 ganz geöffnet sein.
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Das Schließen der Ventilschlitze 411 erfolgt durch den Kolbenunterboden
62 des Expansionskolbens, der kurz vor der UT- Lage auf der Schlepplatte 414 anschlägt
und in die UT- Lage mitschleppt. In dieser Lage muß der Schieberring 412 auf dem
Verdichterdeckel 24 aufsitzen und die Ventilschlitze vollständig verdecken.
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Das Spülventil 40 wird gebildet durch die Spülschlitze oder Bohrungen
401 im Verdichterdeckel 24, die auf größtmöglichem Umfang angeordnet sind. Diese
werden verdichterraumseitig durch die Kegelringplatte 402 verschlossen.
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Diese ist ähnlich wie der Schieberring 412 mittels speichenförmiger
flacher Streben 403 mit dem Ventilring 404 verbunden. An diesem sind kleine bolzen
405 befesti,tt, welche parallel zur Zylinderachse durch die 1,Uand des
Verdichterdeckels
hindurchführen und andererseits mit einer ringförmigen Kolbenplatte oder einem Nembrankolben,
dem Ventilhaltekolben 406, verbunden sind.
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Im Gegensatz zur Einlaßventilplatte 422 muß die Spülventilplatte entgegen
der Durchströmrichtung offengehalten werden. Hierzu ist eine bestimmte Haltekraft
erforderlich, welche der Ventilhaltekolben 406 liefert.
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Die Kolbenführungsbüchse 25 ist durch den Verdichterdeckel 24 hindurchgesteckt
und hat eine Flanschplatte 251, deren Außenrand an den Verdichterdeckel anschließt,
wodurch ein flacher Ringhohlraum, der Haltezylinder 252 gebildet wird, in welchem
der Ventilhaltekolben 406 axial beweglich arbeitet.
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Die Flanschplatte 251 enthält ein kleines Ladeventil 253, welches
nur Gaszufluß in den Haltezylinder 252 zuläßt. Dieser hat über die Bohrungen 254
und über die Kanäle 255 in der Wand der Kolbenführungsbüchse 25 Verbindung zu einem
Reglerelement.
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Wenn kurz vor der UT- Lage des Expansionskolbens die Auslaßöffnungen
411 geschlossen werden, entsteht im Spülraum 27 ein Überdruck. Über das Ladeventil
253 wird der Ventilhaltekolben 406 beaufschlagt, wodurch die Ventilpua platte 402
gelüftet wird. Wenn die Verbindungsleitung 8o zum Reglerelement gesperrt ist, bleibt
der Gasdruck im Haltezylinder 252 bestehen und hält dadurch die Ventilplatte 402
in Offenstellung, auch wenn der Expansionskolben sich wieder in die OT- Lage bewegt.
Die Ventilplatte 402 kann erst in Schließstellung gehen, wenn der Gasabfluß aus
dem Haltezylinder 252 geöffnet wird. Der Schließvorgang kann unterstützt werden
durch eine auf den Ventilhaltekolben wirkende Federkraft.
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ur Herstellung der i;anäle 255 in der Wand der lLolbenführungsbüchse
25 kann diese in Längsrichtung durchbohrt werden. In anderer Weise kann die iolbenführungsbüchse
aus zwei ineinandergesteckten Rohren hergestellt sein, wobei das innere Rohr an
beiden Rohrenden außenseitig je eine Ringnut 256 erhält und diese durch eine oder
mehrere Längsnuten 255 miteinander verbunden sind.
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I;ach Fig.8 wird ein Xewlerelement beschrieben, welches das Sperren
und Cffnen des Gasabflusses aus dem ñaltezylinder 252 und zusätzlich die hnderung
der Snerrdauer bewirkt: Das 'eglergehäuse 81 enthält in einer zylindrIschen Bohrung
einen Drehschieber 82 mit dem Steuerkolben 85 und die Reglerhebel 84 an den beiden
Bohrungsstirnseiten. Das eglergehäuse 81 hat eine radiale Gaszuflußbohrung 8, in
welche die Reglers erbindungsleitung 80 mündet, sowie radial gegenüber eine Aussparung
80 und ist starr mit dem otorhehäuse so verbunaen, daß die Leitung 80 möglichst
kurz wird.
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Der Drehschieber 82 ist um die Zylinderachse drehbar und kann in axialer
Richtung zwischen stirnseitigen Anschlägen kleine Hubbewegungen ausführen, welche
mindestens etwas größer sein müssen als der Durchmesser der Bohrung 85. Der Drehschieber
82 hat eine koaxiale Zylinderbohrung, in welcher der Reglerkolben 83 an der Kolbenstange
88 phasengleich mit dem Verdichterkolben; jedoch mit kleinerem Hubweg, über ein
mit dem Triebwerk verbundenes Hubgestänge Hubbewegungen ausführt. Der Reglerkolben
weist eine Aussparung am Umfang auf mit einer schräg verlaufenden Steuerkante 89.
Der Kolbenhubweg ist im Drehschieber 82 stirnseitig durch Anschläge begrenzt und
um den Betrag des Drehschieberhubweges kleiner. Am Umfang des Drehschieberzylinders
befindet sich eine Nut 90, die aber nur über etwa ein viertel der Umfangslänge geht,
mit einer radialen Steuerbohrung 91. Diese arbeitet mit der Gaszufluß bohrung 85
im Gehäuse und mit der Steuerkante 89 des Reglerkolbens zusammen.
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Die beiden Reglerhebel 84 sind mittels Distanzteil 92 starr miteinander
verbunden und axial im Reglergehäuse 81 fixiert. Mindestens an einem der beiden
Reglerhebel 84, beispielsweise an dem, welcher dem Kolbenantrieb gegenüberliegt,
ist ein Mitnehmer 93 befestigt, vorteilhaft als Blattfeder ausgebildet, welcher
andererseits um die Zylinderachse verdrehfest mit dem Drehschieber 82 verbunden
ist, gleichzeitig aber einen axialen Hub des Drehschiebers gestattet. Zweckmäßig
können die Lagerbuchsen der Reglerhebel 84 als Hubbegrenzer verwendet werden.
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Radial gegenüber der Steuerbohrung 91 stützt sich eine Totpunkt- Druckfeder
94 einerseits auf den Drehschieber 82, andererseits auf das Distanzteil 92 ab. Dadurch
wird eine elastische Axialfixierung des Drehschiebers in den Totpunktlagen OT und
UT bewirkt. Es ist auch eine Ausführung möglich, wobei jeder Reglerhebel 84 einen
Iiitnehmer 93 hat, und diese Mitnehmer gleichzeitig radial als Totpunkt- Druckfeder
wirken.
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In den Hub- Endlagen OT und UT schleppt der Reglerkolben 83 den Drehschieber
82 um den Teilhubbetrag h5 mit.
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In der Endlage OT ist die Gaszuflußbohrung 85 vom Drehschieber 82
verdeckt und dadurch der Gasabfluß aus dem Haltezylinder 252 ( Fig.7 ) gesperrt.
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Dieser Reglerzustand ist Bedingung dafür, daß das Spülventil 40 (
Fig.4 ) geöffnet werden kann. Während der Kolbenhubbewegung von OT nach UT bleibt
dieser Reglerzustand in jedem Falle erhalten. Sind Reglerkolben 83 und Drehschieber
82 in der UT- Lage, dann steht die Nut 90 über der Gaszuflußbohrung 85; die Steuerbohrung
91 ist jedoch vom Reglerkolben noch verdeckt.
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Während der Kolbenhubbewegung von UT nach OT wird je nach Verdrehstellung
des Drehschiebers 82 die Steuerbohrung 91 durch die Steuerkante 89 früher oder später
freigegeben, wodurch der Gasabfiuß aus dem Haltezylinder 252
und
damit der Schließvorgang des Spülventils 40 erfolgenkann.
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Mit der Anderung der Regelstellung und der damit erzielten Leistungsbeeinflußung
muß gleichzeitig eine Änderung der Wärmezufuhr im Erhitzer gekoppelt sein.
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Zur Verwirklichung des Stirling- Prozesses nach dem erfindungsgemäßen
Arbeitsverfahren, -sind Kolbenhubbewegungen von der Art vorteilhaft, wo eine möglichst
lange Verweilzeit beider Kolben im Bereich der oberen Totpunktlagen erreicht wird
bei stetiger ruckfreier Kolbenbewegung.
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Ein Getriebe, welches solche Hubbewegungen erzeugt, ist beispielsweise
in Fig.9 dargestellt: Eine Kurbelwelle 312, deren Achse die Zylinderachse senkrecht
schneidet, hat einen Hubzapfen 313, auf dem mindestens zwei Hauptpleuel 314 und
315 gelagert sind. Deren oszillierende Pleuelaugen sind je an einem Winkelhebel
316 und 317 angelenkt. Die lagerungen 318 und 319 der Winkelhebel sind symmetrisch
zur Zylinderlängsachse und mit der Kurbelwellenlagerung gehäusefest angeordnet.
Am anderen Hebelarm der Winkelhebel sind die ilfspleuel 31 und 32 angeschlossen,
welche andererseits mit den Arbeitskolben verbunden sind.
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Bei dem angegebenen Drehsinn wird der Expansionskolben 12 (Fig.4)
über das Hauptpleuel 314, über den Winkelhebel 316 und das Hilfspleuel 31, der Verdichterkolben
29 (Fig.4) über das HauptPleuel 315, über den Winkelhebel 317 und das Hilfspleuel
32 angetrieben.
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Die Hubwege EOT - EUT und VOT - UT der Hauptpleuel liegen quer oder
überwiegend quer zur Zylinderlängsachse und unterhalb der Kurbelwellenmitte.
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jAt der Lage dieser Hubwege in Bezug auf die Kurbelwellenmitte und
mit der Länge der Hauptpleuel ist die Phasenverschiebung zwischen beiden Kolben
und der Grad der Hubkurvenverzerrung festgelegt. Kurze Hauptpleuel ( Pleuellänze/Kurbelradius
ca. 2,5 ) ergeben einen großen Verzerrungsgrad. Durch Wegrücken der Hubwege EOT-EUT
und VOT-VUT von der Kurbelwellenmitte bei gleichbleibender Pleuellänge wird der
Voreilwinkel des Expansionskolbens kleiner. Mit kleinerem Voreilwinkel wird das
Verdichtungsverhältnis größer.
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Günstigste Werte für das Verdichtungsverhältnis erreicht man mit einem
Voreilwinkei zwischen 900 und 1100 Ein Hubgetriebe dieser Art ergibt eine starke
Unsymmetrie in der Phasenlage.
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So ist z. B. der Drehwinkelabstand von VUT nach VOT kleiner als 7800,
, von VOT nach VUT größer als 1800. Durch Versetzen der Winkelhebel- Lagerstellen
316 und 319 nach außen unter gleichzeitiger Beibehaltung der Pleuellänge und der
liunkte EOT und VOT wird die Unsymmetrie der Phasenlage kleiner,
wobei
die Hubwege EOT-EUT und VOT-WT zur Querachse und zueinander geneigt werden.
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Um eine zur Zylinderachse symmetrische Kräfteverteilung zu erreichen,
ist es zweckmäßig, sowohl die Hauptpleuel 314 und 315 als auch die Winkelhebel 316
und 317 paarweise und symmetrisch zur Zylinderlängsachse anzuordnen, wobei der Expansionskolbenantrieb
zentral in der Mitte liegt.
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Die Unwuchtmassen der Kurbel und der rotierenden Pleuelanteile können
durch mit der Kurbel umlaufende Gegengewichte 320 ausgeglichen werden.
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Wird das Gewicht der Kolben durch je ein Gegengewicht 321 und 322
an der Winkelhebelaußenseite ausgeglichen, entstehen anstelle der sonst freien axialen
Massenkräfte freie Massenmomente um die Kurbelwellenachse. Diese lassen sich unter
Umständen günstiger abstützen wie die freien Massenkräfte.
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Bei mehrzylindriger Motorausführung kanndurch entsprechende Kurbelversetzung
eine Kompensation der freien Massenmomente erreicht werden, wozu aber ein verdrehsteifes
Gestell für die Kurbelwellen- und Winkelhebel- Lagerungen erforderlich ist.
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Ein nahezu vollständiger Massenausgleich wird mit der Anordnung nach
Fig. 10 erreicht: Beispielsweise ist zum Winkelhebel- oder Winkelhebelpaar 317 am
Hilfspleuelanlenkpunkt ein Auswuchthebel 323 angelenkt, welcher im gegenüberliegenden
loiinkelhebel- Lagerpunkt 318 drehbar gelagert ist. Die Auswuchtgewichte 322 und
324 sind so bemessen und in ihrer Lage zum Drehpunkt so festgelegt, daß sie zusammen
das Gewicht des zugehörigen Kolbens, im Beispiel Fig.10 das Gewicht des Verdichterkolbens,
ausgleichen.
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Der erreichbare Massenausgleich ist optimal, wenn das gesamte System
aus Hebelgetriebe und Kolben um jede Achse im Gleichgewicht ist und zudem die Iilassenträgheitsmomente
von Winkelhebel 317 und zugehörigem Auswuchthebel 323 mit den Auswuchtgewichten
322 und 324 gleich sind.
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Für den anderen Winkelhebel 316 zum Expansionskolbenantrieb gilt die
gleiche Auswuchtanordnung, jedoch spiegelbildlich. Auf diese Weise können die Antrieb
systeme für Verdichter- und Expansionskolben unabhängig voneinander ausgewuchtet
werden. Die Kolbengewichte können dabei unterschiedlich sein.
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Der zu jedem Winkelhebel 316 und 317 gehörige Auswuchthebel mit entsprechendem
Auswuchtgewicht kann auch an anderer Stelle und in anderer Form angelenkt werden,
z. s. am Anlenkpunkt des Hauptpleuels und in abgewinkelter Form. Voraussetzung für
den Massenausgleich ist stets die vorher bereits angeführte Gleichgewichtsbedingung.