DE4021931C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Hubkolben-Brennkraftmaschine der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 angegebenen Art. Dabei sind zwei phasenversetzt zusammenwirkende Arbeitskolben und zwei Arbeitshubräume enthalten, wobei in einem Arbeitshubraum, dessen Wände gekühlt sind, ein Kraftstoff-Luftgemisch gebildet und verdichtet und im Zustand hoher Verdichtung in den anderen Arbeitshubraum verdrängt wird, dessen Wände nicht gekühlt sind und in welchem die Verbrennung und ein Teil der Energieumsetzung stattfinden. Die Wandflächen, welche von Hochtemperatur-Brenngas beaufschlagt werden, sind zur Verminderung des Wärmeverlustes mit einer Isolierschicht, vorzugsweise aus Keramikmaterial, ausgestattet.

Eine derartige Brennkraftmaschine ist aus der DE-OS 25 37 805 bekannt.

Mit solchen Konstruktionen wird einerseits der Zweck verfolgt, den Wirkungsgrad durch Minderung des Brennwärmeverlustes zu verbessern, andererseits günstigere Bedingungen für die Kraftstoffverbrennung zu schaffen. Vorrangig ist dabei die Forderung nach vollständiger Verbrennung des Kraftstoffes bereits innerhalb des Motors - d. h. ohne HC- und CO-Rest und Festpartikel - bei weitgehender Vermeidung von Schadstoffbildung. Die Forderung nach Reduzierung der Verbrennungsprodukte CO₂ und Abwärme ist gleichbedeutend mit einer Wirkungsgradoptimierung.

Der Erfindung liegen folgende Überlegungen zugrunde:

Günstigste Bedingungen für einen motorischen Verbrennungsablauf liegen dann vor, wenn der Kraftstoff in Molekülform gleichmäßig in der Verbrennungsluft verteilt ist, das ist Gemischverbrennung. Als relativ ungünstig wird die Dieselverbrennung gegenübergestellt, bei welcher der Kraftstoff in Tropfenverteilung der Verbrennungsluft zugeführt wird. Dabei ist zwingend zu beachten: Ein Kraftstofftröpfchen von der Durchmessergrößenordnung 0,0001 mm enthält immer noch größenordnungsmäßig 10⁷ C- und H-Atome. Bei dieser Konzentration von Reaktionsmasse ist zu erwarten, daß der Verbrennungsvorgang wesentlich komplizierter ablaufen und die Wahrscheinlichkeit zur Bildung schädlicher Verbrennungsprodukte wesentlich größer sein wird als bei einem "aufbereiteten" Gemisch, wo vielleicht 10 bis 12 C- und H-Atome in einem Molekül konzentriert sind.

Aus veröffentlichten Untersuchungen über motorinterne Einflüsse auf die Schadstoffemission (MTZ 1984/4, MTZ 1986/10, MTZ 1988/10) lassen sich folgende Aussagen zusammenfassen:
NO_x-Bildung: Steigt progressiv mit der Verbrennungstemperatur, wobei eine Toleranzgrenze ab etwa 1500 K überschritten wird, sinkt mit steigendem Luftüberschußwert und mit steigender Brennraumwandtemperatur.

HC- und CO-Bildung: Verminderung bei steigender Verbrennungstemperatur und steigender Wandtemperatur, starke Zunahme bei größerem Luftüberschußwert.

Der Einfluß des Luftüberschußwertes kann so beurteilt werden:
Mit steigendem Luftüberschuß sinkt die Verbrennungstemperatur; die temperaturbedingte Annahme der NO_x-Bildung wirkt sich dabei wesentlich stärker aus als die Bildungsbegünstigung durch den O₂-Überschuß. Andererseits wird mit sinkender Verbrennungstemperatur die Ausbrennfähigkeit des Magergemisches verschlechtert, was zur Erhöhung der HC- und CO-Werte führt.

Der Einfluß der Wandtemperatur kann so beurteilt werden:
Unmittelbar an der Wand besteht eine Grenzschicht mit einem Temperaturgefälle Brenngastemperatur : Wandtemperatur; die mittlere Temperatur innerhalb dieser Grenzschicht liegt so niedrig, daß hier Kraftstoffmoleküle oder Zwischen-Verbrennungsprodukte nicht mehr vollständig verbrennen können, sie werden "eingefroren". Der gleiche Einfriereffekt kann auch bei der NO-Bildung eine maßgebende Rolle spielen.

Der Einfluß der Wandtemperatur auf die NO-Bildung äußert sich noch in anderer Weise:
Beim realen konventionellen Motor geht ein Teil der Verbrennungswärme an die Wand verloren; zur Erzeugung eines bestimmten effektiven Arbeitsdruckes muß dieser Wärmeverlust durch zusätzliche Kraftstoffverbrennung - das bedeutet eine Temperaturüberhöhung - in Brennraummitte ausgeglichen werden. Diese Zugabe an Brennwärme äußert sich nicht nur in einem erhöhten Verbrauchswert, sondern auch in einer Zunahme der NO-Bildung, welche ja progressiv mit der Temperatur steigt.

Bei einem Idealmotor ohne Wandwärmeverlust wäre also bei gleichen Betriebswerten nicht nur der Kraftstoffverbrauch geringer, sondern in weit stärkerem Maße die NO-Bildung.

Aus der angeführten Literatur ist zu entnehmen, daß mit einem Magergemischmotor (λ≦λτ1,6) auch eine Wirkungsgradverbesserung erzielt werden kann. Bessere Kraftstoffausnutzung bedeutet aber geringerer CO₂- und Abwärmeausstoß.

Auf der Basis des genannten Kenntnisstandes wäre also ein Motorkonzept zu entwickeln mit folgenden Merkmalen:

• a) Gemischbildung bereits vor und während der Verdichtungsphase mit Luftüberschußwerten λ≦λτ1,6;
• b) Vermeidung von Wärmezufuhr von außen während der Gemischverdichtung, d. h. Gemischverdichtung in einem Arbeitsraum mit gekühlten Wänden, damit das Niveau der Verbrennungstemperatur möglichst niedrig gehalten wird;
• c) die Energieumsetzung muß mit größtmöglichem Anteil in einem Arbeitsraum erfolgen, dessen allseitige Wandtemperaturen etwa so hoch sind wie die mittleren Brenntemperaturen, mindestens aber so hoch wie die Zündtemperatur des verwendeten Kraftstoffes;
• d) im meistbenutzten Lastbereich sollten die mittleren Verbrennungstemperaturen den Wert von 1500 K nicht wesentlich, und wenn, dann nur kurzzeitig übersteigen.

Die US-1 55 087 (Jahr 1874) beschreibt bereits ein Motorprinzip mit folgenden Merkmalen: Zwei phasenverschoben wirkende Arbeitskolben und zwei Arbeitsräume; in einem Arbeitsraum wird reine Luft verdichtet und in verdichtetem Zustand in den anderen, heißen, Arbeitsraum verdrängt, in welchem der Kraftstoff zugeführt und verbrannt wird und wo auch die Hauptenergieumsetzung erfolgt; der heiße Arbeitsraum und der darin wirkende Arbeitskolben sind mit Keramikmaterial gegen Wärmeverlust isoliert; das im heißen Arbeitsraum expandierte Brenngas strömt kontinuierlich in den kalten Arbeitsraum zurück, in welchem der Ladungswechsel erfolgt; der Verbindungskanal zwischen den Arbeitsräumen ist als Wärmetauscher ausgebildet zu dem Zweck, die Brenngasrestwärme auf die verdichtete Frischluft zu übertragen.

Die gleichen Merkmale sind auch in der DE-OS 19 49 191 zu erkennen. Die hier beschriebene Konstruktion unterscheidet sich von der ersteren dadurch, daß die Arbeitsräume koaxial und gegensinnig angeordnet sind.

Die in der eingangs genannten DE-OS 25 37 805 beschriebene gattungsgemäße Brennkraftmaschine beruht auf den gleichen Grundmerkmalen wie zuvor genannt, der konstruktive Aufbau unterscheidet sich aber dadurch, daß die Arbeitsräume koaxial übereinander zusammengesetzt sind, wobei der heiße Arbeitsraum das Kopfteil bildet.

Diese drei Motorkonstruktionen sind vom Prinzip des Stirlingmotors abgeleitet. Da aber die Kraftstoffverbrennung innerhalb eines Motorarbeitsraumes erfolgt, ist die Einordnung unter Brennkraftmaschinen berechtigt.

Ein Wärmetauscher zwischen den Arbeitsräumen, wie nach dem Stand der Technik vorgeschlagen, erbringt unter realen Betriebsbedingungen in einem offenen, zyklischen thermodynamischen Prozeß nicht die Wirkung, welche erfindungsgemäß erwartet wird. Die zwingend notwendigen Durchströmkanäle verursachen ein großes Totvolumen, das Verdichtungsverhältnis und der mittlere effektive Arbeitsdruck erreichen deshalb nur relativ niedrige Werte; die Kraftstoffzuführung und die Gemischbildung müssen im heißen Arbeitsraum erfolgen; mit Rücksicht auf die Begrenzung des Totvolumens sind die Durchströmquerschnitte für den Brenngasrückstrom zu klein, es entstehen leistungsmindernde Drosselverluste.

Die aus der US 1 55 087 bekannten Merkmale und deren konstruktive Auslegung sind auch in der DE-AS 27 03 316 wiederzufinden; der Unterschied besteht darin, daß die zwei Arbeitsräume für sich abgeschlossen, also nicht thermodynamisch gekoppelt sind, d. h. in jedem Arbeitsraum können unterschiedliche Zustandsänderungen ohne gegenseitige Beeinflussung ablaufen. Die Ladungsverdrängung vom kalten in den heißen Arbeitsraum ist dabei von außen ventilgesteuert, der Ladungswechsel erfolgt räumlich und zeitlich getrennt, wozu am kalten Arbeitsraum ein Einlaßventil und am heißen Arbeitsraum ein Auslaßventil vorgesehen ist.

Letztgenannte Merkmale sind auch in den Druckschriften DE-OS 26 47 244, DE-PS 29 38 651 und DE-PS 34 33 619 enthalten. Die darin beschriebenen Motorkonzepte unterscheiden sich von jenem nach DE-OS 27 03 316 dadurch, daß die Arbeitsräume parallel nebeneinander angeordnet sind und daß im kalten Arbeitsraum bereits ein Kraftstoff-Luftgemisch angesaugt und verdichtet wird.

Als problematisch und kaum befriedigend lösbar ist der Umstand anzusehen, daß bei diesen Arbeitsverfahren die Gasdrücke in beiden Arbeitsräumen durch besondere Maßnahmen gleich hoch und zusätzlich die Steuerzeiten des Überströmventils in allen Lastbereichen gegenseitig abgestimmt werden müssen, wenn schädliche Drosselverluste vermieden werden sollen. Zwangsläufig ergeben sich dabei für das Überströmventil sehr kurze Steuerzeiten mit daraus resultierenden Problemen der Ventilmechanik.

Im Hinblick auf das Ziel einer weitgehenden Wärmeisolierung erweisen sich die nach dem Stand der Technik bekannten Motorkonstruktionen als nicht zweckmäßig.

Eine wirkungsvolle Wärmeisolierung ist nur mit Keramikwerkstoffen zu erreichen. Als deren besondere Eigenschaften wären zu beachten:
Eine nur sehr geringe elastische Verformbarkeit, eine niedrige Zugfestigkeit, aber eine sehr hohe Druckfestigkeit, welche auch noch bei Temperaturen über 1400 K ausnutzbar ist, kleine Wärmeleitwerte und kleine Wärmedehnungswerte.

Für eine weitgehende Wärmeisolierung - über 90% - muß innerhalb der Isolierschicht mit einem Temperaturgefälle von etwa 1000 K gerechnet werden. Auch mit den günstigsten Isoliereigenschaften eines Keramikwerkstoffes wäre eine Schichtdicke von einigen cm erforderlich. Beschichtungen oder Schichtauflagen auf den Metallkörpern in Millimeter-Dicke, wie nach dem Stand der Technik mehrfach vorgeschlagen, erfüllen bei weitem nicht den geforderten Zweck. Dickwandige, massive Keramikteile sind aber für die Herstellung problematisch; wegen des großen Temperaturgefälles und wegen der im Motorbetrieb ständig wechselnden Temperaturbelastung ist die Bruchanfälligkeit erheblich.

Bei nebeneinander angeordneten Arbeitsräumen - Verdichtungs- und Arbeitszylinder - ergibt sich wegen der notwendigen Isolierschichtdicke ein großer Zylinderabstand mit langen Überströmwegen und dadurch vergrößertem Schadvolumen. Zwischen dem kalten und dem heißen Arbeitsraum entsteht ein radiales, bezüglich der Zylinderachse unsymmetrisches Temperaturgefälle. Hinzu kommt die Zerklüftung des Kopfteiles durch Überströmkanal, Überströmventil, Brenngas-Auslaßventil und Brennmulden. Daraus ergeben sich praktisch nicht beherrschbare thermische und mechanische Beanspruchungen an den Keramikteilen, welche unmittelbar Brenngas-beaufschlagt sind. Die Festigkeitseigenschaften des gegenwärtig verfügbaren Keramikmaterials reichen nicht aus, um die mechanischen Belastungen im Motorbetrieb zu ertragen; es ist eine Metall-Stützstruktur erforderlich. Im Bereich der Fügestellen Keramik/Metall entstehen unvermeidbar Temperatursprünge und Formänderungsunterschiede, deren Beherrschung erhebliche Probleme verursacht.

Aus dem Stand der Technik ist keine real brauchbare Lösung für diese Probleme erkennbar.

Der Erfindung liegt deshalb folgende Aufgabe zugrunde:
Für den einleitend definierten Zweck soll eine Brennkraftmaschine zur Durchführung eines zyklischen, thermodynamischen Verfahrens entwickelt werden, bei welcher die Brenngemisch-Aufbereitung als Voraussetzung für eine vollständige und weitgehend schadstoffreie Verbrennung auch von extrem mageren Gemischen und der Ladungswechsel außerhalb des Verbrennungsraumes stattfindet. Es sollen dabei alle gasförmigen und vergasbaren Kraftstoffe ohne Einschränkung hinsichtlich der Klopffestigkeit verwendbar sein. Soweit im Rahmen der konstruktiven Auslegung Keramikwerkstoffe zur Anwendung kommen, sind deren spezielle physikalische Eigenschaften optimal auszuwerten, um diese gezielt einzusetzen.

Die Lösung der Aufgabe geht aus dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 hervor. Vorteilhafte Weiterbildungen zeigen die Unteransprüche.

Anhand der Zeichnung wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung nachstehend erläutert. Es zeigt

Fig. 1: Schnittdarstellung einer Zylindereinheit, jedoch ohne Getriebe, Schnittebene quer zur Kurbelwelle;

Fig. 2: Querschnitte zu Fig. 1;

Fig. 3:

Fig. 4: Hubweg- und Druck-Diagramm nach einem Rechnungsbeipiel mit drei charakteristischen Kolbenpositionen;

Fig. 5a-5b: Hubweg-Druckdiagramme zur Darstellung Fig. 4;

Fig. 6a: Schematische Darstellung eines Wirbelfeldsektors;

Fig. 6b: Wirbelprofil an einem Einlaßschlitz mit Kraftstoff- Luft-Gemischstrahl;

Fig. 7a-7b: Darstellung einer anzustrebenden Gemisch-Schichtung;

Fig. 8: Vergrößert dargestellte Einzelheit zur Gestaltung der Brennraumwand;

Fig. 9: Schemadarstellung zur Anlage einer Anfahrzündeinrichtung;

Fig. 10, Fig. 11: Vergrößert dargestellte Schnitt-Einzelheiten der Zylinderwand im Sektor Lufteinlaß;

Fig. 12: Kolbenaggregat, Schnittebene parallel zur Kurbelwelle;

Fig. 13: Vergrößert dargestellte Einzelheit zu Fig. 12;

Fig. 14: Querschnitt zum Hublenkergetriebe, welches der Berechnung des Hubweg-Druck-Diagrammes Fig. 4 zugrundegelegt ist;

Fig. 15: Horizontalschnitt zu Fig. 14.

Einen entscheidenden Beitrag im Rahmen der Aufgabenlösung liefert der Zylinderkopf 1-5. Dabei ist eine dünnwandige Keramik-Kopfschale 1, 2 vorgesehen. Eine Keramik-Granulatschicht 3F ist zwischen der Kopfschale und Fassungselementen 4, 5 angeschlossen und isostatisch auf Druck vorgespannt. Diese Merkmale sind Gegenstand einer getrennten Patentanmeldung.

Der damit für die Aufgabenlösung bedeutsame technische Fortschritt besteht darin, daß die Wirkung der Wärmeisolierung durch die Dicke der Granulatschicht 3 weitgehend optimiert werden kann und daß in der Brennraumwand, der Keramikschale 1, keine Zugbeanspruchungen auftreten.

In der Erfindungsbezeichnung ist der Ausdruck "weitgehend wärmedicht" enthalten; andererseits sind konstruktive Maßnahmen zur Kühlung von Konstruktionsteilen getroffen. Daß es sich hierbei nicht um einen Widerspruch handelt, wird wie folgt erklärt:
Wärmeisoliert sind die Wandteile, welche von Hochtemperatur-Brenngas beaufschlagt werden. Da der Ladungswechsel erfindungsgemäß im äußeren Ringhubraum R erfolgt, muß das Brenngas gegen Ende der Expansionsphase aus dem Brennhubraum B in den Ringhubraum R zurückströmen. In dieser Phase ist das Brenngas aber bereits stark entspannt. Trotzdem wird während dieser Arbeitsphase und auch beim Durchströmen der Abgaskanäle noch Wärme an die Ringhubraumwände und an den Ringkolbenboden übertragen. Da im Ringhubraum ein Kraftstoff- Luftgemisch verdichtet wird, müssen die genannten Wandteile soweit gekühlt werden, damit eine unkontrollierte Selbstentzündung des Gemisches im Ringhubraum verhindert wird. Außerdem ist die Kühlung erforderlich, damit an der Zylinderlaufbüchse ein Ölfilm erhalten bleibt und damit die thermische Formänderung von Zylindergehäuse und Zylinderkopfflansch möglichst klein gehalten wird.

Welchen Einfluß ein Wärmeverlust während der Energieumsetzung hat, kann aus den Darstellungen Fig. 4 und Fig. 5 abgeschätzt werden. Diese Diagramme sind einer auf der Basis der Erfindungsmerkmale durchgeführten Zyklusberechnung entnommen. Fig. 4 enthält die Kolbenhubwege H_KB und H_KR sowie den Gasdruck p in Abhängigkeit vom Kurbelwellendrehwinkel, wobei ein Hublenkergetriebe nach dem Konzept Fig. 14 zugrundegelegt ist. Zu den Hubwegkurven Fig. 4 sind drei charakteristische Kolbenstellungen eingezeichnet:

• a) Verdichtungsphase, der Brennkolben KB bewegt sich nahe seiner OT-Position, im Ringhubraum R wird die Frischladung verdichtet.
• b) Phase der größen Energieumsetzung, der Ringkolben KR bewegt sich nahe seiner OT-Position, das Kraftstoff-Luftgemisch wurde kontinuierlich aus dem Ringhubraum R in den Brennhubraum B verdrängt, wo die Verbrennung und die Brenngasexpansion ablaufen.
• c) Ende der Energieumsetzung, die Kolbenstellungen entsprechen dem größtmöglichen Expansionsvolumen, die Ringkolben-Außenkante gibt die Auslaßschlitze frei, der Überströmspalt C hat seinen größten Durchflußquerschnitt für den Brenngasrückstrom vom Brennhubraum in den Ringhubraum.

Mit den Hub- und Druckwerten aus Fig. 4 sind die Druck-Weg-Diagramme Fig. 5a und Fig. 5b erstellt. Es ist daraus erkennbar, daß die Druck-Weg-Fläche des Brennkolbens KB im Uhrzeigersinn (=Nutzarbeit) und die Druck-Weg-Fläche des Ringkolbens KR im Gegenuhrzeigersinn (=Verlustarbeit) umfahren wird. Aus der Druck- Weg-Fläche Fig. 5a kann man entnehmen, daß der überwiegende Anteil an thermodynamischer Nutzarbeit (ca. 80%) im Brennhubraum B in der Arbeitsphase erzeugt wird, in welcher der Ringkolben KR nur kleine Hubwege nahe seiner OT-Position macht; das ist der Drehwinkelbereich zwischen 140° bis 220°. Wenn der Brenngasrückstrom zum Ringhubraum einsetzt, ist der Brenngasdruck bereits auf etwa 1/3 seines Maximalwertes gesunken. Daraus kann abgeleitet werden, daß ein Verlust an Brennwärme während der Hochtemperaturphase einen wesentlich größeren Einfluß auf den Wirkungsgrad hat als ein Wärmeverlust während der Endphase der Expansion. Aus diesem Zusammenhang ist die Begründung für eine bestmögliche Wärmeisolierung des Brennhubraumes abgeleitet.

Im Gegensatz zum konventionellen Hubkolbenmotor mit nur einem Kolben wird bei der Brennkraftmaschine, wie sie bereits im Oberbegriff definiert ist, das maximale Hubvolumen und das Verdichtungsverhältnis aus der Differenz der Hubvolumina beider Arbeitskolben bestimmt. Die Kurbelwellenstellung mit dem größten Verdichtungsverhältnis liegt zwischen den beiden Kolben-OT-Positionen (Fig. 4) und ist beeinflußbar durch die Getriebekinematik und durch das Verhältnis der Kolbenflächen. Für eine Optimierung des thermodynamischen Prozesses ist nicht allein das Verdichtungsverhältnis maßgebend, sondern auch - wie bereits erläutert - die Bedingung, daß die Energieumsetzung überwiegend im wärmeisolierten Brennhubraum B ablaufen soll. Günstige Auslegungsdaten dazu sind:

• a) ein Kolbenflächenverhältnis A_R : A_B etwa 1,2 bis 1,3 und ein OT-Voreilwinkel des Brennkolbens von etwa 60°, oder
• b) ein Kolbenflächenverhältnis von etwa 1,4 bis 1,5 und ein OT- Voreilwinkel von etwa 70°.

Mit dem Kolbenflächenverhältnis ist die radiale Breite des Ringhubraumes R festgelegt, welche bezüglich der Ausbildung einer optimalen Spülströmung maßgebenden Einfluß hat.

Im Vergleich zu konventionellen Hubkolbenmotoren ist bei der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine das Hub-/Bohrungsverhältnis wesentlich kleiner; das Verhältnis Hub-/Ringkolbenaußendurchmesser wird mit 0,33 bis 0,4 als optimal vorgeschlagen. Von dieser konstruktiven Festlegung sind abhängig: Das Radialschnittprofil des Ringhubraumes, die Länge und damit auch das Schadvolumen des Überströmspaltes C, die Höhen von Kopfschale 1 und Kolbenkappe 60.

Für die Spülströmung ist ein Seitenverhältnis des Ringhubraumprofiles Höhe/Radialbreite etwa 2/1 günstig.

Das Prinzip der Spülströmung ist in den Zeichnungen Fig. 2 und Fig. 6a-6b veranschaulicht. Die Spülströmung ist ähnlich der von konventionellen Zweitaktmotoren bekannten Umkehrspülung. Erfindungsgemäß sind demgegenüber die räumlichen Verhältnisse günstiger. Die durch die Einlaßschlitze überwiegend radial in den Ringhubraum einströmende Spülluft wird an der zylindrischen Innenwand, das ist der Brennkolbenmantel, in die Kopfrichtung umgelenkt; auf diese Weise entsteht eine bezüglich Zylinderachse symmetrisch eingeteilte Umkehrspülung. Durch die Einteilung des Zylinderumfanges in zwei Einlaßsektoren SE und zwei um 90° dazu versetzte Auslaßsektoren SA werden vier gegensymmetrische Schraubwirbel erzeugt, deren Schraubachse in Umfangsrichtung von einem Einlaßsektor zu einem Auslaßsektor gerichtet ist. Die Wirbeldrehung ist längs des ganzen Umfanges am Brennkolbenmantel nach oben und an der Zylinderwand nach unten gerichtet. Während der Spülphase bewegt sich der Brennkolben aus seiner UT-Position gegen seine OT-Position; dabei wird der im Brennhubraum B noch enthaltene Brenngasrest durch den Überströmspalt C in den Ringhubraum R verdrängt. Dieser Abgasstrom liegt erst am Brennkolbenmantel an und trifft auf den nach oben gerichteten Spülluftstrom und wird von diesem radial nach außen zur Zylinderwand und hier in Richtung Auslaßschlitz abgedrängt. Um mit Sicherheit zu verhindern, daß Kraftstoff in den Abgasstrom gelangt, wird für die Abgasausspülung reine Luft verwendet. Der Kraftstoff wird unabhängig von der Spülluft erst gegen Ende der Spülphase durch besondere, von den Einlaßschlitzen getrennte Einblasdüsen 34 zugeführt.

Im Rahmen der Aufgabenlösung muß auch erreicht werden, daß der mit der Frischladung eingebrachte Kraftstoff restlos der Verbrennung im Brennhubraum zugeführt wird. Dazu wird erfindungsgemäß eine Ladungsschichtung in der Form vorgeschlagen, daß das Kraftstoff-Luftgemisch G an der inneren Dachzone 6 des Ringhubraumes als Ringschicht verteilt ist. Fig. 7a zeigt ein solches Schichtungsprofil während der Verdichtungsphase: Über dem Ringkolbenboden und an der Zylinderwand soll die Ladung kraftstoffrei sein. Fig. 7b zeigt das Schichtungsprofil gegen Ende der Verdrängungsphase: Das Kraftstoffgemisch ist bereits größtenteils in den Brennhubraum verdrängt, in der Außenzone des Ringhubraumes befindet sich kraftstoffreies Gas; kurz vor der OT-Position des Ringkolbens soll auch der Überströmspalt C nur noch von kraftstofffreiem Gas ausgefüllt sein.

Um diese Kraftstoffschichtung zu erzeugen, ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß von der Mitte eines jeden Einlaßsektors SE zwei in Umfangsrichtung divergierende und schräg nach oben gerichtete Kraftstoff- Luftgemischstrahle gegen die Mantelfläche des Brennkolbens KB geblasen werden; die flächenförmige Ausbreitung dieser insgesamt vier Gemischstrahle darf erst am Kolbenmantel erfolgen. Diese Ausrichtung der Gemischstrahle ist in den Zeichnungen Fig. 2, Fig. 6a-6b eingetragen. Die Strömungsrichtung des Spülluftwirbels unterstützt dabei den Transport der an der Kolbenmantelfläche gebildeten sehr dünnen Gemisch-Schicht in Richtung Hubraumdach. Die Einblaslöcher liegen in der Zylinderlaufbüchse höher als die Einlaßschlitze und die Strahlneigung gegen die Planfläche wird mit etwa 45° vorgeschlagen.

Das Einblasgemisch wird erfindungsgemäß mittels einer besonderen Gemischpumpe aufbereitet und gefördert. Diese enthält auch die Elemente zur Steuerung von Einblasbeginn und Einblasende. Mit Rücksicht auf die Pumpengröße, den Gemischleitungsquerschnitt, den Einblasstrahlquerschnitt und die Einblasgeschwindigkeit soll das Gemischvolumen nur etwa 10% bis 20% des Ringhubvolumens betragen, das bedeutet, daß das Einblasgemisch stark überfettet sein muß. Die Gemischverdünnung erfolgt dann im Ringhubraum während der Schichtungsbildung. Eine für diesen Zweck vorteilhafte Gemischpumpe wird später beschrieben.

Als Weiterbildung der Erfindung wird vorgeschlagen, daß flüssiger, aber vergasbarer Kraftstoff erst in der Einblasdüse durch Luftstrahle zerstäubt wird, wobei die Einblasstrahle wie bereits beschrieben ausgerichtet sind.

Da die Verbrennung gemäß der Erfindung in einem Raum erfolgt, dessen Begrenzungswände eine Temperatur in Höhe der Zündtemperatur des verwendeten Kraftstoffes haben, ist das Mischungsverhältnis ohne Bedeutung.

Der von der Struktur des Zylinderkopfes vorgegebene kegelförmige Übergang vom Ringhubraum zum Brennhubraum, als Kegeldach 6 bezeichnet, hat auch einen günstigen Einfluß auf die Spülströmung und auf die Ausbildung der Gemisch-Ringschicht. Der Kegelboden des Ringkolbens, welcher zur Vermeidung von Totraum der Dachform angepaßt ist, begünstigt die Umlenkung des Spülluftstromes. Als Weiterbildung der Erfindung wird vorgeschlagen, den Übergang von der äußeren Planringfläche zur Kegelform gerundet auszuführen.

Anhand von Fig. 8 wird die Funktion der Brennraumform und Brennkolbenform erklärt. Es ist erfindungsgemäß vorgesehen, daß der aus dem Überströmspalt C in den Brennhubraum eindringende Gemisch-Spaltstrom sich von der Kolbenoberfläche ablöst und an der konkav gekrümmten Brennraumwand anliegt. Zu diesem Zweck ist an der Kopfschale 1 und an der Kolbenkappe 60 ein Knickübergang vom Kegelmantel zur Kugelschale mit einem Knickwinkel β von etwa 20° bis 25° vorgesehen. An der Kolbenkappe ist die Knickkante zu einer Abreißkante 61 ausgeprägt, wodurch erreicht werden soll, daß sich der Gemischstrom an diese Abreißkante von der Kolbenoberfläche ablöst. An der Kolbenoberfläche bildet sich an dieser Stelle eine Turbulenzschicht aus, welche die Entwicklung einer Raumzirkulation einleitet von der Art, daß an der Kopfschale die Strömung radial nach innen und an der Kolbenkappe die Strömung radial nach außen gerichtet ist. Die Knickkehle 7 an der Kopfschale ist zur Vermeidung von Spannungsspitzen mit einem Übergangsradius ausgeführt.

Die Höhe des Kegelabschnittes vom Brennhubraum muß so ausgelegt sein, daß die heiße Zone der Kolbenkappe in ihrer UT-Position noch innerhalb des Brennhubraumes liegt. Bei dieser Kolbenposition werden andererseits die Auslaßschlitze im Ringhubraum geöffnet. Um eine verzögerungsfreie Druckentlastung des Brennkolbens zu bewirken, muß ein entsprechend großer Durchflußquerschnitt am Überströmspalt C vorhanden sein. Erfindungsgemäß wird vorgeschlagen, daß die Höhe der Kegelschale in der Größenordnung 0,9×Kolbenhub und der Kegelwinkel in der Größenordnung 10° bis 15° ausgeführt werden.

Eine Brennkraftmaschine gemäß der Erfindung benötigt zum Anfahren eine Fremdzündung. Ein Zündelement in Form einer Glüh- oder Funkenzündkerze kann in einfachster Weise durch das Kopfrohr 2, Fig. 1, in zentraler Lage eingesetzt werden. Eine solche zentrale Zündstelle hat aber den Nachteil, daß das Brenngemisch einen langen Weg bis zur Zündstelle zurücklegen muß. Bis zum Einsetzen der Zündung ist eine relativ große Gemischmenge in der Brennkammer angesammelt. Dadurch können Unregelmäßigkeiten bei der Verbrennung, Explosionsverbrennung, Schwingverbrennung verursacht werden. Um solche Auswirkungen zu vermeiden, wird vorgeschlagen, zwei Zündstellen 8a, 8b unmittelbar in der Gemischeinströmzone, das ist die Knickkehle 7 der Kopfschale 1, anzuordnen, damit der Verbrennungsvorgang zu Beginn der Gemischüberströmung eingeleitet wird. Da die Kopfschale aus einem elektrisch nichtleitenden Keramikmaterial besteht, können die Stromleiter und Elektroden fest mit der Kopfschale verbunden sein, wobei die Stromzuführung von außen durch das Kopfrohr 2 erfolgt. Die Lage dieser Zündstellen 8a, 8b innerhalb der Kopfschale ist in Fig. 8 und Fig. 9 dargestellt. Die symmetrische Doppelzündung ist notwendig, um eine möglichst symmetrische Aufheizung der Brennraumwände zu erreichen.

Eine Fremdzündung ist nur so lange erforderlich, bis eine Zone der Kopfschale auf Zündtemperatur aufgeheizt ist; dann kann die Fremdzündung abgeschaltet werden. Wenn bei sehr niedriger Motorbelastung eine Mindest-Wandtemperatur unterschritten wird, muß die Fremdzündung zugeschaltet werden. Es wird vorgeschlagen, das Zu- und Abschalten der Fremdzündung entweder über die Wandtemperatur oder über die Abgastemperatur automatisch zu regeln. In anderer Weise wird vorgeschlagen, daß die Erhaltung einer Mindest-Brennraumtemperatur dadurch bewirkt wird, daß der Frischladung nichtgekühltes Abgas zugemischt wird. Die gleiche Wirkung wird durch Drosselung der Abgasausströmung erreicht.

Die Zeichnungen Fig. 1 mit Fig. 2 und Fig. 3 sowie Fig. 10 und Fig. 11 zeigen ein Ausführungsbeispiel einer Zylindereinheit. Die Innenflächen des Zylindergehäuses 10 werden nicht von Hochtemperatur- Brenngas beaufschlagt und auch nicht durch Gleitreibung beansprucht. Deshalb wird vorgeschlagen, dieses aus Leichtmetallguß herzustellen, was bezüglich der Formgebung und Bearbeitung vorteilhafter ist. Die Abgasstutzen 14 und die Vertikalölverteiler 12, 13 sind mit dem Zylindergehäuse einteilig gegossen.

Die Zylinderführung des Ringkolbens KR ist geteilt. Als obere Zylinderführung ist eine Zylinderlaufbüchse 25 im Zylindergehäuse 10 eingesetzt, deren Axialfixierung nach unten durch einen Absatz 26 und nach oben durch eine axial-elastische Kopfdichtung 27, Fig. 10, bewirkt wird. Dadurch können thermische Längenänderungen zwischen Zylinderkopfflansch 5 und Laufbüchse 25 ausgeglichen werden. Die Radialzentrierung der Laufbüchse erfolgt über die Zentrierstege 28a und 28b am Zylindergehäuse, und der Zylinderkopfflansch 5 wird radial an der Laufbüchse zentriert. Die Axialfixierung des Zylinderkopfes 1-5, der selbst nicht Gegenstand der vorliegenden Erfindung ist, erfolgt an der Kopfstirnfläche 11 des Zylindergehäuses 10. Die Länge der Laufbüchse 25 ist so festgelegt, daß nur der Dichtkranz des Ringkolbens KR in seiner UT-Position noch radial geführt ist. Als untere Führung des Ringkolbens sind im Zylindergehäuse 10 Gleitbahnsegmente 30, Fig. 1, Fig. 3, eingesetzt. Die Länge der Gleitbahn und deren Ausrichtung zum Kolbenhubweg ist so bemessen, daß Mitte Kolbenstangenauge in beiden Hubendlagen noch innerhalb der Gleitbahn liegt. Die Gleitbahnsegmente sind in Ausdrehungen des Zylindergehäuses gelagert.

Die Steuerschlitze für den Frischlufteinlaß und für den Abgasauslaß sind im Umfangsbereich der Einlaßsektoren SE und Auslaßsektoren SA als Aussparungen in der Laufbüchse 25 vorgesehen. Der Absatz 26 zur Axialfixierung ist oberhalb der Auslaßschlitze angelegt und im Bereich zwischen den Zentrierstegen 28a, 28b sind an der Laufbüchse und am Zylindergehäuse Umfangsnuten ausgespart, wodurch ein Ringspalt 20 entsteht, welcher in bekannter Weise als Kühlringkanal ausgenutzt wird. Der Ringhohlraum 19 zwischen Zylinderkopfflansch 5 und Zylindergehäuse 10 wird ebenfalls als Kühlkanal ausgenutzt, wobei der Dichtflächendurchmesser gleich ist dem Durchmesser der Radialzentrierung 28a, 28b.

Über die Breite der Einlaßsektoren SE ist die Wand des Zylindergehäuses 10 vom Gehäusefuß bis zur Oberkante der Auslaßstutzen 14 eben ausgebildet, wodurch zwischen Gehäusewand und Laufbüchse an jedem Einlaßsektor ein Spülluftkanal 21 hergestellt wird, über welchen die Spülluft vom Getrieberaum zu den Einlaßschlitzen geleitet wird. Einlaßsektoren SE und Auslaßsektoren SA sind durch vier Sektorstege 22 getrennt. Diese sind radial nach außen im Querschnitt vergrößert und enthalten Bohrungen 23 oder Aussparungen für die Zuganker der Zylinderbefestigung.

Bei Brennkraftmaschinen konventioneller Bauart ist in der Regel ein Ölabstreifring am Kolben vorgesehen. Beim Hub von UT nach OT wird über das Kolbenhemd Öl in den Zylinder hineintransportiert und beim Gegenhub wird das Überschußöl durch den Abstreifring von der Zylinderfläche abgestreift. Bei Zweitaktmotoren mit Schlitzsteuerung wird dadurch ein unvertretbar hoher Ölausstoß an den Auslaßschlitzen verursacht. Um dies zu vermeiden, ist erfindungsgemäß eine ruhende Abstreifmanschette 29, Fig. 10, am unteren Rand der Laufbüchse 25 angeordnet, deren Abstreifkante radial-elastisch von außen am Kolbenhemd anliegt. Das Profil der Abstreifmanschette ist so ausgebildet, daß beim Aufwärtshub des Kolbens die radiale Anpreßkraft verstärkt und beim Abwärtshub verringer wird (=Servowirkung). Mit diesem Abstreifverfahren wird erreicht, daß das auf dem Kolbenhemd haftende Öl nicht erst auf die Zylinderlauffläche transportiert wird. Der auf dem Kolbenhemd verbleibende dünne Ölfilm genügt zur Erhaltung eines Schmierfilmes auf der Zylinderlauffläche.

In Fig. 11 ist ein Ausführungsbeispiel zur Gemischeinblasung dargestellt. In der Laufbüchse 25 ist eine Kerbe 32 ausgespart mit einer Kerbfläche senkrecht zur vorgegebenen Gemisch-Strahlrichtung G. Von dieser Kerbfläche aus führen wenigstens zwei Blasbohrungen 33 durch die Laufbüchsenwand. Die Einblasdüse 34 und die Gemischleitung 36 sind zwischen Zylindergehäuse und Laufbüchse fest eingebaut. Um Radialraum zu sparen, ist die Gemischleitung 36 im Bereich der Laufbüchse mit ovalem Querschnitt ausgeführt. Mittels einer Einkerbung 35 in der Gehäusewand und mittels einer radial wirkenden Federscheibe ist die Einblasdüse in ihrer Position fixiert. Die Anordnung der beiden Einblasdüsen im Zylinderquerschnitt ist auch in der Schnittdarstellung Fig. 2 eingetragen. In der Schnittdarstellung Fig. 3 ist die Anordnung der Gemischleitungen und der Gemischpumpe bezüglich Zylindergehäuse eingetragen. Für den Gemischleitungsanschluß von außen sind am Fuß des Zylindergehäuses Kupplungsstellen 37 vorgesehen.

Nach dem Stand der Technik ist bekannt, daß Ringhohlräume zwischen Zylinderlaufbüchse und dem umgebenden Gehäuse als Kühlmittelkanäle ausgenutzt werden und daß als Kühlmittel das Triebwerks-Schmieröl verwendet wird. Bei der Brennkraftmaschine gemäß der Erfindung ist eine Ölkühlung insofern vorteilhaft, weil die spezifische Wärmebelastung aller zu kühlenden Teile wesentlich geringer ist als bei konventionellen Brennkraftmaschinen. Bedingt durch den erfindungsgemäßen längsunterteilten Zylinderaufbau ist eine innere Längsdurchspülung nicht ausführbar. Für die Verteilung des Kühlöles auf die Ringkanäle ist über jedem Abgasstutzen 14 ein Vertikalölverteiler 12, 13 am Zylindergehäuse angegossen, deren Verteilerbohrung 12a, 13a durch Querbohrungen mit den Ringkanälen 19, 20 verbunden ist. Die Verteilerbohrungen 12a, 13a sind durch die Abgasstutzen 14 hindurch verlängert, wozu im Abgaskanal Hülsenstege 15 mit eingegossen sind. An der Unterseite der Abgasstutzen 14 sind Ringkanalsegmente 16, 17, Fig. 1, Fig. 3, vorgesehen, welche sich nur über den Bereich der Auslaßsektoren erstrecken und durch Schrägbohrungen mit den Verteilerbohrungen 12a, 13a verbunden sind. Die Ringkanalsegmente sind radial durch eingeschobene Kanalwände 16a, 17a und in der Umfangsrichtung durch die Sektorstege 22 geschlossen. Die Kanalwände, welche als im Zylinderumfang gebogene Blechstreifen ausgebildet sind, weisen Spritzlöcher 16b, 17b auf, durch welche das Kühlöl gegen den Ringkolben gespritzt wird. In der UT- Position des Ringkolbens trifft dieses Spritzöl auf dessen Kolbenhemd, wo sich ein Ölfilm bildet, welcher bei der Aufwärtsbewegung des Kolbens durch die Abstreifmanschette 29 abgestreift wird. In der OT-Position des Ringkolbens trifft das Spritzöl auf Ringkolbenzylinder und Ringkolbenflansch, wo es die Aufgabe der Kolbenkühlung und Gleitflächenschmierung hat. Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, daß an den Kanalwänden 16a, 17a pfeifenförmig gebogene Rohre angeschlossen sind, durch welche Kühlöl in die Kranzzone des Ringkolbens gespritzt wird.

Für die in Fig. 1 dargestellte Ringkanalschaltung ist folgender Kühlölfluß vorgesehen: Das über die Außenleitung 12b der Verteilerbohrung 12a zugeführte Kühlöl wird in Parallelschaltung auf die Ringkanäle 19, 20, 16 verteilt. Da aus den Ringkanälen 19, 20 in die Verteilerbohrung 13a eingeströmte Kühlöl wird zum Teil in den Segmentkanal 17 eingespeist, zum Teil über eine Außenleitung in den Ölkühler abgeleitet. Die Kühlöl-Mengenverteilung wird durch Kalibrieren der Querbohrungen und Spritzlöcher und durch Einsetzen von Drosselblenden 13c eingestellt. Als Weiterbildung der Erfindung ist eine Reihenschaltung des Kühlölflusses vorgesehen in der Weise, daß das Kühlöl aus der Verteilerbohrung 12a in den Ringkanal 19 zur Verteilerbohrung 13a, von dort in den Segmentkanal 17 und in den Ringkanal 20 und von letzterem in den Segmentkanal 16 geleitet wird. Bei dieser Schaltung gibt es keinen äußeren Kühlölrücklauf.

Die Lösung der Aufgabe, welche der Erfindung zugrundegelegt ist, beruht maßgeblich auf dem Konzept des konzentrischen Kolbenaggregates. Ein Beispiel für dessen konstruktive Gestaltung ist in Fig. 12 dargestellt; die Schnittebene liegt parallel zur Kurbelwelle. Der äußere Kolben, Ringkolben KR, ist aus einem Oberteil und einem Fußteil zusammengebaut. Das Oberteil umfaßt den Kegelboden 40 mit Dichtkranz 41 und Kolbenhemd 42 und die Innenlaufbüchse 43. Zur Versteifung ist zwischen Dichtkranz 41 und Innenlaufbüchse 43 eine engteilige Verrippung 44 vorgesehen. Das Fußteil umfaßt den Zentrierflansch 45 mit Führungsbüchse 46 und Bolzenlaschen 47, sowie zwei Gleitschuhe 48, welche um 90° zu den Bolzenlaschen versetzt sind, dargestellt in Fig. 1 und Fig. 3. Über die Kolbenstangen 87 wird die Kraftverbindung mit dem Hublenkergetriebe hergestellt. Für die Verbindung der beiden Kolbenteile sind über den Bolzenlaschen Spannplatten 50 vorgesehen, welche in einer Umfangsnut am Fuß der Innenlaufbüchse 43 eingreifen und mittels Schrauben oder anderer Klemmverbindungen mit dem Zentrierflansch 45 verspannt sind. Durch die Bohrungen 51 an der Innenlaufbüchse 43 wird Spritzöl von außen auf die Innenlauffläche geleitet, durch die Bohrungen 52 und 53 im Zentrierflansch werden die Gleitflächen in der Führungsbüchse 46 und die Kolbenstangenlager mit Öl versorgt. Vorzugsweise werden beide Ringkolbenteile aus Aluminiumlegierungen hergestellt, z. B. aus einer übereutektischen Legierung Si17Cu4Mg, wobei die Zylinderlaufflächen in bekannter Weise durch elektrochemische Verfahren eine verschleißfeste Oberfläche erhalten. Als Alternativlösung wird vorgeschlagen, daß als Laufflächen dünnwandige Schalen aus verschleißfestem Metall eingelegt werden, welche an den Stirnkanten der Kolbenzylinder umgebördelt sind. Zum Zwecke der Gewichtseinsparung ist vorgeschlagen, daß das Kolbenhemd 42 aus hartem Leichtmetallblech hergestellt und mittels Bördelrand in einer Ringnut eingehängt ist, Fig. 10. Mittels einer Wellfeder 42a wird die erforderliche Radialspannung erzeugt.

Der Innenkolben, Brennkolben KB, wird von Hochtemperatur-Brenngas beaufschlagt. Hier müssen konstruktive Maßnahmen eingesetzt werden, um a) einen Verlust an Brennwärme weitgehend zu verhindern und b) die gleitenden Kolbenteile gegen das heiße Brenngas zu schützen. Der Funktion entsprechend ist der Brennkolben aus Kolbensockel und Kolbenkappe zusammengebaut. Der Kolbensockel, dem die Aufgabe der Hubraumabdichtung und Kolbenführung zukommt, besteht aus Dichtkranz 55, Gelenkfuß 56 mit Gleitschuhen 57 und Sockelzapfen 58, wobei der Übergang vom Dichtkranz zum Gelenkfuß in Form einer Kegelschale ausgeführt ist. Ein Querschnitt durch die Fußzone der Kolben ist in Fig. 3 enthalten. Als Kolbenboden mit der Funktion eines Hitzeschildes ist die Kolbenkappe 60 vorgesehen, ein dünnwandiger Hohlkörper aus Keramikmaterial, vorzugsweise aus Siliziumnitrit. Mit der Strukturzusammensetzung aus Kegelschale und Kugelschale wird berücksichtigt, daß durch den von außen einwirkenden Gasdruck in allen Wandbereichen nur Druckspannungen erzeugt werden. Der Zweck der Abreißkante 61 wurde bereits im Zusammenhang mit Zeichnung Fig. 8 erklärt. Als Ausgleichsglied für radiale Formänderungsdifferenzen ist zwischen Kolbenkappe und Dichtkranz ein Ausgleichsring 59 aus einer Zahl-Nickel-Legierung eingesetzt. Ein Strahlungsschirm 62 verhindert einen Wärmeübergang durch Strahlung von der Hitzezone zum Kolbensockel. Zur Radialzentrierung und Axialhalterung der Kolbenkappe 60 ist ein tangential offener Zentrierring 63, Fig. 13, vorgesehen, und die zentrale Verspannung mit dem Kolbensockel erfolgt über eine axial-elastische Spannscheibe 64 und über die Nabe des Strahlungsschirmes 62 mittels eines Spannbolzens auf dem Sockelzapfen 58. Da Keramikwerkstoffe eine wesentlich größere Strahlungszahl aufweisen als Metalle, wird vorgeschlagen, daß die Kolbenkappe zur Verminderung der Wärmeabstrahlung wenigstens im Bereich der Kugelzone eine Metallbeschichtung, vorzugweise eine Nickelbeschichtung erhält. Diese kann durch Aufdampfen oder Plasmaspritzen erzeugt werden.

Die Hubwegcharakteristik nach Schaubild Fig. 4 wird mit einem Hublenkergetriebe erzeugt, dessen wesentliche Konstruktionsmerkmale in den Zeichnungen Fig. 14 und Fig. 15 dargestellt sind. Das Grundkonzept eines derartigen Getriebes ist aus der Druckschrift DE-OS 25 19 869 bekannt.

Die im Hubwegschaubild Fig. 4 eingezeichneten Hubwegkurven lassen erkennen, daß im OT-Bereich die Hubbeschleunigungen kleiner sind als im UT-Bereich. Daraus ergeben sich folgende wesentliche Vorteile:
a) Für das Verdrängen des verdichteten Gemisches vom Ringhubraum R in den Brennhubraum B steht mehr Zeit zur Verfügung, die pro Zeiteinheit durch den Überströmspalt strömende Gasmenge (=spezifische Überströmmenge) ist kleiner und die relative Brennzeit ist größer;
b) Die Verweilzeit des Ringkolbens R in seiner OT-Position ist länger, dadurch wird der Anteil der Energieumsetzung im wärmeisolierten Brennhubraum größer;
c) die an den Kolbenteilen nach oben wirkenden Massenkräfte sind kleiner, was sich günstig auf die Beanspruchung der Keramikkappe des Brennkolbens und der Kolbenverbindungen auswirkt.

Der mit dem inneren Kolben, dem Brennkolben KB gekoppelte Getriebestrang ist zentral angeordnet und umfaßt die Glieder: Hubzapfen 71, Pleuel 72, Hublenker 73, Lenkerhülse 74 mit Lenkerbolzen 75, Gegengewicht 76 und Kolbenstange 77.

Der mit dem äußeren Kolben, dem Ringkolben KR gekoppelte Getriebestrang ist symmetrisch zur Mittelebene in zwei gleiche Parallelstränge geteilt und umfaßt demnach: Zwei Hubzapfen 81, zwei Pleuel 82, zwei Hublenker 83 auf einer gemeinsamen Lenkerhülse 84 und gemeinsamen Lenkerbolzen 85, Gegengewichte 86 und zwei Kolbenstangen 87. In der Zeichnung Fig. 14 sind die Pleuel 82 und die Kolbenstangen 87 nicht eingezeichnet.

Die Kurbelwellenachse schneidet die Zylinderachse und die Lenkerachsen liegen symmetrisch zur Kurbelwellenachse. Zum Ausgleich der rotierenden Kurbelwellenunwucht sind auf beiden Kurbelwangen Ausgleichsmassen 91 befestigt, welche im Zwischenraum zwischen Brennkolbenlenker 73 und Ringkolbenlenker 83 umlaufen. Alle Hublenker 73, 83 sind in Form von Doppelplatten ausgeführt, wobei die Pleuel und Kolbenstangen jeweils im Raum zwischen den Platten mittels Bolzen angelenkt sind.

Die Pleuel werden durch die Gaskräfte auf Zug beansprucht; sie bestehen aus einem flachen, zugvorgespannten Laschenrahmen mit eingesetzten Augenringen.

Diese Konstruktion ist Inhalt einer getrennten Anmeldung.

In der Zeichnung Fig. 14 sind Hublenker und Kurbelwelle in Gegen- Symmetrieposition dargestellt; bei gleichen Kolbenflächen ist diese Position der obere Getriebetotpunkt (das ist der obere Schnittpunkt der Hubwegkurven in Fig. 4).

Für das erfindungsgemäße Getriebekonzept ist kennzeichnend, daß in der dargestellten Arbeitsposition sich die Pleuellängsachsen unter einem spitzen Winkel kreuzen. Die durch die Kolbengaskräfte in den Pleueln erzeugten Kraftwirkungen sind in allen Arbeitspositionen unter einem spitzen Winkel zur Querachse zueinander entgegengesetzt gerichtet. Das ergibt den günstigen Effekt, daß die Kurbelwellengrundlager nur mit einem Bruchteil der maximalen Kolbengaskräfte - etwa 15% bis 25% je nach Getriebegeometrie - belastet werden.

Mit den Ausgleichsgewichten 76 und 86 wird auf jeder Hublenkerseite die Kolbenmasse statisch ausgewogen. Durch diese Art Massenausgleich entstehen anstelle der in Zylinderachse wirkenden oszillierenden Massenkräfte oszillierende Massendrehmomente mit Drehachse parallel zur Kurbelwelle. Bei einer Reihenanordnung mehrerer Zylinder überlagern sich diese oszillierenden Massendrehmomente phasenversetzt; mit drei Zylindern erhält man einen fast vollständigen Massenausgleich.

Ein Hublenkergetriebe der beschriebenen Art bietet den Vorteil, daß durch Variation der geometrischen Daten eine für den thermodynamischen Prozeß optimale Hubcharakteristik ausgelegt werden kann.

Erfindungsgemäß ist vorgesehen, daß der Kraftstoffanteil zur Frischladung in Form eines Kraftstoff-Luftgemisches mittels einer eigenen Gemischpumpe eingeblasen wird, welche auch die Einrichtungen zur Steuerung der Einblaszeiten enthält. Die Anordnung dieser Gemischpumpe und deren funktionswesentlichen Elemente ist in Fig. 14 eingezeichnet. Der Pumpenkolben 105 ist an dem äußeren, kürzeren Hebelarm des Brennkolben-Hublenkers 73 über die Pumpenstange 79 angelenkt. Die Hubbewegung des Pumpenkolbens ist zum Brennkolben entgegengesetzt jedoch mit der gleichen Hubcharakteristik. Beim Abwärtshub des Pumpenkolbens (=Aufwärtshub des Brennkolbens) wird aus einer Mischdüse, z. B. konventioneller Vergaser, ein Kraftstoff- Luftgemisch mit möglichst kleinem Luftanteil über ein Membran-Einlaßventil 106 eingesaugt. Beim Aufwärtshub des Pumpenkolbens wird das eingesaugte Gemisch bei geschlossenem Einlaßventil durch ein im Pumpenkolben eingebautes Überströmventil 107 von der Kolbenoberseite zur Kolbenunterseite verdrängt. Beim nächsten Abwärtshub des Pumpenkolbens wird dieses Gemisch auf der Kolbenunterseite auf den notwendigen Einblasdruck verdichtet und durch das im Boden der Gemischpumpe eingebaute Auslaßventil 108 in die Gemischleitungen 36 verdrängt. Dieses Auslaßventil wird mittels einer Feder in Schließstellung gehalten und durch die Einstellung dieser Schließkraft kann der Einblasbeginn festgelegt werden. In der Zylinderwand des Pumpengehäuses ist eine Entlastungsnut 109 vorgesehen, deren Oberkante als Steuerkante mit der Oberkante des Pumpenkolbens zusammenwirkt. Wenn diese Steuerkante bei der Abwärtsbewegung des Pumpenkolbens freigegeben wird, wird die Kolbenunterseite druckentlastet und die Gemischförderung beendet. Mit der Höhenlage der Steuerkante bezüglich Pumpenkolbenhub kann das Einblasende festgelegt werden. Durch die Hubkoppelung des Pumpenkolbens 105 mit dem Brennkolbenlenker 73 wird erreicht, daß der Förderhub der Gemischpumpe mit der Spülphase im Ringhubraum zusammenfällt.

Als weitere Ausgestaltung der Erfindung wird vorgeschlagen, daß für Mehrzylindermotoren eine gemeinsame Hubkolben- oder Drehkolben- Gemischpumpe verwendet und die phasenrichtige Gemischverteilung auf die einzelnen Zylinder mittels eines Drehschieber-Verteilerventils bewirkt wird.

Über einen Ansaugstutzen 101 und ein Membranventil 102, welche zweckmäßig unterhalb der Gemischpumpe am Getriebegehäuse angeordnet sind, wird durch die Hubbewegung beider Arbeitskolben die Spülluft in den Getrieberaum eingesaugt. Dabei sind Einrichtungen vorgesehen, welche bewirken, daß der eingesaugte Frischlußftstrom unmittelbar in den Zylinderraum gelenkt wird.

Die Weiterbildung der Erfindung sieht vor, daß die Frischluft mittels eines Abgasturboladers vorverdichtet wird.

Claims (12)

1. Hubkolben-Brennkraftmaschine, weitgehend wärmedicht, mit zwei thermodynamisch gekoppelten Arbeitshubräumen und zwei phasenversetzt zusammenwirkenden Arbeitskolben, wobei eine koaxiale Anordnung der Arbeitshubräume mit einer konzentrischen Axialführung der Arbeitskolben vorgesehen ist, wobei in einem Arbeitshubraum, dessen Wände kühlbar sind, ein Kraftstoff-Luftgemisch gebildet und verdichtet und im Zustand hoher Verdichtung in den anderen Arbeitshubraum verdrängt wird, dessen Wände nicht gekühlt sind und in welchem die Verbrennung und ein Teil der Energieumsetzung stattfinden, wobei die Wände des nichtgekühlten Arbeitshubraumes und der mit diesem zusammenwirkende Arbeitskolben eine Wärmeisolierung aus Keramikmaterial aufweisen, wobei der Ladungswechsel im kühlbaren Arbeitshubraum erfolgt und dazu ein durch den Arbeitskolben gesteuertes Schlitzsystem vorgesehen ist und wobei ein Arbeitszyklus während einer Kurbelwellenumdrehung durchlaufen wird,
gekennzeichnet durch die Merkmale

• a) als phasenversetzt wirkende Arbeitskolben sind ein äußerer Ringkolben (KR) und konzentrisch in diesem geführt ein innerer Brennkolben (KB) vorgesehen, wobei der äußere Ringkolben zylindrische Laufbüchsen (43, 46) als Dichtkranz- und Stützführung für den inneren Brennkolben (KB) aufweist (Fig. 12) und wobei die Wärmeisolierung des Brennkolbens (KB) in Form einer dünnwandigen, hohlen Kolbenkappe (60) aus Keramikmaterial ausgeführt ist, deren Höhe so bemessen ist, daß das von dem Brennkolben verdrängte Hubvolumen axial außerhalb des vom äußeren Ringkolben (KR) verdrängten Hubvolumens liegt,
• b) der thermodynamisch nutzbare Arbeitshubraum ist mittels des inneren Brennkolbens (KB) in einen äußeren Ringhubraum (R) und einen zentralen Brennhubraum (B) aufgeteilt, wobei letzterer mindestens um die Hublänge axial gegenüber dem Ringhubraum (R) versetzt ist und wobei in jeder Arbeitsposition des Brennkolbens (KB) zwischen beiden Arbeitshubräumen ein Ringspalt als Überströmspalt (C) offen bleibt, dessen Querschnitt in der UT-Position des Brennkolbens (KB) mehrfach größer ist als in dessen OT-Position,
• c) der Brennhubraum (B) ist innerhalb eines vom Zylindergehäuse (10) lösbaren Zylinderkopfes untergebracht, welcher aus einer druckvorgespannten Keramikkopfschale (1), einer Keramik-Granulatfüllung (3), Spannelementen (4) und einem Kopfflansch (5) zusammengesetzt ist, wobei die Voraussetzung für eine schadstofffreie Verbrennung auch von extrem mageren Gemischen dadurch geschaffen wird, daß mittels der Dimensionierung der Granulatfüllung (3) eine so weitgehende Wärmeisolierung erreicht wird, daß auch im Niedriglastbetrieb an der Kopfschale (1) die Wandtemperatur in Höhe der Gemisch-Zündtemperatur liegt,
• d) der Ladungswechsel erfolgt im Ringhubraum (R), wobei für die Abgasausspülung reine Luft verwendet wird und wobei Einlaßschlitze für die Spülluft und Auslaßschlitze für das Abgas sowie Kraftstoff-Einblasdüsen (34) in der Zylinderwand des Ringhubraumes (R) vorgesehen und symmetrisch zur Zylinderachse (Fig. 2) ausgerichtet sind,
• e) die Spülströmung im Ringhubraum (R) hat die Form eines Umkehrschraubwirbels mit tangentialer Achse und die Kraftstoffzuführung erfolgt in Form eines Kraftstoff-Luftgemisches, welches gegen Ende des Spülvorganges in den Ringhubraum eingeblasen wird und es ist eine Ladungsschichtung von der Art vorgesehen, daß das Kraftstoff- Luftgemisch in der Dachzone (S) des Ringhubraumes an der Mündung des Überströmspaltes (C) als Ringschicht konzentriert ist (Fig. 6, Fig. 7),
• f) im Zylindergehäuse (10) ist als Hubraummantel und als obere Ring­ kolbenführung eine Zylinderlaufbüchse (25) eingesetzt, deren Länge sich nur über den Hubweg eines Dichtkranzes (41) des Ringkolbens (KR) erstreckt, und als untere Kolbenführung sind Gleitbahnsegmente (30) eingesetzt und an der Außenseite des Zylindergehäuses (10) sind auf Abgasstutzen (14) Vertikalölverteiler (12, 13) angesetzt, von denen aus Ringkühlkanäle (16, 17, 19,20) an der Zylinderinnenseite mit Kühlöl versorgt werden,
• g) zur Erzeugung der notwendigen phasenversetzten Kolbenhubbewegung ist ein Hublenkergetriebe mit zentraler Kurbelwelle und gegensymmetrischen Hublenkern (73, 83) vorgesehen (Fig. 14, Fig. 15).

2. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß bei gleichem Kolbenhub das Verhältnis der Dichtkranzdurchmesser beider Kolben in der Größenordnung 1,5/1 und das Verhältnis Hub/Ringkolbenaußendurchmesser in der Größenordnung 1/3 liegt, woraus sich für den Ringhubraum (R) ein Querschnittsprofil mit einem Seitenverhältnis Höhe/Radialbreite von der Größenordnung 2/1 ergibt, welches für die Ausbildung einer günstigen Spülströmung notwendig ist und daß die Dachzone (6) des Ringhubraumes (R) in Form eines Kegels als Einmündung in den Brennhubraum (B) ausgeführt ist, wobei der Ringkolbenboden den gleichen Kegelwinkel aufweist.

3. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenform des Brennhubraumes (B) aus einem Kugelabschnitt und einem steilen Kegelabschnitt zusammengesetzt ist und der Brennkolben (KB) die Komplementärform aufweist, daß eine Knickkehle (7) von der Kugel- zur Kegelform mit einem Knickwinkel β von 20° bis 25° vorgesehen ist und daß am Kolben an dieser Stelle eine erhabene Abreißkante (61, Fig. 8) ausgeprägt ist, daß die Länge des Kegelabschnittes etwa um den Faktor 0,9 kleiner ist als der Kolbenhub und daß die Kegelabschnitte von Brennhubraum und Brennkolben als Mittel zur Erzeugung eines mit der Kolbenposition veränderlichen Durchflußquerschnittes des Überströmspaltes (C) ausgenutzt werden.

4. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß innerhalb des Brennhubraumes eine Anfahr-Fremdzündung vorgesehen ist, wobei wenigstens zwei symmetrisch angelegte Zündstellen (8a, 8b) im Bereich der Knickkehle 7 des Brennhubraumes vorgesehen sind (Fig. 8, Fig. 9) und daß Elektroden und Stromleiter fest mit der elektrisch nicht leitenden Wand verbunden sind, wobei die Zündstromversorgung über ein zentrales Rohr (2) an der Kopfschale (1) erfolgt.

5. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 4, bei welcher der Ladungswechsel durch Schlitze in der Zylinderwand und durch die Kolbenkante gesteuert wird, dadurch gekennzeichnet, daß der Umfang des Ringhubraumes (R) in zwei Auslaßsektoren (SA) und zwei Einlaßsektoren (SE) von je etwa 90° Winkelbereich geteilt ist (Fig. 2), wobei die Einlaßsektoren über der Kurbelwellenachse (X-X) und die Auslaßsektoren um 90° versetzt angeordnet sind, daß die Einlaß- und Auslaßschlitze, deren Öffnungsquerschnitt durch die Ringkolbenaußenkante gesteuert wird, in der Zylinderlaufbüchse (25) vorgesehen sind und daß das Zylindergehäuse (10) im Bereich der Einlaßsektoren Spülluftkanäle (21), welche die Einlaßschlitze mit dem Triebwerksraum verbinden, und an den Auslaßsektoren radial angesetzte Abgasstutzen (14) aufweist.

6. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die für den Ladungswechsel erforderliche Frischluft im Triebwerksraum vorverdichtet wird und überwiegend radial durch die Einlaßschlitze in den Ringhubraum eingeleitet und am Mantel des zentralen Brennkolbens (KB) in Zylinderlängsrichtung umgelenkt wird, daß ein durch den Mantel des Brennkolbens stabilisiertes Wirbelfeld erzeugt wird, welches aus vier Schraubwirbeln besteht, deren Schraubachsen symmetrisch geteilt vom Einlaßsektor zum Auslaßsektor zugerichtet sind, wobei die Wirbeldrehung überall am inneren Kolbenmantel nach oben und am Zylindermantel nach unten gerichtet ist (Fig. 2, Fig. 6).

7. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 6, bei welcher zu Beginn der Verdichtungsphase im Ringhubraum (R) eine Ladungsschichtung von der Art vorhanden ist, daß das Kraftstoff-Luftgemisch als Ringschicht an der Mündungszone zum Überströmspalt (C) angesammelt ist, dadurch gekennzeichnet, daß zur Erzeugung einer solchen Ladungsschichtung in der Mitte eines jeden Einlaßsektors (SE) je eine Gemisch-Einblasdüse (34) vorgesehen ist, wobei von jeder Einblasdüse wenigstens zwei Gemischstrahlen gegen den Brennkolbenmantel gerichtet sind, wobei die Düsenlöcher in Höhe von Oberkante Auslaßschlitze liegen, die Strahlrichtung (G) etwa unter 45° gegen die Kopfseite und etwa 15° bis 25° zur Radialachse ausgelegt ist, daß das Kraftstoffgemisch mittels einer außerhalb des Zylindergehäuses angeordneten Gemischpumpe aufbereitet und auf den Einblasdruck verdichtet wird, wobei Beginn und Ende der Gemischeinblasung durch Steuerelemente innerhalb der Gemischpumpe festgelegt sind und der Antrieb der Gemischpumpe über eine Gestängekoppelung (79) direkt durch das Hublenkergetriebe erfolgt.

8. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 6 mit einer Ladungsschichtung im Ringhubraum und mit einer Anordnung von Elementen zur Kraftstoffeinblasung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Kraftstoff in geschlossenen Leitungen (36) bis zu den Einblasbohrungen (33) geleitet und dort zerstäubt wird, wobei die Kraftstoffleitungen (36) innerhalb von Zerstäuberluftleitungen eingebaut sind oder daß reiner gasförmiger Kraftstoff eingeblasen wird.

9. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 8, mit einer Zylinderlaufbüchse, deren Länge sich nur über den Hubweg des Ringkolben- Dichtkranzes erstreckt, dadurch gekennzeichnet, daß am unteren Rand der Zylinderlaufbüchse (25) eine Ölabstreifmanschette (29) vorgesehen ist, deren Abstreifkante am Außenumfang des Kolbenhemdes (42) anliegt und beim Aufwärtshub des Ringkolbens (KR) abstreifwirksam ist, daß ein Absatz (26) zur Axialfixierung der Zylinderlaufbüchse (25) zwischen dem Kühlringkanal (20) und Oberkante Auslaßschlitze und daß an der Kopfstirnfläche dieser Laufbüchse (25) eine axial-elastische Kopfdichtung (27) vorgesehen ist.

10. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 9, wobei an den Bereichen des Zylindergehäuses und des Ringkolbens (KR), welche funktionsbedingt gekühlt werden müssen, als Kühlmittel das Triebwerksöl verwendet wird, dadurch gekennzeichnet, daß die am Zylindergehäuse (10) außen angesetzten Vertikalölverteiler (12, 13) durch die Abgasstutzen (14) hindurch verlängert sind und daß unterhalb dieser Abgasstutzen im Umfangsbereich der Auslaßsektoren (SA) Ringsegment- Ölkanäle (16, 17) angeordnet sind, welche zur Kolbenseite hin mittels eingeschobener Blechwände (16a, 17a) abgeschlossen sind, wobei diese Blechwände radial gerichtete Spritzlöcher (16b, 17b) aufweisen, durch welche Öl zum Zweck der Kühlung und Schmierung auf die Ringkolbenteile gespritzt wird.

11. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringkolben (KR) aus einem Oberteil (40-44) und einem Fußteil (45-48) zusammengesetzt ist, wobei das Oberteil den Kolbenkegelboden (40) mit Dichtkranz (41), Kolbenhemd (42) und Innenlaufbüchse (43) umfaßt, wobei das Fußteil einen Zentrierflansch (45), Gleitschuhe (48), eine Führungsbüchse (46) und Bolzenlaschen (47) umfaßt, und daß der Gleitbahndurchmesser der Ringkolbenfußführung kleiner ist als der Ringkolben-Außendurchmesser Fig. 12).

12. Hubkolben-Brennkraftmaschine nach Anspruch 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Brennkolben (KB) aus Kolbenkappe und Kolbensockel zusammengesetzt ist (Fig. 12), wobei die Kolbenkappe (60) als dünnwandiger Keramikhohlkörper hergestellt ist und eine Mantelhöhe bis zur Abreißkante (61) etwa gleich dem Kolbenhub aufweist, wobei der Kolbensockel einen Gelenkfuß (56) mit Gleitschuhen (57) und zentralem Kolbenstangenbolzen, einen Dichtkranz (55), einen Sockelzapfen (58), einen Strahlungsschirm (62) und Spannelemente (63, 64) umfaßt, wobei der Kolbensockel aus Leichtmetall hergestellt und zwischen Dichtkranz (55) und Kolbenkappe (60) ein Ausgleichsring (59) aus einer Stahl-Nickellegierung vorgesehen ist.