DE4242101A1 - Kolbenmaschine mit Wälzschlittengetriebe - Google Patents

Description

Die Kurbelschlaufe zur Erzeugung einer linearen reversierenden Be­ wegung hat gegenüber der Schubkurbel den Vorteil, daß die Energie­ übertragung gleichförmig, ohne oszillierende Massenkräfte erfolgt, während die Schubkurbel abhängig λ = r/1 den sinusförmigen Bewe­ gungsablauf verzerrt, erzeugt die Kurbelschlaufe eine völlig gleich­ mäßige sinusförmige Längsbewegung (Diagramm 1), wodurch die Beschleu­ nigungskräfte reduziert werden.

Bei Brennkraftmaschinen wird die Kolbenkraft wirtschaftlicher in ein Drehmoment umgesetzt, da bis ca. 60% vom Gesamthub ein längerer Hebelarm vorhanden ist (Diagramm 2).

Die langsamere Kolbenbewegung in Nähe der Totlagen reduziert infol­ ge kleinerer Gasgeschwindigkeit, besonders bei Kompressoren, die Strö­ mungsverluste in den Druckventilen.

Kurbelschlaufengetriebe wurden mehrfach bei Zweitakt- Brennkraft­ maschinen eingesetzt.

Bekannt z. B. durch das DP 920 758 und in neuerer Zeit durch einen Aufsatz in den VDI-Nachrichten (Nr. 16/22. April 1988), bei denen die Kolbenkraft durch einen Gleitstein, der in einer parallelen Gleit­ bahn angeordnet ist, in Drehmoment umgewandelt wird.

Trotz der Eingangs geschilderten kinematischen Vorteile hat sich die Kurbelschlaufe bei Kolbenmaschinen bis heute nicht durchsetzen können.

Maßgebend ist neben dem großen Bauvolumen (bedingt durch die großen Kolbenkräfte sind große Gleitflächen der Laufschlitten erforderlich was in der DP 920 758 und VDI Nr. 16 zu erkennen ist) der dynamisch gestörte Bewegungsablauf in der Gleitbahn.

Bei jeder Umdrehung ändert der Laufschlitten (Gleitstein) seine Bewe­ gungsrichtung, d. h. die Relativgeschwindigkeit in der Gleitbahn wird vom Maximalwert in der OT nach ϕ = 90° auf Null reduziert, d. h., bei jeder Umdrehung wird der hydrodynamische Schmierfilm durch Haft- und Mischreibung zwei mal unterbrochen.

Bei einer Brennkraftmaschine z. B. mit einem Kolbendurchmesser von 100 mm wirkt zum Zeitpunkt der Haftreibung ein Expansionsdruck von ca. 1000 kg.

Das nun schlagartig wirkende Losbrechmoment führt zu erheblichen Querschwingungen und hoher Materialbeanspruchung mit schnellem Ver­ schleiß.

Die Anwendung der Kurbelschlaufe mit Gleitreibung bei leistungs­ starken Brennkraftmaschinen kann deshalb ausgeschlossen werden. Kurbelschlaufen bei denen die Umsetzung über eine in der Gleitbahn angeordnete Rolle erfolgt, sind bekannt.

Vorgegeben durch die Hertz′sche Pressung können jedoch nur geringe Kolbenkräfte übertragen werden.

Bei dieser Anordnung ist ein Laufspiel notwendig, das wie Versuche gezeigt haben, infolge thermischer Einflüsse und Verkanten mindestens ca. 5×10^-3 vom Rollendurchmesser betragen muß.

Bei Hubumkehrung trifft die Rolle bei größter Drehzahl die gegen­ überliegende Gleitbahn und muß schlagartig ihre Drehrichtung än­ dern. Die damit zusammenhängende Schlupfreibung führt zu Reibver­ schleiß und erzeugt Klopfgeräusch.

Die einteiligen Kurbelschlitten in geschlossener Rahmenkonstruktion haben große Abmessungen und müssen gegen Verdrehung gesichert sein, was meist mittels Nut und Paßfeder im Getriebegehäuse mit großem Bauvolumen erfolgt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, Getriebe der gattungsmäßigen Art dahingehend zu Verbessern, daß ein störungsfreier Bewe­ gungsablauf und große Kraftübertragung bei kompaktem Bauvolumen gesichert ist und die sich daraus ergebenden Vorteile konstruktiv dazu genutzt werden das Bauvolumen zu reduzieren und den thermody­ namischen Wirkungsgrad einer Brennkraftmaschine zu verbessern.

Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt gemäß der in den Kennzeichen der Patentansprüche angegebenen Merkmale, in erster Linie dadurch, daß in zwei gegenüberliegenden Rollbahnen, Wälzschlitten schlupf- und verkantungsfrei so angeordnet werden, daß die bei Saug-, oder Aus­ puff entlasteten Wälzelemente form-, oder kraftschlüssig der Längs­ bewegung der belasteten Wälzelemente folgt (Fig. 1, 2, 3, 4), wodurch Drehrichtungsumkehr der Wälzelemente bei Hubumkehr ausgeschlossen ist.

Weiterhin werden die baulichen Abmessungen so klein gehalten, daß selbst bei Hub/Kolbenverhältnissen ca. 1, der gesamte Antrieb ohne zusätzliches Kurbelgehäuse in einem einteiligen Zylinder angeordnet werden kann. Dazu ist der Zylinder bereichsweise genutet, oder aus­ gebuchtet und das Rollgehäuse schwenkbar, mittig in einem einteili­ gen Kolbenschlitten gelagert (Fig. 7).

Hierdurch werden Baulänge, Gewicht und Herstellungskosten stark re­ duziert.

Bei prismatischer Ausführung der Rollbahn werden Drehkräfte um die Kolbenachse reibungsarm aufgenommen, durch Federkraftbaufschlagung werden Toleranzen ausgeglichen und die Wälzelemente spiel frei vor­ gespannt.

Besonders bei vollrolliger Anordnung der Wälzelemente können hohe Kolbendrücke betriebssicher, geräuscharm und gutem Wirkungsgrad in Drehmoment umgesetzt werden.

Eine extreme Kompaktbauweise erreicht man dadurch, daß der Lauf­ schlitten bereichsweise die Rollbahn soweit verlassen kann, daß bei der Richtungsumkehr der Kraftmittelpunkt noch innerhalb der Roll­ bahn liegt. Der Zylinder ist in diesem Bereich ausgebuchtet, wodurch ein Hub/Kolbendurchmesse -Verhältnis von H/K ≈ 0,96, ohne Vergrößerung des Bauvolumens realisiert werden kann.

Der Austritt des Laufschlittens erfolgt bei abnehmender Expansions­ kraft, bei voller Expansionskraft ist der Laufschlitten voll beauf­ schlagt.

Die Länge der einzeln gegenüberliegenden Rollschienen ist etwas kleiner als der Zylinderdurchmesser, so daß der Getriebebereich mit abgetauchtem Laufschlitten in den Arbeitsbereich der Maschine ein­ dringen kann. Hierdurch entfällt ein zusätzliches Getriebegehäuse Mit diesem Getriebe kann ein Hub/Kolbenverhältnis bis ca. 0,98 rea­ lisiert werden, wobei zu beachten ist, daß der Mittelpunkt vom Lauf­ schlitten in seiner Totlage (ϕ = 0°) noch innerhalb der Rollbahn liegt.

Der Schmiermittelaufwand ist gering, Kolbenbolzen sind nicht vorhan­ den, so daß durch die Kolben angesaugt werden kann.

Die dadurch möglichen thermodynamischen Vorteile werden später er­ läutert.

Gewicht und Herstellungskosten betragen nur einen Bruchteil von dem der Schubkurbelmaschine.

In den Zeichnungen sind Ausführungsbeispiele der Erfindung darge­ stellt.

Sie zeigen:

Fig. 1 in zwei Quer- und einem Längsschnitt eine Einschubeinheit mit einteiligem Rollgehäuse, ebenen parallelen und ebenen primatischen Rollbahnen und außenliegendem Kurbellager,

Fig. 2 im Querschnitt eine Getriebeanordnung, ähnlich Fig. 1b, mit Wälzschienen und mittig angeordnetem Kurbellager,

Fig. 3 im Querschnitt eine Anordnung gemäß Fig. 2, jedoch mit umgekehrter prismatischer Rollbahnanordnung. Im Längsschnitt das Getriebe nach 90° Drehung in der Umkehrlage,

Fig. 4 den Querschnitt einer Anordnung mit gewölbten Rollbah­ nen,

Fig. 5 den Quer- und Längsschnitt einer Getriebeanordnung mit gegenläufigen Wälzelementen,

Fig. 6 Schematisch im Längsschnitt eine Kolbenmaschine mit ei­ nem Getriebe gemäß Fig. 1,

Fig. 7 im Längsschnitt den einteiligen Kolbenschlitten mit Rollschienen gemäß Fig. 3,

Fig. 8 die Saugventilanordnung auf der Kolbenstirnseite,

Fig. 9 im Schema die Restgasspülung,

Fig. 10 im Längs- und Querschnitt die konstruktive Gestaltung einer Viertakt-Brennkraftmaschine mit einem Wälz­ schlittengetriebe,

Fig. 11 im Querschnitt eine Zweizylinderanordnung gemäß Fig. 10,

Fig. 12 im Längsschnitt einen Spülkolben für Wälzschlitten und Kurbelantrieb,
Diagr. 1 den Bewegungs- und Geschwindigkeitsverlauf einer Wälz­ schlitteneinheit verglichen mit einer Schubkurbel = 0,3,
Diagr. 2 einen Vergleich der nutzbaren Hebelarme,
Diagr. 3 ein theoretisches Indikatordiagramm einer Schubkurbel und einer Wälzschlittenmaschine,
Diagr. 4 den Drehmomentvergleich.

Fig. 1

Ein besonders kompaktes Getriebe für beliebig große Kolbenkräfte und H/D_K bis ca. 1,1 ist in Fig. 1a, b, c abgebildet, wobei im Längsschnitt 1b, einmal die schwenkbare Lagerung in Kolbenmitte und einem Plunger (Kolbenpumpe) dargestellt ist.

Das kreisrunde Rollgehäuse (1) hat durchgehend genutete ebene (Fig. 1a), oder prismatische (Fig. 1c) Rollbahnen (11) in denen entspre­ chend geformten Laufschlitten (2) mittels Wälzschlitten (3) längs­ verschiebbar gelagert werden.

In Fig. 1a wird der synchrone Gleichlauf der Wälzkörper (32) durch einen U-förmigen Wälzkäfig (31) erzwungen, während in Fig. 1c pris­ matische Wälzschienen (22) durch Tellerfedern (23) kraftbeaufschlagt werden, wobei die Federkraft so groß gewählt wird, daß der Wälzschlit­ ten (3) kraftschlüssig, spiel und schlupffrei synchron abwälzen. Der Kurbelzapfen (71) mit einer Nut (72) ist seitlich an den Lauf­ schlitten (2) angeflanscht.

Die Durchmesser (D 71) und Breite werden so gewählt, daß die Tragzah­ len übereinstimmen.

Der Kurbelzapfen (71) wird in der ebenfalls seitlich gelagerten Kurbelwelle (Fig. 11) drehbar gelagert.

Bei prismatischer Ausführung der Rollbahn werden Drehkräfte um die Kolbenachse reibungsarm aufgenommen.

Im Längsschnitt (Fig. 1b) ist das Rollgehäuse (1) halbseitig darge­ stellt, im oberen Kolbenbereich (512) und in einem Plunger (511) schwenkbar gelagert. Zur Vermeidung von Reibkorrosion sind selbst­ schmierende Lagerbuchsen (513) vorgesehen. Das Rollgehäuse (1) wird in Längsrichtung durch Seegerringe (514) fixiert.

Die dynamische Tragzahl einer Getriebeeinheit mit L = 100, d₁ = 40, L₂ = 60 beträgt C_d = 100 000 N.

Das Gewicht vom Rollgehäuse beträgt G₁ = 0,5 kg.

Spielfreies bzw spielarmes Abwälzen verhindert Klopfgeräusche in den Totlagen und schlupffreie Umkehr der Wälzschlitten.

Fig. 2

In Abwandlung der Fig. 1 zeigt Fig. 2 eine Getriebeanordnung, bei der das Zapfenlager (72) mittig innerhalb des Laufschlittens (4) ange­ ordnet wird.

Der Rollkörper (1) besteht aus zwei Rollschienen (1) mit den Roll­ bahnen (11), die einzeln, mit gewölbten Außenflächen (12) in einem entsprechend geformten Bett (51) im Kolben (5) (Fig. 7) gelagert werden. Zwischen dem zweiteiligen Laufschlitten (2) sind ebenfalls Tellerfe­ dern (23) eingeflanscht, zum kraftschlüssigen Antrieb der Wälzschlit­ ten (3) mit abgewinkeltem Wälzkäfig (31).

Fig. 3

Die umgekehrte prismatische Anordnung wird in Fig. 3 dargestellt. Auf dem Kurbelzapfen (71) ist das Zapfenlager (72) in Gleitlageraus­ führung auf dem zweiteiligen Laufschlitten (2) angeordnet.

Die Vorspannung erfolgt über seitlich angeordneten Tellerfedern (23) und Seegerringe (22).

Die Rollschienen (1) können entweder schwenkbar (12), wie in Fig. 2 oder mittels Bolzen (1-14) in Bohrungen im Kolben (5) gelagert werden.

Fig. 3a zeigt im Längsschnitt Fig. 2 + 3 in der Umkehrlage für H/D_K = 0, 8 mit einem Teil des Zylinders (6).

Der Laufschlitten (2) hat die Rollbahnen (11) bereichsweise soweit verlassen, daß die resultierende Kolbenkraft F_K noch innerhalb der Rollbahnen (11) liegt.

Die Rollschienen (11) sind etwas kürzer als der Zylinderdurchmesser D₂.

Der Zylinder (6) ist über dem Laufschlitten (2) ausgebuchtet (61), wobei die Ausbuchtung (61) in etwa der Hüllkurve über dem abtauchen­ dem Laufschlitten entspricht. Im weiteren Hubverlauf kann der gesam­ te Getriebebereich in den Arbeitsraum eindringen.

Die minimale Länge vom Kolbenschlitten (5) wird so bestimmt, daß in einer Totlage der erste Kolbenring außerhalb der Ausbuchtung liegt. Die Hauptabmessungen einer solchen Maschine betragen:

L_K = 2×D_K
L_Z = 2×D_K + H_Z
L_K = Länge des Kolbenschlittens (5)
L_Z = Länge des Zylinders

z. B.:

D_Z = 100
L_K = 200
L_Z = 270
H = 70

Das Hubvolumen/Bauvolumen beträgt 0,5 gegenüber 0,1 beim Schub­ kurbelantrieb.

Bei prismatischen Rollbahnen und kleiner Kolbenkraft kann die Kraft­ linie auch etwas außerhalb der Rollbahn liegen.

Fig. 4

Gleichwertigkeit in Bezug auf Belastbarkeit und Kinematik wie bei Fig. 1, 2, 3, ergibt eine Anordnung gemäß Fig. 4, mit gewölbten Roll­ bahnen (11).

Auf dem Kurbelzapfen (71) stützt sich über das Zapfenlager (72) der einteilige Laufschlitten (2) ab. Der Rollschlitten (3) trägt in en­ gem Abstand konvexe Wälzelemente (32), die in seitlich angeordneten Wälzkäfigen (31) mit Zapfen (34) geführt werden.

Die Schwenkbarkeit liegt im Gegensatz von Fig. 1- 3 bei dieser Anordnung in den Rollbahnen.

Die Rollschienen (2) haben außen einen rechteckigen Querschnitt und stützen sich im entsprechenden Kolbenbett ab. Die gewünschte Vorspannung erzeugt eine Wellenfeder oder eine Gummi­ einlage (52).

Beim Überschreiten der Vorspannkraft stützt sich die Rollschiene metallisch im Kolbenbett (51) ab.

Versuche haben gezeigt, das abhängig von der Getriebegröße eine Vor­ spannkraft von 10-30 kg genügt um schlupffreien Gleichlauf der Wälzschlitten zu gewährleisten.

Die Tragzahl einer maßstäblichen Anordnung beträgt C_d = 300 000 N.

Fig. 5

Für kleinere Kolbenkräfte, wie z. B. bei Niederdruckkompressoren empfiehlt sich einen Getriebeanordnung mit Rollenanordnung gemäß Fig. 5, mit gegenläufigen Rollen (35 + 36), wobei die Rollen gegen­ überliegend, nur mit je einer Rollbahn (11) in Wälzkontakt stehen. Hierdurch wird verhindert, daß wie vorher beschrieben, in einer Kol­ bentotlage eine schlupfbehaftete Drehrichtungsumkehr erfolgt.

Vorteilhaft werden auf dem Kurbelzapfen (71) Rollen mit unterschied­ lichem Durchmesser auf dem Wälzlager so angeordnet, daß sie seitlich an den Laufschienen (1) anliegen und somit Kolbendrehung verhindern.

Die Vorspannung erfolgt wie in Fig. 4.

Die Seitenansicht zeigt den Wälzschlitten (3) in der Umkehrlage bei H/D_K = 0,8. Maximal kann H/D_K = 0.98 betragen.

Große Rollendurchmesser beeinflussen nur die Ausbuchtung.

Vorzugsweise werden Rollenbreite und Rollendurchmesser so gewählt, daß gleiche Herz′sche Pressung vorliegt.

Die dynamische Tragzahl einer maßstäblichen Getriebeanordnung be­ trägt C_d = 20 000 N.

Für eine mittlere Kolbenkraft F_K = 3000 N errechnet sich bei n = 1500 min^-1 eine Lebensdauer von 8000 Betriebsstünden. Bei seitlicher Abdichtung der Wälzlager und Haftfestschmierung der Rollbahnen arbeitet der Verdichter öl- und wartungsfrei.

Fig. 6

Fig. 6 zeigt schematisch einen Längsschnitt durch eine Kolbenma­ schine mit einer Getriebeanordnung gemäß Fig. 1, in der Mittellage dargestellt mit H/D_K = 0,95.

Die Laufschlittenfläche (2) wird vom Rollkörper (1) völlig abgedeckt und ragt aus dem Zylinder (6) in die Längsnute (62), deren Länge mindes­ tens H + d₁ beträgt.

Die Länge des Kolbenschlittens ergibt sich dadurch, daß bei Hubende der Kolbenring (53) noch außerhalb der Längsnut (62) liegt. In der Längsnut (62) wird das Rollgehäuse gegen Verdrehung gesi­ chert.

Das kreisrunde Rollgehäuse (1) wird durch die Nutöffnung im ein­ teiligen Zylinder (6) montiert und anschließend durch Kappen (63) abgedichtet. Die Kappen können durchsichtig sein, zur Kontrolle des Getriebezustands werden die Kappen entfernt.

Vollflächige Kraftbeaufschlagung ist beim Fördern nichtkompressib­ ler Medien erforderlich, da die maximale Kolbenkraft über den ganzen Hub wirkt.

Die vom Antrieb erzeugte Kippkraft wirkt ähnlich wie beim Schub­ kurbelantrieb, hier aber verteilen sich die Stützkräfte auf beide Kolbenseiten im Verhältnis R/L_K = 0,2-0,25, und verursachen ge­ ringe Flächenbelastung.

Bei ölfreien Verdichtern ist die Kolbenoberfläche PTFE-beschich­ tet.

Fig. 7

Ein einteiliger doppelwirkender Kolbenschlitten (5), teilweise im Längsschnitt, ist in Fig. 7 dargestellt.

Ein einteiliger Steg (54) verbindet die Kolbenenden die ringförmig genutet (53), zur Aufnahme der Kolbenringe ausgeführt sind.

Im mittleren durchgehenden Steg (52) ist die Laufschiene im Kol­ benbett (53) schwenkbar angeordnet.

Die Stirnseiten sind durchgehend gebohrt und durch Saugventile ab­ gedichtet (Fig. 8).

Das Gewicht einer maßstäblichen Ausführung, zusammen mit Wälzschie­ nen (1) beträgt mit ca. 0,7 kg nur einen Bruchteil einer Schub­ kurbelmaschine, dementsprechend gering sind die Beschleunigungs­ kräfte, ebenso die Herstellungskosten.

Fig. 8

Eine Saugventilanordnung an einem Kolbenabschnitt ist in Fig. 8 dargestellt.

Der Leichtmetallkolben (5) ist durchgehend ringförmig gebohrt (54). In die Bohrungen werden Hülsen (55) aus nichtrostendem Stahl mit eingegossen, oder nachträglich eingepreßt.

Eine Ringnute (56) gewährleistet die dichtende Auflage und verbes­ sert das Strömungsprofil.

Mit der sternförmigen, aus einem Teil bestehenden Blattfeder (57) werden die Hülsen (55) abgedichtet. Die Blattfeder (57) ist mit ei­ ner Scheibe (58) und Senkschrauben (59) auf dem Kolben befestigt. Das Ventil öffnet beim Saughub gegen Atmosphärendruck.

Beim Kompressions- und Expansionsdruck bleibt das Ventil geschlos­ sen und wird somit nur statisch belastet.

Bei mehrstufigen Verdichtern haben sich ähnliche Ventilanordnungen bis P = 100 bar bewährt.

Der insgesamt große Ventilquerschnitt reduziert die Strömungsge­ schwindigkeit und sorgt für eine bessere Zylinderfüllung, als bei der heutigen Vierventiltechnik.

Bedingt durch die geringe Wandstärke ca. 0,3-0,5 mm, öffnet das Ventil schon bei geringem Druckunterschied.

Die folgenden Darstellungen beziehen sich erstrangig auf eine Brennkraftmaschine mit Brennstoffeinspritzung, die Möglichkeiten den thermodynamischen Wirkungsgrad zu verbessern, sowie Brennstoff­ verbrauch und Schadstoffemission zu verringern.

Wichtigste Voraussetzung dafür ist die Gleichstromanordnung. Bei Brennkraftmaschinen verbleibt ein heißes Restgas ungefähr dem Verdichtungsverhältnis entsprechend im Zylinder.

Die saugseitige Hälfte vom Zylinderkopf wird aufgeheizt und gibt Speicherwärme an die Saugseite ab, die somit vorgewärmt wird. Die so vorgewärmte Frischluft vermischt sich mit dem heißen Restgas, das spezifische Volumen vergrößert sich, der spezifische O₂-An­ teil ist somit geringer als bei der kühlen Frischluft.

Das Verdichtungsverhältnis moderner Brennkraftmaschinen liegt heu­ te bei P₁/P₂ = 10, bei höheren Werten besteht die Gefahr der Selbst­ zündung mit ihren nachteiligen Folgen.

Der nach Zündung entstehende Druck kann nur entsprechend P₁/P₂ ex­ pandieren, so daß bei Expansionsende, z. B. bei einem maximalen Kolben­ druck von 50 bar noch ca. 5 bar mit einer Gastemperatur von ca. 1200°K vorhanden sind.

Die noch vorhandene Wärmeenergie kann nicht mehr genutzt werden. Ein damit zusammenhängender Kreisprozeß ist in Diagramm 4 darge­ stellt.

Fig. 9

Eine erhebliche Verbesserung des Kreisprozesses (vergleichend in Diagramm 4), gewinnt man mittels der Gleichstromansaugung und Rest­ gasspülung, gemäß Fig. 9.

Nach Ende des Saughubes wird das Auspuffventil (AP) kurzzeitig zum zweiten mal so lange geöffnet (9a), bis das heiße Restgas ausgespült ist.

Zur Vergrößerung des Expansionshubes, kann zusätzlich Frischluft ausgeblasen werden, so daß der Expansionshub 1,2-1,3 H_K beträgt.

Beim Saughub baut sich die Frischluft polsterartig ohne nennenswer­ te Vermischung vor dem Restgas auf. Nach Schließen des Auspuffven­ tils beginnt die Verdichtung (9b) der Frischluft, deren Temperatur wenig über der Umgebungstemperatur liegt. Bei Zündung (9c) ist der Zylinder mit hohem O₂-Anteil besser gefüllt, die Verbrennung ist deshalb schadstoffärmer.

Der Expansionshub ist größer als der Kompressionshub, das Gas kann weiter entspannen, die Endtemperatur liegt niedriger und führt so zu einer besseren Ausnutzung der Wärmeenergie.

Der thermodynamische Wirkungsgrad errechnet sich der Formel:

beispielsweise P₁/P₂ = 0,1; K = 1,4; η_th = 48,1%.

Bei einem Verhältnis Kompressionshub/Expansionshub H_K/D = 0,7 H_EX = 0,84, vergrößert sich das Expansionsverhältnis auf 1/12 und verbessert den thermodynamischen Wirkungsgrad auf η_th = 50,8. Hierdurch wird die Wärmeenergie um 5,6% besser ausgenutzt.

Bei Gleichstromansaugung und Restgasspülung liegt die Temperatur der Frischluft ca. 10°-20°C über der Umgebungstemperatur, so daß das Verdichtungsverhältnis bis unterhalb der Selbstzündung er­ heblich auf ca. 16 bar angehoben werden kann.

Bei einer Frischlufttemperatur von ca. 315°K, P₂/P₁ = 16 und ei­ nem Expansionshub von H_EX/H_K = 19,2, verbessert sich der thermody­ namische Wirkungsgrad auf η_th = 57%.

Gegenüber 48,1% bei P₂/P₁ = 10, bedeutet das eine Verbesserung um ca. 18%.

Die Kompressionsarbeit liegt um 3%-5% niedriger, so daß sich η_th auf nahezu 60% verbessert und die Wärmeenergie 24% besser genutzt wird.

Durch die bessere Drehmomentumsetzung, durch das Getriebe kann das maximale Drehmoment zusätzlich um ca. 30% gesteigert werden (Dia­ gramm 5).

Fig. 10

Eine Brennkraftmaschine mit Gleichstromansaugung und Restgasspü­ lung und integriertem Antrieb ist in Fig. 10 dargestellt, der bes­ seren Übersicht wegen, ohne Steuerung des Auspuffventils, mit folgen­ den geometrischen Daten:

L_K/D = 2,2; H_EX = 0,84; H_K/D = 0,7; L_Z = L_K + H_EX

In dem einteiligen Zylinder (6) mit durchgehender Bohrung (D_Z) ist längsverschiebbar der doppelwirkende Kolbenschlitten (5) mit den Kolbenringen (53) und Saugventilanordnung gemäß Fig. 8 angeordnet. Der Kolbenschlitten (5) befindet sich in Mittelstellung, wobei der Laufschlitten (2) mit einer Getriebeanordnung gemäß Fig. 1 bereits die Rollbahnen verlassen hat und der Kraftmittelpunkt noch innerhalb der Rollbahn liegt.

Der Zylinder ist in diesem Bereich ausgebuchtet, nach ca. = 35° ist der Laufschlitten soweit abgetaucht, daß er ungestört in den Arbeits­ raum eindringen kann und voll kraftbeaufschlagt ist.

Abgedichtet wird der Zylinder (6) durch den Zylinderkopf (64) in dem zentral ein großflächiges AP-Ventil angeordnet wird. Auf der Steuernocke (66) ist eine Zusatznocke (67) angeordnet, über die das APV zur Restgasausspülung ein zweites mal geöffnet wird.

Der Querschnitt zeigt die Anordnung der Kurbelwelle (7) mit dem Kurbelzapfen (71).

Die Lagerung der Kurbelwelle (7) erfolgt über eine Lagerlaterne (68), die in einer entsprechenden Öffnung (69) seitlich im Zylinder ange­ flanscht wird. Die Kurbelwelle (7) kann in Wälz- oder Gleitlager ge­ lagert sein.

Die Saugöffnung (611) für die Frischluft befindet sich auf der ge­ genüberliegenden Seite.

Da der Unterdruck in den Arbeitsräumen erzeugt wird, genügt eine einfache endseitige Lagerabdichtung zur Vermeidung von Ölleckage.

Die zentrale Anordnung des AP-Ventils (66) führt zu einer einfa­ chen Geometrie des Zylinderkopfes (64).

Die Integration des Antriebs im Kolbenschlitten (5) vereinfacht die Zylindergeometrie und läßt große Kühlflächen (612) entstehen, zur gleichmäßigen Wärmeabfuhr. Thermische Verspannungen sind kaum zu erwarten.

Mit der Frischluft wird die geringe Reibungswärme im Getriebe abge­ führt. Mit gut dosierter Öleinspritzung, möglichst mit Ölnebelbildung im Saugraum kann der Ölverbrauch stark verringert werden.

Die kompakte Bauweise mit einfachen geometrischen Formen fallen zu­ sammen mit geringen Herstellungskosten niedrigem Gewicht und einer besseren Kraftstoffausnutzung.

Der Montageaufwand ist gering.

Bewegungsablauf und geringe Kolbenmasse, fehlende oszillierende Be­ schleunigungskräfte führen zu einem schwingungsarmen Lauf. Zusammen mit der geringen Strömungsgeschwindigkeit wird die Geräuschbildung reduziert.

Der einfache geometrische Aufbau ermöglicht die Verwendung wärmeiso­ lierender keramische Werkstoffe.

Bis auf die Ventilanordnung gleichen sich Brennkraftmaschine und Kolbenverdichter in etwa.

Die Hauptabmessungen bei einem Kolbendurchmesser D_K = 100 ergeben:

L_K = 220, L_Z = 310

Das errechnete Gewicht liegt bei ca. 14 kg.

Fig. 11

Bereichsweise im Querschnitt zeigt Fig. 11 eine gegenläufige Zwei­ zylindermaschine.

Zwischen die Zylinder (6) wird eine Lagerlaterne (68) eingeflanscht, die auf einer Seite als Getriebegehäuse ausgebildet ist (689).

Die biegesteife Kurbelwelle (7) wird beidseitig in der Laterne gela­ gert. Mittig auf der Kurbelwelle (7) ist ein Stirnrad (82) angeordnet, das mit dem Stirnrad der Abtriebswelle (81) kämmt.

Die Abtriebswelle (8) wird im Lagerflansch (681) und Getriebeteil (689) gelagert.

Bei einem Übersetzungsverhältnis i = 1 : 2 kann die Ventilsteuerung ohne Zwischenübersetzung direkt über die Abtriebswelle (8) erfol­ gen.

Bei Vierzylinderanordnung (nicht dargestellt) wird ein gleichartiges Zylinderpaket gegenüberliegend, an die modifizierte Laterne (68) an­ geordnet und kämmt mit der gegenüberliegenden Verzahnung (81).

Schon bei der Zweizylinderanordnung werden schwingungsverursachende Beschleunigungskräfte fast zu 100% ausgeglichen.

Infolge der geringen Kolbenmasse (D_K = ⌀ 100 ≈ 1 kg) und engem Zy­ linderabstand wird das pulsierende Kippmoment vernachlässigbar ge­ ring.

Die Vierzylinderanordnung ist hundertprozentig ausgeglichen und arbeitet wie eine 8-Zylinder-Reihenmaschine.

Restgasspülung zum Beispiel für Vergasermaschinen, kann auch durch Hubverlängerung erfolgen.

Fig. 12

In Fig. 12 sind in a und b gleichartige Kolben für Wälzschlitten und Schubkurbelantrieb dargestellt.

Im Stützkolben (511) befindet sich ein Federpaket (512) mit Anschlag­ scheiben.

Verschiebbar über dem Stützkolben (511) wird der Dichtkolben (514) angeordnet, der durch das Federpaket (512) kraftbeaufschlagt wird. Der Kolbenhub wird durch eine Ringfeder (515) begrenzt. Die Feder­ kraft ist kleiner als die Kolbenkraft während der Verdichtung, so daß der Dichtkolben auf dem Weg zur Verdichtung zum Anschlag kommt (11b)eWährend der Expansion bleibt er in dieser Lage.

Nach Öffnung des Auspuffventils, während der kleinsten Kolbengeschwin­ digkeit wird der Dichtkolben (514) durch die Federkraft bis zur Hub­ begrenzung gedrückt, was einer Verlängerung der Pleuelstange gleich­ kommt. Das Gas wird gegen die Atmosphäre ausgeschoben.

Beim anschließendem Saughub bleibt der Dichtkolben (514) in seiner Lage. Die Federkraft wird vorteilhaft so gewählt, daß sie kleiner als der Verdichtungsenddruck und großer als die Reibungs- und Beschleu­ nigungskraft ist, vorteilhaft so, daß der Dichtkolben zum Anschlag kommt, bevor nennenswerte Kippkräfte einwirken. Bei entsprechender Geo­ metrie von Kolben und Zylinderkopf, kann das Restgas weitgehend ge­ spült werden, so daß auch hier das Verdichtungsverhältnis vergrößert werden kann.

Der Spülkolben kann auch im vorhandenen Bausystem Anwendung fin­ den.

Gleichstromansaugung ist im Kompressorenbau (Dubbel II, S. 210, B. 20) bekannt. Hier wird jedoch das Gas nicht durch das Kurbelgehäuse, son­ dern durch seitliche Schlitze im Zylinder angesaugt, die durch den Kolben beidseits abgedichtet werden.

Durchgehende Saugventilplatten erhöhen das Gewicht, Bauvolumen und Herstellungskosten sind aufwendig.

Ebenfalls ist das Ansaugen durch das Kurbelgehäuse bei Zweitaktmo­ toren bekannt (z. B. DP 920 758). Das Vakuum wird jedoch nicht im Ar­ beitsraum erzeugt. Es entsteht durch die Volumenveränderung im Kur­ belgehäuse entsprechend dem Hubvolumen und Gehäusevolumen. Da das Ge­ häusevolumen wesentlich größer ist, ist das Vakuum entsprechend ge­ ring, so daß zur Ventilanhebung Reibkräfte mit benutzt werden. Außerdem hängt die Betriebssicherheit von der Abdichtung an der Kurbelwelle ab.

Claims (17)

1. Getriebe zur Umwandlung von Kolbenkraft in Drehmoment, oder umge­ kehrt. Vorzugsweise für Kolbenmaschinen mit einem Rollgehäuse (1), oder Rollschienen (1) (Fig. 1-5), einem Laufschlitten (2) mit ebenen prismatischen, oder gekrümmten Rollbahnen (11, 22), dadurch gekenn­ zeichnet, daß zur Vermeidung von Drehrichtungsumkehr der Wälzele­ mente beim Längshub, auf der Ober- und Unterseite Wälzschlitten (3) mit Wälzelementen (32) angeordnet werden, die immer nur mit der ih­ nen zugeordneten Wälzbahn (11, 21) in Wälzkontakt stehen und, daß der schlupffreie Gleichlauf der beiden Wälzschlitten (3) formschlüs­ sig (Fig. 1a), oder kraftschlüssig (Fig. 1c, 2, 3, 4, 5) erzwungen wird.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Rollgehäu­ se (1) (Fig. 1) als Einschubeinheit gegenüber der Antriebsseite seitlich geschlossen ist und zur Schwenkbarkeit eine kreisrunde Form besitzt.

3. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Rollschienen (1) mit ebenen prismatischen, oder gewölbten Rollbahnen (11, 22) ein­ zeln, vorzugsweise schwenkbar gegenüberliegend im Kolbenbett ange­ ordnet werden (Fig. 7).

4. Getriebeanordnung für kleinere Kolbenkräfte, dadurch gekennzeichnet, daß auf dem Kurbelzapfen (7), vorzugsweise 3 Rollen (34, 35) (Fig. 5) angeordnet werden, die gegenläufigen Drehsinn haben, der dadurch er­ zwungen wird, daß die mittlere Rolle auf einer Seite mit der ihr zu­ geordneten Rollbahn, die seitlichen Rollen mit der gegenüberliegen­ den Wälzbahn in Wälzkontakt stehen.

5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Rollen mit unterschiedlichem Durchmesser ausgeführt sind.

6. Getriebe nach Anspruch 4 + 5, dadurch gekennzeichnet, daß zum schlupf­ freien Lauf die Rollen mittels Wellenfeder, oder Gummieinlage radial vorgespannt werden und nach Überschreiten der Vorspannkraft sich me­ tallisch im Kolbenbett abstützen (Fig. 3, 5).

7. Getriebe nach Anspruch 1-6, besonders zum Antrieb von Kolbenma­ schinen für kompressible Medien, dadurch gekennzeichnet, daß für ein H/D Verhältnis nahe 1, der Laufschlitten (2) die Rollbahnen soweit verlassen kann, daß die Wirklinie der Kolbenkraft noch innerhalb der Rollbahn liegt (Fig. 2, 5, 10).

8. Getriebe nach Anspruch 1-7, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge der Rollbahnen (1) etwas kleiner ist, als der Zylinderdurchmesser, so daß die gesamte Getriebeanordnung mit dem abtauchenden Lauf­ schlitten in die Arbeitsräume eindringen kann (Fig. 2, 10).

9. Getriebe nach Anspruch 1-8, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylin­ der, oder ein Getriebegehäuse im Hubbereich über dem abtauchenden Laufschlitten ausgebuchtet, oder durchgehend genutet ist (Fig. 2, 5, 6, 10).

10. Getriebe nach Anspruch 1, 2 und 3, vorwiegend zum Antrieb von Kolben­ pumpen für inkompressible Medien, dadurch gekennzeichnet, daß die Länge vom Rollgehäuse ca. Hub + Länge vom Laufschlitten beträgt (Fig. 6).

11. Kolbenmaschine mit einer Getriebeanordnung gemäß Anspruch 1-10 und einem vorteilhaft doppelwirkendem Kolbenschlitten (5) (Fig. 6, 7, 10), dadurch gekennzeichnet, daß der Kolbenschlitten einteilig ist und das Rollgehäuse (1b), oder die Laufschienen (1) vorteilhaft schwenkbar (51, 52) innerhalb des Kolbenschlittens angeordnet wer­ den.

12. Kolbenmaschinen, vorzugsweise mit einem Kolbenschlitten, gemäß Anspruch 11, mit kreisförmig verteilten Saugbohrungen (54) (Fig. 6, 7, 8, 10), dadurch gekennzeichnet, daß zum Ventilanschlag, Hülsen (55), vorteilhaft aus nichtrostendem Stahl, angeordnet werden, die durch eine sternförmige Blattfeder (57) abgedichtet werden.

13. Kolbenmaschinen, vorzugsweise mit einer Getriebeanordnung gemäß Fig. 1-5, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinder (6) einteilig mit durchgehender Bohrung ausgeführt ist, mit seitlicher Öffnung zur Anordnung der An- oder Abtriebswelle und gegenüberliegender An­ saugöffnung (Fig. 10, 11).

14. Brennkraftmaschinen vorzugsweise, gemäß Anspruch 10, 11 und 13, da­ durch gekennzeichnet, daß der Expansionshub größer als der Kompres­ sionshub ist und zur Restgasspülung das Auspuffventil ein zweites mal geöffnet wird (Fig. 9, 10).

15. Brennkraftmaschinen, gemäß Fig. 14, in Mehrzylinderanordnung (Fig. 11), dadurch gekennzeichnet, daß auf der mittigen Kurbelwelle (7) ein Stirnrad (73) zwischen zwei gegenüberliegenden Zylindern (6) angeordnet wird, das mit dem Stirnrad (89) der Abtriebswelle kommt.

16. Brennkraftmaschinen nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß das Untersetzungsverhältnis i = 1 : 2 beträgt.

17. Spülkolben zur Restgasausspülung für Brennkraftmaschinen aller Art, dadurch gekennzeichnet, daß über einen Stützkolben (511) längsver­ schiebbar ein Dichtkolben (514) federkraftbeaufschlagt wird und die Federkraft kleiner ist, als die resultierende Kompressions­ kraft (Fig. 11).