EP0656992A1 - Zylinderläufermaschine. - Google Patents

Zylinderläufermaschine.

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EP0656992A1
EP0656992A1 EP93919205A EP93919205A EP0656992A1 EP 0656992 A1 EP0656992 A1 EP 0656992A1 EP 93919205 A EP93919205 A EP 93919205A EP 93919205 A EP93919205 A EP 93919205A EP 0656992 A1 EP0656992 A1 EP 0656992A1
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EP
European Patent Office
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cylinder
rotation
axis
gas exchange
rotor
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EP93919205A
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EP0656992B1 (de
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Josef Gail
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Individual
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Publication of EP0656992B1 publication Critical patent/EP0656992B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B57/00—Internal-combustion aspects of rotary engines in which the combusted gases displace one or more reciprocating pistons
    • F02B57/08—Engines with star-shaped cylinder arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B13/00—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion
    • F01B13/04—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder
    • F01B13/06—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/12—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements specially for two-stroke engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G1/00—Hot gas positive-displacement engine plants
    • F02G1/04—Hot gas positive-displacement engine plants of closed-cycle type
    • F02G1/043—Hot gas positive-displacement engine plants of closed-cycle type the engine being operated by expansion and contraction of a mass of working gas which is heated and cooled in one of a plurality of constantly communicating expansible chambers, e.g. Stirling cycle type engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/02—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke
    • F02B2075/022—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle
    • F02B2075/025—Engines characterised by their cycles, e.g. six-stroke having less than six strokes per cycle two
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G2244/00—Machines having two pistons

Definitions

  • the invention relates to a cylinder machine and in particular a two-stroke internal combustion engine or a compressor of the cylinder type.
  • a two-stroke internal combustion engine of the cylinder rotor type is known.
  • This internal combustion engine comprises a cylinder rotor with a plurality of cylinders arranged at equal angular intervals around the axis of rotation of the cylinder rotor.
  • the pistons which are radially displaceable in the cylinders, are supported via articulated connecting rods on a single, common eccentric bearing of a crankshaft which is fixedly connected to a housing enclosing the cylinder rotor.
  • inlet and outlet gas exchange slots are provided in the cylinders which, as is customary in two-stroke internal combustion engines, are controlled, ie opened and closed, by the radially outer edge of the pistons.
  • Stationary gas exchanges are located axially on both sides of the cylinder rotor in the side walls of the housing.
  • Selkanäle provided, on the cylinder-side, with one end of the gas exchange slots gas exchange channels with their other end similar to a rotary valve control in the course of rotation of the cylinder rotor.
  • the two-stroke internal combustion engine known from US-A-3 739 756 differs from conventional star-shaped engines in which the pistons, which are displaceable in a radial, but stationary arrangement, operate on a rotating crankshaft, essentially in that the internal combustion engine US-A-3 739 756 the crankshaft is stationary and instead the cylinders rotate.
  • the stroke length is comparatively long in relation to the diameter of the pistons, with the result that comparatively high combustion chambers have to be flushed and filled when the gas is changed in the stroke direction. It is comparatively difficult to ensure adequate purging of the combustion chambers, in particular since the circumferential area of the cylinders available for accommodating gas exchange slots is limited.
  • the kinematics of the crankshaft gear used there cause asymmetries in the stroke movement, which also has an effect on the control angles and control times available for the gas exchange.
  • the kinematics of articulated connecting rods means that the radial thrust force of the pistons cannot be optimally converted into a torque acting on the cylinder rotor, as a result of which the use of force deteriorates.
  • a further cylinder rotor machine that can be used as an internal combustion engine or as a compressor is known.
  • the machine has a cylinder rotor rotating about a first axis of rotation, which comprises three pairs of cylinders offset by 120 °.
  • the cylinders of each pair running radially to the first axis of rotation are arranged coaxially and rigidly connected to one another by a common piston rod.
  • the cylinder rotor is surrounded by a stationary housing, in which a crankshaft enclosed by the cylinders is rotatably supported about a second axis of rotation arranged with a predetermined eccentricity relative to the first axis of rotation.
  • each pair of pistons are rotatably guided on an eccentric bearing of the crankshaft, the eccentric disk of which is firmly connected to the crankshaft.
  • the eccentric bearings define third axes of rotation offset by 120 ° relative to one another about the second axis of rotation, the radial distance from the second axis of rotation also equaling the predetermined eccentricity. In this way it is achieved that each pair of pistons is non-rotatably supported on the cylinder rotor relative to the eccentric axis even if its eccentric axis currently coincides with the axis of rotation of the cylinder rotor.
  • the support takes place exclusively via the other two pairs of pistons, without the cylinder rotor having to be coupled torque-proof via a gearwheel gear or the like with crankshaft. Since the eccentric bearings define axes of rotation which are fixed relative to the crankshaft, the piston rods do not have to be articulated via double bearings on both the piston and the crankshaft.
  • the known cylinder rotor machine can be built relatively small in relation to its performance.
  • the cylinders are open towards the circumference of the cylinder rotor and are closed off from the outside by the housing which closely surrounds the cylinder rotor.
  • overlapping gas exchange openings are provided along the cylinder openings.
  • the housing surrounding the cylinder rotor must be tolerated with a minimal annular gap in order to avoid pressure losses, or else sealing elements must be used. Reliable sealing by means of a closely tolerated annular gap is difficult to achieve due to different thermal expansions, especially when designed as an internal combustion engine, and reliable sealing with sealing strips or the like also leads to problems due to the high sliding speeds on the outer circumference.
  • the invention is based on a two-stroke internal combustion engine, comprising the following features: a housing, a crankshaft in the housing, at least one cylinder rotor rotatably mounted in the housing about a first axis of rotation with several, at equal angular intervals around the first axis of rotation and the crankshaft extending radially to the first axis of rotation Cylinder axes arranged, radially outside of cylinder roofs firmly connected to the cylinder rotor, a piston displaceable radially to the first axis of rotation in each cylinder, which together with its cylinder roof and the pistons delimits a combustion chamber, the pistons being connected via piston rods to eccentric bearings of the crankshaft are, and a gas exchange control with separately assigned to the individual cylinders inlet or outlet gas exchange channels, which open at one end in the cylinder in each case at least one gas exchange slot, which is controllable from the radially outer edge of the piston with respect to the first axis of rotation is
  • a rotary slide valve control arrangement which rotates synchronously with the cylinder rotor is provided between at least one gas exchange channel which is stationary with respect to the housing and the ends of the cylinder-side inlet gas exchange channels and / or exhaust gas exchange channels remote from the slot.
  • the cylinder rotor comprises three pairs of cylinders arranged at the same axis and offset by 120 ° relative to one another, the pistons of which are also rigidly connected to one another in pairs by means of the piston rods, that the crankshaft by one to the first Axis of rotation with a - 6 - the eccentricity of the second axis of rotation offset parallel to the axis is rotatably mounted and the eccentric bearings define the third rotary axes for the piston rods of piston pairs offset by 120 ° about the second axis of rotation and axially parallel about the predetermined eccentricity relative to the second axis of rotation.
  • Two-stroke internal combustion engines of the cylinder rotor type according to the invention have a comparatively small stroke with a comparatively large displacement of the individual combustion chambers.
  • the small stroke makes the exact dimensioning of the opening and closing angles difficult.
  • the opening and closing angles of the inlet slots and outlet slots are symmetrical with the radially inner dead center position and the radially outer dead center position of the piston. Due to the symmetry, purging losses, that is to say the discharge of unused fuel or insufficient purging or insufficient fresh gas filling, can occur.
  • the above-mentioned rotary slide control arrangement likewise controls the gas exchange of the individual cylinders and the resulting opening control angle of the inlet and / or exhaust gas exchange channel related to the rotation of the cylinder rotor compared with the opening control angle of the associated cylinder-side gas exchange slot changed, in particular reduced.
  • the rotary slide valve control arrangement which can be provided both in the path of the inlet channels and the outlet channels and in both channels, takes over the gas exchange control together with the piston-controlled slots.
  • the distance of the rotary valve control arrangement from the gas exchange slots ensures a reduction - 7 - of the gas pressure, in particular on the outlet side, so that the rotary valve control arrangement only has to meet limited sealing requirements.
  • the rotary slide valve control arrangement makes it possible to determine the start and end of the inlet independently of the start and end of the outlet, so that the gas exchange can be optimized.
  • the rotary slide valve control arrangement comprises a slide part which is movable in the circumferential direction of the cylinder rotor relative to the latter and has a control opening which connects the slot-remote end of the cylinder-side gas exchange channel to the stationary gas exchange channel during the gas exchange.
  • the slide part which is, for example, a ring enclosing the crankshaft, allows an adjustment of the gas exchange, expediently in the form that a drive mechanism adjusts the slide part when the cylinder rotor is rotating, i.e. allowed during engine operation.
  • the object of the invention is to simplify the sealing of a cylinder rotor from the housing surrounding it in a simple manner.
  • the cylinder rotor encloses a central crankshaft chamber containing the crankshaft, from which the cylinders proceed, in that the inlet gas exchange channels are open as to the crankshaft chamber Overflow channels are formed and that radially within a bearing rotatably supporting the cylinder rotor on the housing, a gas inlet channel which is stationary with respect to the housing is guided into the crankshaft chamber.
  • Such a cylinder rotor internal combustion engine does not require a rotary slide valve on the inlet side.
  • the fresh gases are conducted into the crankshaft chamber via a channel that is guided through the cylinder rotor bearing in a stationary manner to the housing, from where they reach the combustion chambers of the cylinders in a piston-controlled manner via the overflow channels.
  • a rotary slide valve control arrangement is expediently provided on the outlet side, which in turn is preferably also used for gas exchange control, but alternatively can also only be used for the controlled passage of the exhaust gases through the housing.
  • the pistons are wider in the axial direction of the cylinder rotor than in its circumferential direction.
  • the outlet gas exchange slots are each provided in a wall region of the cylinder that extends essentially in the axial direction of the cylinder rotor, in particular at least approximately in the middle of this wall region, and inlet gas exchange slots are provided in the axial direction of the cylinder rotor on both sides of the outlet gas exchange slot.
  • the combustion chamber is Principle of gases flows through, the fresh gases entering in the region of the longitudinal ends of the combustion chamber, preferably in such a way that they flow essentially along the circumferential wall regions of the cylinder to the cylinder roof and from there in the center region of the combustion chamber to the Exhaust gas exchange slots flow back.
  • the cylinder roof expediently has two concavely curved convexities lying next to one another in the axial direction of the cylinder rotor. It has also proven to be expedient if two spark plugs are assigned to the cylinder, each of which works in one of the two arches.
  • the cylinders preferably have both outlet gas exchange slots and inlet gas exchange slots in the circumferential direction on both sides of the pistons.
  • This design which is made possible in a particularly simple manner by the crank chamber charge of the cylinders, symmetrizes the gas exchange flows both on the inlet side and on the outlet side, which benefits the optimization of the gas exchange.
  • pistons which are wider in the axial direction of the cylinder rotor than in its circumferential direction is not only advantageous in the case of two-stroke internal combustion engines with crank chamber charge.
  • This piston configuration generally facilitates the accommodation of the cylinders in the cylinder rotor, also in the case of other cylinder rotor machines designed as internal combustion engines or compressors, since the displacement can be increased without the diameter of the cylinder rotor having to be increased.
  • each cylinder comprises two circular-cylindrical cylinder chambers arranged next to one another in the axial direction of the cylindrical rotor, which are separated from one another by a partition wall provided in the region of the cylinder roof with at least one overflow opening, one of the cylinder chambers being connected only to the inlet gas exchange duct and the other cylinder chamber being connected only to the outlet gas exchange duct, and that in each cylinder chamber one of two partial pistons of a double piston is displaceable.
  • overflow channels are preferably provided in the circumferential direction of the cylinder rotor on both sides of one cylinder chamber and in the circumferential direction of the cylinder rotor on both sides of the other cylinder chamber outlet gas exchange slots are provided. In this way, the rinsing behavior can be improved when designed as a two-stroke machine.
  • the pistons are wider in the axial direction of the cylinder rotor than in its circumferential direction and in that the inlet gas exchange slots on the one hand and the outlet gas exchange slots on the other side are provided on the opposite sides of the cylinders in the axial direction of the cylinder rotor.
  • the pistons have a piston roof which is convexly curved at least in the axial direction of the cylinder rotor and the cylinder roof has at least in the axial direction of the cylinder is concavely curved, combustion-technically favorable direct current purging takes place.
  • the pistons preferably have, in the circumferential direction of the cylinder rotor, axially parallel to the first axis of rotation, essentially planar outer surfaces which merge into semi-cylindrical outer surfaces on the narrow sides.
  • Pistons of this design are comparatively easy to seal and also easy to manufacture. It is also advantageous that the inflow and outflow area can be designed without vortex-forming corners in the area of the slots of the cylinders provided on the narrow sides.
  • the value of the predetermined eccentricity of the crankshaft explained at the outset is dimensioned such that the fourfold value of the eccentricity is smaller than that maximum width of the pistons in the circumferential direction of the cylinder rotor, that is to say smaller in the case of an axially elongated piston than the narrow side width of the pistons.
  • This dimensioning rule is expediently also used for cylindrical pistons, since it enables an optimal size-performance ratio.
  • the comparatively large displacement of the individual cylinders in particular when using axially elongated pistons, enables the degree of filling of the cylinders of fresh gases to be controlled when the inlet gas exchange duct is connected to a blower, the drive of which is a speed-controllable motor, in particular an electric motor.
  • a speed-controllable motor in particular an electric motor.
  • By changing the speed of the fan its delivery rate can be changed and thus the degree of filling of the cylinders can be adapted to the current speed of the cylinder rotor.
  • a speed control for the blower motor responsive to the speed of the cylinder rotor can be provided.
  • the housing completely surrounds the cylinder rotor and forms a blower housing with at least one cooling air intake opening in the region of its center and at least one outflow opening in the region of its outer circumference.
  • the cylinders can be provided with ribs in order to form a large temperature exchange surface, and in the arrangement of the cooling air openings mentioned, the flow flows radially around the axis of rotation of the cylinder rotor.
  • the air flow can also be increased by an external cooling air blower.
  • the cooling air intake opening is preferably located in the region of the outlet rotary valve control arrangement, so that it can also be used to cool it. In order to enlarge the heat exchange surface, the cooling air flow is expediently conducted into the interior of the blower housing via ducts running radially past the rotary valve control arrangement.
  • the blower housing can optionally be provided on the outside with a suitable, sound-reducing coating.
  • Special advantages result in stationary operation, in which the internal combustion engine is coupled to a working machine, in particular an electrical generator or the compressor of a heat pump.
  • the outlet gas exchange duct of the internal combustion engine is preferably also connected to a heat exchanger, so that not only the heat pump for generating heat from a building heating system, but also the waste heat from the internal combustion engine can be used for heating purposes. Since the speed of the crankshaft is twice as high as the rotor speed, there is also a more favorable drive speed, for example for a three-phase generator, without the need for a transmission gear.
  • the cylinders are closed to the crankshaft by bottoms, the piston rods slidably penetrating these bottoms. Additionally between the compressor rooms between the In this way, peripheral walls and the outside of the pistons form additional compression spaces between the inside of the pistons and the bottoms, for the control of which gas exchange channels are provided in the axially lateral walls of the cylinder rotor in the region of the bottoms, which arc-shaped enclose the axis of rotation of the cylinder rotor Control slots of the housing communicate.
  • the axially lateral control slots are connected to the control slots provided in the peripheral wall of the housing, so that the inner compression spaces form a pre-compressor for the outer compression spaces.
  • the invention is based on a compressor of the type known from WO90 / 15918, in which the cylinder rotor contains three piston pairs offset by 120 ° in radial cylinders of its cylinder rotor and in which the cylinder rotor eccentrically to a crank connected via rigid piston rods of the piston pairs ⁇ shaft is arranged.
  • the cylinders are closed radially on the outside from cylinder roofs which are fixedly connected to the cylinder rotor, and for the gas exchange, instead of the control slots arranged in the peripheral wall of the housing surrounding the cylinder rotor, a rotary slide valve control arrangement for control purposes is provided, at least on an axial side of the cylinder rotor the gas exchange of the individual cylinders.
  • the gas exchange channels of the individual cylinders rotating together with the cylinder rotor lead here from the region of the cylinder roof to a region of the axially lateral wall of the cylinder rotor which is located radially further inward and contains the rotary slide valve control arrangement. Since the cylinders are closed radially to the outside by fixed cylinder roofs, sealing problems in the region of the circumference of the cylinder rotor exposed to high relative speeds are avoided. However, comparatively high relative speeds are also avoided in the area of the rotary valve control arrangement, since the gas exchange channels rotating with the cylinder rotor lead radially inward, so that the sealing surfaces of the rotary valve control arrangement can be arranged on a comparatively small radius.
  • the rotary slide valve control arrangement can also be implemented in the compressor using side surfaces integrally formed by the cylinder rotor or the housing.
  • the rotary slide valve control arrangement preferably comprises pairs of ring-shaped sealing disks which lie tightly against one another and in particular are resiliently biased axially against one another, of which at least one expediently consists of ceramic material.
  • the resilient preload ensures sufficient sealing forces.
  • the sealing washers are on top of one another opposite sides with mutually coaxial, interlocking projections, which form a sealing labyrinth between the sealing washers, so that a sufficient sealing effect is achieved with comparatively low contact forces.
  • rotary slide control arrangements are provided in the direction of the first axis of rotation on both sides of the cylinder rotor, which are arranged in both axially lateral walls
  • Rotary gas exchange channels provided in the cylinder rotor are alternately connected to stationary inlet gas exchange channels and stationary outlet gas exchange channels via arcuate control slots.
  • the inlet gas exchange channels are preferably connected to a common inlet opening, additionally or alternatively the outlet gas exchange channels can also be connected to a common outlet opening.
  • the housing preferably consists of two housing halves that are mirror-symmetrical to a division plane that runs perpendicular to the first axis of rotation.
  • the division level expediently runs through the common inlet and / or outlet openings explained above.
  • the manufacture of the cylinder rotor is facilitated if it comprises two rotor parts forming the cylinder walls, of which a first rotor part forms an axially lateral wall of the cylinder rotor and a peripheral wall jointly forming the cylinder roofs, and the second runner part forms a further axial side wall and carries projections in the axial direction which delimit the cylinders between them in the circumferential direction.
  • a cylinder rotor manufactured in this way is not only stable, but also the surfaces to be manufactured with narrow tolerances are essentially accessible without undercuts, so that they can be machined precisely in a simple manner.
  • FIG. 1 shows an axial longitudinal section through a first embodiment of a two-stroke internal combustion engine according to the invention of the cylindrical rotor type
  • Fig. 4 is a schematic representation of a
  • FIGS. 1 and 2 shows a schematic illustration of a variant of the internal combustion engine from FIGS. 1 and 2;
  • FIG. 6 shows a partial axial longitudinal section through a second embodiment of a two-stroke internal combustion engine of the cylinder rotor type according to the invention
  • FIG. 7 shows a sectional view of the internal combustion engine, seen along a line VII-VII in FIG. 6;
  • FIG. 8 shows a partial axial longitudinal section through a third embodiment of a two-stroke internal combustion engine according to the invention.
  • FIG. 9 shows an axial longitudinal section through a compressor of the cylindrical rotor type according to the invention, seen along a line IX-IX in FIG. 10 and 10 shows an axial cross section through the compressor, seen along a line XX in FIG. 9.
  • the two-stroke internal combustion engine shown in FIGS. 1 and 2 comprises a housing 1 with an essentially cylindrical interior 3, in which a star-shaped cylinder rotor 5 is arranged so as to be rotatable about an axis of rotation 7.
  • the cylinder rotor 5 is mounted on roller bearings 9 on bearing lugs 11 of the housing 1.
  • the cylinder rotor 5 contains six cylinders 13, in each of which a piston 15 is arranged displaceably perpendicular to the axis of rotation 7.
  • the cylinders 13 and pistons 15 are aligned in pairs on opposite sides of the axis of rotation 7, i.e. coaxial, arranged.
  • the axes of the cylinder pairs are angularly offset from one another by 120 ° around the axis of rotation 7 and are preferably in the same axis-normal plane of the cylinder rotor.
  • the pistons 15 assigned to one another in pairs are rigidly connected to one another by piston rods 17.
  • a crankshaft 21 is rotatably mounted in roller bearings 19 about an axis of rotation 23 offset parallel to the axis of rotation 7 by an eccentricity e (FIG. 1).
  • the crankshaft 21 has three stationary eccentric circular disks 25 arranged axially next to one another, which are seated in bearing openings 27 of the piston rods 17 and guide the piston rods 17 via needle bearings 29.
  • the eccentric circular disks 25 define eccentric bearings with eccentric rotary axes 31 that are parallel to the axis of rotation 23 of the crankshaft 21 but offset by the value of the eccentricity e relative to the axis of rotation 23.
  • the eccentric rotary axes 32 of the three eccentric circular disks 25 are also opposed by 120 ° ⁇ offset each other around the axis of rotation 23.
  • the Eccentric circular disks 25 have a radius which is larger than the eccentricity e and are preferably connected to one another exclusively in their radial overlap region.
  • the pistons 15 move when the cylinder rotor 5 rotates about the axis of rotation 7 along a path which intersects the axis of rotation 7 in a plane normal to the axis.
  • the eccentric axis of rotation 32 which coincides with the center axis of the eccentric disk 25, also moves on this path.
  • the three pairs of pistons are guided on the crankshaft 21 exclusively via their piston rods 17.
  • the crankshaft 21 is in this case rotated relative to the cylinder rotor 5 and at an angular speed that is twice as large as the angular speed at which the cylinder rotor rotates about its axis of rotation 7.
  • the eccentricity e since the piston stroke is four times the eccentricity e, is comparatively small, for example in the order of 10 to 20 mm.
  • the radius of the eccentric circular disks 25 is smaller than four times the value of the eccentricity e and is normally around 2.5 to 3 times the value of the eccentricity e.
  • the cylinder rotor 5 has a central crankcase 31, which is mounted on the bearings 9 and to which the cylinders 13 are screwed.
  • the cylinders 13 are closed on the head side by cylinder roofs 33 firmly connected to them and, together with the cylinder roof 33 and a piston roof shown at 35, each delimit a combustion chamber 37 in which the pistons 15 rotating on a circular path between a radially inner dead center position and a radially outer dead center position are moved back and forth.
  • 39 denotes an event A flywheel, which is held on the crankshaft 21 and supports the rotation.
  • the combustion chambers 37 are assigned spark plugs indicated at 41, which protrude into depressions 43 of the piston roof 35.
  • the troughs 43 also form a compression space for the air-fuel mixture to be ignited by the spark plug 41.
  • the inlet channels 45 and outlet channels 47 open into at least one inlet slot 51 and at least one outlet slot 53 in the position of the cylinder wall that is released from the radially outer edge 49 of the piston skirt when the pistons 15 are in the dead center position.
  • the slots 51 which are generally referred to as gas exchange or flushing slots , 53 are opened or closed for the gas exchange control by the piston 15 in the course of its stroke movement.
  • the slots 51, 53 can be arranged at the same height; expediently, however, the outlet slot 53 opens in front of the inlet slot 51 when the piston 15 moves radially inwards.
  • Rotary slide control arrangements 55 and 57 are arranged between the axial walls of the cylinder rotor 5 and the axially adjacent side walls of the housing 1.
  • the rotary valve control arrangements 55 and 57 have the ends of the gas exchange channels 45, 47 remote from the slot with a stationary inlet channel 59 provided on the housing side or a stationary one to the housing Connect the arranged outlet channel 61 in a position in which the slots 51, 53 are open.
  • the rotary slide valve arrangements 55, 57 not only form sealing housing bushings for the cylinder-side inlet ducts 45 and outlet ducts 47, but control the gas exchange in connection with the slots 51, 53, the rotary valve 55 shortening the actual inlet opening time compared to the opening time defined by the inlet slot 51 by the rotary valve 55 compared to the inlet ⁇ slot 51 opens later and / or closes earlier.
  • the rotary slide valve 57 also controls the outlet opening time in addition to the outlet slot 53, in that the outlet rotary slide valve 57 opens later than the outlet slot 53 and / or closes earlier than the outlet slot 53.
  • the gas exchange can be influenced in addition to the piston-controlled slots 51, 53 and optimized to avoid flushing losses or to improve the loading of the combustion chamber with fresh gases.
  • 3 shows a control diagram for one of the cylinders. AT is the radially outer dead center and IT is the inner dead center of the piston. The ignition takes place at the outer dead center.
  • the control diagram is run through in a clockwise direction, the control angle of 360 ° corresponding to one revolution of the cylinder rotor 5.
  • outlet slot 53 opens and at the same time outlet rotary valve 57 opens (time A '). This starts the exhaust phase.
  • Time E opens the inlet slot 51.
  • the flushing phase begins at a time thereafter, with the opening of the intake rotary valve 55 at the time E '3.
  • the scavenging phase ends with the closing of the outlet rotary valve 57 (A 1 z). Since the rotary valve 57 closes before the inlet slot 51 (time E) and the inlet rotary valve 55 (time E ') simultaneously close, flushing losses are avoided.
  • the outlet slot 53 closes after the inlet closes at time A.
  • the control diagram dt. 3 represents only one example. In individual cases it may be sufficient if only the inlet times or the outlet times are varied, and accordingly either the inlet rotary valve 55 or the outlet rotary valve 57 can be omitted.
  • the rotary valves 55, 57 are of essentially identical construction and each comprise two annular sealing disks 63, 65 which are coaxial with the axis of rotation 7 and which are arranged axially next to one another and are axially resiliently pressed against one another.
  • the sealing disk 63 adjacent to the cylinder rotor 5 is provided with holes 67 which match the slot-distant ends of the gas exchange channels 45, 47, while the sealing disk 65 remote from the cylinder rotor 5 each has a hole 69 which matches the gas exchange channels 59 and 61.
  • the sealing disk 63 is connected in a rotationally fixed manner to the cylinder rotor 5 and, like the sealing disk 65 connected in a rotationally fixed manner to the housing 1, can consist of ceramic material.
  • the sealing disks are provided on their axially adjacent flat sides with mutually coaxial, annular, mutually interlocking projections or ribs 71, which together form a labyrinth seal.
  • the rotary valves 55, 57 do not have to cope with excessively high pressure peaks, since the slots 51, 53 take over the pilot control of the gas exchange. Since the gas exchange channels 45, 47 on the cylinder side are inclined outwards from the slots 51, 53 towards the axis of rotation 7, the diameter of the sealing disks 63, 65 can be kept relatively small, so that the relative sliding speed between the sealing disks 63, 65 is low remains.
  • the rotor speed is only half as large as the output speed of the crankshaft 21 compared to conventional internal combustion engines of the cylinder rotor type.
  • the rotary slide valves 55, 57 can also be designed in a different way and, for example, instead of the axially abutting surfaces, have cylindrical sealing surfaces or cone sealing surfaces.
  • the pistons 15 are narrower in the circumferential direction of the cylinder rotor 5 than in the direction of its axis of rotation 7.
  • the width of the pistons 15 in both the circumferential direction and in the axial direction of the cylinder rotor 5 is greater than the stroke and thus greater than four times the eccentricity e.
  • the pistons 15 can have a rectangular cross-section or, as is shown in the exemplary embodiment in FIG.
  • the sealing disks 63, 65 can be held in an unadjustable manner on the cylindrical rotor 5 or the housing 1.
  • the house-side control disk is rotatably mounted on the housing 1 and on Provide teeth 73 in part of its outer circumference.
  • the overlap angle of the opening 69 can be adjusted relative to the gas exchange duct on the housing side, for example the outlet duct 61, which means that depending on the direction of the adjustment, the beginning or end of the outlet, based on the outlet ducts 47 , moves.
  • the rotation of the sealing disk 65 can also take place during engine operation.
  • the piston 15 has circumferential, parallel, flat flat sides 77, while the narrow side surfaces 79 of the piston have the shape of cylinder sections with a semicircular cross-section.
  • the inlet channels 45 and outlet channels 47 expand towards the cylinder and open approximately tangentially into the narrow side surfaces 79.
  • the direction of purging of the combustion chamber is indicated by an arrow 81; the direction of movement of the cylinder 13 is indicated by an arrow 83.
  • the cylinder-side sealing disks 63 are fixedly attached to the cylinder rotor
  • the housing-side sealing disks 65 are axially movably guided thereon and are biased by springs 85 toward the cylinder rotor.
  • the combustion air is compressed by a blower 87 before fuel is mixed in a carburetor 89 or an injection pump and the air-fuel mixture is supplied to the combustion chambers via the inlet duct 59.
  • the inlet rotary valve 55 can, as shown in FIG. 5, be used additionally or alternatively to control the beginning of the inlet or the end of the inlet also to control a second inlet channel 91, which in the direction of rotation of the cylinder barrel in front of the hole 69 of the housing-side sealing disk 65 in one another hole 93 of this sealing washer flows.
  • the combustion chamber can first be flushed with fresh air during each working cycle before the air / fuel mixture is loaded into the combustion chamber. In this way, the flushing-related losses in fuel are reduced.
  • a compressor or a compressor arrangement of the type described in WO90 / 15918 with double-used pistons or the compressor explained below with reference to FIGS. 9 and 10 can also be used.
  • the cylinder barrel 5 is essentially completely enclosed by the housing 1. Since the cylinders 13 each protrude radially, the cylinder rotor 5 acts as a radial fan.
  • At least on the side of the outlet rotary valve 57 at least one cooling air inlet duct 95 (FIG. 1) opens radially within the central region of the housing 1 surrounded by the outlet rotary valve 57, said cooling air inlet duct 95 passing through a plurality of radial ducts 97 distributed in the circumferential direction past the outlet rotary valve 57 extends into the interior of the housing 1.
  • one or more cooling air outlets 99 are provided, through which the cooling air exits again.
  • the cooling air in the area of the outlet rotary valve 57 By supplying the cooling air in the area of the outlet rotary valve 57, the latter is primarily cooled.
  • the cylinders are provided with cooling fins in the usual way to improve the heat exchange. It goes without saying that an additional fan can be connected upstream of the cooling air duct 95.
  • the two-stroke internal combustion engine is also particularly suitable for stationary operation, since it has relatively small dimensions with high output and is durable due to the low piston speed and the short stroke.
  • the coating through the housing 1 reduces the noise emission.
  • the housing 1 can on his Be additionally provided on the outside with sound insulation indicated at 101.
  • the internal combustion engine is particularly suitable for stationary applications in connection with a working machine 103 coupled to the crankshaft 21, which is in particular the compressor of a heat pump system or an electrical generator, especially a three-phase generator.
  • the use for driving a three-phase generator is matched by the crankshaft speed, which is doubled compared to the rotor speed.
  • the heat pump system is expediently part of a building heating system, into which the exhaust gas heat is also returned.
  • a heat exchanger provided for this purpose is indicated at 105 in FIG. 1.
  • FIGS. 6 and 7 show a variant of the two-stroke internal combustion engine explained above, which differs from this internal combustion engine primarily in the type of gas flow. Parts having the same effect are provided in FIGS. 6 and 7 with the reference numbers of FIGS. 1 to 5 and for distinction with the letter a. To explain the basic mode of operation of these components, reference is made to the description of FIGS. 1 to 5. Components 31, 32, 85, 89 and 101 and optionally components 73 and 75 are present, but are not shown in FIGS. 6 and 7. The components 55, 91, 93 are not implemented.
  • the cylinder rotor 5a of the internal combustion engine shown in FIGS. 6 and 7 forms a crank chamber 107 radially within the space delimited by the pistons 15a, into which the inlet channel 59a supplying the air-fuel mixture opens.
  • the inlet channel 59a leads radially through the housing 1a within the area enclosed by the bearing 9a of the cylinder rotor 5a.
  • the to the inlet slots 51a leading cylinder-side inlet channels 51a are designed as overflow channels which open with their radially inner ends on the side facing the crankshaft 21a outside the inner dead center position of the piston 15a in the crank chamber 107.
  • the pistons 15a are narrower in the circumferential direction of the cylinder rotor 5a than in the axial direction of the cylinder rotor 5a, the narrow side width here also being greater than four times the eccentricity e of the crankshaft 21a.
  • the pistons 15a have flat flat sides 79a and narrow sides 79a running parallel to one another in the form of cylinder sections with a semicircular cross section.
  • outlet slots 53a are provided on opposite sides of the pistons 15a in the circumferential direction, which are connected by separate outlet channels 47a to the rotary valve 57a provided exclusively on the outlet side.
  • the inlet slots 51a as well as the overflow channels 45a are arranged in the region of the semi-cylindrical narrow sides of the pistons and are shaped such that the flushing path 81a, the fresh gases entering the combustion chamber 37a via the outlet slots 51a, along the narrow side surfaces of the combustion chamber 37a shaped in accordance with the piston 15a to the cylinder roof 33a flows.
  • the cylinder roof 33a contains two bulges 109 lying side by side in the longitudinal direction of the piston, which deflect the fresh gas flow towards the centrally arranged outlet slots 53a.
  • the elongated shape of the pistons 15a in connection with the explained arrangement of the slots 51a, 53a allows a reverse purge of the combustion chamber 37a.
  • the internal combustion engine comprises two spark plugs 41a, each associated with one of the bulges 109, which ensure symmetrical ignition and are connected to an ignition system, not shown, via spark contact paths 111 arranged on the inner casing of the housing 1a.
  • the fan 87a which conveys the fresh air, is driven by an electric motor 113, the speed of which can be varied via a controller 115.
  • the controller 115 which possibly detects the current speed of the cylinder rotor 5a or the crankshaft 21a by means of a speed sensor 117, controls the boost pressure and thus the degree of filling of the combustion chambers 37a via the speed of the electric motor 113.
  • By suitably adjusting the filling level it can be achieved that some of the exhaust gases remain in the combustion chamber 37a and are thus returned to the combustion in the next working cycle in order to reduce the pollutant emissions. An exhaust gas recirculation is unnecessary in this way.
  • another variable-speed motor can also be used, for example a hydraulic motor or the like.
  • Components 113 to 117 can also be used in an internal combustion engine of FIGS. 1 to 5.
  • the internal combustion engine of FIGS. 6 and 7 can also be supplemented by components 103, 105.
  • the embodiments of the rotary slide valve explained with reference to FIGS. 1 to 5 can also be used in the internal combustion engine of FIGS. 6, 7. The same applies to the design of the machine cooling.
  • FIG. 8 shows a variant of the two-stroke internal combustion engine of FIGS. 6 and 7.
  • parts having the same effect are provided with the reference numbers from FIGS. 1 to 7 and, to distinguish them, with the letter b.
  • the two-stroke internal combustion engine according to FIG. 8 differs from the internal combustion engine of FIGS. 6 and 7 primarily in that instead of a single piston elongated in the axial direction of the cylinder rotor, one cylinder consists of two partial pistons 15b 1 and 15b "
  • the partial pistons 15b 'and 15b have a circular cylindrical cross-section and are displaceably arranged axially parallel to one another in two cylinder chambers 13b' and 13b" arranged side by side in the axial direction of the cylinder rotor 5b.
  • the cylinder chambers 13b 'and 13b "are separated from one another by a partition 119, which is provided in the region of the common cylinder roof 33b with at least one overflow opening 121 connecting the two combustion chambers 37b.
  • the cylinder roof 33b faces the combustion chambers 37b and is provided with indentations 109b for receiving the spark plugs 41b.
  • the circular-cylindrical shape of the cylinder chambers 13b ', 13b "and the partial pistons 15b', 15b" of the double-piston arrangement simplifies the sealing without the cylinder capacity which can be accommodated in the cylinder rotor 5b being reduced or the diameter of the cylinder rotor 5b having to be increased.
  • the air-fuel mixture supplied via the inlet channel 59b flows via the crank chamber 107b and a plurality of overflow channels 45b arranged in the circumferential direction of the cylinder rotor 5b on either side of one of the two partial pistons, here the partial piston 15b ', into the combustion chamber 37b of this partial piston.
  • the partial piston 15b With its radially outer piston edge 49b, the partial piston 15b 'controls the inlet slots 51b of the associated cylinder chamber 13b'.
  • the other partial piston 13b "is used exclusively for the control of outlet slots 53b of the other cylinder chamber 13b".
  • the outlet slots 53b are in turn arranged in the circumferential direction of the cylinder rotor 5b on both sides of the piston 15b ".
  • Outlet gas exchange channels 47b connect the outlet slots 53b to the rotary slide valve 57b provided exclusively on the outlet side and thus to a stationary outlet channel 61b on the housing side, as is shown in FIG 6 and 7 is explained in detail.
  • the partial pistons 15b 'and 15b are each also assigned separate piston rods 17b 1 and 17b".
  • the two piston rods 17b 'and 17b "of the double piston are arranged at a distance from one another in the axial direction of the cylinder rotor 5b and are guided on eccentric circular disks 25b' and 25b" which are also arranged at a distance from one another.
  • the eccentric circular disks 25b 'and 25b in turn sit in needle bearings 29b in bearing openings 27b of the piston rods.
  • each of the partial pistons 15b' and 15b" is with a corresponding partial piston on the opposite one Side of the axis of rotation 7b of the cylinder rotor 5b arranged double piston rigidly connected.
  • the eccentric axes of rotation defined by the eccentric circular disks 25b 1 and 25b "of the double piston pair run coaxially here.
  • FIGS. 9 and 10 show a compressor of the cylinder rotor type, in which the arrangement of the cylinders and Piston and the kinematic movement is selected in accordance with the Zylin ⁇ der rotor machines of FIGS. 1 to 8.
  • the reference numbers 1 to 37 reference is made to the description of these figures, in particular FIGS. 1 to 5, the reference numbers additionally being provided with the letter c to distinguish them.
  • Components that are specific to internal combustion engines, such as spark plugs or the like, are omitted, and instead of combustion chambers, the pistons and cylinders delimit compressor chambers.
  • the pistons 15c are designed as pistons which are elongated in the axial direction of the cylinder rotor 5c and are preferably rectangular in cross section with a straight line; instead of such pistons, the double-piston arrangement according to FIG. 8 can also be used.
  • the cylinder rotor 5c comprises, on axially opposite sides, one or more gas exchange channels 125 assigned to the individual cylinders 13c, which, via slots 127, close to the cylinder roof 33c, which is firmly connected to the individual cylinder 13c, in the compression space delimited by the cylinder 13c and the piston 15c 37c open.
  • the gas exchange channels 125 run in the walls of the cylindrical rotor 5c and end at a location radially further inward with respect to the slots 127 in openings 129 of sealing disks 131, which are connected to side walls 133 of the cylindrical rotor 5c that run in a rotationally fixed manner perpendicular to the axis of rotation 7c .
  • the sealing disk 135 forms, possibly together with the one adjacent to it Side wall of the housing lc, two control slots 139 and 141 (FIG.
  • control slot 139 forms an inlet control slot and connects the opening 129 to a common inlet opening 143
  • another control slot 141 forms an outlet control slot and connects the openings 129 to a common outlet opening 145.
  • control slots 141 As shown in FIG. 9 for the control slots 141, these are led together to the outlet opening 145 via channels 147.
  • the control slots 139 are also connected to the common inlet opening 143.
  • the openings 143, 145 lie in a plane perpendicular to the axis of rotation 7c, along which the housing 1c is divided into two housing halves that are mirror-symmetrical to the plane. The leadership of the channels is chosen so that the openings 143, 145 are close together.
  • the housing lc facilitates its manufacture. Since the gas exchange channels 125c are guided radially inward from the area of the cylinder roofs 33c, the rotary slide valves 137 can be arranged on a comparatively small diameter, which reduces the relative rotational speed of the two sealing disks 131, 135.
  • the sealing disks are provided on their abutting surfaces with interlocking, concentric ribs or grooves 149, which together form a labyrinth seal. Since the sealing washers 131, 135 against one another either due to their inherent elasticity or by prestressing axially acting springs are tensioned, sufficient sealing of the compressor spaces 37c can be achieved. It is particularly advantageous that no seals on the outer circumference of the cylinder rotor 5c are required as a result of the cylinder roofs 33c firmly connected to the cylinder rotor.
  • the cylinder rotor 5c is essentially composed of two components, one of which comprises one of the side walls 133 and the peripheral wall which also forms the cylinder roofs 33c and the other component comprises the other side wall 133 and projections 151 protruding therefrom which form the walls of the cylinders 13c lying in the circumferential direction.
  • Components of this type can be comparatively easily and precisely manufactured, since they essentially have no undercuts.
  • the compressor explained above can be driven by any drive machine, but is preferably coupled to an internal combustion engine according to FIGS. 1 to 8 and used for the pre-compression of the air and / or the air-fuel mixture.

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Description

ZYLINDERLAUFERMASCHINE
Die Erfindung betrifft eine Zylinderläufermaschine und insbesondere eine Zweitakt-Brennkraf maschine oder einen Verdichter vom Zylinderläufertyp.
Aus der US-A-3 739 756 ist eine Zweitakt-Brennkraf ma¬ schine vom Zylinderläufertyp bekannt. Diese Brennkraf ma¬ schine umfaßt einen Zylinderläufer mit einer Vielzahl in gleichen inkelabständen um die Drehachse des Zylinder¬ läufers herum angeordneten Zylindern. Die in den Zylin¬ dern radial verschiebbaren Kolben sind über Gelenk-Pleu¬ elstangen an einem einzigen, gemeinsamen Exzenterlager einer fest mit einem den Zylinderläufer umschließenden Gehäuse verbundenen Kurbelwelle abgestützt. Für den Gaswechsel sind in den Zylindern Einlaß- und Auslaß- Gaswechselschlitze vorgesehen, die, wie bei Zweitakt- Brennkraftmaschinen üblich, von der radial äußeren Kante der Kolben gesteuert, d.h. geöffnet und geschlossen werden. Axial beiderseits des Zylinderläufers sind in den Seitenwänden des Gehäuses stationäre Gaswech- selkanäle vorgesehen, an welchen sich zylinderseitige, mit ihrem einen Ende an den Gaswechselschlitzen endende Gaswechselkanäle mit ihrem jeweils anderen Ende ähnlich einer Drehschiebersteuerung im Verlauf der Rotation des Zylinderläufers vorbeibewegen.
Die aus US-A-3 739 756 bekannte Zweitakt-Brennkraftma¬ schine unterscheidet sich von herkömmlichen Motoren der Sternbauweise, bei welchen die in sternförmig radial, jedoch stationär angeordneten Zylindern verschiebbaren Kolben auf eine rotierende Kurbelwelle arbeiten, im wesentlichen dadurch, daß bei der Brennkraftmaschine der US-A-3 739 756 die Kurbelwelle stationär ist und statt dessen die Zylinder rotieren. Bei Brennkraftmaschinen dieses Typs ist die Hublänge bezogen auf den Durchmesser der Kolben vergleichsweise groß, mit der Folge, daß beim Gaswechsel in Hubrichtung vergleichsweise hohe Brennräume gespült und gefüllt werden müssen. Es ist vergleichsweise schwierig, eine ausreichende Spülung der Brennräume sicherzustellen, insbesondere, da die für die Unterbrin¬ gung von Gaswechselschlitzen zur Verfügung stehende U fangsflache der Zylinder begrenzt ist. Hinzukommt, daß die Kinematik des dort benutzten Kurbelwellengetriebes Unsyπunetrien der Hubbewegung bedingt, was sich auch auf die für den Gaswechsel zur Verfügung stehenden Steuerwin¬ kel bzw. Steuerzeiten auswirkt. Schließlich bewirkt die Kinematik gelenkiger Pleuelstangen, daß die Radialschub¬ kraft der Kolben nicht optimal in ein auf den Zylinder¬ läufer wirkendes Drehmoment umgesetzt werden kann, wo¬ durch sich die Kraftausnutzung verschlechtert.
Aus der internationalen Anmeldung WO90/15918 ist eine weitere als Brennkraftmaschine oder als Verdichter ver¬ wendbare Zylinderläufermaschine bekannt. Die Maschine hat eine um eine erste Drehachse rotierenden Zylinderläufer, der drei um 120° gegeneinander versetzte Zylinderpaare umfaßt. Die radial zur ersten Drehachse verlaufenden Zylinder jedes Paars sind gleichachsig angeordnet und durch eine gemeinsame Kolbenstange starr miteinander verbunden. Den Zylinderläufer umschließt ein stationäres Gehäuse, in welchem eine von den Zylindern umschlossene Kurbelwelle um eine zweite, zur ersten Drehachse mit vorbestimmter Exzentrizität angeordnete Drehachse drehbar gelagert ist. Die Kolbenstangen jedes Kolbenpaars sind an je einem Exzenterlager der Kurbelwelle drehbar geführt, dessen Exzenterscheibe fest mit der Kurbelwelle verbunden ist. Die Exzenterlager definieren um 120° gegeneinander um die zweite Drehachse winkelversetzte dritte Drehach¬ sen, deren radialer Abstand von der zweiten Drehachse ebenfalls gleich der vorbestimmten Exzentrizität ist. Auf diese Weise wird erreicht, daß jedes Kolbenpaar selbst dann relativ zu der Exzenterachse drehfest an dem Zylin¬ derläufer abgestützt ist, wenn seine Exzenterachεe mit der Drehachse des Zylinderläufers momentan zusammenfällt. Die Abstützung erfolgt ausschließlich über die beiden anderen Kolbenpaare, ohne daß der Zylinderläufer zusätz¬ lich über ein Zahnradgetriebe oder dergleichen mit Kur¬ belwelle drehmomentfest gekuppelt sein müßte. Da die Exzenterlager relativ zur Kurbelwelle feststehende Dreh¬ achsen definieren, müssen die Kolbenstangen nicht über Doppellager sowohl am Kolben als auch an der Kurbelwelle gelenkig geführt werden. Die bekannte Zylinderläuferma¬ schine kann, bezogen auf ihre Leistung, verhältnismäßig klein gebaut werden.
Bei der aus WO90/15918 bekannten Zylinderläufermaschine sind die Zylinder zum Umfang des Zylinderläufers hin offen und werden von dem Gehäuse, welches den Zylinder¬ läufer eng umschließt, nach außen abgeschlossen. Im Mantelbereich des Gehäuses sind in einem Teil des Dreh- wegs der Zylinderöffnungen überlappende Gaswechselöffnun¬ gen vorgesehen. Bei einer solchen Bauart muß zur Vermei¬ dung von Druckverlusten das den Zylinderläufer um¬ schließende Gehäuse mit einem minimalen Ringspalt tole¬ riert sein, oder aber es müssen Dichtelemente eingesetzt sein. Eine zuverlässige Abdichtung mittels eines eng tolerierten Ringspalts ist wegen unterschiedlicher Wärme¬ dehnungen insbesondere bei Ausbildung als Brennkraftma- schine schwer zu verwirklichen, und auch eine zuverlässi¬ ge Abdichtung mit Dichtleisten oder dergleichen führt aufgrund der am Außenumfang gegebenen hohen Gleitge¬ schwindigkeiten zu Problemen.
Es ist ein erstes Ziel der Erfindung, eine als Zweitakt- Brennkraftmaschine ausgebildete Zylinderläufermaschine zu schaffen, die bei vergleichsweise kleinen Abmessungen eine hohe Leistung hat.
Das vorstehend erläuterte Ziel der Erfindung läßt sich unter verschiedenen Aspekten erreichen. Sämtlichen Aspek¬ ten liegt die Überlegung zugrunde, daß sich die Abdich¬ tungsprobleme der aus WO90/15918 bekannten Zylinder¬ läufer-Brennkraftmaschine, die sich aus den zur Gaswech- selsteuerung radial außen offenen Zylindern des Zylinder¬ läufers ergeben, vermieden werden können, ohne daß das vorteilhafte Bauraum-Leistungs-Verhältnis dieser bekann¬ ten Brennkraftmaschine verschlechtert werden muß, wenn die Brennkraftmaschine als Zweitakt-Brennkraftmaschine mit durch Zylinderdächer fest verschlossenen Zylindern ausgebildet wird, die Gaswechselsteuerung also durch Kolbenkanten gesteuerte Gaswechselschlitze in der Seiten¬ wand der Zylinder erfolgt.
Die Erfindung geht hierbei von einer als Zweitakt-Brenn¬ kraftmaschine ausgebildeten Zylinderläufermaschine aus, die folgende Merkmale umfaßt: ein Gehäuse, eine Kurbelwelle in dem Gehäuse, wenigstens einen in dem Gehäuse um eine erste Drehachse drehbar gelagerten Zylinderläufer mit mehreren, in glei¬ chen Winkelabständen um die erste Drehachse und die Kurbelwelle herum mit radial zur ersten Drehachse verlau¬ fenden Zylinderachsen angeordneten, radial außen von fest mit dem Zylinderläufer verbundenen Zylinderdächern ver¬ schlossenen Zylindern, einen radial zur ersten Drehachse verschiebbaren Kolben in jedem Zylinder, der zusammen mit seinem Zylinderdach und den Kolben einen Brennraum begrenzt, wobei die Kolben über Kolbenstangen mit Exzenterlagern der Kurbelwelle verbunden sind, und eine Gaswechselsteuerung mit separat den einzelnen Zylin¬ dern zugeordneten Einlaß- bzw. Auslaß-Gaswechselkanälen, die mit ihrem einen Ende in dem Zylinder in jeweils wenigstens einem Gaswechselschlitz münden, der von der bezogen auf die erste Drehachse radial äußeren Kante des Kolbens steuerbar ist.
Unter einem ersten Aspekt der Erfindung ist zusätzlich zur Schlitzsteuerung des Gaswechsels noch eine mit dem Zylinderläufer synchron rotierende Drehschiebersteueran¬ ordnung zwischen zumindest einem bezogen auf das Gehäuse stationären Gaswechselkanal und den schlitzfernen Enden der zylinderseitigen Einlaß-Gaswechselkanäle und/oder Auslaß-Gaswechselkanäle vorgesehen. Das prinzipielle Konzept der Erfindung wird hierbei dadurch verwirklicht, daß der Zylinderläufer drei um 120° gegeneinander winkel¬ versetzte Paare gleichachsig angeordneter Zylinder um¬ faßt, deren Kolben ebenfalls paarweise mittels der Kol¬ benstangen starr miteinander verbunden sind, daß die Kurbelwelle um eine zur ersten Drehachse mit einer vorbe- - 6 - stimmten Exzentrizität achsparallel versetzte zweite Drehachse drehbar gelagert ist und die Exzenterlager um 120° um die zweite Drehachse winkelversetzte und um die vorbestimmte Exzentrizität achsparallel gegen die zweite Drehachse versetzte dritte Drehachsen für die Kolbenstan¬ gen von Kolbenpaaren definieren.
Zweitakt-Brennkraftmaschinen des erfindungsgemäßen Zylin¬ derläufertyps haben einen vergleichsweise kleinen Hub bei vergleichsweise großem Hubraum der einzelnen Brennräume. Der geringe Hub erschwert die exakte Bemessung der Öff- nungs- und Schließwinkel. Darüber hinaus sind, wie bei ZweitaktBrennkraftmaschinen üblich, die Öffnungs- und Schließwinkel der Einlaßschlitze und Auslaßschlitze symmetrisch zu der radial inneren Totpunktlage bzw. der radial äußeren Totpunktlage des Kolbens. Aufgrund der Symmetrie kann es zu Spülverlusten, d.h. zum Abströmen von nicht genutztem Brennstoff oder unzureichender Spü¬ lung bzw. nicht hinreichender Frischgasfüllung kommen. Unter dem ersten Aspekt der Erfindung ist es weiterhin Aufgabe der Erfindung, das vorstehend genannte Ziel der Erfindung bei optimaler Gaswechselsteuerung zu erreichen. Hierzu ist vorgesehen, daß die vorstehend erwähnte Dreh¬ schiebersteueranordnung ebenfalls den Gaswechsel der einzelnen Zylinder steuert und den auf die Drehung des Zylinderläufers bezogenen, resultierenden Öffnungε-Steuer- winkel des Einlaß- und/oder Auslaß-Gaswechselkanals ver¬ glichen mit dem Öffnungs-Steuerwinkel des zugehörigen zylinderseitigen Gaswechselschlitzes verändert, insbeson¬ dere verringert. Die Drehschiebersteueranordnung, die sowohl im Weg der Einlaßkanäle als auch der Auslaßkanäle sowie in beiden Kanälen vorgesehen sein kann, übernimmt die Gaswechselsteuerung zusammen mit den kolbengeεteuer- ten Schlitzen. Der Abstand der Drehschiebersteueranord¬ nung von den Gaswechselschlitzen sorgt für eine Minderung - 7 - des Gasdrucks, insbesondere auf der Auslaßseite, so daß die Drehschiebersteueranordnung nur begrenzten Dichtungs¬ anforderungen genügen muß. Insbesondere ermöglicht es die Drehschiebersteueranordnung jedoch, Einlaßbeginn und Einlaßende unabhängig von Auslaßbeginn und Auslaßende festlegen zu können, so daß der Gaswechsel optimiert werden kann.
Die Drehschiebersteueranordnung umfaßt in einer bevorzug¬ ten Ausgestaltung ein in U fangsrichtung des Zylinderläu¬ fers relativ zu diesem bewegbares Schieberteil mit einer Steueröffnung, die während des Gaswechsels das schlitzfer¬ ne Ende des zylinderseitigen Gaswechselkanals mit dem stationären Gaswechselkanal verbindet. Das Schieberteil, bei dem es sich beispielsweise um einen die Kurbelwelle umschließenden Ring handelt, erlaubt eine Justierung des Gaswechsels, zweckmäßigerweise in der Form, daß ein An¬ triebsmechanismus eine Verstellung des Schieberteils bei rotierendem Zylinderläufer, d.h. während des Motorbe¬ triebs, erlaubt.
Die Drehschiebersteueranordnung kann unter Ausnutzung von integral durch den Zylinderläufer bzw. das Gehäuse gebil¬ deten Seitenflächen realisiert sein. Bevorzugt umfaßt die Drehschiebersteueranordnung jedoch axial seitlich des Zylinderläufers angeordnete Paare dichtend aneinanderlie- gender und insbesondere federnd axial gegeneinander vorge¬ spannter, ringförmiger Dichtscheiben, von denen zweckmäßi¬ gerweise zumindest eine aus Keramikmaterial besteht. Die federnde Vorspannung sorgt für hinreichende Dichtkräfte. Vorzugsweise weisen die Dichtscheiben jedoch auf einander gegenüberliegenden Seiten zueinander koaxiale, ringförmi¬ ge, ineinandergreifende Vorsprünge auf, die zwischen den Dichtscheiben ein Dichtlabyrinth bilden. Auf diese Weise läßt sich mit geringem Konstruktionsmittelauf and eine betriebssichere Drehschiebersteueranordnung erreichen. Die schlitzfernen Enden der zylinderseitigen Gaswechsel¬ kanäle haben bevorzugt einen kleineren Abstand von der ersten Drehachse als die zugehörigen Gaswechselschlitze. In dieser Anordnung verlaufen die zylinderseitigen Gas¬ wechselkanäle auf die Drehachse des Zylinderläufers zu, so daß der Durchmesser der Drehschiebersteueranordnung und damit die Relativgeschwindigkeit der gegeneinander sich bewegenden Dichtflächen klein gehalten werden kann.
Soweit die Drehschiebersteueranordnung auf der Einlaßsei¬ te vorgesehen ist, kann ohne großen technischen Aufwand eine Schichtladung erreicht werden. Hierzu ist in einer bevorzugten Ausgestaltung vorgesehen, daß die den Einlaß- Gaswechselkanälen zugeordnete Drehschiebersteueranordnung die Einlaß-Gaswechselkanäle nacheinander mit einem bezo¬ gen auf das Gehäuse stationären Einlaßkanal für Frisch¬ luft und einem gleichfalls stationären Einlaßkanal für Luft-Brennstoff-Gemisch verbindet. Durch diese zweiteili¬ ge Ausgestaltung des Gaseinlasses kann beim Gaswechsel der Spülvorgang des Hubraums zur Vermeidung von Spülver¬ lusten ausschließlich mit Frischluft begonnen werden, um im Drehfortgang nachfolgend Gemisch zuzuführen.
Bei herkömmlichen Brennkraftmaschinen vom Zylinderläufer¬ typ sind sowohl auf der Einlaßseite als auf der Ausla߬ seite drehschieberähnliche Steuerungen vorgesehen. Wenn¬ gleich derartige Drehschiebersteueranordnungen im Rahmen der Erfindung zusätzlich zu Gaswechselsteuerungen mit kolbengesteuerten Gaswechselschlitzen eingesetzt werden, kann es von Vorteil sein, die Zahl erforderlicher Dreh¬ schieber zu verringern. Unter einem zweiten Aspekt ist es Aufgabe der Erfindung, die Abdichtung eines Zylinderläu¬ fers gegenüber dem ihn umgebenden Gehäuse auf einfache Weise zu erleichtern. - 9 -
Ausgehend von der eingangs erläuterten Zweitakt-Brenn¬ kraftmaschine wird dies dadurch erreicht, daß der Zylin¬ derläufer eine zentrale, die Kurbelwelle enthaltende Kur¬ belwellenkammer umschließt, von der die Zylinder ausge¬ hen, daß die Einlaß-Gaswechselkanäle als zur Kurbelwel¬ lenkammer offene Überströmkanäle ausgebildet sind und daß radial innerhalb eines den Zylinderläufer an dem Gehäuse drehbar lagernden Lagers ein bezogen auf das Gehäuse stationärer Gas-Einlaßkanal in die Kurbelwellenkammer hineingeführt ist.
Eine derartige Zylinderläufer-Brennkraftmaschine erfor¬ dert keinen einlaßseitigen Drehschieber. Die Frischgase werden über einen stationär zum Gehäuse durch das Zylin¬ derläuferlager hindurchgeführten Kanal in die Kurbelwel¬ lenkammer geleitet, von wo sie über die Überströmkanäle kolbengesteuert in die Brennräume der Zylinder gelangen.
Auslaßseitig ist zweckmäßigerweise eine Drehschiebersteu- eranordnung vorgesehen, die bevorzugt wiederum mit zur Gaswechselsteuerung ausgenutzt wird, alternativ aber auch nur zur gesteuerten Durchführung der Auspuffgase durch das Gehäuse herangezogen werden kann.
In einer bevorzugten Ausgestaltung dieses Aspekts der Erfindung ist vorgesehen, daß die Kolben in axialer Rich¬ tung des Zylinderläufers breiter sind, als in dessen Um- fangsrichtung. Die Auslaß-Gaswechselschlitze sind hierbei jeweils in einem im wesentlichen in axialer Richtung des Zylinderläufers verlaufenden Wandbereich des Zylinders insbesondere zumindest annähernd in der Mitte dieses Wandbereichs vorgesehen, und in axialer Richtung des Zylinderläufers beiderseits des Auslaß-Gaswechselschlit¬ zes sind Einlaß-Gaswechselschlitze vorgesehen. In einer solchen Konfiguration wird der Brennraum im Gegenstrom- - 10 - prinzip von Gasen durchströmt, wobei die Frischgase im Bereich der Längsenden des Brennraums eintreten, vorzugs¬ weise so, daß sie im wesentlichen entlang der in Umfangs- richtung verlaufenden Wandbereiche des Zylinders zum Zylinderdach strömen und von dort im Mittenbereich des Brennraums zu den Auslaß-Gaswechselschlitzen zurückströ¬ men. Das Zylinderdach weist zur Unterstützung dieses Umkehreffekts zweckm ßigerweise zwei in axialer Richtung des Zylinderläufers nebeneinander liegende konkav ge¬ krümmte Einwolbungen auf. Auch hat es sich als zweckmäßig herausgestellt, wenn dem Zylinder zwei Zündkerzen zuge¬ ordnet sind, die jeweils in einer der beiden Einwolbungen arbeiten. Bevorzugt weisen die Zylinder ferner in Um- fangsrichtung beiderseits der Kolben sowohl Auslaß-Gas¬ wechselschlitze als auch Einlaß-Gaswechselschlitze auf. Diese durch die Kurbelkammerladung der Zylinder in beson¬ ders einfacher Weise ermöglichte Ausgestaltung symmet- riert die Gaswechselεtrömungen sowohl einlaßseitig als auch auslaßseitig, was der Optimierung des Gaswechsels zugute kommt.
Der Einsatz von Kolben, die in axialer Richtung des Zylinderläufers breiter sind als in dessen Umfangsrich- tung, ist jedoch nicht nur bei Zweitakt-Brennkraftmaschi¬ nen mit Kurbelkammerladung von Vorteil. Diese Kolbenge¬ staltung erleichtert allgemein, also auch bei sonstigen als Brennkraftmaschine oder als Verdichter ausgebildeten Zylinderläufermaschinen, die Unterbringung der Zylinder im Zylinderläufer, da der Hubraum erhöht werden kann, ohne daß der Durchmesser des Zylinderläufers vergrößert werden müßte.
Soweit im Vorstehenden und auch nachfolgend von einer länglichen Kolbenform die Rede ist, handelt es sich um einen einteiligen Kolben mit in Draufsicht auf sein Dach in axialer Richtung des Zylinderläufers langgestreckter Form. In einer bevorzugten Ausgestaltung, die sich eben¬ falls allgemein bei Zylinderläufermaschinen einsetzen läßt und hierbei einen bezogen auf den Durchmesser des Zylinderläufers günstig ausgenutzten Hubraum ermöglicht, ist vorgesehen, daß jeder Zylinder zwei in axialer Rich¬ tung des Zylinderläufers nebeneinander angeordnete, kreiszylindrische Zylinderkammern umfaßt, die durch eine im Bereich des Zylinderdachs mit wenigstens einer Über¬ strömöffnung versehene Trennwand voneinander getrennt sind, wobei jeweils eine der Zylinderkammern lediglich mit dem Einlaß-Gaswechselkanal und die andere Zylinder¬ kammer lediglich mit dem Auslaß-Gaswechselkanal verbunden ist, und daß in jeder Zylinderkammer einer von zwei Teilkolben eines Doppelkolbens verschiebbar ist. Durch Anwendung des an sich bekannten Doppelkolbenprinzips auf eine Zylinderläufermaschine lassen sich im Unterschied zu länglichen Kolben zylindrische und damit vergleichsweise einfach abzudichtende Kolben verwenden.
Bei Anwendung des Doppelkolbenprinzips bei einer Brenn¬ kraftmaschine sind bevorzugt in Umfangsrichtung des Zylinderläufers beiderseits der einen Zylinderkammer Überströmkanäle und in Umfangsrichtung des Zylinderläu¬ fers beiderseits der anderen Zylinderkammer Auslaß-Gas¬ wechselschlitze vorgesehen. Auf diese Weise läßt sich bei Ausbildung als Zweitaktmaschine das Spülverhalten verbes¬ sern.
Zweckmäßigerweise sind die beiden Teilkolben jedes Dop¬ pelkolbens durch gesonderte Kolbenstangen mit den beiden Teilkolben des, bezogen auf die erste Drehachse radial gegenüberliegenden Doppelkolbens, verbunden, wobei die beiden Kolbenstangen jedes Doppelkolbenpaars an zwei in Richtung der zweiten Drehachse im Abstand angeordneten Exzenterlagern geführt sind. Die Führung der Teilkolben an gesonderten Exzenterlagern erleichtert die Lagerung. Es versteht sich, daß auch bei länglichen Kolben der vor¬ stehend erläuterten Art jede Kolbenstange aus zwei im Ab¬ stand voneinander angeordneten Teilen bestehen kann, die wiederum an zwei gesonderten und im Abstand voneinander angeordneten Exzenterlagern geführt sind. Das Merkmal der Kolbenstange und des die Kolbenstange führenden Exzenter¬ lagers soll auch mehrteilige und gegebenenfalls in axialem Abstand angeordnete Kolbenstangen und Exzenterlager umfassen.
Die vorstehend erläuterte, längliche Kolbenform hat jedoch auch unter einem zweiten, selbständigen Aspekt der Erfindung Bedeutung. Herkömmliche Brennkraftmaschinen vom Zylinderläufertyp haben üblicherweise zylindrische Kol¬ ben, wobei die Einlaß-Gaswechselschlitze und Auslaß- Gaswechselschlitze auf diametral gegenüberliegenden Seiten der zugehörigen Zylinder vorgesehen sind. In Verbindung mit dem bei herkömmlichen Brennkraf maschinen vom Zylinderläufertyp üblichen langen Hub ist der Durch¬ strömweg der Gase durch den Zylinder kurz. Dies kann zu Spülverlusten führen. Es ist deshalb eine weitere Aufgabe der Erfindung, bei einer Zweitakt-Brennkraftmaschine vom Zylinderläufertyp für einen verbrennungstechniεch günsti¬ gen Hubraum zu sorgen.
Dies wird dadurch erreicht, daß die Kolben in axialer Richtung des Zylinderläufers breiter sind als in dessen Umfangsrichtung und daß die Einlaß-Gaswechεelschlitze einerseits und die Auslaß-Gaswechselschlitze andererseits auf in axialer Richtung des Zylinderläufers gegenüberlie¬ genden Seiten der Zylinder vorgesehen sind. Insbesondere wenn die Kolben ein zumindest in axialer Richtung des Zylinderläufers konvex gewölbtes Kolbendach haben und das Zylinderdach zumindest in axialer Richtung des Zylinder- läuferε konkav gewölbt ist, kommt eine verbrennungstech¬ nisch günstige Gleichstromspülung zustande. Vorzugsweise haben die Kolben in Umfangsrichtung des Zylinderläufers achsparallel zur ersten Drehachse verlaufende, im wesent¬ lichen ebene Außenflächen, die an den Schmalseiten in halbzylindrische Außenflächen übergehen. Kolben dieser Gestaltung lassen sich vergleichsweise einfach abdichten und auch einfach herstellen. Von Vorteil ist auch, daß der Einström- und Ausströmbereich ohne wirbelbildende Ecken im Bereich der an den Schmalseiten vorgesehenen Schlitze der Zylinder gestaltet werden kann.
In einer bevorzugten Ausgestaltung, die speziell auch für die vorangegangen erläuterten Ausführungsformen der Zylinderläufermaschine mit in axialer Richtung länglichen Kolben oder Doppelkolben von Vorteil ist, ist der Wert der eingangs erläuterten vorbestimmten Exzentrizität der Kurbelwelle so bemessen, daß der vierfache Wert der Exzentrizität kleiner ist als die maximale Breite der Kolben in Umfangsrichtung des Zylinderläufers, bei axial langgestrecktem Kolben also kleiner als die Schmalseiten¬ breite der Kolben. Diese Bemessungsregel wird zweckmäßi¬ gerweise auch bei zylindrischen Kolben angewandt, da sie ein optimales Baugröße-Leistungsverhältnis ermöglicht.
Der vergleichsweise große Hubraum der einzelnen Zylinder insbesondere bei Verwendung axial langgestreckter Kolben ermöglicht unter einem dritten, selbständigen Aspekt der Erfindung eine Steuerung des Füllgrads der Zylinder an Frischgasen, wenn der Einlaß-Gaswechselkanal mit einem Gebläse verbunden ist, dessen Antrieb einen drehzahlsteu¬ erbaren Motor, insbesondere einen Elektromotor, umfaßt. Durch Ändern der Drehzahl des Gebläses läßt sich dessen Förderleistung ändern und damit der Füllgrad der Zylinder der momentanen Drehzahl des Zylinderläufers anpassen. Gegebenenfalls kann eine auf die Drehzahl des Zylinderläu¬ fers ansprechende Drehzahlsteuerung für den Gebläsemotor vorgesehen sein. Auch unter diesem Aspekt der Erfindung kann damit eine Optimierung der Leistung der Zweitakt- Brennkraftmaschine erreicht werden.
In einer bevorzugten Ausgestaltung der unter den ver¬ schiedenen Aspekten erläuterten, erfindungsgemäßen Brenn¬ kraftmaschine ist vorgesehen, daß das Gehäuse den Zylin¬ derläufer vollständig umschließt und ein Gebläsegehäuse mit wenigstens einer Kühlluftansaugöffnung im Bereich seines Zentrums und wenigstens einer Abströmöffnung im Bereich seines Außenumfangs bildet. Die Zylinder können, wie bei luftgekühlten Motoren üblich, zur Bildung einer großen Temperaturtauschfläche mit Verrippungen versehen sein, die bei der genannten Anordnungsweise der Kühlluft- öffnungen radial um zur Drehachse des Zylinderläufers umströmt werden. Die Luftfδrderung kann auch durch ein externes Kühlluftgebläse verstärkt werden. Bevorzugt befindet sich die Kühlluft-Ansaugöffnung im Bereich der Auslaß-Drehschiebersteueranordnung, so daß sie zu deren Kühlung mit ausgenutzt werden kann. Zur Vergrößerung der Wärmetauschfläche wird die Kühlluftstromung zweckmäßiger¬ weise über radial an der Drehschieberεteueranordnung vorbeilaufende Kanäle in das Innere des Gebläsegehäuses geleitet.
Da der Zylinderläufer von dem Gebläsegehäuse umschlossen ist, wird zugleich eine beachtliche Minderung der Schall¬ emission erreicht. Das Gebläsegehäuse kann hierzu gegebe¬ nenfalls außen mit einer geeigneten, schallmindernden Beschichtung versehen sein.
Die geringe Baugröße der erfindungsgemäßen Zweitakt- Brennkraftmaschinen in Verbindung mit ihrer hohen Lei- stung und der aufgrund der niedrigen Kolbengeschwindig¬ keiten hohen Betriebssicherheit und Lebensdauer eröffnet eine Vielzahl Anwendungsgebiete. Spezielle Vorteile ergeben sich bei stationärer Betriebsweise, bei welcher die Brennkraftmaschine mit einer Arbeitsmaschine, insbe¬ sondere einem elektrischen Generator oder dem Kompressor einer Wärmepumpe gekuppelt ist. Für diese Anwendungsge¬ biete ist ein geringer Motorwartungsaufwand und eine hohe Betriebssicherheit und eine geringe Schallemission erfor¬ derlich. Vorzugsweise ist auch der Auslaß-Gaswechselkanal der Brennkraftmaschine mit einem Wärmetauscher verbunden, so daß nicht nur die Wärmepumpe zur Wärmeerzeugung einer Gebäude-Heizanlage, sondern auch die Abwärme der Brenn- kraftmaschine für Heizzwecke ausgenutzt werden kann. Da die Drehzahl der Kurbelwelle doppelt so groß ist, wie die Läuferdrehzahl, ergibt sich auch eine günstigere Antriebs¬ drehzahl, beispielsweise für einen Drehstromgenerator, ohne daß ein Übersetzungsgetriebe erforderlich wäre.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung betrifft eine als Verdichter ausgebildete Zylinderläufermaschine. Aus der WO90/15918 ist ein Verdichter vom Zylinderläufertyp bekannt, dessen Kolben entsprechend den unter verschiede¬ nen Aspekten erläuterten Brennkraftmaschinen vom Zylin¬ derläufertyp paarweise über starre Kolbenstangen an Exzenterlagern einer in einem Gehäuse drehbaren Kurbel¬ welle geführt sind. Die Kolben laufen in radialen Zylin¬ dern eines exzentrisch zur Kolbenachse drehbaren Zylin¬ derläufers. Die Zylinder werden nach radial außen durch eine Umfangswand des Gehäuses abgedichtet, die auch in Umfangsrichtung verlaufende Steuerschlitze für den Gas¬ einlaß bzw. den Gasauslaß enthält. Zur Kurbelwelle hin sind die Zylinder durch Böden verschlossen, wobei die Kolbenstangen diese Böden verschiebbar durchdringen. Zusätzlich zwischen den Verdichterräumen zwischen der Umfangswand und der Außenseite der Kolben werden auf diese Weise zwischen der Innenseite der Kolben und den Böden weitere Verdichterräume gebildet, für deren Steue¬ rung in den axial seitlichen Wänden des Zylinderläufers im Bereich der Böden Gaswechselkanäle vorgesehen sind, die mit bogenförmig die Drehachse des Zylinderläufers umschließenden Steuerschlitzen des Gehäuses kommunizie¬ ren. Die axial seitlichen Steuerschlitze sind mit den in der Umfangswand des Gehäuses vorgesehenen Steuerschlitzen verbunden, so daß die inneren Verdichterräume einen Vor¬ verdichter für die äußeren Verdichterräume bilden.
Wie bereits vorstehend für die Ausbildung der Zylinder¬ läufermaschine als Brennkraftmaschine erläutert, muß zur Vermeidung von Druckverlusten das den Zylinderläufer umschließende Gehäuse mit einem wenn auch kleinen Ring¬ spalt toleriert sein, oder aber es müssen Dichtelemente eingesetzt sein. Aufgrund unterschiedlicher Wärmedehnung lassen sich jedoch hinreichend eng tolerierte Ringspalte nur schwer verwirklichen, und auch eine zuverlässige Abdichtung mit Dichtleisten oder dergleichen führt auf¬ grund der am Außenumfang gegebenen hohen Gleitgeschwin¬ digkeit zu Problemen.
Es ist Aufgabe der Erfindung, eine als Verdichter ausge¬ bildete Zylinderläufermaschine anzugeben, die auch für hohe Verdichterleistung dauerhaft abgedichtet ist.
Die Erfindung geht hierbei aus von einem Verdichter des aus WO90/15918 bekannten Typs, bei welchem der Zylinder¬ läufer drei um 120° gegeneinander versetzte Kolbenpaare in radialen Zylindern seines Zylinderläufers enthält und bei welchem der Zylinderläufer exzentrisch zu einer über starre Kolbenstangen der Kolbenpaare verbundenen Kurbel¬ welle angeordnet ist. Zur Lösung der vorstehend angegebe- nen Aufgabe sind die Zylinder radial außen von fest mit dem Zylinderläufer verbundenen Zylinderdächern verschlos¬ sen, und für den Gaswechsel ist anstelle der in der Umfangswand des den Zylinderläufer umschließenden Gehäu¬ ses angeordneten Steuerschlitze zumindest auf axial einer Seite des Zylinderläufers eine Drehschiebersteuer¬ anordnung zur Steuerung des Gaswechsels der einzelnen Zylinder vorgesehen. Die zusammen mit dem Zylinderläufer rotierenden Gaswechselkanäle der einzelnen Zylinder führen hierbei vom Bereich des Zylinderdachs zu einem radial weiter innen gelegenen, die Drehschiebersteueran¬ ordnung enthaltenden Bereich der axial seitlichen Wand des Zylinderläufers. Da die Zylinder durch feste Zylin¬ derdächer nach radial außen verschlossen sind, werden Dichtungsprobleme im Bereich des hohen Relativgeschwin¬ digkeiten ausgesetzten Zylinderläuferumfangs vermieden. Vergleichsweise hohe Relativgeschwindigkeiten werden aber auch im Bereich der Drehschiebersteueranordnung vermied¬ en, da die mit dem Zylinderläufer rotierenden Gaswechsel¬ kanäle nach radial innen führen, womit die Dichtflächen der Drehschiebersteueranordnung auf einem vergleichsweise kleinen Radius angeordnet werden können.
Wie bereits im Zusammenhang mit der Zweitakt-Brennkraft¬ maschine erläutert, kann auch bei dem Verdichter die Drehschiebersteueranordnung unter Ausnutzung von integral durch den Zylinderläufer bzw. das Gehäuse gebildeten Seitenflächen realisiert sein. Auch hier umfaßt jedoch die Drehschiebersteueranordnung bevorzugt Paare von dichtend aneinanderliegenden und insbesondere federnd axial gegeneinander vorgespannten, ringförmigen Dicht¬ scheiben, von denen zweckmäßigerweise zumindest eine aus Keramikmaterial besteht. Die federnde Vorspannung sorgt für hinreichende Dichtkräfte. In einer bevorzugten Ausge¬ staltung sind jedoch die Dichtscheiben auf einander gegenüberliegenden Seiten mit zueinander koaxialen, ringförmig ineinandergreifenden Vorsprüngen versehen, die zwischen den Dichtscheiben ein Dichtlabyrinth bilden, so daß bereits mit vergleichsweise geringen Anpreßkräften eine hinreichende Dichtwirkung erzielt wird.
In einer bevorzugten Ausgestaltung des Verdichters, die sich durch besonders geringen Strömungswiderstand im Bereich der Einlaß- und/oder Auslaß-Gaswechselkanäle auszeichnet, ist vorgesehen, daß in Richtung der ersten Drehachse beiderseits des Zylinderläufers Drehschieber¬ steueranordnungen vorgesehen sind, die in beiden axial seitlichen Wänden des Zylinderläufers vorgesehene rotie¬ rende Gaswechselkanäle über bogenförmige Steuerschlitze wechselweise mit stationären Einlaß-Gaswechselkanälen und stationären Auslaß-Gaswechselkanälen verbinden. Die Einlaß-Gaswechselkanäle sind hierbei bevorzugt mit einer gemeinsamen Einlaßöffnung verbunden, zusätzlich oder alternativ können auch die Auslaß-Gaswechselkanäle mit einer gemeinsamen Auslaßöff ung verbunden sein.
Um die Herstellung des Gehäuses zu erleichtern, besteht das Gehäuse bevorzugt aus zwei zu einer senkrecht zur ersten Drehachse verlaufenden Teilungsebene spiegelsym- metrischen Gehäusehälften. Die ■Teilungsebene verläuft zweckmäßigerweise durch die vorstehend erläuterten ge¬ meinsamen Einlaß- und oder Auslaßδffnungen.
Sowohl bei als Brennkraftmaschine als auch bei als Ver¬ dichter ausgebildeten Zylinderläufermaschinen wird die Herstellung des Zylinderläufers erleichtert, wenn dieser zwei die Zylinderwände bildende Läuferteile umfaßt, von denen ein erstes Läuferteil eine axial seitliche Wand des Zylinderläufers und eine die Zylinderdächer gemeinsam bildende Umfangswand bildet, und das zweite Läuferteil eine weitere axiale seitliche Wand bildet und in axialer Richtung vorstehende Vorsprünge trägt, die in Umfangs- richtung zwischen sich die Zylinder begrenzen. Ein in dieser Weise hergestellter Zylinderläufer ist nicht nur stabil, sondern es sind auch die mit engen Toleranzen herzustellenden Flächen im wesentlichen hinterschnei- dungsfrei zugänglich, so daß sie sich auf einfache Weise exakt bearbeiten lassen.
Im folgenden wird die Erfindung anhand von Zeichnungen näher erläutert. Hierbei zeigt:
Fig. 1 einen Axiallängsschnitt durch eine erste Ausfüh- rungsform einer erfindungsgemäßen Zweitakt-Brenn¬ kraftmaschine vom Zylinderläufertyp;
Fig. 2 einen Axialquerschnitt durch die Brennkraf maschi¬ ne;
Fig. 3 ein Steuerdiagramm der Brennkraftmaschine;
Fig. 4 eine schematische Darstellung einer bei der
Brennkraftmaschine der Fig. 1 und 2 verwendbaren Drehschiebersteueranordnung;
Fig. 5 eine schematische Darstellung einer Variante der Brennkraftmaschine aus Fig. 1 und 2;
Fig. 6 einen teilweisen Axiallängsschnitt durch eine zweite Ausführungsfor einer erfindungsgemäßen Zweitakt-Brennkraftmaschine vom Zylinderläufer¬ typ;
Fig. 7 eine Schnittansicht der Brennkraftmaschine, gese¬ hen entlang einer Linie VII-VII in Fig. 6;
Fig. 8 einen teilweisen Axiallängsschnitt durch eine dritte Ausführungsfor einer erfindungsgemäßen Zweitakt-Brennkraftmaschine;
Fig. 9 einen Axiallängsschnitt durch einen erfindungs¬ gemäßen Verdichter vom Zylinderläufertyp, gesehen entlang einer Linie IX-IX in Fig. 10 und Fig. 10 einen Axialquerschnitt durch den Verdichter, ge¬ sehen entlang einer Linie X-X in Fig. 9.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Zweitakt-Brennkraft¬ maschine umfaßt ein Gehäuse 1 mit einem im wesentlichen zylinderförmigen Innenraum 3, in welchem ein sternförmi¬ ger Zylinderläufer 5 um eine Drehachse 7 drehbar angeord¬ net ist. Der Zylinderläufer 5 ist über Wälzlager 9 an Lageransätzen 11 des Gehäuses 1 gelagert.
Der Zylinderläufer 5 enthält sechs Zylinder 13, in wel¬ chen je ein Kolben 15 senkrecht zur Drehachse 7 ver¬ schiebbar angeordnet ist. Die Zylinder 13 und Kolben 15 sind paarweise auf einander gegenüberliegenden Seiten der Drehachse 7 zueinander fluchtend, d.h. gleichachsig, angeordnet. Die Achsen der Zylinderpaare sind hierbei um 120° um die Drehachse 7 herum gegeneinander winkelver¬ setzt und liegen vorzugsweise in derselben achsnormalen Ebene des Zylinderläufers. Die einander paarweise zuge¬ ordneten Kolben 15 sind durch Kolbenstangen 17 starr miteinander verbunden.
In dem Gehäuse 1 ist in Wälzlagern 19 eine Kurbelwelle 21 um eine zur Drehachse 7 um eine Exzentrizität e (Fig. 1) achsparallel versetzte Drehachse 23 drehbar gelagert. Die Kurbelwelle 21 trägt feststehend drei axial nebeneinander angeordnete Exzenter-Kreisscheiben 25, die in Lageröff¬ nungen 27 der Kolbenstangen 17 sitzen und die Kolbenstan¬ gen 17 über Nadellager 29 führen. Die Exzenter-Kreis¬ scheiben 25 definieren Exzenterlager mit zur Drehachse 23 der Kurbelwelle 21 achsparalleler, jedoch um den Wert der Exzentrizität e gegen die Drehachse 23 versetzten Exzen¬ terdrehachsen 31. Die Exzenterdrehachsen 32 der drei Exzenter-Kreisscheiben 25 sind ebenfalls um 120° gegen¬ einander um die Drehachse 23 herum winkelversetzt. Die Exzenterkreisscheiben 25 haben einen Radius, der größer ist als die Exzentrizität e und sind vorzugsweise aus¬ schließlich in ihrem radialen Überlappungsbereich mitein¬ ander verbunden.
Im Betrieb bewegen sich, wie dies im einzelnen auch in WO90/15918 beschrieben ist, die Kolben 15 bei der Rota¬ tion des Zylinderläufers 5 um die Drehachse 7 längs einer Bahn, die die Drehachse 7 in einer achsnormalen Ebene schneidet. Auf dieser Bahn bewegt sich gleichfalls die mit der Mittelpunktsachse der Exzenter-Kreisscheibe 25 zusammenfallende Exzenter-Drehachse 32. Die drei Kolben¬ paare werden ausschließlich über ihre Kolbenstangen 17 an der Kurbelwelle 21 geführt. Die Kurbelwelle 21 wird hierbei relativ zum Zylinderläufer 5 zwangsgedreht und zwar mit einer Winkelgeschwindigkeit, die doppelt so groß ist wie die Winkelgeschwindigkeit, mit der der Zylinder¬ läufer um seine Drehachse 7 rotiert. Die Exzentrizität e ist, da der Kolbenhub gleich der vierfachen Exzentrizität e ist, in der Praxis vergleichsweise klein, beispielswei¬ se in der Größenordnung von 10 bis 20 mm. Der Radius der Exzenter-Kreisscheiben 25 ist kleiner als der vierfache Wert der Exzentrizität e und liegt normalerweise bei etwa dem 2,5 bis 3fachen Wert der Exzentrizität e.
Der Zylinderläufer 5 hat ein an den Lagern 9 gelagertes, zentrales Kurbelgehäuse 31, an welchem die Zylinder 13 angeschraubt sind. Die Zylinder 13 sind kopfseitig durch fest mit ihnen verbundene Zylinderdächer 33 verschlossen und begrenzen zusammen mit dem Zylinderdach 33 und einem bei 35 dargestellten Kolbendach der Kolben 15 jeweils einen Brennraum 37, in welchem die auf einer Kreisbahn rotierenden Kolben 15 zwischen einer radial inneren Tot¬ punktstellung und einer radial äußeren Totpunktstellung hin und her verschoben werden. 39 bezeichnet ein eventu- eil an der Kurbelwelle 21 gehaltenes, die Rotation unter¬ stützendes Schwungrad. Den Brennräumen 37 zugeordnet sind bei 41 angedeutete Zündkerzen, die in Mulden 43 des Kolbendachs 35 hineinragen. Die Mulden 43 bilden zugleich einen Kompressionsraum für das von der Zündkerze 41 zu zündende Luft-Brennstoff-Gemisch.
Für den Gaswechsel, d.h. die Zufuhr frischen Luft-Brenn¬ stoff-Gemisches und das Abströmen der Abgase sind, bezo¬ gen auf die Drehachse 23 auf axial gegenüberliegenden Seiten des Zylinderläufers 5 in den einzelnen Zylindern 13 Einlaßkanäle 45 und, bezogen auf die Zylinder 13, diametral gegenüberliegende Auslaßkanäle 47 vorgesehen. Die Einlaßkanäle 45 und Auslaßkanäle 47 münden in einer in der inneren Totpunktstellung der Kolben 15 von der radial äußeren Kante 49 des Kolbenhemds freigegebenen Stelle der Zylinderwand in zumindest einem Einlaßschlitz 51 bzw. wenigstens einem Auslaßschlitz 53. Die allgemein als Gaswechsel- oder Spülschlitze bezeichneten Schlitze 51, 53 werden für die Gaswechselsteuerung vom Kolben 15 im Verlauf von dessen Hubbewegung geöffnet bzw. geschlos¬ sen. Die Schlitze 51, 53 können auf gleicher Höhe ange¬ ordnet sein; zweckmäßigerweise öffnet der Auslaßschlitz 53 jedoch bei radial nach innen sich bewegendem Kolben 15 vor dem Einlaßschlitz 51.
Zwischen den axialen Wänden des Zylinderläufers 5 und den axial benachbarten Seitenwänden des Gehäuses 1 sind Dreh¬ schieber-Steueranordnungen 55 bzw. 57 angeordnet, die die schlitzfernen Enden der Gaswechselkanäle 45, 47 mit einem gehäuseseitig vorgesehenen, stationären Einlaßkanal 59 bzw. einem stationär zum Gehäuse 1 angeordneten Ausla߬ kanal 61 in einer Stellung verbinden, in der die Schlitze 51, 53 geöffnet sind. Die Drehschieberanordnungen 55, 57 bilden jedoch nicht nur abdichtende Gehäusedurchführungen für die zylinderseitigen Einlaßkanäle 45 bzw. Auslaßkanä- le 47, sondern steuern in Verbindung mit den Schlitzen 51, 53 den Gaswechsel, wobei der Drehschieber 55 die tatsächliche Einlaßδffnungszeit gegenüber der durch den Einlaßschlitz 51 festgelegten Öffnungszeit verkürzt, indem der Drehschieber 55 verglichen mit dem Einla߬ schlitz 51 später öffnet und/oder früher schließt. In gleicher Weise steuert auch der Drehschieber 57 zusätz¬ lich zum Auslaßschlitz 53 die Auslaß-Öffnungszeit, indem der Auslaßdrehschieber 57 später als der Auslaßschlitz 53 öffnet und/oder früher als der Auslaßschlitz 53 schließt.
Mit Hilfe der Drehschieber 55, 57 läßt sich der Gaswech¬ sel zusätzlich zu den kolbengesteuerten Schlitzen 51, 53 beeinflussen und zur Vermeidung von Spülverlusten oder zur Verbesserung der Ladung des Brennraums mit Frischga¬ sen optimieren. Fig. 3 zeigt ein Steuerdiagramm für einen der Zylinder. Mit AT ist der radial außen liegende Tot¬ punkt und mit IT der innere Totpunkt des Kolbens bezeich¬ net. Die Zündung erfolgt im äußeren Totpunkt. Das Steuer¬ diagramm wird im Uhrzeigersinn durchlaufen, wobei der Steuerwinkel von 360° einer Umdrehung des Zylinderläufers 5 entspricht. Zum Zeitpunkt A öffnet der Auslaßschlitz 53, und gleichzeitig öffnet der Auslaßdrehschieber 57 (Zeitpunkt A' ) . Damit beginnt die Auspuffphase. Zum
Zeitpunkt E öffnet der Einlaßschlitz 51. Die Spülphase beginnt jedoch zeitlich danach mit dem Öffnen des Einlaß- Drehschiebers 55 zum Zeitpunkt E' 3.* Die Spülphase endet mit dem Schließen des Auslaß-Drehschiebers 57 (A1 z) . Da der Drehschieber 57 schließt, bevor gleichzeitig der Einlaßschlitz 51 (Zeitpunkt E ) und der Einlaß-Drehschie¬ ber 55 (Zeitpunkt E' ) schließt, werden Spülverluste vermieden. Der Auslaßschlitz 53 schließt zeitlich nach dem Einlaßschluß zum Zeitpunkt A . Das Steuerdiagramm dt Fig. 3 stellt lediglich ein Beispiel dar. Im Einzelfall kann es genügen, wenn lediglich die Einlaßzeiten oder die Auslaßzeiten variiert werden, und dementsprechend kann auch entweder der Einlaßdrehschieber 55 oder der Ausla߬ drehschieber 57 entfallen.
Die Drehschieber 55, 57 sind im wesentlichen gleich aufgebaut und umfassen jeweils zwei ringförmige, zur Drehachse 7 koaxiale Dichtscheiben 63, 65, die axial nebeneinander angeordnet und axial federnd gegeneinander gedrückt sind. Die dem Zylinderläufer 5 benachbarte Dichtscheibe 63 ist mit den schlitzfernen Enden der Gaswechselkanäle 45, 47 übereinstimmenden Löchern 67 versehen, während die dem Zylinderläufer 5 ferne Dicht¬ scheibe 65 jeweils ein mit dem Gaswechselkanal 59 bzw. 61 übereinstimmendes Loch 69 hat. Die Dichtscheibe 63 ist drehfest mit dem Zylinderläufer 5 verbunden und kann, ebenso wie die drehfest mit dem Gehäuse 1 verbundene Dichtscheibe 65, aus Keramikmaterial bestehen. Um eine dynamische Abdichtung zu erreichen, sind die Dichtschei¬ ben auf ihren axial aneinanderliegenden Flachseiten mit zueinander koaxialen, ringförmigen, wechselweise ineinan¬ dergreifenden Vorsprüngen oder Rippen 71 versehen, die zusammen eine Labyrinthdichtung bilden. Die Drehschieber 55, 57 müssen keine allzu hohen Druckspitzen bewältigen, da die Schlitze 51, 53 die Vorsteuerung des Gaswechsels übernehmen. Da die zylinderseitigen Gaswechselkanäle 45, 47 von den Schlitzen 51, 53 ausgehend nach außen hin zur Drehachse 7 hin geneigt sind, kann der Durchmesser der Dichtscheiben 63, 65 verhältnismäßig klein gehalten werden, womit auch die Relativ-Gleitgeschwindigkeit zwischen den Dichtscheiben 63, 65 niedrig bleibt. Von Vorteil ist in diesem Zusammenhang auch, daß die Läufer¬ drehzahl verglichen mit herkömmlichen Brennkraftmaschinen vom Zylinderläufertyp nur halb so groß ist wie die Ab¬ triebsdrehzahl der Kurbelwelle 21. Die Drehschieber 55, 57 können auch in anderer Weise ausgebildet sein und bei¬ spielsweise anstatt der axial aneinander anliegenden Flä¬ chen zylindrische Dichtflächen oder Kegeldichtflächen haben.
Wie der Vergleich der Fig. 1 und 2 zeigt, sind die Kolben 15 in Umfangsrichtung des Zylinderläufers 5 schmäler als in Richtung seiner Drehachse 7. Die Breite der Kolben 15 sowohl in Umfangssrichtung als auch in axialer Richtung des Zylinderläufers 5 ist größer als der Hub und damit größer als die vierfache Exzentrizität e. Damit ergeben sich zwischen Einlaßschlitz 51 und Auslaßschlitz 52 ver¬ gleichsweise schmale, langgestreckte Brennräume 37, die zur Unterstützung der Gleichstromspülung durch konkave Krümmung des Zylinderdachs 33 und konvexe Krümmung des Kolbendachs 35 bogenförmig gelenkt wird. Die Kolben 15 können Rechteckquerschnitt haben oder aber, wie dies im Ausführungsbeispiel der Fig. 5 dargestellt ist, ebene in Umfangsrichtung weisende Flachseiten haben, die an halb¬ zylindrischen Schmalseiten ineinander übergehen. Insbe¬ sondere lassen sich auf diese Weise wirbelbildende und verbrennungstechnisch ungünstige Ecken der Brennräume vermeiden, speziell dann, wenn die Einlaßschlitze 51, 53 angenähert tangential in die der Kolbenform entsprechend geformten Zylinderwände übergehen.
Die Dichtscheiben 63, 65 können unverstellbar am Zylin¬ derläufer 5 bzw. dem Gehäuse 1 gehalten sein. Um gegebe¬ nenfalls auch während des Betriebs die Einlaßsteuerzeiten oder Auslaßsteuerzeiten, insbesondere den Auslaßbeginn oder den Auslaßschluß unabhängig von den kolbengesteuer¬ ten Schlitzen variieren zu können, ist im Ausführungsbei¬ spiel der Fig. 4 die gehauseseitige Steuerscheibe drehbar an dem Gehäuse 1 gelagert und auf einem Teil ihres Außen- umfangs mit einer Verzahnung 73 versehen. Mittels eines mit der Verzahnung 73 kämmenden Steuerzahnrads 75 kann der Überlappungswinkel der Öffnung 69 relativ zum gehäu- seseitigen Gaswechselkanal, beispielsweise dem Auslaßka¬ nal 61 verstellt werden, womit sich abhängig von der Richtung der Verstellung der Auslaßbeginn oder das Aus¬ laßende, bezogen auf die Auslaßkanäle 47, verschiebt. Die Drehung der Dichtscheibe 65 kann auch während des Motor¬ betriebs erfolgen.
Fig. 5 zeigt in einer Radialansicht nochmals Einzelheiten der Drehschieber 55, 57 und der Querschnittsform des Kol¬ bens 15. Der Kolben 15 hat in Umfangsrichtung verlaufen¬ de, zueinander parallele, ebene Flachseiten 77, während die Schmalseitenflächen 79 des Kolbens die Form von Zylinderabschnitten mit Halbkreisquerschnitt haben. Die Einlaßkanäle 45 und Auslaßkanäle 47 erweitern sich zum Zylinder hin und münden angenähert tangential in die Schmalseitenflächen 79 ein. Die Spülrichtung des Brenn¬ raums ist mit einem Pfeil 81; die Bewegungsrichtung des Zylinders 13 mit einem Pfeil 83 bezeichnet. Während die zylinderseitigen Dichtscheiben 63 fest am Zylinderläufer angebracht sind, sind die gehäuseseitigen Dichtscheiben 65 axial beweglich an diesem geführt und werden von Federn 85 zum Zylinderläufer hin vorgespannt.
Die Verbrennungsluft wird von einem Gebläse 87 verdich¬ tet, bevor in einem Vergaser 89 oder einer Einspritzpumpe Brennstoff zugemischt wird und das Luft-Brennstoff-Ge¬ misch über den Einlaßkanal 59 den Brennräumen zugeführt wird. Der Einlaß-Drehschieber 55 kann, wie Fig. 5 zeigt, zusätzlich oder auch alternativ zur Steuerung von Einla߬ beginn oder Einlaßschluß auch zur Steuerung eines zweiten Einlaßkanals 91 ausgenutzt werden, der in Drehrichtung des Zylinderläufers vor dem Loch 69 der gehäuseseitigen Dichtscheibe 65 in einem weiteren Loch 93 dieser Dichtscheibe mündet. Auf diese Weise kann der Brennraum während jedes Arbeitszyklus zunächst mit Frischluft gespült werden, bevor Luft-Brennstoff-Gemisch in den Brennraum geladen wird. Auf diese Weise werden die spülbedingten Verluste an Brennstoff gemindert. Es versteht sich, daß anstelle des Gebläses 87 auch ein Kompressor oder eine Verdichter¬ anordnung der in WO90/15918 beschriebenen Art mit doppelt ausgenutzten Kolben oder der nachfolgend anhand der Fig. 9 und 10 erläuterten Verdichter eingesetzt werden kann.
Der Zylinderläufer 5 ist von dem Gehäuse 1 im wesentli¬ chen vollständig umschlossen. Da die Zylinder 13 jeweils für sich radial abstehen, wirkt der Zylinderläufer 5 als Radialgebläse. Zumindest auf der Seite des Auslaßdreh¬ schiebers 57 mündet radial innerhalb des vom Auslaßdreh¬ schieber 57 umschlossenen Zentrumsbereichs des Gehäuses 1 wenigstens ein Kühllufteinlaßkanal 95 (Fig. 1) , der sich durch eine Vielzahl in Umfangsrichtung verteilter radia¬ ler Kanäle 97 am Auslaßdrehschieber 57 vorbei in das Innere des Gehäuses 1 erstreckt. Im Bereich des Außenum- fangs des Gehäuses sind ein oder mehrere Kühlluftauslässe 99 vorgesehen, über die die Kühlluft wieder austritt. Durch die Zuführung der Kühlluft im Bereich des Ausla߬ drehschiebers 57 wird dieser vorrangig gekühlt. Die Zylinder sind zur Verbesserung des Wärmeaustausches in üblicher Weise mit Kühlrippen versehen. Es versteht sich, daß dem Kühlluftkanal 95 ein Zusatzgebläse vorgeschaltet sein kann.
Die Zweitakt-Brennkraftmaschine eignet sich insbesondere auch für den stationären Betrieb, da sie verhältnismäßig geringe Abmessungen bei hoher Leistung hat und aufgrund der niedrigen Kolbengeschwindigkeit und des geringen Hubs langlebig ist. Die U mantellung durch das Gehäuse 1 min¬ dert die Geräuschemission. Das Gehäuse 1 kann auf seiner Außenseite zusätzlich mit einer bei 101 angedeuteten Schallisolierung versehen sein. Speziell eignet sich die Brennkraftmaschine für stationäre Anwendungen in Verbin¬ dung mit einer an die Kurbelwelle 21 angekuppelten Ar¬ beitsmaschine 103, bei der es sich insbesondere um den Kompressor einer Wärmepumpenanlage oder einen elektri¬ schen Generator, speziell einen Drehstromgenerator, handelt. Der Verwendung zum Antrieb eines Drehstromgene¬ rators kommt die gegenüber der Läuferdrehzahl verdoppelte Kurbelwellendrehzahl entgegen. Die Wärmepumpenanlage ist zweckmäßigerweise Bestandteil einer Gebäudeheizungsanla¬ ge, in die auch die Abgaswärme rückgeführt wird. Bei 105 ist ein hierfür vorgesehener Wärmetauscher in Fig. 1 angedeutet.
Die Fig. 6 und 7 zeigen eine Variante der vorstehend er¬ läuterten Zweitakt-Brennkraftmaschine, die sich von dieser Brennkraftmaschine in erster Linie durch die Art der Gasführung unterscheidet. Gleichwirkende Teile sind in Fig. 6 und 7 mit den Bezugszahlen der Fig. 1 bis 5 und zur Unterscheidung mit dem Buchstaben a versehen. Zur Erläuterung der prinzipiellen Wirkungsweise dieser Kompo¬ nenten wird auf die Beschreibung der Fig. 1 bis 5 Bezug genommen. Die Komponenten 31, 32, 85, 89 und 101 sowie gegebenenfalls die Komponenten 73 und 75 sind vorhanden, jedoch in den Fig. 6 und 7 nicht dargestellt. Die Kompo¬ nenten 55, 91, 93 sind nicht verwirklicht.
Der Zylinderläufer 5a der in den Fig. 6 und 7 dargestell¬ ten Brennkraftmaschine bildet radial innerhalb des von den Kolben 15a begrenzten Raums eine Kurbelkammer 107, in die der das Luft-Brennstoff-Gemisch zuführende Einlaßka¬ nal 59a mündet. Der Einlaßkanal 59a führt hierbei radial innerhalb des vom Lager 9a des Zylinderläufers 5a um¬ schlossenen Bereichs durch das Gehäuse la hindurch. Die zu den Einlaßschlitzen 51a führenden zylinderseitigen Einlaßkanäle 51a sind als Überströmkanäle ausgebildet, die mit ihren radial inneren Enden auf der zur Kurbelwel¬ le 21a gelegenen Seite außerhalb der inneren Totpunktlage des Kolbens 15a in der Kurbelkammer 107 münden. Die Kolben 15a sind in Umfangsrichtung des Zylinderläufers 5a schmäler als in axialer Richtung des Zylinderläufers 5a, wobei auch hier die Schmalseitenbreite größer ist als der vierfache Wert der Exzentrizität e der Kurbelwelle 21a. Die Kolben 15a haben zueinander parallel verlaufende, ebene Flachseiten 79a und Schmalseiten 79a in Form von Zylinderabschnitten mit Halbkreisquerschnitt. In der Axialmitte der Flachseiten 77a sind auf in Umfangsrich¬ tung einander gegenüberliegenden Seiten der Kolben 15a Auslaßschlitze 53a vorgesehen, die durch gesonderte Auslaßkanäle 47a, mit dem ausschließlich auf der Ausla߬ seite vorgesehenen Drehschieber 57a verbunden sind. Mittels des Auslaßdrehschiebers 57a läßt sich, wie be¬ reits vorangegangen erläutert, der Gaswechsel der im übrigen durch die Kolbenkante 49a und die Einlaßschlitze 51a bzw. die Auslaßschlitze 53a gesteuerten Brennkraftma¬ schine optimieren.
Die Einlaßschlitze 51a wie auch die Überströmkanäle 45a sind im Bereich der halbzylindrischen Schmalseiten der Kolben angeordnet und so geformt, daß der Spülweg 81a, der über die Auslaßschlitze 51a in den Brennraum 37a eintretenden Frischgase entlang der Schmalseitenflächen des entsprechend dem Kolben 15a geformten Brennraums 37a zum Zylinderdach 33a strömt. Das Zylinderdach 33a enthält zwei in Kolbenlängsrichtung nebeneinander liegende Ein¬ wolbungen 109, die den Frischgasstrom zu den mittig angeordneten Auslaßschlitzen 53a hin umlenken. Die lang¬ gestreckte Form der Kolben 15a in Verbindung mit der erläuterten Anordnungsweise der Schlitze 51a, 53a erlaubt eine Umkehrspülung des Brennraums 37a. Die Brennkraftma¬ schine umfaßt zwei jeweils einer der Einwolbungen 109 zugeordnete Zündkerzen 41a, die für eine symmetrische Zündung sorgen und über am Innenmantel des Gehäuses la angeordnete Funkenkontaktstrecken 111 mit einer nicht näher dargestellten Zündanlage verbunden sind.
Das die Frischluft fördernde Gebläse 87a wird durch einen Elektromotor 113 angetrieben, dessen Drehzahl über eine Steuerung 115 variiert werden kann. Die Steuerung 115, die gegebenenfalls mittels eines Drehzahlsensors 117 die aktuelle Drehzahl des Zylinderläufers 5a oder der Kurbel¬ welle 21a erfaßt, steuert über die Drehzahl des Elektro¬ motors 113 den Ladedruck und damit den Füllgrad der Brennräume 37a. Durch geeignete Einstellung des Füllgrads kann erreicht werden, daß ein Teil der Abgase im Brenn¬ raum 37a verbleibt und damit zur Minderung der Schadstoff¬ emission der Brennkraftmaschine im nächsten Arbeitszyklus erneut der Verbrennung zugeführt wird. Eine Abgasrückfüh¬ rung erübrigt sich auf diese Weise. Anstelle des Elektro¬ motors 113 kann auch ein anderer drehzahlvariabler Motor benutzt werden, beispielsweise ein Hydraulikmotor oder dergleichen. Die Komponenten 113 bis 117 können auch bei einer Brennkraftmaschine der Fig. 1 bis 5 eingesetzt werden. Andererseits kann auch die Brennkraftmaschine der Fig. 6 und 7 durch die Komponenten 103, 105 ergänzt werden. Die anhand der Fig. 1 bis 5 erläuterten Ausge¬ staltungen der Drehschieber lassen sich auch bei der Brennkraftmaschine der Fig. 6, 7 einsetzen. Entsprechen¬ des gilt für die Gestaltung der Maschinenkühlung.
Fig. 8 zeigt eine Variante der Zweitakt-Brennkraftmaschi¬ ne der Fig. 6 und 7. Auch hier sind gleichwirkende Teile mit den Bezugszahlen der Fig. 1 bis 7 und zur Unterschei¬ dung mit dem Buchstaben b versehen. Zur Erläuterung dieser Komponenten wird auf die Beschreibung der Fi5- 1 bis 5 und insbesondere der Fig. 6 und 7 Bezug genommen.
Die Zweitakt-Brennkraf maschine gemäß Fig. 8 unterschei¬ det sich von der Brennkraftmaschine der Fig. 6 und 7 in erster Linie dadurch, daß anstelle eines einzigen, in axialer Richtung des Zylinderläufers langgestreckten Kolbens pro Zylinder ein aus zwei Teilkolben 15b1 und 15b" bestehender Doppelkolben vorgesehen ist. Die Teil¬ kolben 15b' und 15b" haben kreiszylindrischen Querschnitt und sind zueinander achsparallel in zwei in axialer Richtung des Zylinderläufers 5b nebeneinander angeordne¬ ten Zylinderkammern 13b' und 13b" verschiebbar angeord¬ net. Die Zylinderkammern 13b' und 13b" sind durch eine Trennwand 119 voneinander abgeteilt, die im Bereich des gemeinsamen Zylinderdachs 33b mit wenigstens einer die beiden Brennräume 37b verbindenden Überströmöffnung 121 versehen ist. Das Zylinderdach 33b ist den Brennräumen 37b zugewandt und jeweils mit Einwolbungen 109b zur Aufnahme der Zündkerzen 41b versehen. Die kreiszylindri¬ sche Form der Zylinderkammern 13b', 13b" sowie der Teil¬ kolben 15b', 15b" der Doppelkolbenanordnung erleichtert die Abdichtung, ohne daß der im Zylinderläufer 5b unter¬ bringbare Hubraum verkleinert oder der Durchmesser des Zylinderläufers 5b vergrößert werden müßte.
Das über den Einlaßkanal 59b zugeführte Luft-Brennstoff- Gemisch strömt über die Kurbelkammer 107b und eine Viel¬ zahl in Umfangsrichtung des Zylinderläufers 5b beider¬ seits eines der beiden Teilkolben, hier des Teilkolbens 15b', angeordnete Überströmkanäle 45b in den Brennraum 37b dieses Teilkolbens. Der Teilkolben 15b' steuert mit seiner radial äußeren Kolbenkante 49b die Einlaßschlitze 51b der zugeordneten Zylinderkammer 13b'. Der andere Teilkolben 13b" wird ausschließlich zur Steue¬ rung von Auslaßschlitzen 53b der anderen Zylinderkammer 13b" ausgenutzt. Die Auslaßschlitze 53b sind wiederum in Umfangsrichtung des Zylinderläufers 5b beiderseits des Kolbens 15b" angeordnet. Auslaß-Gaswechselkanäle 47b verbin¬ den die Auslaßschlitze 53b mit dem ausschließlich auf der Auslaßseite vorgesehenen Drehschieber 57b und damit mit einem gehäuseseitigen, stationären Auslaßkanal 61b, wie dies anhand der Fig. 6 und 7 im einzelnen erläutert ist.
Im Unterschied zu den Brennkraftmaschinen der Fig. 1 bis 7 sind auch den Teilkolben 15b' und 15b" jeweils geson¬ derte Kolbenstangen 17b1 und 17b" zugeordnet. Die beiden Kolbenstangen 17b' und 17b" des Doppelkolbens sind in Achs¬ richtung des Zylinderläufers 5b im Abstand voneinander an¬ geordnet und an ebenfalls im Abstand voneinander angeordne¬ ten Exzenter-Kreisscheiben 25b' und 25b" geführt. Die Exzenter-Kreisscheiben 25b' und 25b" sitzen wiederum in Nadellagern 29b in Lagerδffnungen 27b der Kolbenstangen. Analog zu den Brennkraftmaschinen der Fig. 1 bis 7 ist jeder der Teilkolben 15b' als auch 15b" mit einem entspre¬ chenden Teilkolben des auf der gegenüberliegenden Seite der Drehachse 7b des Zylinderläufers 5b angeordneten Doppelkolbens starr verbunden. Die durch die Exzenter- Kreisscheiben 25b1 und 25b" des Doppelkolbenpaars definier¬ ten Exzenter-Drehachsen verlaufen hierbei gleichachsig.
Die im Zusammenhang mit Fig. 6 und 7 erläuterten Varian¬ ten der Brennkraftmaschine können auch bei der Brenn¬ kraftmaschine der Fig. 8 vorgesehen sein. Es versteht sich, daß das Doppelkolbenprinzip auch bei der Brenn¬ kra tmaschine der Fig. 1 bis 5 eingesetzt werden kann.
Die Fig. 9 und 10 zeigen einen Verdichter vom Zylinder¬ läufertyp, bei welchem die Anordnung der Zylinder und Kolben und die Kinematikbewegung entsprechend den Zylin¬ derläufermaschinen der Fig. 1 bis 8 gewählt ist. Zur Er¬ läuterung des Aufbaus und der Wirkungsweise insbesondere der Komponenten mit den Bezugszahlen 1 bis 37 wird auf die Beschreibung dieser Figuren, insbesondere der Fig. 1 bis 5, Bezug genommen, wobei zur Unterscheidung die Bezugεzahlen zusätzlich mit dem Buchstaben c versehen sind. Komponen¬ ten, die für Brennkraftmaschinen spezifisch sind, wie zum Beispiel Zündkerzen oder dergleichen, entfallen, und anstelle von Verbrennungsräumen begrenzen die Kolben und Zylinder Verdichterräume. Die Kolben 15c sind als in axialer Richtung des Zylinderläufers 5c langgestreckte Kolben, im Querschnitt vorzugsweise geradlinig begrenzt rechteckförmige Kolben, ausgebildet; anstelle solcher Kolben kann auch die Doppelkolbenanordnung gemäß Fig. 8 Verwendung finden.
Der Zylinderläufer 5c umfaßt auf axial gegenüberliegenden Seiten jeweils ein oder mehrere, den einzelnen Zylindern 13c zugeordnete Gaswechselkanäle 125, die über Schlitze 127 nahe dem fest mit dem einzelnen Zylinder 13c verbun¬ denen Zylinderdach 33c in dem durch den Zylinder 13c und den Kolben 15c begrenzten Verdichterraum 37c münden. Die Gaswechselkanäle 125 verlaufen in den Wänden des Zylin- derläuferε 5c und enden an einer bezogen auf die Schlitze 127 radial weiter innen gelegenen Stelle in Öffnungen 129 von Dichtscheiben 131, die mit drehfest senkrecht zur Drehachse 7c verlaufenden Seitenwänden 133 des Zylinder¬ läufers 5c verbunden sind. Jede der beiden Dichtscheiben 131 bildet zusammen mit einer drehfest mit dem Gehäuse lc verbundenen weiteren Dichtscheibe 135 einen allgemein mit 137 bezeichneten Drehschieber, der den Gaseinlaß und den Gasauslaß des Verdichters bei Drehung des Zylinderläufers 5c relativ zum Gehäuse lc steuert. Die Dichtscheibe 135 bildet, gegebenenfalls zusammen mit der ihr benachbarten Seitenwand des Gehäuses lc, zwei kreisbogenförmig die Drehachse 7c umschließende Steuerschlitze 139 bzw. 141 (Fig. 10) , von denen jeweils einer, hier der Steuer¬ schlitz 139, einen Einlaßsteuerschlitz bildet und die Öffnung 129 mit einer gemeinsamen Einlaßöffnung 143 verbindet, während der andere Steuerschlitz 141 einen Auslaßsteuerschlitz bildet und die Öffnungen 129 mit einer gemeinsamen Auslaßöffnung 145 verbindet. Der im Verlauf der Rotation des Zylinderläufers 5c uberstrichene Überlappungsbereich zwischen den Öffnungen 129 einerseits und den Steuerschlitzen 139, 141 andererseits bestimmt die Ansaugphase und die Ausschubphase des Verdichters.
Wie Fig. 9 für die Steuerschlitze 141 zeigt, sind diese über Kanäle 147 gemeinsam zu der Auslaßöffnung 145 ge¬ führt. Entsprechend sind auch die Steuerschlitze 139 mit der gemeinsamen Einlaßöffnung 143 verbunden. Die Öffnun¬ gen 143, 145 liegen hierbei in einer zur Drehachse 7c senkrechten Ebene, entlang der das Gehäuse lc in zwei zu der Ebene spiegelsymmetrische Gehäusehälften geteilt ist. Die Führung der Kanäle ist hierbei so gewählt, daß die Öffnungen 143, 145 eng beeinander liegen.
Die vorstehende Gestaltung des Gehäuses lc erleichtert dessen Herstellung. Da die Gaswechselkanäle 125c vom Bereich der Zylinderdächer 33c nach radial innen geführt sind, können die Drehschieber 137 auf einem vergleichs¬ weise geringen Durchmesser angeordnet werden, was die Relativdrehgeschwindigkeit der beiden Dichtscheiben 131, 135 verringert. Die Dichtscheiben sind an ihren aneinan¬ der anliegenden Flächen mit ineinandergreifenden, kon¬ zentrischen Rippen bzw. Rillen 149 versehen, die gemein¬ sam eine Labyrinthdichtung bilden. Da die Dichtscheiben 131, 135 entweder aufgrund ihrer Eigenelastizität oder durch Vorspannung axial wirkender Federn gegeneinander gespannt sind, läßt sich eine hinreichende Abdichtung der Verdichterräume 37c erreichen. Von Vorteil ist insbeεon- dere, daß infolge der fest mit dem Zylinderläufer verbun¬ denen Zylinderdächern 33c keine Dichtungen am Außenumfang des Zylinderläufers 5c erforderlich sind.
Der Zylinderläufer 5c ist im wesentlichen aus zwei Bau¬ teilen zusammengesetzt, von denen eines eine der Seiten¬ wände 133 und die zugleich die Zylinderdächer 33c bilden¬ de Umfangswand und die andere Komponente die jeweils andere Seitenwand 133 sowie von dieser vorstehende Vor¬ sprünge 151 umfaßt, welche die in Umfangεrichtung gelege¬ nen Wände der Zylinder 13c bilden. Bauteile dieser Art lassen sich vergleichsweiεe einfach und exakt herεtellen, da εie im weεentlichen keine Hinterschneidungen haben.
Der vorstehend erläuterte Verdichter kann von einer beliebigen Antriebsmaschine angetrieben werden, wird aber bevorzugt mit einer Brennkraftmaschine gemäß den Fig. 1 bis 8 gekuppelt und zur Vorverdichtung der Luft und/oder des Luft-Brennstoff-Gemischs ausgenutzt.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
Als Zweitakt-Brennkraftmaschine ausgebildete Zylinderläufermaschine, umfassend
- ein Gehäuse (1) ,
- eine Kurbelwelle (21) in dem Gehäuse (1) ,
- wenigstens einen in dem Gehäuse (1) um eine erste Drehachse (7) drehbar gelagerten Zylinderläufer (5) mit mehreren, in gleichen Winkelabständen um die erste Drehachse (7) und die Kurbelwelle (21) herum mit radial zur ersten Drehachse (7) verlaufenden Zylinderachsen angeordneten, radial außen von fest mit dem Zylinderläu er (5) verbundenen Zylinderdä¬ chern (33) verschlossenen Zylindern (13) ,
- einen radial zur ersten Drehachse (7) verschiebbaren Kolben (15) in jedem Zylinder (13) , der zusammen mit seinem Zylinderdach (33) und dem Kolben (15) einen Brennraum (37) begrenzt, wobei die Kolben (15) über Kolbenstangen (17) mit Exzenterlagern (29) der Kurbelwelle (21) verbunden sind,
- eine Gaswechselsteueranordnung (49, 51, 53) mit separat den einzelnen Zylindern (13) zugeordneten Einlaß- bzw. Auslaß-Gaswechselkanälen (45, 47) , die mit ihrem einen Ende in dem Zylinder (13) in jeweils wenigstens einem Gaswechselschlitz (51, 53) münden, der von der bezogen auf die erste Drehachse (7) radial äußeren Kante (49) des Kolbens (15) steuerbar ist, und
- eine mit dem Zylinderläufer (5) synchron rotierende Drehschiebersteueranordnung (55, 57) zwischen zumin¬ dest einem bezogen auf das Gehäuse (1) stationären Gaswechselkanal (59, 61) und den schlitzfernen Enden der zylinderseitigen Einlaß-Gaswechselkanäle (45) und/oder Auslaß-Gaswechselkanäle (47) , d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Zylinderläufer (5) drei um 120° gegeneinander winkelversetzte Paare gleichachsig angeordneter Zylin¬ der (13) umfaßt, deren Kolben (15) ebenfalls paarweise mittels der Kolbenstangen (17) im wesentlichen starr miteinander verbunden sind, daß die Kurbelwelle (21) um eine zur erste Drehachse mit einer vorbestimmten Exzentrizität (e) achsparallel versetzte zweite Drehachse (23) drehbar gelagert ist und die Exzenterlager (29) um 120° um die zweite Dreh¬ achse (23) winkelversetzte und um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Dreh¬ achse (23) versetzte, dritte Drehachsen (32) für die Kolbenstangen (17) von Kolbenpaaren definieren und daß die Drehschiebersteueranordnung (55, 57) eben¬ falls den Gaswechsel der einzelnen Zylinder (13) steu¬ ert und den auf die Drehung des Zylinderläufers (5) bezogenen resultierenden Öffnungssteuerwinkel des Ein¬ laß- und/oder Auslaß-Gaswechselkanals (45, 47) , ver¬ glichen mit dem Öffnungssteuerwinkel des zugehörigen zylinderseitigen Gaswechselschlitzes (51, 53) verän¬ dert, insbesondere verringert.
2. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 1, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Drehschiebersteueranordnung (55, 57) ein in Umfangsrichtung des Zylinderläufers (5) relativ zu diesem bewegbares Schieberteil (65) mit einer Steuerδffnung (69) umfaßt, die während des Gaswechεels daε schlitzferne Ende des zylinderseitigen Gaswechselkanals (47) mit dem stationären Gaswechsel¬ kanal (61) verbindet.
3. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 2, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß dem Schieberteil (65) ein Antriebs- mechanismus (73, 75) zugeordnet ist, der eine Verstel¬ lung des Schieberteilε (65) bei rotierendem Zylinder¬ läufer (5) erlaubt.
4. Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehschiebersteuer¬ anordnung (55, 57) zumindest ein axial seitlich des Zylinderläufers (5) angeordnetes Paar dichtend anein- anderliegender und insbeεondere federnd axial gegen¬ einander vorgeεpannter, ringförmiger Dichtscheiben (63, 65) umfaßt.
5. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 4, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß die Dichtscheiben (63, 65) auf einander gegenüberliegenden Seiten zueinander koaxia¬ le, ringförmige, in Form eines Dichtlabyrinths inein¬ andergreifende Vorsprünge (71) aufweisen.
6. Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 1 bis
5, dadurch gekennzeichnet, daß die schlitzfernen Enden der zylinderseitigen Gaswechselkanäle (45, 47) einen kleineren Abstand von der ersten Drehachse (7) haben als die zugehörigen Gaswechselschlitze (51, 53) .
7. Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 1 bis
6, dadurch gekennzeichnet, daß die den Einlaß-Gaswech¬ selkanälen (45) zugeordnete Drehschiebersteueranord¬ nung (55) die Einlaß-Gaswechselkanäle (45) nacheinan¬ der mit einem bezogen auf das Gehäuse (1) stationären Einlaßkanal (91) für Frischluft und einem gleichfalls stationären Einlaßkanal (59) für das Luft-Brennstoff- Gemisch verbindet.
8. Als Zweitakt-Brennkraftmaschine ausgebildete Zylinder¬ läufermaschine, umfassend - ein Gehäuse (la; lb) ,
- eine Kurbelwelle (21a; 21b) in dem Gehäuse (la; lb) ,
- wenigstens einen in dem Gehäuse (la; lb) um eine erste Drehachse (7a; 7b) drehbar gelagerten Zylin¬ derläufer (5a; 5b) mit mehreren, in gleichen Winkel¬ abständen um die erste Drehachse (7a; 7b) und die Kurbelwelle (21a; 21b) herum mit radial zur ersten Drehachse (7a; 7b) verlaufenden Zylinderachsen angeordneten, radial außen von fest mit dem Zylin¬ derläufer (5a; 5b) verbundenen Zylinderdächern (33a; 33b) verschlossenen Zylindern (13a; 13b) ,
- einen radial zur ersten Drehachse (7a; 7b) ver¬ schiebbaren Kolben (15a; 15b) in jedem Zylinder (13a; 13b) , der zusammen mit seinem Zylinderdach (33a; 33b) und dem Kolben (15a; 15b) einen Brennraum (37a; 37b) begrenzt, wobei die Kolben (15a; 15b) über Kolbenstangen (17a; 17b)mit Exzenterlagern (29a; 29b) der Kurbelwelle (21a; 21b) verbunden sind,
- eine Gaswechselsteueranordnung (49a, 51a, 53a; 49b; 51b, 53b) mit separat den einzelnen Zylindern (13a; 13b) zugeordneten Einlaß- bzw. Auslaß-Gaswechselka¬ nälen (45a, 47a; 45b, 47b) , die mit ihrem einen Ende' in dem Zylinder (13a; 13b) in jeweils wenigstens einem Gaswechselεchlitz (51a, 53a; 51b, 53b) münden, der von der bezogen auf die erste Drehachse (7a; 7b) radial äußeren Kante (49a; 49b) des Kolbens (15a; 15b) steuerbar ist, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Zylinderläufer (5a; 5b) drei um 120° gegeneinan¬ der winkelversetzte Paare gleichachsig angeordneter Zylinder (13a) umfaßt, deren Kolben (15a; 15b) ebenfalls paarweise mittels der Kolbenstangen (17a; 17b) im wesentlichen starr miteinander verbunden s ind , daß die Kurbelwelle (21a; 21b) um eine zur erste Drehachse mit einer vorbestimmten Exzentrizität (e) achsparallel versetzte zweite Drehachse (23a; 23b) drehbar gelagert ist und die Exzenterlager (29a; 29b) um 120° um die zweite Drehachse (23a; 23b) winkelver¬ setzte und um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achεparallel gegen die zweite Drehachεe (23a; 23b) versetzte, dritte Drehachεen für die Kolbenstangen (17a; 17b) von Kolbenpaaren definieren, daß der Zylin¬ derläufer (5a; 5b) eine zentrale, die Kurbelwelle enthaltende Kurbelwellenkammer (107; 107b) umschließt, von der die Zylinder (13a; 13b) ausgehen und daß die Einlaß-Gaswechselkanäle (45a; 45b) als zur Kurbelwellenkammer (107; 107b) offene Überströmkanäle ausgebildet sind und daß radial innerhalb eines den Zylinderläufer (5a; 5b) an dem Gehäuse (la; lb) dreh¬ bar lagernden Lagers (9a; 9b) ein bezogen auf das Gehäuse (la; lb) stationärer Gas-Einlaßkanal (59a; 59b) in die Kurbelwellenkammer (107; 107b) hinein¬ geführt ist.
9. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 8, dadurch ge¬ kennzeichnet, daß zwischen einem bezogen auf das Gehäuse (la; lb) stationären Auslaß-Gaswechselkanal
(61a; 61b) und dem zylinderseitigen Auslaß-Gaswechsel¬ kanal (47a; 17b) eine synchron mit dem Zylinderläufer
(5a; 5b) rotierende Drehschiebersteueranordnung (57a; 57b) vorgesehen ist, und insbesondere eine ebenfalls den Gaswechsel steuernde, synchron mit dem Zylinder¬ läufer (5a; 5b) rotierende Drehschiebersteuerung (57a; 57b) , die den auf die Drehung des Zylinderläufers (5a; 5b) bezogenen resultierenden Auslaßöffnungεsteuer- winkel des zylinderseitigen Auεlaß-Gaεwechselkanals
(47a; 47b) verglichen mit dem Auεlaßöffnungεsteuerwin- kel der zylinderseitigen Auslaß-Gaswechselschlitze (53a; 53b) verringert, vorgesehen ist.
10. Zylinderläufermaschine nach Anεpruch 8 oder 9, da¬ durch gekennzeichnet, daß die Kolben (15a) in axialer Richtung deε Zylinderläufers (5a) breiter sind als in dessen Umfangsrichtung, daß die Auslaß-Gaεwechεelεchlitze (53a) jeweilε in einem im wesentlichen in axialer Richtung des Zylin¬ derläufers (5a) verlaufenden Wandbereich des Zylin¬ ders ,(13a) , insbesondere zumindest annähernd in der Mitte dieεes Wandbereichs, vorgesehen sind und daß in axialer Richtung des Zylinderläufers (5a) beiderseits des Auslaß-Gaswechselschlitzes (53a) Einlaß-Gaswech¬ selschlitze (51a) vorgesehen sind.
11. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die zylinderseitigen Einlaß- Gaswechselkanäle (51a) so angeordnet sind, daß die Einlaßgase im Bereich der im wesentlichen in Umfangs¬ richtung des Zylinderläufers (5a) verlaufenden Wand¬ bereiche des Zylinders (13a) zum Zylinderdach (33a) strömen.
12. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Zylinderdach (33a) zwei in axialer Richtung des Zylinderläufers (5a) nebeneinan¬ der liegende konkav gekrümmte Einwolbungen (109) aufweist.
Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 10 biε 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Zylinder (13a) in Um¬ f ngsrichtung des Zylinderläufers (5a) beiderseits der Kolben (15a) sowohl Auslaß-Gaswechselschlitze (53a) als auch Einlaß-Gaswechselschlitze (51a) aufweisen.
14. Zylinderläufermaschine nach Anεpruch 8 oder 9, da¬ durch gekennzeichnet, daß jeder Zylinder zwei in axialer Richtung deε Zylinderläufers (5b) nebeneinan¬ der angeordnete, kreiszylindrische Zylinderkammern (13b', 13b") umfaßt, die durch eine im Bereich des Zylinderdachs (33b) mit wenigstens einer Überström¬ öffnung (121) versehene Trennwand (119) voneinander getrennt sind, wobei jeweils eine (13b1) der beiden Zylinderkammern (13b', 13b") lediglich mit dem Einlaß- Gaεwechεelkanal (45b) und die andere Zylinderkammer
(13b") lediglich mit dem Auεlaß-Gaswechselkanal (47b) verbunden ist, und daß in jeder Zylinderkammer (13b', 13b") einer von zwei Teilkolben (15b1, 15b") eines Doppelkolbens verεchiebbar iεt.
15. Zylinderläufermaεchine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß in Umfangsrichtung des Zylinder¬ läufers (5b) beiderseitε der einen Zylinderkammer (13b1) Überstrδmkanäle (45b) und in Umfangsrichtung des Zylinderläufers (5b) beiderseits der anderen Zylinderkammer (13b") Auslaß-Gaswechεelεchlitze (53b) vorgeεehen sind.
16. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Teilkolben (15b1, 15b") jedes Doppelkolbens durch gesonderte
Teilkolbenstangen (17b', 17b") mit den beiden Teil¬ kolben (15b', 15b") des bezogen auf die erste Dreh¬ achse (7b) radial gegenüberliegenden Doppelkolbens verbunden εind, wobei die beiden Teilkolbenεtangen (17b1, 17b") jedeε Doppelkolbenpaars an zwei in Richtung der zweiten Drehachse (23b) im Abstand angeordneten Exzenterlagern (25b1, 25b") geführt sind.
17. Zylinderläufermaschine, umfaεεend
- ein Gehäuεe (lb) ,
- wenigεtenε einen in dem Gehäuεe (lb) um eine erεte Drehachse (7b) drehbar gelagerten Zylinderläufer
(5b) , der drei um die erste Drehachse (7b) herum gegeneinander um 120° winkelversetzte Paare von gleichachsig, jedoch auf gegenüberliegenden Seiten der ersten Drehachse (7b) angeordnete Zylinder
(13b) aufweist,
- einen radial zur ersten Drehachse (7b) verschiebba¬ ren Kolben (15b) in jedem Zylinder (13b) , der zusammen mit dem Zylinder (13b) eine Zylinderkammer (37b) begrenzt, wobei radial sich gegenüberliegende
Kolben (15b) paarweise durch eine Kolbenstange (17b) im weεentlichen starr miteinander verbunden sind,
- eine um eine zweite, zur ersten Drehachse (7b) um eine vorbeεtimmte Exzentrizität (e) achsparallel versetzte Drehachse (23b) drehbar in dem Gehäuse
(lb) gelagerte Kurbelwelle (21b) , an der die Kol¬ benstangen (17b) der Kolbenpaare mittels Exzenter¬ lager (25b) geführt sind, die gegeneinander um 120° um die zweite Drehachse (23b) herum winkelversetz¬ te, relativ zur Kurbelwelle (21b) inεbeεondere feεtεtehende, dritte Drehachsen (32b) definieren, von denen jede um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (23b) versetzt ist,
- von den Zylindern (13b) ausgehende und zusammen mit diesen rotierende Gaswechselkanäle (47b) , die in einer axial seitlichen Wand des Zylinderläufers (5b) enden,
- wenigεtenε ein stationärer Einlaß-Gaswechselkanal
(59b) und wenigstens ein stationärer Auslaß-Gaε- wechselkanal (61b) in dem Gehäuse (lb) , von denen wenigstens der Auslaß-Gaswechselkanal (61b) in dem Gehäuse (lb) vor der axial seitlichen Wand des Zylinderläufers (5b) endet, - wenigstens eine mit dem Zylinderläufer (5b) synchron arbeitende Drehschiebersteueranordnung (57b) mit zumindest einem bogenförmig die erste Drehachse (7b) umεchließenden Steuerεchlitz (69b) zur Verbindung deε stationären Gaswechεelkanalε (61b) in einem vorgegebenen Drehwinkelbereich mit den rotierenden Gaεwechselkanälen (47b) , insbeεon- dere nach einem der Anεprüche 1 biε 16, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Zylinder (13b) radial außen von feεt mit dem Zylinderläufer (5b) verbundenen Zylinderdächern (33b) verεchlossen εind, daß jeder Zylinder zwei in axialer Richtung des Zylinderläufers (5b) nebeneinander angeordnete, kreiszylindrische Zylinderkammern (13b', 13b") um¬ faßt, die durch eine im Bereich des Zylinderdachs (33b) mit wenigstens einer Überströmöffnung (121) verεehene Trennwand (119) voneinander getrennt εind, wobei jeweils eine der beiden Zylinderkammern (13b1, 13b") lediglich mit dem Einlaß-Gaswechεelkanal (45b) . und die andere Zylinderkammer (13b") lediglich mit dem Auslaß-Gaswechεelkanal (47b) verbunden iεt, und daß in jeder Zylinderkammer (13b' , 13b") einer von zwei Teilkolben (15b1, 15b") eineε Doppelkolbenε verεchiebbar iεt.
18. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Teilkolben (15b' , 15b") jedeε Doppelkolbens durch gesonderte Teilkol¬ benstangen (17b1 , 17b") mit den beiden Teilkolben (15b', 15b") des, bezogen auf die erste Drehachse (7b) radial gegenüberliegenden Doppelkolbens verbun- den sind, wobei die beiden Teilkolbenstangen (17b', 17b") jedes Doppelkolbenpaars an zwei in Richtung der zweiten Drehachse (23b) im Abstand angeordneten Exzenterlagern (25b', 25b") geführt sind.
19. Als Zweitakt-Brennkraftmaεchine ausgebildete Zylin¬ derläufermaschine, umfasεend
- ein Gehäuεe (1) ,
- eine Kurbelwelle (21) in dem Gehäuse (1) ,
- wenigstenε einen in dem Gehäuεe (1) um eine erste Drehachse (7) drehbar gelagerten Zylinderläufer (5) mit mehreren, in gleichen Winkelabεtänden um die erste Drehachse (7) und die Kurbelwelle (21) herum mit radial zur ersten Drehachse (7) verlaufenden Zylinderachsen angeordneten, radial außen von fest mit dem Zylinderläufer (5) verbundenen Zylinderdä¬ chern (33) verschlossenen Zylindern (13) ,
- einen radial zur ersten Drehachse (7) verschiebba¬ ren Kolben (15) in jedem Zylinder (13) , der zusam¬ men mit seinem Zylinderdach (33) und dem Kolben
(15) einen Brennraum (37) begrenzt, wobei die Kolben (15) über Kolbenstangen (17) mit Exzenterla¬ gern (29) der Kurbelwelle (21) verbunden sind,
- eine Gaswechselsteueranordnung (49, 51, 53) mit separat den einzelnen Zylindern (13) zugeordneten Einlaß- bzw. Auslaß-Gaεwechselkanälen (45, 47) , die mit ihrem einen Ende in dem Zylinder (13) in je¬ weils wenigstens einem Gaswechselschlitz (51, 53) münden, der von der bezogen auf die erste Drehachse
(7) radial äußeren Kante (49) des Kolbens (15) steuerbar ist, insbeεondere nach einem der Anεprüche 1 biε 18, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Zylinderläufer (5) drei um 120° gegeneinander winkelversetzte Paare gleichachsig angeordneter Zylin- der (13) umfaßt, deren Kolben (15) ebenfallε paarweise mittels der Kolbenstangen (17) im wesentlichen starr miteinander verbunden sind, daß die Kurbelwelle (21) um eine zur erste Drehachse mit einer vorbeεtimmten Exzentrizität (e) achsparal¬ lel versetzte zweite Drehachse (23) drehbar gelagert ist und die Exzenterlager (29) um 120° um die zweite Drehachse (23) winkelversetzte und um die vorbestimm¬ te Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (23) versetzte, dritte Drehachsen (32) für die Kolbenstangen (17) von Kolbenpaaren definieren, daß die Kolben (15) in axialer Richtung des Zylinder¬ läufers (5) breiter sind alε in deεsen Umfangsrich¬ tung und daß die Einlaß-Gaswechselεchlitze (45) einerseits und die Auslaß-Gaswechεelschlitze (47) andererεeitε auf in axialer Richtung deε Zylinderläuferε (5) gegen¬ überliegenden Seiten der Zylinder (13) vorgesehen εind.
20. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (15) in Umfangsrich¬ tung des Zylinderläufers (5) achεparallel zur ersten Drehachεe (7) verlaufende, im wesentlichen ebene Außenflächen (77) haben, die an den Schmalseiten in halb∑ylindrische Außenflächen (79) übergehen.
21. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 19 oder 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (15) ein zumindest in axialer Richtung des Zylinderläufers (5) konvex gewölbtes Kolbendach (35) haben und daß das Zylinderdach (33) zumindest in axialer Richtung des Zylinderläufers (5) konkav gewölbt ist.
22. Als Zweitakt-Brennkraftmaschine ausσebildete Zylinderläufermaschine, umfasεend
- ein Gehäuse (la),
- eine Kurbelwelle (21) in dem Gehäuse (la) ,
- wenigstens einen in dem Gehäuse (la) um eine erste Drehachεe (7a) drehbar gelagerten Zylinderläufer
(5a) mit mehreren, in gleichen Winkelabständen um die erste Drehachse (7a) und die Kurbelwelle (21a) herum mit radial zur ersten Drehachse (7a) verlau¬ fenden Zylinderachsen angeordneten, radial außen von fest mit dem Zylinderläufer (5a) verbundenen Zylinderdächern (33a) verschloεsenen Zylindern
(13a) ,
- einen radial zur ersten Drehachse (7a) verschiebba¬ ren Kolben (15a) in jedem Zylinder (13a) , der zusammen mit seinem Zylinderdach (33a) und dem Kolben (15a) einen Brennraum (37a) begrenzt, wobei die Kolben (15a) über Kolbenstangen (17a) mit Exzenterlagern (29a) der Kurbelwelle (21) verbunden εind,
- eine Gaswechselsteueranordnung (49a, 51a, 53a) mit separat den einzelnen Zylindern (13a) zugeordneten Einlaß- bzw. Auslaß-Gaswechεelkanälen (45a, 47a) , die mit ihrem einen Ende in dem Zylinder (13a) in jeweils wenigstens einem Gaswechselschlitz (51a, 53a) münden, der von der bezogen auf die erste Drehachse (7a) radial äußeren Kante (49a) des Kolbens (15a) steuerbar ist, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 21, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Zylinderläufer (5a) drei um 120° gegeneinander winkelversetzte Paare gleichachsig angeordneter Zylinder (13a) umfaßt, deren Kolben (15a) ebenfalls paarweise mittels der Kolbenstangen (17a) im we¬ sentlichen starr miteinander verbunden sind, daß die Kurbelwelle (21a) um eine zur erste Drehachse mit einer vorbestimmten Exzentrizität (e) achsparal¬ lel versetzte zweite Drehachse (23a) drehbar gelagert ist und die Exzenterlager (29a) um 120° um die zweite Drehachse (23a) winkelversetzte und um die vorbe¬ stimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (23a) versetzte, dritte Drehachsen für die Kolbenstangen (17) von Kolbenpaaren definie¬ ren und daß der Einlaß-Gaswechεelkanal (45a) mit einem Gebläεe (87a) verbunden iεt, dessen Antrieb einen drehzahlsteuerbaren Motor (113) , insbeεondere einen Elektromotor, umfaßt.
23. Zylinderläufermaεchine nach einem der Anεprüche 1 biε
22, dadurch gekennzeichnet, daß der vierfache Wert der vorbestimmten Exzentrizität (e) kleiner ist als die maximale Breite der Kolben (15; 15a) in Umfangs¬ richtung des Zylinderläufers (5; 5a) .
24. Zylinderläufermaschine nach einem der Anεprüche 1 biε
23, dadurch gekennzeichnet, daß daε Gehäuse (1; la) den Zylinderläufer vollständig umschließt und ein Gebläsegehäuεe mit wenigstens einer Kühlluftansaug- öffnung (95; 95a) im Bereich seines Zentrums und wenigstens einer Abströmδffnung (99; 99a) im Bereich seineε Außenumfangε bildet.
25. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen einem bezogen auf das Gebläsegehäuse stationären Auslaß-Gaswechεelkanal
(61; 61a) und den zylinderεeitigen Auslaß-Gaswechεel- känalen (47; 49a) eine εynchron mit dem Zylinderläu¬ fer (5; 5a) rotierende Drehεchiebersteueranordnung
(57; 55a) vorgesehen ist und daß zumindest eine Kühlluft-Ansaugöffnung (95; 95a) über im Bereich der Drehschiebersteueranordnung (57; 57a) radial an dieser vorbei verlaufende Kanäle (97; 97a) mit dem Inneren des Gebläsegehäuses verbunden ist.
26. Zylinderläufermaschine nach einem der Anεprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß mit der Kurbelwelle (21; 21a) eine Arbeitsmaschine (103; 103a) , insbeson¬ dere ein Kompressor einer Wärmepumpe oder ein elek¬ trischer Generator gekuppelt ist.
27. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß der Auslaß-Gaεwechselkanal (47; 47a) mit einem Wärmetauscher (105; 105a) , insbesonde¬ re einer Gebäude-Heizanlage, verbunden ist.
28. Als Verdichter ausgebildete Zylinderläufermaschine, umfassend
- ein Gehäuse (lc) ,
- wenigstens einen in dem Gehäuse (lc) um eine erste Drehachse (7c) drehbar gelagerten Zylinderläufer
(5c) , der drei um die erεte Drehachεe (7) herum gegeneinander um 120° winkelverεetzte Paare von gleichachεig, jedoch auf gegenüberliegenden Seiten der ersten Drehachse (7c) angeordnete Zylinder (13c) aufweist,
- einen radial zur ersten Drehachse (7c) verschiebba¬ ren Kolben (15c) in jedem Zylinder (13c) , der zusammen mit dem Zylinder (13c) einen Verdichter¬ raum (37c) begrenzt, wobei radial sich gegenüber¬ liegende Kolben (15c) paarweise durch eine Kolben¬ stange (17c) im wesentlichen starr miteinander verbunden sind,
- eine um eine zweite, zur ersten Drehachεe (7c) um eine vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel verεetzte Drehachεe (23c) drehbar in dem Gehäuse - SO - flc) gelagerte Kurbelwelle (21c) , an der die Kol¬ benstangen (17c) der Kolbenpaare mittels Exzenter¬ lager (25c) geführt sind, die gegeneinander um 120° um die zweite Drehachεe (23c) herum winkelversetz¬ te, relativ zur Kurbelwelle (21c) insbesondere feststehende, dritte Drehachsen (32c) definieren, von denen jede um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (23c) versetzt ist,
- von den Zylindern (13c) ausgehende und zusammen mit diesen rotierende Gaswechselkanäle (125) , die in einer axial seitlichen Wand (133) des Zylinderläu¬ fers (5c) enden,
- stationäre Einlaß- bzw. Auslaß-Gaεwechεelkanäle (143, 145, 147) in dem Gehäuεe (lc) , die in dem
Gehäuεe (lc) vor der axial εeitlichen Wand (133) deε Zylinderläufers (5c) enden,
- wenigstens eine mit dem Zylinderläufer (5c) synchron arbeitende Drehschieberεteueranordnung (137) mit zumindest einem bogenförmig die erste Drehachse
(7c) umschließenden Steuerschlitz (139, 141) zur Verbindung des stationären Gaswechselkanalε (143, 145, 147) in einem vorgegebenen Drehwinkelbereich des Zylinderläufers (5c) mit den rotierenden Gas¬ wechselkanälen (125) , insbesondere nach Anspruch 17 oder 18, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Zylinder (13c) radial außen von fest mit dem Zylinderläufer (5c) verbundenen Zylinderdächern (33c) verschlosεen εind und daß die rotierenden Gaεwechselkanäle (125) vom Bereich des Zylinderdachs (33c) zu einem radial weiter innen gelegenen, die Drehschiebersteueranord¬ nung (137) enthaltenden Bereich der axial seitlichen Wand (133) des Zylinderläufers (5c) führen.
29. Zylinderläufermaεchine nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehschiebersteueranordnung (137) zumindest ein axial εeitlich deε Zylinder- läuferε (5c) angeordneteε Paar dichtend aneinander- liegender und insbesondere federnd axial gegeneinan¬ der vorgespannter, ringförmiger Dichtscheiben (131, 135) umfaßt.
30. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtscheiben (131, 135) auf einander gegenüberliegenden Seiten zueinander koaxi¬ ale, ringförmige, in Form eines Dichtlabyrinths ineinandergrei ende Vorsprünge (149) aufweisen.
31. Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 28 bis 30, dadurch gekennzeichnet, daß in Richtung der ersten Drehachse (7c) beiderseits des Zylinderläufers
(5c) Drehεchieberεteueranordnungen (137) vorgeεehen sind, die in beiden axial seitlichen Wänden (133) des Zylinderläufers (5c) vorgesehene rotierende Gaswech¬ selkanäle (125) über bogenförmige Steuerschlitze
(139, 141) wechselweise mit stationären Einlaß-Gas¬ wechselkanälen (143) und stationären Auslaß-Gaεwech- selkanälen (145, 147) verbinden.
32. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß die Einlaß-Gaεwechεelkanäle mit einer gemeinsamen Einlaßöffnung (143) und/oder die Auslaß-Gaswechselkanäle (145, 147) mit einer gemein¬ samen Auslaßöffnung (145) verbunden sind.
33. Zylinderläufermaschine nach Anspruch 31 oder 32, dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse (lc) aus zwei zu einer senkrecht zur ersten Drehachse verlaufenden Teilungsebene spiegelsymmetriεchen Gehäusehälften besteht .
34. Zylinderläufermaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 33, dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinderl ufer (5c) zwei die Zylinderwände (133) bildende Läufertei¬ le aufweist, von denen ein erstes Läuferteil eine ■ axial seitliche Wand (133) des Zylinderläufers und eine die Zylinderdächer (33c) gemeinsam bildende Umfangswand umfaßt, und das zweite Läuferteil eine weitere axial seitliche Wand (133) umfaßt und in axialer Richtung vorstehende Vorsprünge (151) trägt, die in Umfangsrichtung zwischen sich die Zylinder (15c) begrenzen.
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