SE461111B

SE461111B - Apparat foer kompression eller expansion av en gas under tvingad stroemning

Info

Publication number: SE461111B
Application number: SE8205196A
Authority: SE
Inventors: S A Colgate
Original assignee: Colgate Thermodynamics Co
Priority date: 1981-09-14
Filing date: 1982-09-13
Publication date: 1990-01-08
Also published as: GB8429493D0; GB2150977A; GB2105787B; GB2105787A; GB2150636B; GB2150977B; GB8429492D0; DE3234051C2; FR2512882A1; SE8205196D0; IT1149349B; JPH0345201B2; DE3234051A1; CA1204290A; GB2150636A; SE8205196L; JPS58150002A; AU8838982A; AU563864B2; IT8249115A0

Description

461111 = 2 ning, vilken förorsakar stor ineffektivitet och som inte är klarlagd. Det är värmeutbytet mellan de gaser som komprimeras eller expanderas och väggarna till tvångs- lströmningsvolymen. Detta värmeutbyte accepteras vanligt- vis sàsom fundamentalt. Jag hävdar i stället att det kan reduceras betydligt.

VÄRMEVÄXLING MED VÄGGARNA Låt oss först beakta kompressorer, fastän dessa kommentarer, med omvända uttryck, likaväl kan tillämpas på expansionsmotorer. Om en gas komprimeras adiabatiskt blir den både varmare som en funktion av kompressionen samt ökar i tryck. Ökningen 1 temperatur och tryck föl- jer de välkända sambanden hos den adiabatiska lagen.

I vissa fall, såsom vid en luftkompressor, avlägsnas den ytterligare temperatur som alstras i gasen senare som något störande, fastän en betydande andel, t o m en huvudandel, av det användbara arbetet kan gå förlorat vid avlägsnandet av detta värme. Vid det speciella fallet med en luftkompressor, där detta värme avlägsnas, är det mera effektivt att avlägsna värmet så tidigt i cykeln som möjligt så att mindre arbete åtgår för att uppnå en önskad volym av kall, komprimerad gas. (Isotermiska maski- ner är föremål för den samtidiga svenska patentansökan nr 8205194-7). I andra fall där en kompressor används, såsom vid en värmepump med Rankine-cykel eller vid kom- pressionscykeln hos olika förbränningsmotorer, utgör detta avsteg från adiabatisk kompression på grund av arbetsfluidumets (gas) värmeväxling med kompressorns väggar en stor nackdel och ineffektivítet hos systemet.

En punkt hos föreliggande uppfinning är att genom riktig konstruktion av inlopps- och utloppsportarna hos en adiabatisk maskin med tvingad strömníng reducera denna värmeväxling till ett litet värde.

Mekanismen för denna värmeförlust är turbulent rö- relse hos det arbetsfluidum som kontaktar väggarna under kompression eller expansion. Denna värmeväxling baseras på två delar: (1) värmeväxlingen mellan gasen och väg- 461111 3 gen om väggen hàlles isotermisk, samt (2) värmemotståndet hos själva väggen. Det visar sig att väggens värmemot- stånd är sådant att väggen verkar som en tidsfördröjnings- utjämningsreservoar, som bringas till en temperatur, som är densamma som gasens medeltemperatur, vid en för- dröjd fas av slaget. Den tidsberoende fasfördröjningen liksom värmeväxlingens storlek är båda skadliga för den adiabatiska verkningsgraden.

TERMISKT GRÄNsskIKTsDJUP Man kan beräkna värmemassan hos väggen under den transienta kontakten med gasen genom att beräkna det termiska gränsskiktsdjupet inom värmekontakttiden. Det ter- miska skinndjupet, d, för penetrationen av värme (eller kyla) inom en given tid t uttryckes matematiskt som a = [Xx/cv t] 1/2 där CV är det specifika värmet för väggmaterialet, K är värmcledningsförmâgan och t är tiden, (K/CV) kallas ofta för diffusionskoefficienten. För typiska material, där cv l 1o'2 s (för ett slag vid 3000 r/m) eller längre, varierar skinn- djupet mellan 3 x lO-3 I 103 cm~3 ä vid den högsta hastigheten, till 3 x 10- för en metall och en stor, långsam kolv. Även det minsta är l kalori x cm-3 x grad- , och tiden = cal 2 cm för en plast med K = grad- cm skinndjupet motsvarar en värmemassa som är ekvivalent med åtskilliga centimetrar luft eller freon vid atmos- färstryck. Därför är värmemassan hos väggen i kontakt med gasen jämförbar med eller större än gasens värme- massa. Det är vanligt inom ingenjörstekniken att för- summa denna gränsskiktsdjupfaktor och antaga att väggen antar en temperatur, som är tidsmedelvärdet för värmeflö- det från gasen. I detta fall är den grundläggande faktorn för bestämning av värmeförlust gasens teoretiska värme- utbyte med en antagen isotermisk väg nästan oberoende av väggegenskaperna. Senare skall betydelsen av den tids- beroende fasfördröjningen hos värmeflödet visas. Först skall gränsskiktsdjupseffekten demonteras. Vi antager att kammarens väggar är släta och värmeförlusten styrs 461 111 4 då av det turbulenta flödets utbyte med en slät vägg.

FÖRKLARIHG AV DIPFUST VÄRMEFLÖDE I fig l visas den klassiska lösningen på diffusion av värme från en reservoar l till en andra reservoar 2.

Lät oss antaga att l är varmare (Tl) och är en turbulent gas med en väsentligen oändlig förmåga att transportera värme upp till en barriär 3. Värmet diffunderar in i eller ut ur området 2 med en diffusivitet K/CV. Fördel- ningen av värme eller temperatur, T, som en funktion av djupet, x, följer då en sekvens av "felfunktionslös- ningar", vari T T + (Tl - T2) exp (-x2/dz) 2 <-xz/d2> eller T T2 + (Tl -T2) e där liksom tidigare a = [nvcv tjl/z Avståndet d är centrum för pcnetrationsdjupet hos värme- vågen. De tre kurvorna dl, d2, d3 är temperaturprofi- lerna för tiderna tl, tz, t3, där tl t2-t3 med karaktä- ristiska gränsskiktsdjup dl, som är mindre än dz, som är mindre än d3. Om TI är tidsberoende, såsom det skulle vara i en cylinder med omväxlande varma eller kalla ga- ser, bör den faktiska fördelningen av temperaturen vara en enkel addition av sådana lösningar. I detta hänseende kan kyla, dvs Tl är mindre än T2, intränga i väggen lika väl som värme, dvs T1 är större än T2. Gränsskiktsdjupet är just det karaktäristiska medeldjupet för varje temperaturvariation på en tid t. Värmemassan som be- skrivs av varje kurva är H = (Tl - T2)Cv och ju längre tid som värmet har för "indränkning" desto mer värme överföras. Typiska diffusiviteter och värmemassor för skinndjup visas i tabell l för olika material. En frekvens av 3000 r/m har valts som ett exempel och värmemassan för skinndjupet jämföres med förbränningsgaser kompri- merade 8:1, sàsom är typiskt för en Otto-motor. 1) TABELL 1 461111 Díffusivitet, gränsskiktsdjup, värmemassa för olika material vid 3000 r/m, t = 1/(2 f) Kolstàl Rostfritt stål Nickel- krom Fosfor- brons Beryllium- koppar Aluminium- legering Kolstàl Keramiskt aluminium- oxidmaterial Pyrogen kiseldioxid Värme- lednings- förmåga W/cmz 0,14 0,11 = 0,01 s.

Värme- Diffu- Gränsskikts- kapacitet sivitet djupets värme- K/Cv massa cal cm'3 cmz s* cVuJml/z cal cm_2 0,81 0,13 o,o164 0,81 0,036 0,0087 0,81 0,028 0,0076 0,84 0,55 0,035 0,84 0,20 0,021 0,58 0,57 0,025 0,3 0,2 0,0075 0,8 0,08 0,013 0,8 0,004 0,003 Värmekapacitet hos 8-faldigt komprimerad luft plus bränsle = s x 10' 3 cal cm- 3 461111 ~ 6 TURBULENT VÃRMEVÄXLING MED EN SLÃT YTA Om en gas strömmar i en ledning med slät vägg är egenskaperna hos det turbulenta fluidumets värmeväxling sådana att gasen pár termisk jämvikt med väggen efter förflyttning ungefär S0 rördiametrar (American Handbook of Physics, l963). Detta är även den viskösa nedsaktnings- sträckan eller den sträcka, pà vilken den kinetiska ener- gin skingras. Kvantiteten ”S0 rördiametrar" bestäms av de särskilda egenskaperna hos det laminära underskiktet.

Detta är gränsskiktet mellan det turbulenta fluidumflö- det och den släta rörväggen. När det är fràga om en cy- linder eller annan kompressionsvolym är det lämpliga övervägandet den sträcka fluidumet (eller gasen) rör sig i kontakt med väggen under tiden för ett slag. Om gasen inkommer genom en ventil med hög hastighet relativt kammaren, kommer gasen att cirkulera många gånger i kom- pressionskammaren under tiden för en kompressions- eller expansionstakt. Antalet cirkulationscykler kan grovt uppskattas genom förhållandet mellan hastigheten hos de gaser som inkommer genom inloppsventilen och hastig- heten hos kolven. Det genomsnittliga förhållandet mellan ventilarean och kolvarean är ofta ca 20:l (Taylor, 1966), så att gaser som inkommer i cylindern har en hastighet av mellan 10 och 20 ggr kolvhastigheten. I allmänhet inkommer gaserna osymmetriskt i kammaren med avseende pà kompressionsvolymen så att den turbulens som alstras genom flödet är större än den som induceras i ett normalt rörflöde hos ett fluidum som rör sig genom en ledning.

Därför kommer värmeutbytet med väggen att vara större när turbulensen är större. Vi förväntar oss i stort sett e-faldig värmeväxling pà omkring 10 ggr cirkulation eftersom gasen som strömmar runt hörn är mera turbulent än strömning i ett rakt rör. Därför medger den typiska kolven med begränsade inloppsventiler värmeutbyte mellan gasen och väggen av i stort sett halva värmeskillnaden hos gasen under tiden för kompressions- eller expansions- takten. Eftersom temperaturskillnaden hos väggen relativt gasen är omkring halva den totala temperaturskillnaden, (bl *461111 7 går omkring l/4 av värmet förlorat till väggen. Det är detta stora värmeutbyte som svarar för den grundläggande ineffektiviteten hos sådana "gashanteringsmaskiner".

Det enda sättet att undvika denna värmeförlust är att tillåta gaserna att inkomma i kompressionsvolymen med låg hastighet. Den sträcka gasen rör sig under en takt är då liten (mätt i diametrar) och värmeutbytet blir litet. Om flödeshastigheten hos den inkommande gasen noggrant avpassas mot hastigheten hos kolven eller andra kompressionsorgan, kan vi förvänta ett svagt turbulent gränsskikt, dvs inte ett perfekt laminärt flöde utan i stället en låg turbulens. Denna nära avsaknad av tur- bulens kallar jag nästan-laminärt flöde och den avgörande konstruktionen är följaktligen att skapa nästan-laminärt flöde hos den tillförda gasen till kompressions- eller expansionscykeln. Om flödet skall vara nästan-laminärt vid kolvhastigheten måste inloppsportens area ligga nära den fulla kolvarean. På motsvarande sätt måste i en ex- pansionsmotor inloppsportarna vara lika med kolvarean.

Detta gäller även för maskiner med roterande vingar.

INEFFEKTIVITEZN PÅ GRUND AV VÄRMEUTBYTE MELLAN GASEN OCH VÄGGEN I EN ADIABATISK CYKEL Antag att en gas, som ursprungligen befinner sig vid en temperatur Tl, komprimeras så att dess sluttempe- ratur skulle vara T3 om det var en perfekt adiabatisk kompression, men i stället hàlles gasen isotermisk vid en mellanliggande temperatur T2 under den senare delen av kompressionen. Tl är då mindre än T2 som är mindre än T3 och värmeenergin i gasen efter det att den lämnar kolven kommer att vara mindre än vad den skulle vara med förhållandet T2/T3. (Massan hos gasen bibehàlles).

Ineffektivitetsfaktorn eller värmeförlusten är därför just skillnaden (T3 - T2) dividerad med det värme som skulle ha funnits i gasen (T3 - TL). Beroende på kyl- ningen av cylinderväggarna och andra faktorer, kan T2 ligga endast halvvägs mellan Tl och T3 och därför skul- 461 111 l0 8 le kompressionsmaskinen vara 50 % effektiv i att följa _ en adiabatisk kompression. Den temperatur T2 som väggen når, kommer att vara en komplicerad funktion av värme- v» utbytesprocessen och kylningen av väggarna. I allmänhet bringas gasen inte i jämvikt vid varje punkt av takten, och därför inträffar i praktiken endast en approximation av denna värmeförlust. Det faktum att en beräkning indi- kerar att upp till 50 % av det teoretiska maximumvärmet kan utväxlas, är emellertid tillräcklig anledning för att försöka konstruera maskiner, vid vilka man undviker denna värmekortslutning med dess åtföljande effektivitets- förlust.

Om väggen förblev isotermisk vid temperaturen T2, skulle denna värmeförlust till väggarna faktiskt vara en fördel vid en kompressor, såsom exempelvis en kylnings- cykel eller normal luftkompressor. Gasens värmeväxling med väggen är emellertid mera komplicerad än sä. Om gasen kan förlora värme till väggen under en del av cy- keln, kan den även erhâlla värme från väggen vid en annan del av cykeln om väggen är hetare än gasen. Väggen kommer att vara hetare än gasen under en kortvarig tidrymd pá grund av gränsskiktsdjupseffekten. Denna sistnämnda effekt med upphettning av gasen från väggen är särskilt skadlig för verkningsgraden hos kompressorn pà grund av att upp- hettningen av gasen sker vid dess insugning när väggen är hetare än inloppsgasen. Gasen komprimeras sedan med högre värme än den ideala adiabatiska cykeln, och följ- aktligen krävs mera arbete än vad som skulle krävas för den idealiserade cykeln. Värmet utbytes sålunda med en skadlig fasfördröjning. Låt oss illustrera dessa ideala cykler med och utan värmeutbyte med väggen (fig 2).

Gasen indrages i cylindern under insugningstakten, som startar vid temperaturen To utmed konstanta trycket Po till volymen V0. Vid den ideala cykeln börjar kompres- sionen vid volymen V0 utmed den rent adiabatiska kurvan 1, och när det slutliga behàllartrycket Pl vid volymen V1 461 111 9 och tcmpcraturen Tl. Det existerar flera möjligheter på grund av upphettning av gasen från väggen. (l) Om gasen upphettas med +T enbart under insugning kommer'tryck-volymsambanâeífatt förbli det- samma. Dvs, eftersom gasen, enligt förutsättning, endast upphettas av väggarna under insugning och inte under kompression, är kompressionen adiabatisk och anländer därför till samma tillstànd V1, Pl, men vid en högre diff J" ToVTo X Ti' avlägsnas senare, varför det krävs mera arbete att leve- temperatur T = (T Överskottsvärmet rera samma gasmassa. (2) Värme kan tillföras efter början av kompressionen och gasen kommer att följa kurva 2, som är brantare än den rent adiabatiska kurvan. Gastemperaturen kommer då troligtvis att överstiga väggtemperaturen, varvid värme överföres från gasen tillbaks till väggen och kurvan kommer att böjas tillbaka (kurva 3) mindre brant än den adiabatiska kurvan l. Det arbete som erfordras är större.

Kurva 4 är mera realistisk i det att väggkylningen av den komprimerade gasen vid slutet av cykeln faktiskt kan reducera den slutliga gastemperaturen, T4 vid V4, under T vid V i det adiabatiska fallet, men netto- arbetetlöverstiger fortfarande det adiabatiska fallet. (3) Väggen kan vara perfekt kyld och förbli vid temperaturen TO, gasen kan utbyta värme med väggen på ett perfekt sätt och kompressionen är då isotermisk utmed kurvan 5. Detta är den minsta arbetscykeln för erhållande av kall gas vid sluttemperaturen T5 = T O Det kan vanligtvis inte uppnås i praktiken på grund av (1) gränsskiktsdjupsresonemanget, enligt vilket det inre på transientbasis isoleras från det yttre, och (2) tur- bulent värmeutbyte är endast delvis effektivt vid en normal cylinder och kolv.

SAMMANFATTNING AV VÄRMEFÖRLUST OCH ADIABATISK CYKEL Värmeutbytet inträffar på grund av turbulent flöde i insugningsgasen. Den maximala gasmassan eller minimum- temperaturen To bibehàlles under insugning endast om 461111 antingen väggarna kvarhálles vid temperaturen To eller insugningen sker vid nästan-laminärt flöde. Under kompres- sion gäller samma resonemang. Det termiska gränsskikts- djupsresonemanget säger emellertid att om väggen är tjock jämfört med gränsskiktsdjupet, kommer den att jämna ut värmeflödet på utsidan, men på insidan kommer den att om- växlande vara varm och sedan kall i ett tunt skikt. Om gasen är turbulent förorsakar denna omväxlande varma och kalla värmereservoar upphettning av insugningsluf- ten vid den sämsta tidpunkten, vilket gör att den kom- primerade gasen erhåller en varmare temperatur T3, vilket i sin tur upphettar gasen ytterligare och kräver ännu mer arbete, osv, tills den högre medeltemperaturen hos väggarna medger att värmet bortföres. Detta är en in- effektiv kompressor. Det är bättre att reducera värme- utbytet mellan gasen och väggar genom att sänka turbu- lensen och ha insugning såväl som kompression med nästan- laminärt flöde.

Det transienta värmeutbytet på grund av partiell turbulens och termiskt gränsskiktsdjup är skadligt för alla värmemaskiner med tvingad strömning. Taylor (1966) anger som ett användbart mått omkring 30 % effektivitets- förlust på grund av värmeförlust i en bensinmotor och upp till 50 % värmeförlust i en dieselmotor. En bensinmotor skulle således kunna ha en verkningsgrad av 45 % i stället för 30 % och en dieselmotor skulle kunna ha en verknings- grad av 70 % i stället för 35-40 %. Det är sålunda fråga om stora potentiella vinster och det är därför befogat med en viss grad av komplexitet för att uppnå dem.

SAMMANFATTNING AV UPPFINNINGEN LAMINÄRT VÄRMEUTBYTE Om fluidumet utbyter värme med väggen efter att ha rört sig omkring 10 diametrar, under antagande att volymen har hörn, innebär detta att hastigheten hos det inkommande fluidumet inte kan vara mycket större än hastigheten hos kolven eller en annan rörlig gränsyta 461111 ll hos inneslutningsvolymen (t ex en roterande vinge).

Eftersom dessa hastigheter vid typiska maskiner vanligen är mindre än l/10 av ljudhastigheten hos gasen, inne- bär detta att differentialtrycken vid inloppsportarna inte kan vara större än omkring l % av gastrycket.

Detta i sin tur innebär att portarna måste konstrueras med en area, som är ungefär lika stor som kolvens. Ven- tiler som öppnar med gastrycket, såsom tungventiler, orsakar med nödvändighet en tillräckligt hög hastighet hos inloppsgaserna för att ge upphov till höga turbulens- nivåer och följaktligen stora vârmeutbytesförluster, men en inloppsventil av slidtyp fungerar bra. Utlopps- porten à andra sidan, behöver inte vara så stor och den kan faktiskt vara en tungstyrd ventil, eftersom gaserna som lämnar cylindern inte alstrar turbulens inuti cylin- dern under utträdesprocessen. Som en följd härav är det möjligt att exempelvis göra en kolvkompressor med lami- nära portar, men endast med den relativa komplikationen av en inloppsventil av slidtyp som exponerar en sido- väggsarea. Denna area bör vara nästan lika stor som hela arean hos cylindertoppen, men betydande reduktioner i värmeförlust åstadkommas med mindre inloppsportar, t ex ca hälften av cylindertoppsarean.

Maskiner av vingtyp kan å andra sidan konstrueras sà, att inloppsportens area är lika stor som hela kompres- sions- eller expansionsvolymens tvärsektíon, förutsatt att vingarna inte vilar mot kompressionsvolymens ytter- vägg. I annat fall måste inloppet hos porten begränsas något genom den nödvändiga livbildningen för att stödja vingen när den passerar.

Jag åstadkommer därför speciellt konstruerade portförsedda motorer eller kompressorer, vid vilka in- loppen är i stort sett lika med hela tvärsektionsarean hos kompressionsvolymen och särskild omsorg lagts vid att inloppsgaserna inkommer med ungefär samma hastighet som den rörliga gränsytan hos inneslutningsvolymen.

Pâ detta sätt kommer gasflödet att vara nästan-laminärt 461111 ~ _20 12 inuti inneslutningsvolymen under kompression och expan- sion och värmeförlusten till väggen kommer att reduceras betydligt. Vid många värmemotorer bör detta medge en förbättring av bränsleverkningsgraden av upp till en faktor 2.

LAMINÄRT OCH TURBULENT FLÖDE Turbulens alstras i ett fluidumflöde när två vill- kor är uppfyllda: (l) den viskösa skingringen av en kine- tisk energi hos det genomsnittliga flödesfältet är ringa eller, vilket är ekvivalent därmed, det Reynoldska talet hos flödesmönstret är stort; (2) gradienten för hastig- hetsfördelningen är inte konstant, dvs det finns ändliga högre derivator än första derivatan av hastigheten som funktion av avståndet vinkelrätt mot medelflödet. En enhetlig skjuvning i flödet är därför inte tillräcklig för att initiera turbulens.

I praktiska termer ökar turbulensfriktionen (och värmeöverföringen) hos fluidumflöde i kontakt med en stel yta. När man fortskrider från en slät yta in i fluidumet är strömningen omedelbart intill väggen laminär eftersom dimensionen är så liten att fluidumfriktionen som orsakas av viskositet är större än turbulensfrik- tionen. Vid ett kritiskt avstånd 1 flödet där det Rey- noldska talet (mätt vinkelrätt mot väggen) är större än 100, blir flödet turbulent, först med små virvlar eftersom det endast finns rum för små virvlar, och där- efter fortlöpande större virvlar när man fortskrider längre in i fluidumet. Den fortlöpande ökande virvel- storleken när man fortskrider bort från ytan in i flui- dumet kallas den “logaritmiska profilen". När man fort- skrider ytterligare nedströms, t ex längs en vinge hos ett flygplan, sträcker sig den turbulenta profilen yt- terligare in i fluidumet. Detta inträngningsdjup för en slät yta är en liten andel, ca 1/10 till 1/20, av nedströmsavstàndet. Flödet rör sig följaktligen en rela- tivt lång väg innan turbulens uppstår genom hela flui- dumet. Detta beror på att en mindre virvel nära väggen 461111 13 måste alstra större virvlar längre in i fluidumet osv.

Om à andra sidan väggen är mycket rå med störningar eller utskjutningar som är stora, kommer turbulensen att fram- kallas mycket snabbt och virvlar av storleksordningen hos råheten eller utskjutningarnas storlek kommer att bildas omedelbart. En flygplansvinge göres slät sä att ett förhållande mellan lyftkraft och motstånd i området l0:l till 20:l uppnås, men om en spoiler (vertikalt utskjutande flap) används är den alstrade turbulensen stor och förhållandet lyftkraft till motstånd faller till 2:1 eller 3:1. Om à andra sidan flödet vore perfekt laminärt, skulle ett förhållande lyftkraft till motstånd till mer än 100 vara möﬁligt. Relativt sett verkar sà- lunda den släta väggen med ett svagt turbulent gräns- skikt som om den vore "nästan-laminär" beträffande mot- stàndsegenskaper, i motsats till extrem turbulens såsom inträffar vid en spoiler. vid rotationsflöde i en cylinder är flödet i kon- takt med en slät vägg utan hörn och flödet är fölﬁakt- ligen nästan-laminärt. En azimutisk strömvirvel å andra sidan, får flödet avlänkat av skarpa hörn och blir följ- aktligen mera turbulent. Det är pá grund härav som den axiella strömvirveln kallas “nästan-laminär" medan den azimutiska strömviveln är helt turbulent. Skjuvningen i hastighetsfördelningen som en funktion av radien i den axiella strömvirveln slutligen, inducerar inte tur- bulens, eftersom gradienten hos hastigheten med radien är en konstant (villkor 2). Endast kontakten eller frik- tionen med väggen inducerar turbulens. I denna diskus- sion av nästan-laminärt flöde utmed en slät yta, för- utsättes det att flödet omedelbart uppströms ytan självt är nästan-laminärt och har en hastighet och riktning som inte skiljer sig mycket fràn hastigheten utmed ytan i fråga. 461111 - 14 ALLMÄN BESKRIVNING AV ADIABATISKA MASKINER MED TVINGAD STRÖMNING I enlighet med föreliggande uppfinning förbättras verkningsgraden hos maskiner med tvingad strömning (både kolv-cylindermaskiner och vingkompressorer och expansionsmaskiner) betydligt genom att införa gasen i kompressions- eller expansionskammaren genom en inlopps- passage (eller flera inloppspassager), vars form och storlek är anpassad att åstadkomma nästan-laminärt flöde hos gasen in i kammaren, varigenom man betydligt reducerar värmeflödet till och från kamarens väggar. vid kolv-cylindermaskiner uppnås nästan-laminärt flöde genom en inloppspassage med en area, som är fràn omkring hälften så stor som och upp till lika stor som arean hos kolven, varvid inloppspassagen företrädesvis är en eller flera passager som öppnar sig vid en inloppsport vilken sträcker sig 3600 runt cylindern och öppnas och stänges genom en slidventil. Passagen bör vara en förkammare eller tvâ eller flera voluter som är arrangerade att införa gasen i cylindern med en betydande hastighets- komponent tangentiellt med cylindern och därigenom inducera ett axiellt strömvirvelsflöde och inhibera bildningen av en radiell strömvirvel och följaktligen hög turbulens och högt värmeutbyte. När det gäller vingmaskiner har både inloppspassagen och utloppspas- sagen sådana tvärsektionsareor utmed sin längd att nästan-laminärt flöde vid en hastighet, som i huvudsak är anpassad mot den hos rotorvingarna, bibehâlles, varigenom man reducerar värmeflödet mellan gasen och rotorvingarna och höljesväggarna hos maskinen. Hölje- sväggarna hos en vingmaskin är företrädesvis gjorda av ett material med låg värmedledningsförmàga för att reducera värmeflöde inuti väggarna och minimera väg- garnas värmekortslutninq.

Föreliggande uppfinning inbegriper, men är inte begränsad till, följande maskiner: 461111 Fvrtakts Otto-motor Inloppspassagen sträcker sig 360°runt toppen som en förkammare och öppnas och stänges med en slidventil, som drivs medelst motorns vevaxel eller en överliggande kamaxel. Bränsle införes i cylindern i huvudsak utmed axeln så att det allmänt är lokaliserat för förbränning i ett område på avstånd från cylinderväggarna. Pörkam- maren har vingar eller ledskenor, som är orienterade snett mot tangentialriktningen för att inducera ett axiellt strömvivelflöde i kammaren. Det axiella ström- virvelflödet gynnar förbänning genom att centrifugera små droppar av oförbränt bränsle utàt fràn axeln där luft, som inte är utarmat på syre finns tillgängligt för att understödja bränslets förbränning.

Tvâtakts dieselmotor Denna motor har en kompressorcylinder, en förbrän- ningscylinder och en utblåsningscylinder, varvid kompres- sionsförhâllandena ligger i följande områden: uppladd- ning -3:1 till 8:1; kompression -3:1 till 4:1; utblàs- ning -6:1 till 9:1. Luft insuges i kompressorcylindern genom en 360°C inloppsport, som företrädesvis är anord- nad vid toppen och som öppnas och stänges med en slid- ventil och mottager luft från en förkammare eller voluter som inducerar en periferihastighetskomponent för bildning av en axiell strömvirvel och nästan-laminärt flöde i cylindern. Den uppladdade luften leds till en isolerad lagringskammare, som kvarháller luften för efterföljande kvasistatisk undanträngning och spolning av förbränningscylindern. Lagringskammarens volym bör ligga i området från ca l till ca 6 ggr slagvolymen hos förbränningscylindern. Förbränningscylindern har en 3600 inloppsport vid botten av det kolvslag som mot- tager uppladdad luft frán lagringskammaren från en voluter som inducerar ett axiellt strömvivelflöde i förbränningscylindern. vid toppkompression är företrädes- vis radien och slaglängden hos förbränningscylindern i stort sett lika stora för att skapa en stor frigörings- 461111 * 16 volym för att minimera värmeförlusten. Förbränningscylin- derns topp är slät och avgasventilen är väsentligen koaxiell med cylinderaxeln. Bränsle insprutas i huvudsak längs förbränningscylinderns axel så att det axiella strömvirvelflödet är väsentligen ostört och förbränningen gynnas genom centrifugeringen av bränsledropparna till områden där luften inte har utarmats pà syre. Avgasven- tilens öppning från förbränningscylindern bör vara loka- liserad väsentligen mittemellan axeln och cylinderväggen där den åstadkommer en mera fullständig spolning. Vid avgasventil kyles förbränninge- man åstadkommer en hög värme- en koaxiell, rörformig cylinderns topp så att överföring för kylning av ventilen. Avgaserna leds från förbränningscylindern till utblàsningscylindern genom en termiskt isolerad, slätväggig passage till en volut, som inducerar ett axiellt, nästan-laminärt strömvirvel- flöde i utbläsningscylindern. Avgasventilen hos utblås- ningscylindern är en slidventil, som är lokaliserad väsentligen pá halva radien och har en bredd som är lika med omkring halva cylinderradien.

Tvåtakts Otto-motor En 3600 inloppsport, som är lokaliserad vid botten av kolvslaget och som har en höjd, vilken är lika med ungefär hälften av cylinderradien, leder luft in i cylindern från en förkammare med vingar eller ledskenor orienterade i vinkel av ca 45-60° från radien för att inducera alstring av ett nästan-laminärt, axiellt ström- virvelflöde av inlopps-spolluft, som införes vid botten av kolvslaget. Inlopps-spolluften är företrädesvis upp- laddad. Förkammaren och inloppsporten har en sådan storlek och form att luften införes med en periferi- hastighetkomponent av från omkring en gång till omkring tvâ gånger den radiella hastighetskomponenten. Bränslet insprutas i cylindern nära axeln hos den axiella ström- virveln för att skapa en skiktad (stratified) laddning, vari lite bränsle när de svalare gaserna i kontakt med cylinderväggarna. Tändstiftet är beläget nära bränsle- injektorn och har elektrodytor som är anordnade i jämn- n 461111 höjd med toppens yta för att inte störa det axiella strömvirvelflödet.

Gaskompressor Luft inmatas i cylindern från en förkammare med ledskenor, som är snedställda mot radien, genom en 3600 inloppsöppning vid toppen av cylindern, vilken inlopps- öppning öppnas och stängs med en slidventil. Inmatnings- luften utbyter föga värme med cylinderväggarna på grund av alstringen av ett nästan-laminärt, axiellt ström- virvelflöde.

Ledad vingkompressor eller expansionsmaskin Både inlopps- och utloppspassagerna som leder till respektive från kompressions-expansionszonen, har sådana tvärsektionsareor att ett nästan-laminärt flöde med en hastighet som i huvudsak är anpassad till den hos rotorvingarna, bibehâlles i passagerna. En mycket effek- tiv värmepump med Brayton-cykel utnyttjar maskiner med ledade vingar av lämplig storlek enligt föreliggande uppfinning. Höljet och axelkopplingen bör vara isolerade för att minimera värmekortslutningen.

TURBULENS FÖR FÖRBRÄNNING Det inses att i förbränningsmotorer turbulens mycket ofta alstras med avsikt för "spolning" av förbrännings- gaserna och speciellt vid en bensinmotor för att alstra en mera grundlig blandning av bränsle-luftblandningen nära de kalla väggarna med heta brinnande gaser i det inre för att gynna fullständig förbränning. Dessa krav står uppenbarligen i konflikt med nästan-laminärt flöde.

Den positiva regleringen av gasrörelsen i både dieselmotorn och Otto-motorn erbjuder à andra sidan möjlighet att konstruera bränsleinsprutningssystemet för dieselmotorer och bränsleinsprutade Otto-motorer så att det kylda gränsskiktet i kontakt med väggen inne- hàllerlite bränsle, dvs är mycket magert. Förbrännings- zonen isoleras sedan från den kalla yttre cylinderväggen och exponeras endast för det varmare kolvhuvudet och toppen. Problemet med oförbränt bränsle reduceras därvid. 461 111 - 18 KOMPRESSION OCH EXPANSION Det föreligger också den ytterligare konflikten pà grund av den stora skillnaden mellan medeltemperaturen hos gaserna under kompression och expansion. Gasernas temperatur under kompression är mycket mindre än under expansion pà grund av förbränning, varför värmeförlusten från de heta gaserna under expansion tenderar att upp- hetta väggarna till en högre medeltemperatur än vad som inträffar under kompression. Följaktligen kommer kompres- sionen att vara varmare än en adiabatisk kompression och sålunda krävs mera energi än nödvändigt. En del av den energin àtervinnes under expansion, men nettoeffek- ten är ineffektivitet. Det är av denna anledning som det finns en avgjord fördel ur verkningsgradsynpunkt att skilja kompressionsmaskineriet från expansions- maskineriet. Detta göres i gasturbiner, men eftersom skovlarna hos expansionsturbinen måste komma till en jämviktstemperatur med gaserna med högst temperatur efter förbränning, begränsar pàkänningarna på grund av den erforderliga höga hastigheten hos skovlarna allvar- ligt topptemperaturen och begränsar följaktligen Carnot- verkningsgraden. Med nuvarande maskineri föreligger sålunda begränsning antingen genom turbulent värmeutbyte mellan gasen och väggarna eller genom begränsning av turbinbladens temperatur.

VÄRMEPUMPAR Det finns en särskild fördel med kompressorer och expansionsmaskiner med nästan-laminärt flöde vid värme- pumpar med Brayton-cykel. Det finns tre allmänna typer av värmepumpar: (l) En isotermisk cykel eller Stirling- cykel, som beskrivs i den ovannämnda svenska patent- ansökan. (2) En Rankine-cykel, som använder ett speci- ellt kylmedium, vilket komprimeras som en gas, ger upp sitt värme i en kondensor och blir till en vätska. Vät- skan expanderas till en gas i en kall värmeväxlare, (3) En Brayton-cykel, vid vilken en gas komprimeras adiabatiskt, värme extraheras i en där värme tillföres. värmeväxlare, varpå den kvarvarande energin extraheras 19 '461 111 i en värmeexpansionsmotor och slutligen värme sätts till avgaserna i en andra eller kall värmeväxlare. Vid en Rankine-cykel går energin, som motsvarar det fluidum som expanderar genom expansionsöppningen (tryck x volym hos fluidumet) förlorad, men eftersom volymen är liten pá grund av fluidumets relativt höga densitet, är denna förlorade energi liten. Å andra sidan erfordrar begräns- ningen av kylmedelsegenskaperna att ett relativt högt kompressionsförhállande används så att temperaturför- hållandena är tillräckligt stora för att täcka använd- bara extremvärden som förekommer i genomsnittliga klimat.

När kompressionscykeln inbegripes med en verkningsgrad av exempelvis 80 %, är resultatet en genomsnittlig “prest- andakoefficient" ("coefficient of performance")(COP) av ca 2-2,5. Det ideala COP är T3/(T3-T2). För en typisk °C temperaturskillnad och den absoluta temperaturen 300°K skulle följaktligen det teoretiskt maximala COP vara 10, inte det relativt dåliga värdet 2,0. För att närma sig detta högre värde fordras det att man använder en mera effektiv kompressor samt att man undviker be- gränsningarna hos kylmedlen. Om man använder en Brayton- cykel måste man nu tillfoga en cxpansionsmotor och verk- ningsgraden hos denna expansionsmotor blir avgörande. vid en sådan cykel utför kompressorn en arbetsmängd (T3-T2) x (en värmemassenhet av gas) och sedan extra- heras en värmemängd som har detta samma värde (T3-T2) i en värmeväxlare. Denna värmemassenhet av gas reduceras i volym till Vol3 till Volz i förhållandet Vol2/Vol3 = T2/T3. När den mindre Volz expanderar tillbaka ned till atmosfärstryck, dvs samma tryckförhâllande, kyls den med nästan samma temperaturskillnad (T3 - T2), men volymen blir mindre och följaktligen är det arbete som utförs i motorn mindre än det som utförs av kompressorn med förhållandet Volz/Vol3 = T2/T3. Om detta arbete àter- föres till kompressorn, är det nettoarbete som mäste till- - T2)/T3 eller det inverterade värdet av det teoretiskt maximala COP. Detta föras från utsidan l-(T2/T3) = (T3 461111 \ COP av 10 innebär att expansionsmotorn gör 90 % av det arbete som görs av kompressorn och därför är cirkula- tionseffekten 10 ggr den effekt som_iillföres från utsi- dan, dvs tillskottseffekten = l0 %. Om sålunda både kompressionsmotorn och expansionsmotorn vardera slösar % av sin energi, dvs vardera har en verkningsgrad av 95 %, mäste den yttre källan tillföra denna ytteligare förlorade energi, som fördubblar den energi som måste tillföras. COP minskar därför fràn det teoretiska maxi- mumet av 10 till 5, eller en verkningsgradsförlust med en faktor 2 på grund av att vardera motorn endast har en verkningsgrad av 95 % i stället för 100 %.

På detta sätt kan man se hur känsligt värmepumps- maskineri är för verkningsgraden hos kompressions- och expansionsmotorer. Det finns således ett starkt motiv att göra pumpmaskineri med Brayton-cykel så effektivt som möjligt.

En förlust av 10 % i en förbränningsmotor är inte lika allvarlig, men temperaturskillnaderna är mycket större så att verkningsgradsförlusten för en given turbulent värmeutbyteshastighet är märkbart större.

Som en följd härav är verkningsgradsförlusten tillräck- ligt stor för att vara betydelsefull.

SAMMANFATTNING Enligt föreliggande uppfinning ástadkommes därför maskiner med tvingad strömning - kompressorer, expan- sionsmotorer, förbränningsmotorer och värmepumpar - vid vilka gaserna införes i volymen med tvingad ström- ning pà ett sådant sätt att flödet är nästan-laminärt, dvs med kvarvarande cirkulations-eller virvelhastig- heter, som är mindre än eller jämförbara med tvångs- trömningshastigheten hos de rörliga kammargränsytorna.

RITNINGSBESKRIVNING Pig l är ett diagram, som visar värmeöverföring över en barriär. Fig 2 är ett PV-diagram, som visar olika värmecykler. Pig 3 är en ändsektionsvy av en kom- pressor-expansionsmotor med ledade vingar. Pig 4 är ett 461111 21 diagram, som visar temperaturfallct i gasen i maskinen enligt fig 3. Pig 5 är en schematisk ritning över en värmepump med Brayton-cykel med användning av ving- maskinerna enligt fig 3. Pig 6 är en sidosektionsvy av en kompressor. Fig 7A är en tvärsektionsvy ovanifrán genom en inloppspassage med radiella ledskenor. Sådana radiella ledskenor kan användas, men föredrages inte.

Fig 7B är en tvärsektionsvy ovanifràn genom inlopps- passagen i kompressorn enligt fig 6. Dessa ledskenor är snedställda mot radien och inducerar det önskade axiella strömvirvelflödet som undertrycker bildning av en ringformig strömvirvel. Fig BA, 8B och BC illu- strerar den ringformiga strömvirvel som bildas och kvar- står vid bottenslag, mittslag respektive toppslag, när gas införes i en kolvmotor med ringa eller ingen peri- ferikomponent hos hastigheten - detta skulle vara fallet med radiella ledskenor, såsom de som visas i fig 7A.

Pig 9A och 9B illustrerar schematiskt bildningen och expansionen när insugningen fortskrider hos ett axiellt strömvirvelflöde när en cylinder expanderar - ett sådant flöde alstras genom de snedställda ledskenorna som visas i fig 7B. Fig 10 är en tvärsektionsvy av en två- taktsdieselmotor enligt föreliggande uppfinning. Pig ll är en vy ovanifrän i schematisk form och visar gas- flödets bana genom motorn i fig 10. Pig 12 är en frag- mentarisk tvärsektionsvy av toppen hos förbrännings- cylindern som kan användas i stället för den topp som visas i fig 10. Fig 13 är en partiell tvärsektionsvy tagen längs linjen 13-l3 i fig 12 och i pilarnas rikt- ning. Pig 14 är ett diagram som visar tidsinställningen för motorn i fig 10 och ll. Pig 15 är en ändsektionsvy av en fyrtakts Otto-motor enligt föreliggande uppfin- ning. Fig 16 är en tvärsektionsvy ovanifràn av motorn i fig 15 tagen vid inloppspassagen, såsom antyds med linjerna 16-16 i fig 15. Fig l7 är en ändsektionsvy av en tvåtakts Otto-motor. Pig 18 är en tvärsektionsvy ovanifràn av motorn i fig 17 tagen vid inloppspassagen, såsom antyds av linjerna 18-18 i fig 17. 461111 = 22 BESKRIVNING AV UTFÖRINGSEXEMPEL KOMPRESSOR-EXPANSIONSMOTOR MED LEDADE VINGAR En utföringsform av föreliggande uppfinning är den luftpump eller expansionsmotor med ledade vingar som visas i fig 3. Luftpumpar med ledade vingar används i stor omfattning i samband med bilgasmotorer för att tillföra komprimerad luft till avgasströmmen och redu- cera oförbrända gaser. Det finns en särskild fördel att använda dessa kompressorer eller expansionsmotorer (AVC = articulated vane compressor) för värmepumpar på grund av den mycket låga friktionen hos de rörliga delarna - vingarna anligger mot centrala axellager i motsats till att anligga mot en bana pà utsidan där friktionen är mycket större. Det finns en omfattande patentlitteratur om pumpar med ledade vingar, såsom för avgasreglering för bilar, men denna tidigare teknik avser inte verkningsgraden hos adiabatisk kompression.

Utvalda hänvisningar avseende den principiella tekno- login finns upptagna vid slutet av denna beskrivning.

Inuti i ett hölje 72 med inlopps- och utloppskamrar 61 och 62 roterar en uppsättning vingar 63, 64, 65 runt en stationär axel 66 med en roterande trumma 67. Ving- arna glider radiellt genom tätningar, 68, 69, 70 i trumman och tätar med spelrum 71 mot eüzkoncentriskt hölje 72 i kompressionsomràdet och mot livet 73, som separerar inloppskammaren 61 från utloppskammaren 62.

Spelrummet 7l mellan vingarna och kompressionshöljet 72 samt mellan trumman 67 och livet 73 mäste hållas litet för att förhindra gasläckage, men samtidigt för- hindra kontakt eftersom ytorna inte är smörjda, utan i stället förblir bara för att förhindra friktion.

Vid de vanliga formerna av kända AVC har inlopps- och utloppskamrarna relativt godtycklig konfiguration. Vid en relativt stor kammare är luftflödet in och ut rela- tivt stationärt jämfört med rörelsen hos vingarna 63, 64, 65. Följaktligen alstras stora turbulenta virvlar av vingarna. I inloppskammaren fångas dessa virvlar l0 l5 *461 111 23 och cirkulationen i kompressionskammaren förorsakar ökat värmeutbyte med väggen. I utloppskammaren kommer de motsvarande virvlarna endast att förorsaka förlust av värme och energi. vid denna utföringsform och i en- lighet med uppfinningen är inlopps- och utloppskamrarna utformade och dimensionerade (dimensionerna 74 och 75) så att flödeshastigheten hos gasen precis är avpassad mot rotationshastigheten hos trumman 67. Denna dimension 74 för inloppet 61 är lika med den genomsnittliga ving- utsträckningen i kompressionsvolymen så att en given rotation av trumman 67 och vingarna undantränger gasen i kammren 61 med samma hastighet som trumman 67. I ut- loppskammaren 62 är bredden 75 exakt densamma som in- loppsdimensionen 74 dividerad med kompressionsförhàllan- det, l,336:l vid en trevingad pump som beskrivs härnäst.

Rotorvingarna 63, 64, 65 visas i ett läge när kom- pressionsvolymen bakom vingen 65 just frigöres till utloppet 62 när spelrummet 71 öppnas. Den trevingade konstruktionen har en vinkel av 1200 mellan vingarna.

En konstruktion med 2, 4, 5, osv, på lika inbördes av- stånd placerade vingar kan lätt göras. Antalet vingar bestämmer kompressionsförhållandet, som helt enkelt är det volymsförhàllande som innestänges mellan vingarna från läge I, där kompressionen börjar, till det kompri- merade läge II 600 senare. Det erhållna kompressionsför- hàllandet för tre vingar är ett nästan optimalt värde för värmepumpar eftersom kompressionsförhàllandet är l:336:l och temperaturförhâllandct är l,l23:l eller Tdiff = 37°c och det ideal-a coP = och expansionsmaskinen har en verkningsgrad av 95 % blir det praktiska COP = 4.

Under vinkelförflyttningen 600 från I till II kom- primeras gasen till det tryck, vid vilket den frigöres. 8:1. Om kompressorn Vingläget 76, som antyds med streckade linjer, svarar mot när inloppsvolymen just stängs. Gasen, som befinner sig i kontakt med varje vinge vid läget 76, rör sig till slut till läge 77 i kontakt med ytterväggen. Under processen upphettas gasen genom kompression (avkyles 461111 24 om flödet omkastas för expansion) och upphettar följakt- ligen väggen. Vid det ideala fallet bringas emellertid gasen och väggen till samma temperatur för varje läge som svarar mot kompressionen när gasen sveper fràn I till II. Om det sålunda inte finns någon värmeledning i ytterväggsmaterialet kommer värmeöverföringen att vara minimal. I detta fall är det enligt uppfinningen önskvärt att ytterväggen göres av ett material med till- räckligt làg konduktivitet, såsom rostfritt stål eller plastbelagd metall, och är tunn för att reducera denna värmeledning bakåt i väggen hos höljet. Trumman 67 och 64, til] kallt område och varmt etc. Värmeöverföringen från vingarna 63, 65 roterar emellertid från varmt område och till gasen är den tidigare diskuterade gränsskikts- djupsvärmediffusionen. Genom att göra flödet nästan-lami- närt är gasens diffusivitet mindre och temperaturfallet inträffar i gasen såsom avbildas i fig 4.

Området 1 är varmt vid en temperatur T1, som är hög- re än temperatur T2. Medelväggstemperaturen T3 är gräns- ytetemperaturen, varvid TI är större än T3, som är större än T2. Temperaturfallet är (T3 -T2) genom diffusivitet in i väggen visas med gränsskiktsdjupet dz, som är litet jämfört med den laminära gasen där (T1 -T3 är stort med gränsskiktsdjupet dl. Gasens densitet är emellertid mycket mindre än den hos väggen i förhållandet 3 x 10-4 och sålunda är värmemassan liten och värmet som förloras eller utbytes är litet jämfört med vad som är fallet i fig l, där gasen antogs turbulent och värmeflödet till gränsytan 3 ansågs stort.

VÄRMEPUMP Fig 5 visar schematiskt en kylande värmepump med Brayton-cykel, som utnyttjar AVC-luftpumparna med lami- närt flöde enligt fig 3. Kompressorn 81 komprímerar och upphettar luft, som inkommer genom inloppet 83 och utmatar luften vid utloppet 84. Den varma komprimerade luften går till en standardvärmeväxlare 85, kyls och går till en expansionsmaskin 86, som är byggd som kom- 461111 pressorn 81, men som har mindre volymflöde i förhållan- det (l-l/Rc) = 75 %. Den faktiska dimensionen är mindre med kubikroten eller 91 % av den ideala kompressions- storleken. Vi säger ideala eftersom en del avfverknings- gradsförlusten utgöres av förbiströmning och läckage så att det verkliga volymflödesförhållandet är mindre än 75 %. Från expansionsmotorn 86 går den nu kalla luften från utloppet 87 direkt till det utrymme som skall ky- las, t ex det inre av en bil, i form av kall luft.

SLIDVENTILFÖRSEDD KOLVKOMPRESSOR FÖR LUFT Det pàpekades tidigare att reduktionen av värmeut- bytet mellan gas och väggar vanligtvis inte var särskilt viktig för en luftkompressor av standardtyp eftersom kompressionsvärmet vanligen avlägsnades före användning, fastän detta är ineffektivt. Detta förutsätter att gasen förblir kallare hela tiden under kompression än den skulle vara vid en rent adiabatisk kompression. Om kom- pressorcylinderväggarna och toppen inte«kyls tillräck- ligt kan à andra sidan, såsom förklarats ovan och visas i fig 2, gasen under kompression bli varmare i genom- snitt än i det adiabatiska fallet och det arbete som erfordras för komprimering av en given gasvolym blir större.

Om cylinderväggarna och toppen är tillräckligt kylda är det möjligt att sänka kurvan (2) till kurva (S) hos fig 2 tillräckligt så att T och P alltid är mindre än det adiabatiska fallet (l). Detta motsvarar vad som händer med en mellankylare mellan stegen hos en industriell luftkompressor. Detta kräver ytterligare kompressormaskineri och samma argument gäller för varje steg. I allmänhet är det därför lönt att reducera värme- väggarna hos varje kompressor, är särskilt effektivt kylda. den isotermiska kompressionen utbytetmellan gasen och såvida inte cylindrarna I fig 2 motsvarar detta enligt kurva som slutar vid den ursprungliga tempera- turen To.

Det är ett ändamål med uppfinningen att reducera 461111 - -20 26 värmeutbytet med väggarna hos kolvkompressorer genom att åstadkomma att inloppsgasen inkommer i ett nästan- -laminärt flödestillstånd.

För att uppnå nästan-laminärt flöde i en kolvkom- pressor göres inloppsportarnas area nästan lika stor som arean hos kolven och så symmetrisk som möjligt med avse- ende på cylinderaxeln. Man önskar inte alstra virvlar, som cirkulerar gasen snabbt från väggarna till den inre volymen och åter till väggarna, osv.

Med nästan-laminärt flöde i detta sammanhang avses att gasflödeshastigheterna i cylindern inte någonstans är nämnvärt större än kolvhastigheten. Under en takt kommer gasen därför inte att röra sig mycket längre i kontakt med en vägg än ungefär en slaglängd. Om väg- garna är släta betyder detta att värmeutbytesfragmentet är litet. Å andra sidan kan gaserna som avgår genom en avloppsventil ha en betydligt högre hastighet än kolven och utbyta värme med avlopps-"rörmokeriet", förutsatt att detta "rörmokeri“ inte leder genom en termiskt le- dande metallbana med alltför mycket värmeöverföring genom ledning till resten av cylindern. Avgasströmmen befinner sig i sin helhet vid samma konstanta temperatur och därför kan avgas-rörmokeriet komma till jämvikt.

Detta betyder att gaserna måste inkomma i cylindervoly- men med nästan-laminärt flöde - dvs med låg hastighet, men de kan lämna cylindern snabbare och turbulent. Där- för måste insugningsöppningarna vara stora - åtminstone halva arean hos kolven - medan avloppsöppningen kan vara mindre.

Vid en luftkompressor, som använder luftdrivna tungventiler eller fjäderventiler eller motsvarande för sugning, är det nästan omöjligt att erhålla laminärt flöde eftersom den luftdrivna ventilen endast förblir öppen när det kontinuerligt finns en betydande bråkdel av ett atmosfärstryckfall över ventilen för att över- vinna fjäderspänning och tröghet. När följaktligen inloppsgasen kommer förbi begränsningen hos ventilkanten expanderar gasen och rör sig in i cylindervolymen med l0 461111 27 en betydande bråkdel av ljudhastigheten, exempelvis l/2 till l/4 av CS. Detta är i allmänhet 20-100 ggr kolvens maximala hastighet och följaktligen säkerställes högeligen turbulent värmeöverföring under takten. Sättet att undvika denna höga värmeöverföring är att bringa gasen att inkomma i cylindern vid periferin av cylinder- väggarna genom en stor portarea, såsom visas i fig 8a och Bb för en luftkompressor med ett inlopp vid toppen av slaget. Arean hos porten vid cylinderperiferin är: portarea = 2(pi) R L, där R = cylinderradien och L = portens längd. Kolvarean = (pi)R2. Den portlängd som är nödvändig för att pontarean =-kolvarean blir därför- L = R/2. Eftersom slaglängden är 2 R, dvs slaglängden = diametern, kan inloppsportens längd vara en liten bråkdel (l/4) av slaglängden och kolvringarna behöver inte överlappa porten. Flödesmönstret för ett "rätt in"-flöde, dvs ett radiellt orienterat flöde, visas i fig 9a. vid den utföringsform som visas i fig 6 och 7b rör sig en kolv 91 inuti cylindern 92 med en standardtopp 93 och utloppsventil 94, som kan vara av någon standard- tYP til och (tunga, fjäderbelastad, klaff, etc). En inloppsven- 95 i form av en glidande ring eller slid öppnar stänger en inloppsport 96, som öppnar 3600 runt cylindern och har en höjd av omkring halva kolvradien.

Ett sätt att driva slidventilen 95 i rätt fas med kolven är att låta slidventilen 95 intränga i små ur- tagningar 99 i toppen 93 för avtätning av den kompri- merade gasen från läckage tillbaks in i förkammaren 100. Förkammaren 100 leder insugningsgasen eller luften till inloppsventilen 95. Ledskenor l0l vid ingången till förkammaren 100 riktar insugningsgasen till inlopps- öppningen 96. ventilen öppnas och stängs med en kam 102 och en vipparm l03 förorsakar en liten rotation av slid- ventilen 95. Ricardo (1954) har visat effektiv drift av slidventiler i bensin- och dieselmotorer. Tusentals brittiska flygmotorer tillverkades under andra världs- kriget med slidventiler. Dessa ventiler öppnade både 461 111 = 28 insugnings- och avgaspassager genom rotations- samt axialrörelse, och den mekaniska teknologin hos slid- ventiler för kolvmotorer existerar. Det motbelägna an- ordnandet av insugnings- och avgasportar medgav emel- lertid inte nästan-laminärt flöde och introducerade ungefär lika mycket turbulens som toppventilen, men ventildriften var mycket tillförlitlig. Den lilla rota- tionen vid toppen och botten av slaget reducerade frik- tionen genom eliminering av fastklibbning.

Om ledskenorna l0l, som styr inträdet av gasen 1 förkammaren 100 och cylindern 92, är radiellt orien- terade såsom visas i fig 7A, tenderar den inströmmande gasen att bilda en ringformig strömvirvel precis som en stor rökring (se fig 8A). Om inloppsportens area är lika stor som kolvarean, såsom rekommenderas, blir has- tigheten hos denna strömvirvel ungefär densamma som kolvens.

Enkelt uttryckt kan vi tänka oss att strömvirveln skulle göra ungefär ett varv under varie halv takt eller 2 fulla varv under både insugning och kompression. Efter- som gas med högt Reynoldskt tal måste röra sig omkring 50 till 100 diametrar för att utbyta sitt värme med en vägg kan vi anta att 4 varv skulle kunna vara till- räckligt få. Olvckligtvis är det inte så enkelt. En strömvirvel är som en vikt 1 änden av ett snöre som drar sig samman eller en konstàkare på skridskor som drar in sina armar när han snurrar. När strömvirveln trycks samman vid kompressionstakten kommer den att snurra snabbare, förutsatt att friktionen med väggen är till- räckligt liten. Friktionen med väggen måste göras liten om värmeöverföringen skall vara liten; de båda följs åt.

I fallet med den radiella strömvirveln eller rökringen, ökar hastigheten när den trycks samman. Bevarande av tröghetsmoment när strömvirveln trycks samman en-dimen- sionellt skulle öka dess hastighet enligt: - v (S /S )l/2 vvortex_ o 0 min '461 111 29 där Smin är den sammantryckta slaglängden och S0 den maximala slaglängden. Om följaktligen kompressionsför- hàllandet So/Smin het att öka betydligt. Om kompressionsförhàllandet är stort så att S . lTllH är stort, kommer strömvirvelns hastig- är mindre än R, kommer faktiskt den ensamma strömvirveln att brytas upp i mindre strömvirvlar, såsom visas i fig SB och 8C. Pig 8A visar den ensamma stora ringformiga strömvirveln vid bottenslaget. I 8B är strömvirveln delvis sammantryckt. I 8C är den helt sammantryckt. Uppbrytningen av den ensamma strömvirveln 1 fig 8A visas som fyra strömvirvelringar 1 fig 8B och som åtta strömvirvelringar i fig 8C. Låt oss antaga att kompressionsförhållandet är 4:1, såsom det skulle vara för en industriell luftkompressor, som alstrar 689 kPa (100 PSI) luft. Strömvirvelhastigheten skulle då ökas 2 ggr vid maximal kompression och storleken (diametern) hos varje liten strömvirvel skulle vara r/4 och sålunda skulle vardera göra ett varv på l/8 av en takt. Resultatet skulle vara nästan turbulens, eftersom strömvirvlarna skulle ha tid (antal varv) att brytas upp. Som en konsekvens härav äger ett betydande värmeflöde rum från strömvirvlarna till väggen (särskilt kolv- och cylindertopparna). Det skall vidare påpekas att om inloppsgasen hade gjorts turbulent från begynnel- sen, dvs den ensamma stora strömvirveln hade gjorts till ett stort antal mindre slumpvisa strömvirvlar, skulle turbulensen som sådan komprimeras och öka i styr- ka precis som en tredimensionell gas. (Den radiella strömvirveln verkar som en tvådimensionell gas). Den turbulenta hastigheten skulle följaktligen öka som (volymen)'1/3 eller: energin är proportionell mot (volymen)'2/3 precis såsom skulle vara fallet för en gas med ett G-värde (förhållande för specifika värmen) av G =5/3. värmeutbvtet med väggarna hos cylindern och toppen är större eftersom denna turbulenta energi ökar med kompression.

Det är ett ändamål med uppfinningen att reducera både det turbulenta värmeutbytet samt värmeutbytet vid o 461111 ' den ensamma stora radiella strömvirveln hos kolvkompres- sorer och motorer med hjälp av både laminärt flöde och insugning av en svag axiell strömvirvel.

Denna diskussion av bildningen av en ringformig strömvirvel, dess sammantryckning, intensifiering, upp- brytning och skingring har varit teoretisk och något spekulativ, men det finns rikligt med bevis från mät- ningar med användning av dopplerföljning med laser och modellförsök med finita element för att verifiera denna beskrivning. Den numeriska simuleringen enligt Gosman, Johns, och Watkins (1978) visar alla fyra de ovanstående sekvenserna med särskild tonvikt på skalan och virvel- viskositeten. Den finita elementstorleken stympar be- beräkningen vid en .ändlig skala som är större än det för- väntade laminära gränsskiktet, men den resulterande virvelviskositeten ger strömvirvellivstider i överens- stämmelse med vad som observeras. Intensifieringen av den primära ringformiga strömvirveln vid sammantryckning och dess uppbrytning till isotropisk turbulens förutsägs också. Det faktum att de dynamiska förhållandena hos inloppsflödet är den enda källan för turbulensen be- styrks ocksâ. Det är särskilt uppmuntrande att observera hur de experimentella mätningarna av in sítu-flödet hos cylindern sà perfekt överensstämmer med beräkningar- na enligt finita elementmetoden. Morse, Whitelaw, Yian- neskis (1979) använde dopplerlaseranemometri för att kartlägga flödesmönstren hos motorförsedda kolv-cy1inder- aggregat. Dessa observerade flödesmönster hos Morse et al (1979, sid 215) är den fullständiga bekräftelsen pà de teoretiska bekräftelserna enligt Grosman et al (1978, sid 102). Jag känner mig därför säker i förut- sägandet av dessa flöden analytiskt och dessutom i att definiera sättet att stabilisera dem..Det utgöres av den axiella strömvirveln med nästan-laminärt flöde. zo' 461111 31 EN AXIELL STRÖMVIRVEL I KOLMOTORER Om, såsom visas i fig 7B, ledskenorna 101 hos för- kammaren 100, som leder till inloppsporten, ges en vinkel med avseende på radien av omkring 60-450, kommer den inkommande gasen eller luften att ges en hastig- hetskomponent tangentiellt med cylinderväggarna såväl som radiellt och en axiell strömvirvel kommer att upp- rättas. Pig 9A visar en sidovy under inloppet vid halva takten och den rotationsbana som ges gasen i cylindern 2. Pig 9B visar kolven vid botten av slaget och gasens rotationsbana. Den axiella strömvirveln ändrar inte hastighet när den sammantrycks eller expanderas axiellt, eftersom dess tröghetsmoment inte ändras. När emellertid gasen som insprutas vid radien tvingas mot axeln genom efterföljande insprutad gas, gäller de klassiska ström- virvelsambanden för en Rankine-strömvirvel och ström- virveln “snurrar upp", dvs den roterar snabbare nära centrum än vid periferin. Bevarande av tröghetsmomentet kräver att tangentialhastigheten ökar som Vtangential= Vo(Ro/R) , där V0 är tangentialhastigheten vid den yttre cylinderväggen med radien RO och R är någon mindre radie.

Om vi använder vår standardportarea, som är lika med kolvarean, och en ledskensvinkel av 450 blir den genom- snittliga tangentialhastigheten = 1,5 Vmax, där Vmax är den maximala kolvhastigheten. Vid en radie R = RO/2 är rotationshastigheten dubbelt så stor som periferi- hastigheten. Denna ökning i hastighet när gasen närmar sig axeln är ett slags centrifugalbarriär. Det är välkänt i atmosfärens geostofiska flöden och är skä- let till att strömvirvlarna anses som så stabila struk- turer. Den viktiga punkten är att en relativt svag axi- ell strömvirvel förhindrar den ringformiga rökrings- strömvirveln från att bildas. Centrifugalbarriären hindrar flöden som utväxlar fluidumelement i en radial- riktning. När gasen förlorar en del tröghetsmoment genom friktion med väggen, finner den sig utsatt för mindre centripetalbarriär (dvs mindre tröghetsmoment) och kan 461111 \ lä 32 därför lättare närma sig axeln. Radialrörelsen mot axeln som bildar rökringsströmvirveln enligt fig 8A förhindras emellertid. I stället har man en högre rotationshastig- het och hastigheter nära axeln. Det kommer naturligtvis att vara ytterligare friktion vid topparna där den azi- mutala hastigheten är störst, men här är arean mycket mindre och sålunda det totala värmeutbytet mindre. Vid halva radien, R = Ro/2, är exempelvis tangentialhastíg- heten 3 Vmax, likväl är arean 1/4 av topparean, som i sin tur är 1/12 av den totala arean hos cylinderväg- garna och topparna för en slaglängd motsvarande en diameter eller So = 2 Ro. Området med hög hastighet hos den axiella strömvirveln bildar sålunda endast en liten kontakt med väggarna och därför är det mycket mindre värmeförlust än vad som skulle inträffa antingen vid isotrop, homogen höghastighetsturbulens eller vid in- sugning av en stor rökringsströmvirvel. Det rekommen- deras därför att inloppsventilen för laminärt flöde inbegriper en lutning hos ledskenorna som ger den inkom- mande gasen en rotationsrörelse, så att en axiell ström- virvel bildas för att reducera värmeförlusten både till cylinderväggarna och till toppen.

DETALJERAD UTFORMNING AV AXIELLT STRÖMVIRVELFLÖDE VID INSUGNING Vi har visat att ett ringformigt eller radiellt strömvirvelflöde i allmänhet bidrar till den konvektiva värmetransporten och därför bör undvikas. Det grund- läggande ändamålet med den axiella strömvirveln är att undertrycka radiell rörelse i gasflödet. Följaktligen önskar vi att gasen som inkommer i cylindern har ett så litet radiellt flöde som möjligt, så att vi gör in- sugningsporten så stor som möjligt för att hålla den absoluta hastigheten låg, oavsett om den är radiell eller tangentiell, och dessutom önskar vi att flödet genom insugningsporten har konstant hastighet, både tangentíellt och radiellt. Om detta icke var fallet - t ex om vi höll den radiella flödeshastigheten konstant och lät den tangentiella hastigheten minska - skulle 461 111 33 den resulterande axiella gradienten i cylindern hos vinkelhastigheten inducera en axiell cirkulation och inducera en ringformig strömvirvel, vilket inte är önsk- värt.

Den radiella hastigheten bestäms genom (kolvhastig- het) x (kolvarea/portarea). Kolvarean är fixerad. Dà är hastigheten = frekvensen x R sin6 : (projektionen av vevarmen modifiera: något det rent sinus-formade uppträdandet). Vi önskar (kolvhastighet/portarean) = konstant, eller att öppningsarean är proportionell mot sinus9. Detta ger kamutformningen som öppnar och stänger den ringformiga insugningsporten, insugningsportens öppningsförskjutning bör vara ungefär (DR) sinusê (DR = maximal insugningsportöppning). För att ringhastigheten skall hållas konstant under insugningen har vi flera val. 1. Ledskenorna som ger ínsugningsluften den radi~ ella rörelsen kan anordnas för att ge konstant tangen- tialhastighet trots den föränderliga portöppningen. 2. Insugningsluften kan dras fràn en förkammare, som har en sekundär strömvirvel i förkammaren som varar tillräckligt länge för att tröghetsmomentet hos insug- ningsgasen skall förbli konstant under varje insugnings- period.

Det andra alternativet är troligen enklare, eftesom den sekundära strömvirveln är lätt att upprätta och har en lång upplösningstid relativt kolvcykeln.

Ett exempel pá en konservativ utformning: Låt tang- entialhastigheten vara (pi)/2 ggr den radiella insug- ningshastigheten och låt den radiella insugningshastig- heten vara kolvhastigheten. Vi antager en slaglängd av dubbla radien. Då blir: S = slaglängden = 2 R Vp = kolvhastigheten vid slagets mitt, dvs maximala hastigheten (med bortseende från vevarmens projektion) ts = slagtiden = (2R/Vp)(pi)/2 = (pi)R/VP 4651 11 1 - 34 tcy = cykeltiden (2 cykler) = 2(pi)R/VP VR = radialhastigheten hos insugningsluften som antages vara = VP VT = insugningstangentialhastighet = (pi)VR/2 = vR/2 = vp/2.

Tiden för att insugningsluften skall göra ett varv = tT = 2(pi)R/VT = 4R/VP.

Antalet varv hos luften under en cykel = tcy/:T = [upnR/vy? [fm/VP] = (pm/z.

Därför bör den förväntade dämpningen eller broms- kraften på strömvirveln som tidigare diskuterats vara fd = antalet varv/S0 = 3 %. Värmeöverföringsfraktionen bör vara ungefär densamma.

Låt förkammaren som omger insugningsporten ha längden R i axialriktningen och radien 2R. Dä blir tan- gentialhastigheten: vid förkammarradien 2R blir Vförkammare = 1/2 VT = Å_(pi)/4-7Vp och tiden för ett varv blir Vförkammare = 2(pi) Rförkammare/Vförkammare _ = l6 R/VP och antalet varv i förkammaren per slag = tcy/tförkammare = (pi)/8' Detta betyder att strömvirveln inte upplöses nämnvärt från slag till slag, eftersom upplösningstiden för ström- virveln med ledskenorna kan vara 5-10 varv. tförkammare Förkammaren matar en cylindervolym av s(pi)R2 = 2(pi)R3 per cykel och innehåller själv en volym Rfupi) az] = 4(p1)123.

Därför ersättes halva förkammarvolymen per cykel och strömvirveln i förkammaren gör (pi)/4 varv per fyllnadstid. Detta är också tillräckligt lite för att säkerställa konstant tröghetsmoment eller försumbar upplösning av förkammarströmvirveln. Tillförseln till förkammarströmvirveln kan vara en enda eller flera tan- gentiella portar med tillräcklig area för att passa till l5 *461111 den genomsnittliga insugningshastigheten. Förkammar- strömvirveln uppgår i genomsnitt till insugningshastig- heten. Den genomsnittliga insugningshastigheten, dvs medelkolvhastigheten = 2Vp/(pi). Förkammarens tangen- tiella strömvirvelhastighet är hälften av cylinderns tangentiella insugningshastighet eller Vförkammare = VT/2 = Å_(pi)/4-Yvp Förkammarens inloppsportsarea bestämmes av sambandet: (förkammarportarea) x (förkammarens tangential- hastighet) = (kolvarea) x (medelkolvhastighet) eller förkammârportarea = (pi)R2Vp/Vförkammare = = IB/(PUJR - Eftersom förkammarens tvärsektion är R2 innebär detta att flera portar skulle krävas. En möjlig skälig kon- struktion skulle vara fyra tangentiella portar med bred- den R/(pi) och längden R.

Man har utfört ett experiment, vid vilket en kommer- siell luftkompressor försågs med en genomsynlig slidventil av plast och en genomsynlig topp av plast så att flödet kunde synliggöras med rök. När förkammarens inloppsled- skenor gavs den vinkel som föreskrives av analysen ovan, visade filmer av gasrörelsen den förväntade strömvirveln.

Om ledskenorna orienterades radiellt bildades ingen axiell strömvirvel och en större grad av slumpvis rö- relse - turbulens - var tydlig.

DRIFT AV KOLVKOMPRESSOR MED SLIDVENTIL Vid inloppstakten sugs luft in i cylindern genom de sneda periferiledskenorna l0l, vilket orsakar bild- ning av ett axiellt periferiströmvirvelflöde i förkam- maren 100 (se fig 6 och 7B). När luft från strömvirveln drages in i cylindern genom insugningsporten 96, bildar den en nästan-laminär, axiell strömvirvel i cylindern.

Det nästan-laminära flödet och stabiliteten hos detta strömvirvelflöde reducerar värmeöverföringen från luf- ten till cylinderväggarna under resten av cykeln. Insug- ningsslidventilen 95 börjar att öppnas strax efter den 461111 l5 36 övre dödpunkten och är helt öppen när kolven rört sig halvvägs nedåt. Det är under detta nedåtgående slag (insugning) som den nästan-laminära insugningsströmvir- veln skapas i cylindern 122. När kolven 91 närmar sig botten av slaget stänger slidventilen 95, varigenom en konstant insugningshastighet upprätthälles när kolven bromsas upp.

Vid botten av slaget är slidventilen stängd och kompressionen startar när kolven 91 startar uppåt i cylindern. Komprimeringen av gasen fortsätter tills gastrycket överstiger matartrycket och avgasventilen 94 öppnas tills kolven når den övre dödpunkten. Under tiden börjar slidventilen att röra sig nedåt. Insug- *ningsporten 128 öppnas nâgra grader efter den övre död- punkten när den ringa kvarvarande gasen i kompressions- rummet har âterexpanderat till insugningstrycket. Under det vidare slaget nedåt drages insugningsgasen genom slidventilens insugningsport från förkammaren med sin strömvirvelrörelse. Detta är början pà en ny cykel.

Den reducerade turbulensen hos det nästan-laminära flödet och stabiliteten hos den axiella strömvirveln kombineras till alstring av en kraftigt reducerad värmeöverföring till cylinderväggarna och toppen samt kolvhuvudet.

FÖRBRÄNNINGSMOTOR Typiska klassiska läroböcker om förbränningsmotorer, såsom "The Internal Combustion Engine in Theory and Practice" av Charles F. Taylor (1966) eller “The High- speed Internal Combustion Engine” av Sir Harry R. Ricar- do (l953), nämner ej den transienta gränsskiktsdjupsvärme- växlingseffekten som diskuterats tidigare i samband med begreppen termiskt gränsskiktsdjup. I stället tages lö- pande medelvärden på relevanta kvantiteter och denna stora ineffektivitetsfaktor försummas. Iakttagelsen att gastemperaturen vid slutet av kompressionen är nära den förväntade adiabatiska temperaturen är tillräcklig för att avfärda ämnet, men såsom visas i fig 2 och den åtföljande diskussionen, kan värme- eller energiför- '461 111 37 lusten vid kompression vara allvarlig, men likväl skil- jer sig det slutliga trycket eller temperaturen ibland inte mycket från det ideala adiabatiska fallet. Som en följd härav behandlas värmeförlusten från gasen till väggarna i den turbulenta flödesgränsen. Antagandet om turbulens är ad hoc. Ett nödvändigt villkor för tur- bulens är ett högt Reynoldskt tal och detta villkor uppfylls verkligen. Villkoret för att turbulens pá ett enhetligt sätt skall uppfylla tvärsektionen hos cylinder- volymen behandlas emellertid inte. Om inloppsventilens area konstrueras så, att gasen rusar in med en hastighet som\är hög jämfört med kolvhastigheten, kommer det att finnas rikligt med tid för gasen med hög hastighet att skapa isotropisk, nästan enhetlig turbulens l cylinder- volymen, och detta är faktiskt vad som vanligtvis in- träffar. Vi har i stället visat att gasen kan insugas pà ett jämnt, nästan-laminärt sätt och kan därför väsent- ligt reducera turbulensen. Vidare kan vi ge gasen rota- tion runt axeln, varigenom oönskade värmeutbytesström- virvlar undertryckes. Å andra sidan understryker många läroböcker och nuvarande konstruktioner av förbrännings- motorer fördelen av mera fullständig förbränning genom insugning med större turbulens, särskilt genom så kallad "squish". Uppfattningen är att turbulensen förbättrar blandningen av förbrända och oförbrända gaser, varigenom man gynnar ökad förbrännning. Detta står i motsats till vårt ändamål att minska turbulensen för att reducera värmeöverföringen.

Det finns två slag av förbränningsmotorer med tving- ad strömning. Otto-motorn inbegriper blandning av bräns- le med luft före insugning, och sålunda kräver bränsle nära de kalla väggarna turbulent blandning för att det skall föras till det hetare, inre, brinnande området.

Den andra typen av förbränningsmotor är dieselmotorn, vari bränslet insprutas som vätskedroppar sedan luften komprimerats till hög temperatur. I detta fall har den axiella strömvirveln en särskild fördel. 461 111 r 38 Fasta eller vätskeformiga partiklar med högre dens- itet tenderar att centrifugeras utàt i en gasströmvirvel.

Insprutningshastigheterna hos partiklar med en storlek av flera pm, såsom är typiskt för bränsleinsprutning, är, sedan partiklarna rört sig l cm och saktat ned, jämförbara med de strömvirvelhastigheter som förväntas (åtskilliga gånger 103 cm/s_l) vid radier av Ro/2 till Ro/4. Om därför dieselbränsleinsprutningen centreras i toppen och insprutar en typisk radiell solfjäder av små droppar har den axiella strömvirveln den ideala egenskapen att transportera dropparna radiellt utåt tills de föràngas och brinner. Genom att justera drop- parnas storleksfördelning och insprutningsvinkel kommer dropparna automatiskt att överföras till områden där de förbrännes på det mest effektiva sättet. Om de inte har förbränts i en radiell zon tenderar de att centri- fugeras utåt till områden med mera luft och mindre bränsle, vilket förhöjer förbränningen. En ytterligare gynnsam effekt inträffar genom insprutning av bränslet nära axeln till en strömvirvel. Bränslet som förbrinner nära strömvirvelaxeln kommer att utgöra det hetaste området på grund av den mest fullständiga användningen av syre. Det är emellertid exakt detta område som är avskärmat från väggarna genom strömvirvelns yttre skikt.

Slutligen är det en strömvirvels natur att stabiliseras genom värme så att det heta flödesomràdet förblir sta- bilt på insidan. (Den heta luften är lättare och “fly- ter“ till axeln. I centrifugalkraftsfältet hos en roterande strömvirvel är axeln gravitationens "högsta" punkt.) Denna effekt reducerar kraftigt den väggarea som befinner sig i kontakt med hetasta gaserna och re- ducerar följaktligen värmeflödet från förbränningsga- serna till väggarna. Det är därför ett ändamål med upp- finningen att i hög reducera värmeflödet mellan gaserna och väggarna både under kompression och förbränning för både Otto- och dieselmotorn. Vid dieselmotorn är det ett ytterligare ändamål att upprätthålla förbränning delvis avlägsnad från cylinderväggarna, för att där- l5 461111 39 igenom ytterligare reducera värmeförlusten och omis- sionerna.

VÄRMBFÖRLUST VID EN CARNOT-CYKEL Den teoretiskt maximala verkningsgraden hos en kompressionsmotor är enligt termodynamikens andra huvud- sats: nff = (T2 - Tl)/T2 där Tl är gasens initialtemperatur och T2 är gasens temperatur efter en ideal adiabatisk kompression. Efter- som temperaturförhâllandet T2/Tl =Rc(1'G) är den ideala verkningsgraden 1 - RC(l'G) där RC är kompressionsförhållandet och G är förhållandet för specifika värmen, G = 1,4. Den typiska Otto-motorn med ett kompressionsförhàllande av 8:1 bör således ge en verkningsgrad av 56 %, och en dieselmotor med dubbla kompressionsförhàllandet av l6:l bör ge en verkningsgrad av 67 %. I praktiken kan verkningsgraden vara hälften 1968) att värmeförlust till väggarna utgör en huvudsaklig förlust, av dessa värden. Det är välkänt (Taylor, ca 30 %, och den återstående förlusten tillskrives (l) "tids"-förlust (15 %), som är fördröjningen i förbränning av bränslet relativt tiden för maximal kompression och (2) friktion mellan de rörliga delarna (5 %). Den i före- liggande beskrivning diskuterade gränsskiktsdjupsförlusten nämns inte i motorlitteraturen. Den tidsberoende upp- hettningen av väggarna ger i genomsnitt faktiskt den värmeförlust som uppmätes i kylvattnet (eller luften).

Gränsskiktsdjupsfenomenet ger emellertid också upphov till en ökning i temperaturen hos avgaserna jämfört med vad den skulle vara för en ideal cykel. Làt oss illustre- ra hur detta kan hända.

AVGASVÄRMEFÖRLUST I allmänhet jämför experimentmotormätningar inte avgastemperaturen med det förväntade värdet på grund av det okända värmeutbytet i avgasrörledningarna. Vi beaktar effekten på avgastemperaturen hos en ideal 461 111 40 pessimistisk gränsskiktsdjupsförlustcykel. Omgivningsluft inkommer vid temperaturen Tl och komprimeras adiabatiskt till T2. Värme tillföres genom förbränning av bränsle till en temperatur T och den heta gasen expanderas adiabatiskt till T¿.3Sambanden för tryck, volym, kom- pressionsförhâllande, temperatur och specifikt värme uttryckes på följande sätt: Voll/Volz = Rc T2/Tl = Rc P2/P1 = Rc Det värme som tillföres genom bränsleförbränning, H, leder till en temperatur T3 så att H = T3 - T2 och topptrycket är: P3 = P2 (T3/T2).

Expansionsförhällandet är vanligen kompressionsför- hållandet Rc (utan en avgasturbin) och sålunda är av- gastemperaturen'T relaterad till topptemperaturen T 4 3 enligt: _ _ (G-l) T3/T4 _ T2/Tl _ RC .

SKINNDJUPSFÖRLUST Låt oss antaga att en andel av 40 % av värmet vid T3 lagras i den cylindriska kolvväggen vid tidpunkten för förbränning. Då är T3= 0,6 T3 och de nya värdena P och T och P' och T' blir: P3' = (0,6 T3/T2) P2 och avgastemperaturen blir I _.. (l-G) T4 - 0,6 T3 RC Låt oss antaga att av den 40 % värmeförlusten till väg- gen àterföres hälften till inloppsgasen under insugning och häften går förlorad till kylvattnet. Det termiska gränsskiktsdjupets värmevàg uppdelas med andra ord lika mellan ingående och utgående värmeflöder Vi inser att en del av upphettningen av inloppsgasen kommer att ske efter det att kompressionen startar och ger upphov till den tidigare diskuterade mekaniska förlusten, men för enkel- 461 111 41 hets skull förutsätter vi att denna är mindre än den ursprungliga upphettningen före stängningen av inlopps- ventilen och ingàngsättningen av kompressionsslaget.

Därefter startar kompressionen med betingelserna T ' = T + 0,2T l l 3 I..

Pl - Pl och betingelserna efter kompression blir T|=T|R(G_l) 2 l c = (Ti + 0,2 T3) Rc(G'1).

Samma bränslemängd förbränns som innan varför T3' rz- + (T3 - T2) Och P3' = P2 (T3'/T2'). Även i detta fall sker 40 % förlust, som innebär mera värme till väggen'eftersom T3' är större T3. Vid varje påföljande cykel större än T3', som är större än T3, etc. Denna sekvens av ökande temperatur mäste begränsas genom sekundäreffekter.

Låt oss beräkna tvpiska värden för en dieselmotor 16; T = 2T sä att det tillförda värmet är med RC = 3 2; H = T2. Detta svarar mot en bränsleblandning motsvarande 26 % stökiometriskt.

Då blir: (G~l) T Tl Rc - 3 Tl T ' + 0,2 T3 _ Tl + 0,4 T2 = 2,2 Tl så att T2' = 2,2 T2 och T3' = T2' + T2 = 3,2 T2 = 1,6 T3.

Avgastemperaturen blir då: l-G T4' = 0,6 T3' RC1 ) = 0,96 T4.

Detta är det förväntade värdet på avgastemperaturen utan den 40 % värmcförlusten, men mindre arbete uträt- tas. Temperaturen ökar med andra ord med ett förhållande 1,6 per cykel och topptrycket P3' = (1,6/2,2) P3 = 0,73 P3 minskar 0,73 per cykel. Följaktligen förloras mer värme och mindre användbart arbete uträttas varje cykel tills 461 111 42 en annan begränsande effekt äger rum. En sådan effekt är att T2, temperaturen hos den komprimerade inlopps- gasen, blir större än 0,6 T3, dvs den väggkylda för- lusten under kompressionsslaget att begränsa den efter- följande förbränningsgasvärmeförlusten, eftersom väggen redan är förvärmd, Om T3 sedan förblir detsamma, låt OSS säga 1,6 T3, och värmeförlusten till gränsskiktsdjupet ändras till 20 % av T3 (ytterligare 20 % förloras från T2) kommer avgasernas T4 att öka till 1,2 T4 och 20 % av den möjliga användbara energin förloras i avgaserna i stället för genom kylvattnet. Naturligtvis är dessa samband utomordentligt komplicerade och man behöver göra en mycket detaljerad datoranalys för att göra nog- granna förutsägelser, men ovanstående analys är tillräck- lig för att ge en indikation på hur dessa förluster skall korrigeras. Riktningen hos dessa förluster hjäl- per till att förklara varför dieselmotorn inte kan göras mera effektiv genom att öka kompressionsförhàllandet ytterligare, t ex från 16 till 20. Man har observerat (Taylor, 1966) att det användbara arbetet eller verk- ningsgraden förblir konstant som en funktion av kompres- sionsförhållandet i området större än 16. Anledningen härtill är att när kompressionsförhâllandet ökar ökar värmeförlusten eftersom geometrin hos kompressionsrum- met blir tunnare sá att förhållandet yta till volym blir större och sålunda är värmeförlusterna större.

DIESELMOTORKONSTRUKTION Vi föreslår en geometri för en dieselmotor som starkt reducerar: l) värmcförlust till väggarna 2) tidförlust av kompressionsförhàllande under för- bränning 3) massa hos rörliga delar.

Geometrin kombinerar koncepten med nästan-laminärt flöde och separata uppladdnings-, förbrännings- och expansionscylindrar (2-takt). 101 461 111 43 Det totala kompressionsförhâllande vi väljer är :1. Den första uppladdningscylindern har ett volym- förhållande av 5:1. Därför har förbränningscylindern ett volymförhållande av 4:1 så att nettokompressions- förhållandet är 20:1. Den första expansionen i förbrän- ningscylindern har samma volymförhàllande av 4:1. Om förbränningen leder till fördubbling av temperaturen och följaktligen trycket, mäste expansíonscylindern ha ett volymförhàllande av ' s x 21/G = s,2=1 så att avgastrycket reduceras till det omgivande atmos- färstrycket.

Fördelarna är: l. Uppladdningscylindern och -kolven utsätts för ett lägre tryck än det högsta förbränningstrycket med förhållandet 1/(2 x 4G) = svarande lättare med ett kortare kolvskört, kortare l/14 = 7 %. Den göras mot- slag och större diameter. 2. Förbränningscvlindern är vid lika slaglängd 'l/2 = 1/2,24 = 45 %, eller är kolvarean mindre med l/5. Följaktligen är den maximala mindre i diameter med 5 kraften på kolven och toppen mindre med samma förhål- lande, dvs 1/5, än en cylinder hos en standarddiesel- motor med samma effekt och slaglängd. Därför kommer massan och friktionen att vara mindre med samma förhållande. 3. Kompressionsförhàllandet hos förbränningscy- lindern är endast 4:1 och vi antar en lång slaglängd av 4: eller 2 diametrar. Om bottenportslängden är 0,5r (tvâ-takt) är kompressions- eller expansionsslaget 3,5 radier långt. Detta leder en stor vevarmsvinkel för toppkompression. Vi beaktar exempelvis en förbränning som sker inom ett omrâde av kompressionsförhállanden av 16:l till 20:1 till l6:l eller 67 % till 70 % till 67 % ideal verkningsgrad. Detta innebär ett kompres- sionsförhållande i förbränningscylindern av 3,2 till 4 till 3,2. Den totala vevarmsvinkeln som svarar mot dessa deplacement är 540 eller ca l/6 cykel. Detta är större än den ekvivalenta encylindriga tvâ-takts-dieseln, 461111 ' l5 44 vid vilken för Rc = l6:l till 20:l till l6:l svarar mot 24° eller 2,25 ggr kortare tid. Därför reduceras förbränningstidskompressionsförlusten i motsvarande grad. 4. Förbränningscylinderns geometri under perioden med toppkompression och förbränning (l6:l till 20:l till l6:l) är omkring l radie lång. Detta är det genom- snittliga toppspelrummet under förbränning vid,ett kom- pressionsförhållande av 3,5 för en slaglängd av 3,5 radier. Förhållandet yta till volym är därför gynnsamt för att reducera värmeförlust till väggarna med en faktor (1 + r/z) = 5-faldigt jämfört med det genomsnittliga toppspelrum som är standard för en encvlindrig motor med l/9 radie vid ett kompressionsförhàllande av 20:l.

. Expansionscylindern kan göras större än upp- laddningscylindern så att avgaserna kan “överexpanderas“ (i själva verket korrekt expanderade) för att extrahera allt användbart arbete hos avgaserna. Sá kallad över- expansion av avgaserna innebär att avgaserna expanderas ned till atmosfäriskt insugningstrvck. Normalt är avgas- trycket 2-2,5 ggr insugningstrvcket och gasenergin an- vänds antingen ineffektivt, 50 % effektivt i en avgas- turbin eller kompressor, eller gàr helt förlorad. Den separata avgascylindcrn tillåter korrekt överexpansion liksom fördelarna med den mindre storleken och mindre kompressionsförhàllandet hos förbränningscylindern. 6. Slutligen kan vi genom omsorgsfull portutform- ning reducera det vanliga stora turbulenta värmeutbytet med väggarna genom att upprätta det nästan-laminära axiella strömvirvelflödet i varie cvlinder. Detta erfor- drar att överföringen av gaserna från varﬁe volym är kvasistatisk och att därför trvckfallet över ventilerna är mycket litet. 461 111 45 SEPARATA CYLINDRAR FÖR UPPLADDNING, FÖRBRÄNNING OCH AVGASER Den primära anledningen för de tre separata cylin- derkonstruktionerna är att begränsa kompressionsförhäl- landet hos förbränningscylindern till ett tillräckligt litet värde för att cylindergeometrin under förbränning i stort sett är en "rätt" cylinder, dvs längden svarar mot radien sa att det nästan-laminära axiella ström- virvelflödet effektivt kan reducera värmeflödet till väggarna. Reduktionen av förbränningstidkompressionsför- lust och reduktionen i massa är ytterligare fördelar. Å andra sidan måste två ytterligare cylindrar och kompli- cerad ventilmekanism tillfogas. Det huvudsakliga använd- bara arbetet utvinnes i avgascylindern. Denna mekaniska energi är större än förbränningscylindern med temperatur- förhållandena = 1,41 faldig. Därför minskar värmeförlusterna i för- bränningscylindern något i betydelse jämfört med avgas- cylinderutformningen._Som en konsekvens härav utformar vi förbänningscylindern med en viss kompromiss för lami- nära flödesbetingelser.

FÖRBRÄNNINGSCYLINDERUTFORMNING Den ideala kompressions- eller expansionscylindern för laminärt flöde har beskrivits ovan. Inloppsporten befinner sig vid toppen av cylinderväggen, är r/2 läng och medger långsamt laminärt azimutalt och radiellt flöde. Denna slidventil skulle vara svär att täta och kyla vid de extrema temperaturerna, ISOOOC, och trycken, 12,4 kPa (1800 PSI), vid förbränning. Ricardo (1953) har emellertid visat att en tvâ-taktsslidventilsdiesel kan fås att arbeta bra, men i föreliggande fall är in- sugningsluften mycket varmare (3000). Dessutom gynnas spolning starkt genom ett axiellt flöde genom cylindern från botten till toppen. Vi föreslår därför att för- bränningscylindern göres motsvarande en tvâ-taktsdiesel, där insugningen sker med den uppladdade gasen (kompres- sion 5:1, tryck 10:l) i de vanliga ringformiga portarna 461 111 - lO 46 vid botten av slaget. Dessa portar är r/2 långa, det- samma som den slidport som medger insugning under 830.

Avgaserna avgår genom en axiellt centrerad ventil i toppen.

AVGASCYLINDERUTFORMNING Eftersom trycket hos avgaserna som lämnar förbrän- ningscylindern är omkring dubbelt så stort som trycket hos insugníngsluften, mäste en del av bottenslagsperioden användas för att minska detta högre tryck till värdet hos det uppladdade insugningstrycket. A andra sidan måste insugningsgasen överföras till förbränningscylin- dern och spola ut avgaserna. Vi föreslår att detta åstad- kommes med nästan-laminärt flöde genom att arrangera inloppsporten och avgasporten så att de öppnas samtidigt.

Därför kommer alla trycken att utjämnas.

Eftersom volymen ändras under denna tid när avgas- kolven går nedåt, kommer insugningsluften och avgaserna att expandera under överföringen. Trycket startar vid avgastrycket hos förbränningstakten. Därför måste insug- ningsluften överkomprimeras över det genomsnittliga uppladdningsvärdet när insugningsporten öppnas. Den kom- bínerade gasvolymen hos förbränningscylindern och den uppladdade lagringsvolymen expanderar adiabatískt när avgaskolven rör sig nedåt och avgaserna ersätts med en färsk sats insugningsluft, som expanderar tillbaka ned till det avsedda uppladdningsvärdet under insugning. vi beskriver två metoder för denna reducering.

Den första fungerar inte eftersom tiden är alltför kort.

Eftersom denna reducering måste vara en adiabatisk ex- pansion i avgascylidern, blir vevarmsvinkeln för avgas- cylindern för en 2:1 trvckexpanslon hos avgaserna re- duktionstiden. Denna reduktionstid är tiden för att avgascylindern skall röra sig från toppen på slaget (1/8,2)(l/2) = 0,0743. För en slaglängd hos avgaskolven som är densamma som för- till en bråkdels volvm = bränningscylindern svarar detta mot en vevarmsvinkel av are Gas ¿_'1-2(o.o743)_7 = 32°. Avgascylinaern mäste LS 461 111 47 därnäst mottaga en lika stor volym spolade avgaserna vid konstant tryck, dvs den uppladdade insugningsluftens tryck under en vinkel arc cos 1-1-4(0,0743)_7 = 450.

Tiaskiilnaaen mellan dessa båda vinklar är 13°. Detta är den tid det tar för den uppladdade luften att undan- tränga avgaserna från förbränningscylindern. Denna tid är alltför kort och skulle kräva att uppladdningscylin- dern levererar hela sitt innehåll vid konstant tryck pà mindre än den erforderliga undanträngningstiden.

UPPLADDNINGSHÅLLVOLYM För att undvika detta problem kan i stället kompres- sorn leverera sin luft vid dubbla insugningstrycket till en hàllvolym. Under avgasreduceringen sker sedan det tvàfaldiga tryckfallet i den kombinerade volymen hos kompressorns hållvolym, förbränningscylindern och begynnelseslaget hos avgascylindern. Samtidigt insugs en fullsats uppladdad luft i förbränningscylindern.

Uppladdningscylindern áteruppladdar hållvolymen (adia- batiskt) tillbaka till dess ursprungliga tryck av 2 ggr insugningstrycket. Hâllvolymen blir dä: L-l/(2l_Gl)_7 = 1,56 x volymen hos förbränningscylindern.

Insugningen sker sedan under en vevarmsvinkel hos avgas- kolven av ara cos ¿'1-211,56/Rc 1'/G >;7<1/2>p = 40° -avgas Denna tid kan lämpligen placeras i mitten av förbrän- ningscylinderns insugningsportöppning av 830, så att insugningsportarna är nästan helt öppna (880) under reducering, insugning och spolning. Därnäst mäste vi beakta tjockleken hos inloppsportarna till förbrännings- cylindern för att erhålla làg insugningslufthastighet och följaktligen låga värmeförluster. Vi antager att livtjockleken hos insugningsportarna har en bråkdels- tjocklek av 20 % så att den effektiva insugningsarean ar: L 1-0,2_7 ¿'o.ao_7 ¿"(p1>r2_7 = 0,7 (p1)r2. 461111 “ 48 Medeldensiteten hos insugningsgasen är ca ¿_l-l/2(l-2-1/G)_7 = 0,8 dess slutliga densitet och den effektiva arean är nästan 87 % av förbrännings kolvens area. Insugningstidens bråkdel jämfört med en naiv takt är ¿_"2/(pi)_7¿"4o/18o_7 och sålunda blir insugningens radialhastighet: ¿_'2/(p1)_7¿'1/effekt1v area_7¿'1ao/4o_7 = 3,3 x kolv- hastighet.

Vi väljer den azimutala hastigheten hos den axiella strömvirveln till att vara 1,5 ggr de radiella insug- ningshastighetern. Detta förhållande bestäms genom vin- keln hos de liv som verkar som ledskenor. I detta fall gör gasen: (hastighet x slagtid)/ omkrets = ca 4 varv under kom- pression och samma mängd under expansion. Värmeutbytet bör då vara 10-15 % , förutsatt att bränslet förbrin- ner i den inre 25 % massfraktionen hos den axiella strömvirveln (för 25 % stökiometrisk förbränning).

SPOLNING Den insugna uppladdade insugningsluften är centri- fugalt "tung" relativt förbränningsprodukterna. Härmed menas att insugningsluften är svalare och har ett högre tröghetsmoment än avgaserna. Den är svalare eftersom den ännu inte har undergått förbränning och den har högre tröghetsmoment eftersom den inte har haft så långt att snurra ned i kontakt med väggarna. Därför tenderar den att inkomma som ett tunt skikt i kontakt med den yttre cylinderväggen, varvid den undantränger och tvingar de hetare avgaserna mot en mindre radie och följakt- ligen mot avgasventilen vid halva radien. Den inre l/8 masskärnan hos avgaserna (1/4 i volym, l/2 i densi- tet) tenderar att vara svagt turbulent på grund av momen- tet hos bränslesprayen. Detta gynnar interaktion med den inkommande kallare insugningsgasen och gynnar att den sveps ut från avgasventilen. Om denna rest av av- gaser visar sig vara alltför stor, dvs dålig spolning, är det en enkel sak att minska avgasventilens storlek 461111 49 till l/3 radie och endast 5 % av avgasmassan skulle möjligtvis kvarlämnas. Den axiella strömvirveln med en regleravgasventil lämpar sig därför naturligtvis för effektiv spolning. Ricardo (1954) hade ett problem med spolning när han införde "virv1ing“, dvs roterande tröghetsmoment, i inloppsgaserna. Detta berodde pà att hans avgasport också befann sig vid cylinderns periferi- vägg i stället för nära axeln. Inloppsgasen tvingade då avgaserna mot axeln bort från periferiporten och dålig spolning var resultatet.

DIESELMOTORUTFORMNING I fig 12 drivs 3 kolvar - kompressorkolven 201, förbränningskolven 202 och avgaskolven 203 - med en vevaxel 204 och vevarmar 205, 206, 207 i de respektive cylindrarna 208, 209, 210. Inloppet till kompressor- cylindern 208 har en cylinderväggslidventil 211, som drivs av kammar 212 på vevaxeln 204. Dessa kammar 212 driver cylinderväggsslidventilen 211 så att den öppnar och stänger en ringformig port 213, vilken tillåter insugningsluft att dragas från en ringformig förkammare 214 med roterande cirkulation, som alstras genom en snir- kelformad (volute) inloppspassage med upprätningsledskenor 215. Rotationen förorsakar en axiell insugningsström- virvel 216 (se fig ll) i kompressorcylindern. Den stora insugningsportsarean 213 och den axiella strömvirveln 216 208 och resulterar i litet värmeutbyte med cylinderväggen så att kompressorluften komprimeras adiabatiskt lämnar cylindern via bladfíäderavgasventilen 217, som är anordnad halvcirkelformigt i toppen 218 sá att de axiella strömvirvelgaserna lämnar cylindern vid ungefär halva radien och i den allmänna riktningen för roterande flöde. Den uppladdade luften är 8,2-faldigt komprimerad till ca 1,929 MPa (280 PSI) och överföres i en ledning 219 till kammaren 220, som kvarhåller en volym komprimerad (uppladdad) luft med 1,56 ggr volymen hos förbränningscylindern 209. Väggarna hos ledningen 219 och denna kammare är isolerade eller fordrade med keramiskt material 221 för att reducera värmeförlusten. 461111 \ S0 vid drift är trycket hos denna uppladdade luft i cylindern 208 och lagringsvolvmen 220 detsamma som trycket i förbränningscylindern 209 strax innan avgas- frigöringen och är även trycket i avgascylindern 210 vid samma tidpunkt så att alla tre trycken är desamma.

Förbränningskolven 202 avtäcker just bottenporten 222 hos förbränningscylindern209 och avgasventilen 223 i förbränningscylinderns topp 224. Gasernå överföres sedan (fig ll) från lagringsvolymen 220 till kompressions- kammarens inloppsförkammare 225 via överföringsledningen 226 med nästan konstant tryck och adiabatiskt och mycket lite turbulens alstras sålunda. När trycket har redu- cerats med en faktor 2 från 1,929 MPa (280 PSI) till 0,965 MPa (140 PSI) genom expansionen av avgaskolven 203 i avgascylindern 210 satsas förbränningscylindern med färsk uppladdad luft och avgasventilen 223 stängs.

Den uppladdade luften är sedan infàngad i förbrännings- cylindern 209 genom toppringarna på förbränningskolven 202 som täcker inloppsporten 222. Inloppsporten 222 är en 3600 öppning till cylindern med många ledskenor orienterade ca 600 mot cylinderns radier så att den inkommande gasen skapar den föredragna axiella strömvir- veln. Den uppladdade gasens tryckförhàllande är 5:1, vilket är förhållandet mellan arean hos kompressor- cylindern 208 och förbränningscylindern 209. Den ytter- ligare kompressionen av den uppladdade luften i för- bränningscylindern 209 är 4:1 före bränsleinsprutning så att det totala kompressionsförhâllandet är 20:l.

Bränsle insprutas i förbränningskammaren med ett bränsle- insprutningsmunstycke 228 av standardtyp, som drivs med en standardbränslepump (ej visad) vilken drivs från motorns vevaxel 204.

När bränsle insprutas som fina små droppar 227 (se fig 12) i den axiella strömvirveln 229 vid axeln från insprutningsmunstycket 228, begränsas konan av små droppar till det axiella omrâdet tills de centri- fugeras radiellt mot cylinderväggarna. Flamförbränningen av bränslet förblir i centrumomràdet hos strömvirveln *461 111 51 och endast oförbrända bränsledroppar tenderar att und- slippa radiellt till förförbränningsomráden med till- gängligt syre. Förbränningen fortskrider sålunda radi- ellt utåt tills bränslet är förbränt. De heta förbrän- ningsprodukterna förblir sedan skilda från cylinder- väggen 209 och endast kolven 202 och toppen 223 expo- neras för de heta gaserna över en begränsad area. Det är ett ytterligare ändamål med uppfinningen att utnyttja det nästan-laminära strömvirvelflödet för att begränsa förbränningen till cylinderns centrala axelvolym liksom att reducera värmeflödet mellan arbetsgasen och väg- garna.

Den rörformiga avgasventilen 223 har en speciellt cylindrisk konstruktion, som visas i en form i fig 10 och en annan i fig 12. I fig 10 drivs ventilen av en överliggande kam 230 och axel 231 och anligger mot den centrala cylindertoppdelen 232 som uppbäres av axeln 231 och är vattenkyld i passager 233 så att den höga avgas- temperaturen, ll0O°C, inte överhettar ventilen. Dess- utom tillåter den ringformiga öppningen med halva radien den axiella gasströmvirveln 227 att lämna kammaren med minimal turbulens framkallad i avgasledningen 234. Led- ningen är fordrad med keramisk beläggning eller annan högtemperaturisolering för att reducera värmeledningen.

Avgasledningen 234 är gjord kort och med liten volym, nägra få procent av avgascylindervolymen 210, så att den enda ventilen mellan förbrännings- och avgascylind- rarna är avgasventilen 223.

Avgaserna inkommer i avgascylindern 210 från led- ningen 234 genom en inloppsport 236 med en vinkel till radien av ca 600 så att den axiella strömvirveln 237 bildas. Avgasventilen 223 stängs när avgaskolven 203 är vid 1/5 av sitt slag efter den övre dödpunkten. Det- ta är fallet när avgaserna expanderar i tryck från 1,929 MPa (280 PSI) till 0,965 MPa (140 PSI). Avgas- kolven rör sig sedan med 2/5 av sin maximumhastighet så att insugningsportarean 236 är konstruerad för att 461111 ~ 52 vara 1/10 av kolvarean så att den inkommande gasen rör sig med 4 ggr den maximala kolvhastigheten. Eftersom runt azimuten för att ge en portarea av 1/10 av kolv- arean blir ¿f(pi)/2_7 eller 1/4 varv.

Avgaskolven 203 expanderar sedan avgaserna med ett totalt volymförhållande av 8,2:l, vilket bringar trycket ned till atmosfärstryck vid slutet av slaget.

En avgasventil 238 är av samma konstruktion som avgasven- tilen 224 hos förbränningscylindern 209. Den öppnas med en kam-239 som drivs av kamaxeln 231, samma som för förbränningscylinderns avgasport. Avgasventilen 238 stannar öppen tills avgaskolven 203 befinner sig strax före den övre dödpunkten. Förvinkeln hos avgas- porten är sådan att de ínneslutna gaserna komprimeras upp till värdet 1,929 MPa (280 PSI) i förbrännings- cylindern 209 strax innan inloppsportarna 222 och av- gasporten 224 öppnas. Avgaserna bortgár via voluten 241 och avgasporten 242.

Såsom visas i fig 12, kan toppdelen 250 hos förbrän- ningskammaren - liksom avgaskammaren - uppbäras innanför slidventilcn 252 genom flänsar 254, som sträcker sig ge- nom slitsar 256 i ventilen, och ventilen kan drivas med en vipparm 258 genom ett ventillyftarhuvud 260 på ventilen.

Tiddiagrammen i fig 14 visar den relativa tidregle- ringen hos kolvarna och ventilerna. Om man startar vid den övre dödpunkten hos kompressorkolven 201, är insug- ningsslidventilen 211 900 före och skall just öppnas.

Förbränningskolven 202 befinner sig vid 1380 precis före öppningen av avgasventilen 224 och förbrännings- kolven 202 blottar insugningsbottenportarna 222. Avgas- kolven 203 befinner sig även vid den övre dödpunkten.

Vid en senare tidpunkt, 820, stänger bottenförbrännings- portarna 222 och vid 1800 stänger uppladdningsinsugnings- porten 213. Kompression sker i både kompressor- och förbränningscylindrarna 208 och 209. vid ca 20° före övre dödpunkten hos förbränningscylindern 202 startar bränsleinsprutningen, som igângsätter förbränningsproces- serna följt av expansion. '461111 53 OTTO-MOTORER Såsom tidigare diskuterats, är en Otto-motor (dvs bensin och förgasare) vanligtvis konstruerad med maxi- malt framkallad turbulens. När kolvhuvudet eller toppen är konstruerad med en mindre diameter blir àterinträdes- volymen och spelrummet mellan kolvens ytterradie och toppen litet, varvid gasernajblir klämda eller samman- pressade (squished) in i àterinträdesvolymen. Detta kallas för klämning (squish) eftersom gasen i den lilla spelrumsvolymen blir klämd in i àterinträdesvo- lymen, varigenom turbulens framkallas vid slutet av slaget. Ändamålet med denna turbulens är, såsom förkla- rats tidigare att säkerställa att bränsle-luftblandning- en, som befinner sig i kontakt med väggarna, kontinuer- ligt blandas med det hetare, brinnande inre området så att förbränningen är mer fullständig och mindre oför- brända produkter bildas som förorsakar luftförorening.

Turbulensen ökar emellertid värmeförlusten.

Vi har redan diskuterat en dieselmotor, vid vilken bränslet införes vid axeln till den laminära strömvir- veln, varigenom bränslet avskärmas från väggarna och en högre förbränningsverkningsgrad erhålles. Vid diesel- motorn insprutas bränslet sent just när det erfordras för förbränning. I Otto-motorn kan bränslet och luften förblandas, i vilket fall det alltid finns bränsle- -luftblandning i kontakt med väggarna, eller omvänt medger bränsleinsprutade motorer möjlighet till en “skiktladdad“ (stratified) fyllning. Om bränslet inspru- tas längs axeln till den laminära strömvirveln före toppen på slaget, kommer det att blandas med luft endast till en föreskriven radie, som bestäms av droppstor- leken, strömvirvelhastigheten och förángningshastighe- ten. Den resulterande skiktladdningen bör då vara till- räcklig för att förhindra bränsle-luftblandningen från att nå ytterväggarna. I detta fall kommer det att finnas föga eller ingen bränsle-luftblandning i kontakt med väggarna och ingen turbulens erfordras för att ge full- ständig förbränning. En viss ”virvling" framkallas 461111 * l0 54 ibland genom formen hos toppventilerna till bildning av en axiell strömvirvel i bränsleinsprutade Otto-motorer, men insugningshastigheten är så hög från portar med begränsad area och oenhetligheten så stor att det resul- terande flödet, fastän en strömvirvel skapas, icke desto mindre grundligt blandar bränsle och luft ut till peri- feriväggarna och turbulens erfordras för fullständig förbränning. Vi föreslår i stället bränsleinsprutning i var nästan-laminära strömvirvel och förväntar att mycket lite bränsle när luften i kontakt med de kalla periferiväggarna. Följaktligen kommer förbränningen att fortskrida med den bränslerika innerkärnan hos ström- virveln. Bränsle-luftblandningen i kontakt med toppen och kolvhuvudet vid centrum av strömvirveln är i kontakt med ytor, som förblir heta eftersom de inte kyls genom oljefilmsglidning. Vi beaktar därför utformningen av en bränsleinsprutad fyr-takts Otto-motor med laminär axiell strömvirvel, där viss värmeledningsförlust för- väntas, men där värmeförlusten pà grund av den laminära axiella strömvirveln är mindre och förbränningsförlusten och följaktligen föroreningarna från väggen reduceras.

Cykeln är en fyr-takts standardcykel och kompres- sion och förbränning sker i samma cylinder jämfört med den ovan beskrivna dieselkonstruktionen med 3 cylindrar.

Det lägre kompressionsförhàllandet (t ex 8:1) hos Otto- -motorn kringgâr delvis detta krav.

En mera effektiv konstruktion kan göras med en kompressor, eftersom den slutligen komprimerade volymen blir mera gynnsam (större toppspelrum) och proportionell mot uppladdningsförhâllandet, men även utan uppladdning kommer den laminära axiella strömvirveln med periferi- väggarna fria från förbränning att betydligt reducera värmeförlusten.

FYR-TAKTS OTTO-I-IOTOR I fig l5 och l6 drivs en kolv 301 i en cylinder 302 med en vevaxel enligt fyr-taktsprincipen med en vevarm 303 och en kolvbult 304. Kolven visas vid det övre död- läget just när förbränning sker med spelrum 305 mellan \4.61 111 55 det släta kolvhuvudet och toppen 306. Toppspelrummet 305 är R/4 (R är kolvdiametern) så att för en typisk slag- längd som är lika med kolvdiametern eller ZR, spelrum- met 305 av R/4 svarar mot ett typiskt kompressionsför- hållande för en Otto-motor av 8:1. Den komprimerade volymen begränsas genom slidventilen 307, som rör sig i urtagningar i den undre cylindern och urtagningar i toppen 306. Såsom Ricardo (1953) diskuterar, justerar dessa urtagningar automatiskt sig själva så att slid- ventilen 307 expanderar på grund av värme tills perfekt glidande kontakt med ytterväggen göres, som därpå extra- herar värmet och begränsar expansionen. Slidventilen 307 sträcker sig förbi kolven 301 in i en gå-förlorad-volym 310 i cylinderväggen. Denna ga-förlorad-volym är sådan att den kan vara noll och därför verka som ett ventil- säte, eller om den är större, sådan att innestängda gaser inte komprimeras till bildning av sammanpress- ning (squish). Slidventilen 307 är fjäderbelastad mot öppet läge och pâverkas av två kammar 311 - den kan aktiveras av vipparmar såsom i fig l3. Ioppdelen 3l2 i ventilen uppbäres av kamaxeln, men kan uppbäras såsom i fig 13.

Vid den övre dödpunkten vid starten på insugnings- slaget, dras slidventilen tillbaka för att öppna port- arean 314 till förkammaren 315 för insugning av luft som en axiel strömvirvel, som bildas genom momentet hos insugningsluft som rättas upp medelst ledskenor 316 i spiralformade luftintag 320.

Toppen 306 innehåller ett insprutningsmunstycke 317 ett tändstift 318 och en avgasventil 319. Insprutnings- munstycket är helt av standardtyp, men är monterat axi- ellt så att bränslestràlen är axiellt symmetrisk och resulterar i en strömvirvelsskiktladdad fyllning. Tänd- stiftet 318 bör ha en tändgnistyta som ligger i plan med toppen 306 för att uppvisa så liten störning på det roterande flödet som möjligt. Sådana tändstift är typiska för flygplan. Pâ motsvarande sätt mäste botten- ytan hos avgasventilen 319 vara slät för att inte störa 461111 = S6 strömvirvelflödet. Avgasventilen 319 drivs av en kam 321.

Pig 16 visar kolven 301, toppen 306 och förkamrar- na 315 i form av tvâ spiralvarv. Ledskenorna 316 skapar en insugningsströmvirvel 324 och en inre axiell ström- virvel 325. Insugningsarean hos spiralvarven vid led- skenorna 316 är l/3 av den hos kolven så att insugnings- strömvirveln har en hastighet av ca 4 ggr den hos kol- ven vid den mindre radien hos kolven. Följaktligen är den radiella insugningshastigheten av dubbla kolvhastig- heten fortfarande mindre (ca l/2) än den axiella ström- virvelns och sålunda kommer den axiella strömvirveln att dominera flödet och hindra bildning av en ringformig eller radiell strömvirvel.

Tiddiagrammet är identiskt för varje fyr-taktsmotor och visas därför inte eftersom tidregleringen av en fyr-taktsmotor är sá välkänd. Den enda lilla skillnaden är kamutformningen för öppning och stängning av insug- ningsslidventilen 307. Portarean definieras genom öpp- ningsgraden hos slidventilen. Denna area bör vara pro- portionell mot kolvhastigheten så att förhållandet mel- lan insugningsradialhastighet och azimutal hastighet förblir konstant under insugning.

Ventilöppningen bör därför vara proportionell mot sinus (hos vevarmsvinkeln). Detta är den enklaste kam- men att göra och är endast en ocentrerad cirkel. Pâ detta sätt förblir både tröghetsmomentet och radial- momentet hos den axiella strömvirveln konstanta under insugningstakten och följaktligen är meridian- eller radialcirkulationen minimal. lusten.

TVÅ-TAKTS OTTO-MOTOR Detta minimerar värmeför- Pör att fullständiga beskrivningen av användningen av principen med reducerad turbulens eller nästan-laminärt flöde för förbättrad verkningsgrad hos adiabatiska maski- ner med tvingad strömning beskrivs en tvâ-takts Otto- motor med nästan-laminär axiell strömvirvelinsugning och släta väggar, dvs topp och kolvhuvud. Vid tvà-takts- motorn är toppen densamma som vid Otto-motorn av fyr- l5 *461 111 57 taktstyp, men insugningen vid två-taktsmotorn sker vid botten av slaget. Vid fallet med laminärt, axiellt ström- virvelflöde, är bottenportarna speciellt utformade för att ge tröghetsmoment, dvs virvling àt insugningsflödet genom vinkeln hos bottenportribborna och vidare är ribb- öppningarna hos bottenporten tillräckligt tätt anordnade för att reducera virvelstorleken från ribborna under insugning. Som en ytterligare förklaring kan nämnas att cylindersidan hos ribborna med nödvändighet utgör en skarp diskontinuitet för insugningsflödet och därför kommer insugningsflödet förbi dessa ribbor att_erhálla virvlar, vars storlek är omkring halva ribbtjockleken.

För att dessa virvlar inte skall störa flödet i någon större utsträckning, bör de vara små jämfört med stor- leken hos den huvudsakliga axiella strömvirveln. Efter- som denna strömvirvel har en karaktäristisk dimension av radien, bör avståndet mellan ribborna vara litet jämfört med en cylinderradie. Ribbavståndet bör således vara ca 1/6 radie eller 36 ribbor runt hela portarean.

Dessutom bör dessa ribbor vara lutade med en karaktä- ristisk vinkel av 45-600 från radien. Om motorn är upp- laddad måste differentialtrycket mellan insugning och utblàsning arrangeras så, att insugning och spolning inträffar vid nästan konstant tryck så att övertrycks- utbrott vid insugning inte framkallar alltför hög hastig- het i insuqningsflödet. Ofta används vevhuset för en liten förkompression av insugningsluft, i vilket fall vevhusvolymen måste vara tillräckligt stor för att för- kompressionen inte skall bli alltför stor. Alltför stor i detta fall innebär l0-20 %, varför vevhusvolymen bör vara ca 5-10 ggr slagvolymen. Insugningsflödet kommer då att vara tillräckligt nära kolvhastigheten för att medge nästan-laminärt eller svagt turbulent flöde.

Med dessa principer i minnet visar fig 17 en kolv 401 i en cylinder 402, vilken kolv drivs med en vevaxel enligt tvâ-taktsprincipen med en vevarm 403 och en kolv- bult 404. Kolven 401 visas när den nästan täcker botten- insugningsportribborna 405 efter insugningen av luft i 461111 ~ 58 ett axiellt strömvirvelmönster 406. Något senare, 10-600, insprutas bränsle från insprutningsmunstycket 407, som skapar en stråle vilken är centrifugal och föràngas såsom tidigare beskrivits. Bränsle-luftblandningen an- tänds sedan genom det i plan med cylindertoppen anord- nade tändstiftet 409 och därefter, efter expansion men före friläggningen av bottenportarna, öppnas avgasven- tilen 408. Kamaxeln, kam och vipparm samt bränsleinsprut- ningspump är av standardtyp för sådant maskineri. Insug- ningsportribborna 405 och spiralvarvet (voluten) 411 som riktar insugningsluften 1 strömvirvelflödet, motsva- rar de hos fyr-taktsmotorn och visas i en partiell tvär- sektionsvy ovanifràn i fig 18. Luften till spiralvarvet 411 kan dras från vevhuset eller kan en mera effektiv konstruktion göras med en separat kompressor. Inlopps- flödet bör emellertid omfatta 3600 i omkrets och tryckfal- let över inloppsporten bör vara utformat så att det är litet så att inloppsflödeshastigheten är avpassad mot kolvhastigheten, såsom beskrivits tidigare.

Vid små två-taktsmotorer är hastigheten hög, ca 1/10-l/5 av ljudhastigheten, varför tryckskillnaderna för insugning är relativt större, ca l/30 till en 1/10 av en atmosfär. Följaktligen är utformningen av insug- ningsflödet något mindre kritisk och stora missanpass- ningar i tryck är tillåtna. Vid tvâ-taktsmotorer kan därför insugningsutformningen med nästan-laminärt axi- ellt strömvirvelflöde tillämpas lättare på små hög hastighetsmotorer.

VIII SLUTSATS En klass av motorer med tvingad strömning konstru- eras, vid vilka det finns definitiv reglering av värme- flödet frán och till arbetsgasen och dess gränser. Resul- tatet är en väsentlig förbättring i termisk verknings- grad hos dessa maskiner. Regleringsmetoden är frånvaro av turbulent värmeöverföring genom alstring av ett lugnt, nästan-laminärt flöde, och mera speciellt ett dylikt nästan-laminärt flöde i en stabil strömvirvel, som drar 461111 S9 fördel av symmetrierna hos inneslutningsvolymen.

Uppnáendet av utomordentligt låg värmeöverföring erfordrar att de alstrade turbulenta hastigheterna all- tid är små jämfört med undanträngningshastigheten och den totala undanträngningen av arbetsgasen i kontakt med en vägg är en sträcka som är iiten jämfört med om- kring 50 kanalbredder. Detta är det avstånd för fluidum- undanträngning i kontakt med en slät vägg vid högt Rey- noldskt tal som är nödvändigt för att inducera full- ständigt turbulent flöde. Riktig insugningsportutform- ning och litet deplacement säkerställer nästan-lamïnärt flöde. I denna princip ryms tre utföringsformer - (1) en kompressor-expansionsmaskin med ledade vingar vilken är användbar som värmepump av bilstorlek; (2) en adia- batisk luftkompressor, (3) en dieselmotor, vid vilken de separata funktionerna (a) förkompression, (b) efter- kompression, förbränning och förexpansion, samt (c) efteravgasexpansion utföres i tre separata cylindrar; samt (4) tvâ- och fyr-takts Otto-motorer, företrädesvis med bränsleinsprutning.

Värmeverkningsgraden hos dessa konstruktioner kan i vissa fall vara upp till en faktor 2 bättre än hit- tillsvarande praxis. Detta beror på att hittills värme- överföringcn från gaserna till väggarna inte uttryck- ligen behandlats såsom varande känslig för den alstrade turbulensgradenl Äldre läroböcker, såsom Ricardo (1954) och Taylor (1966), beaktar knappast ens det turbulenta flödesmönstret i motorer. Nyligen uppställda modeller och mätningar visar entydigt de inducerade turbulenta flödesmönstren. Sambandet mellan detta flödesmönster, värmeförlusten, den resulterande termiska verknings- graden och slutligen de nödvändiga korrigerande åtgär- derna utgör grundvalen för föreliggande uppfinning. 461111 ' 60 REFERENSER (1) Böcker American Handbook of Physics, 1963, Prentice Hall, N.Y., sid 256 och 257.

Ricardo, H.R., 1954, The Highspeed Internal Combu- stion Engine, Blackie & Son, London, England.

Taylor, C.F., The Internal Combustion Engine In Theory and Practice, 1966, vol l, 2. (2) Artiklar Gossman, A.D., Johns, J.R., watkins, A.P., 1978, "Development of Prediction Methods for In-Cylinder Pro- cesses in Reciprocating Engines," Proc. General Motors Symp., Detroit, Mich., sid 103. (fig 16) _ Morse, A.P., Whitelaw, J.H., Yianneskis, M., June, 1979, “Turbulent Flow Measurements By Laser-Doppler Anemometry in Motored Piston-Cylinder Assemblies," Jour- nal of Fluid Engineering, Transactions of the ASME, vol. 101, sid 215. (Fig 17). (3) Patent Amerikanska patentskriften 3 343 782 (Rotorändstät- ning med användning av tätande "brickor" och förhållande till rotorlagren,) Amerikanska patentskriften 3 346 176 (Tätning mel- lan rotorn och avstrykarområdet och användning av molyb- dendisulfidbeläggning på avstrykaromràdena.) gàmerikanska patentskriften 3 356 292 (Spår på höl- jets innervägg för att reducera plötsliga tryckföränd- ringar. Lagerback och tätningsback. Även särskilda material och kombinationer av vingar.) Amerikanska patentskriften 3 370 785 (Skivluftfil- ter av fläkthjulstyp monterat på vändskivan.) Amerikanska patentskriften 3 401 872 (Plastgjutet plastrotorfoder för kvarhàllande av tätningsbacken.

Lagerbacken är formad med fodret.) Amerikanska patentskriften 3 419 208 L-(1) Punkt- svetsade metallrotorfoder för kvarhàllande av tätnings- (2) Motvikter är krökta (3) vingar formade på och lagerbackar och styrpinnar. för att medge enkel montering. \461 111 61 motviktsnav. (4) Vingar formade av armerad härdplast. (5) Olika fibrer i plastvingarna. (6) Kullager format i höljet. (7) Vändskivenavet mindre än kullagret för att underlätta montering._7 Amerikanska patentskriften 3 437 264 L~(l) Rotor med slitbeläggning för tätning vid ändarna av rotorn och höljet i en urtagning. (2) Avstrykningsområde och beläggningssamband. (3) Beläggningen innehåller MoS2._7 Amerikanska patentskriften 3 437 265 (Kilformat utrymme mellan backarnas bas och deras hàllarlister).

Amerikanska patentskriften 3 844 696 (Utbalanserad tvâvingad förlängd rotorenhet; hölje för att reducera oljud hos insugningsporten.) Amerikanska patentskriften 3 954 357 (Standard tvåvingad enhet med begränsande styrhylsa i ett styrspàr för stiftet varpå vingarna pivoterar.) Tre patent inlämnade 1965 på trevingade enheter av rotortyp med full längd gjordes tills omkring 1969.

Fem patent inlämnade 1966 och alla visar schematisk de utbalanserade, tvåvingade, förlängda rotorenheter som för närvarande är i produktion.

Claims

461111 10 15 20 25 30 62 PAIEENTKRAV

1. Apparat för kompression eller expansion av en gas under tvingad strömning, innefattande.organ som bildar en kammare med variabel volym för utförande av kompressionen eller expansionen, organ för kvarhállande av kammaren med variabel volym som en innesluten volym som inte är utsatt för någon gas med ett tryck som vä- sentligen skiljer sig fràn trycket i kammaren under väsentligen hela den tid varunder gasen förs in i kamma- ren, och inloppspassage- och portorgan för införing n n e t e c k n a d av att (74; 96, 100; 214, 225, 236; 315) är formade för och har sådan storlek att ett näs- av gasen i kammaren, k ä passage- och portorganen tan-laminärt flöde av gasen in i kammaren ástadkoms, vars hastighet i gasens huvudsakliga rörelseriktning in i kammaren är väsentligen lika med den hos en rörlig gräns (63, 64, 65; 91; 201; 202; 203; 301) som bildar kammaren med variabel volym, varigenom värmeflödet till och från väggarna, som bildar kammaren reduceras väsent- ligt.

2. Apparat enligt kravet l, k ä n n e t e c k - n a d därav, att kammaren med variabel volym definie- 20l, 202, 203, 301, 401), rörligt i en cylinder, och att insugningsporten har ras av en kolv (91, som är en area av från omkring hälften till omkring samma som kolvarean.

3. Apparat enligt kravet 2, k ä n n e t e c k - n a d därav, att insugningspassagen sträcker sig 360° runt cylinderns toppände som en förkammare, och att apparaten vidare inbegriper en slidventil (95, 211, 307), som är rörlig över insugningsporten mellan stängt och öppet läge.

4. Apparat enligt kravet 3, k ä n n e t e c k - n a d därav, att förkammaren är anpassad att leverera gasen till kammaren med en hastighetskomponent som är 10 15 20 25 30 35 461111 63 tagentiell till cylindern, varigenom framkallas axiellt strömvirvelflöde och bildningen av en radiell ström- virvel med åtföljande värmeutbyte hindras.

5. Apparat enligt kravet 4, k ä n n e t e c k - n a~d' därav, att den är en Otto-motor, och att den inbegriper organ (317) för införing av bränsle i cy- lindern väsentligen längs dess axel, varigenom bränsle och förbränning åtminstone delvis lokaliseras till ett omrâde skiljt fràn cylinderväggarna under det att man gynnar förbränning genom centrifugering av droppar av oförbränt bränsle utåt från axeln där luft, som inte är utarmad pá syre, finns tillgänglig för att under- stödja bränslets förbränning.

6. Apparat enligt kravet 4 eller 5, k ä n n e - t e c k n a d därav, att den inbegriper en vevaxel (102, 204, 311), som är kopplad till kolven för att röra denna i cylindern, samt organ som kopplar slidven- tilen till vevaxeln för att driva slidventilen i tid- reglerat förhållande till kolvens fram- och àtergàende rörelse.

7. Apparat enligt kravet 6, k ä n n e t e c k - n a d därav, att kopplingsorganen inbegriper en över- liggande kamaxel (311).

8. Apparat enligt kravet 1, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den är en två-taktsdicselmotor, och inbegriper dels en kompressorcylinder (20) för uppladd- ning av en gas, dels en förbränningscylinder (202) för mottagning av gas från kompressorcylindern och förbrän- ning av gasen och dels en avgascylinder (203) för mot- tagning av avgaser från förbränningscylindern, varvid kompressionsförhållandet i kompressorcylindern är större än kompressionsförhållandet hos förbränningscylindern och är av storleksordningen från ca 3:1 till ca 8:1, varjämte kompressionsförhållandet i förbränningscylin- dern är i storleksordningen från ca 3:1 till ca 4:1 för ett totalt kompressionsförhállande av storleksord- ningen från ca l6:l till ca 20:l, och att avgascylindern 461111 64 har ett volymexpansionsförhállande av storleksordningen från ca 6:1 till ca 9:1 för att nedbringa avgastrycket till nära atmosfärstryck.

9. Apparat enligt kravet 8, k ä n n e t e c k - n a d därav. att kompressorcylindern (201) inbegriper en inloppsöppning (213), som sträcker sig 360° runt toppänden och dessutom inbegriper en slidventil (211), LH vilken är rörlig över inloppsporten, samt en förkammare (214), som är anpassad att tillföra gas till inlopps- 10 porten med en periferihastighetskomponent för att fram- kalla en axiell strömvirvel och nästan-laminärt flöde i kompressorcylindern.

10. Apparat enligt kravet 9, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den inbegriper isolerade överförings- 15 ledningar (219), och en isolerad lagringskammare (220) för kvarhállning av uppladdad, upphettad luft för efter- följande ledning till och spolning av förbränningscy- lindern, varvid lagringskammarens volym är av storleks- ordningen frán ca 1 till 6 ggr förbränningscylinderns 20 slagvolym.

11. ll. Apparat enligt något av kraven 8, 9 och 10, k ä n n e t e c k n a d därav, att förbränningscylin- dern (209) inbegriper en inloppsport (222), som är an- ordnad intill botten av slaget och som kommunicerar 25 med kompressorcylindern med hjälp av en volut, vilken är anpassad att upprätta en axiell strömvirvel i för- bränningscylindern.

12. Apparat enligt något av kraven 8, 9, 10 eller ll, k ä n n e t e c k n a d därav, att förbrännings- 30 cylinderns radie och slaglängd är väsentligen lika så att spelrumsvolymen hos förbränningskammaren under för- bränning är stor, varigenom värmeförlusten reduceras.

13. Apparat enligt kravet 12, k ä n n e t e c k - n a d därav, att förbränningscylinderns topp är vä- 35 sentligen slät, och att förbränningscylindern inbegriper en avgasventil (223), som är väsentligen koaxiell med cylinderaxeln, samt organ (228) för insprutning av bränsle 10 15 20 25 30 35 461111 65 väsentligen utmed cylinderaxeln, varigenom det axiella strömvirvelflödet är väsentligen ostört och förbränning gynnas genom centrifugering av bränsledroppar till om- ràden där luften inte har utarmats på syre.

14. Apparat enligt kravet 12, k ä n n e t e c k - n a d därav, att förbränningscylinderns topp är vä- sentligen plan och slät och inbegriper organ (228) för bränslcinsprutning väsentligen utmed förbränningscylin- derns axel och en avgasventil fràn förbränníngscylindern, vilken ventil är lokaliserad i toppen i huvudsak mitt- emellan axeln och cylinderväggen, varigenom avgasven- tilen är anordnad för mera fullständig spolning.

15. Apparat enligt kravet 12 eller 13, k ä n n e - t e c k n a d därav, att avgasventilen (223) inbegriper en cylindrisk hylsa, som glider utmed kylda styrytor (240) i förbränningscylinderns topp, varigenom åstad- kommes stor värmeöverföring för kylning av ventilen.

16. Apparat enligt kravet 8, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den inbegriper en avgaskanal (234), som förbinder förbränningscylindern (209) med avgas- cylindern (210), vilken avgaskanal är värmeisolerad, slätväggig och en volut och är anpassad att leda av- gaserna från förbränningscylindern till avgascylindern pà ett sådant sätt att ett axiellt, nästan-laminärt strömvirvelflöde alstras i avgascylindern.

17. Apparat enligt kravet 16, k ä n n e t e c k - n a d därav, att avgascylindern (210) inbegriper en ringformig avgasöppning (236), som är lokaliserad vä- sentligen vid halva radien av cylindern och har en bredd lika med omkring halva cylinderradien.

18. Apparat enligt kravet l, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den är en fyr-takts Otto-motor och inbegriper dels en kolvförsedd cylinder (301, 302), dels en inloppsport (314) till cylindern, vilken port sträcker sig helt runt den fulla omkretsen av cylinderns toppdel och har en höjd av högst omkring halva cylinder- radien och väsentligen lika med slaglängden dividerad 461111 10 15 20 25 30 35 66 med kompressionsförhållandet, samt en slidventil (307), som är rörlig över inloppsporten mellan öppet och stängt läge.

19. Apparat enligt kravet 18, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den inbegriper passageorgan (320) för tillförsel av luft till inloppsporten med en peri- ferihastighetskomponent, som är av storleksordningen 1-2 ggr den radiella insugningshastigheten för att fram- kalla en axiell strömvirvel i cylindern.

20. Apparat enligt kravet 19, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den inbegriper organ (317) för insprut- ning av bränsle i förbränníngscylindern nära dess axel, varigenom skapas en skiktladdad fyllning för att redu- cera både värmeflödet och andelen föroreningar från de svalare oförbrända gaserna i kontakt med cylinder- väggarna.

21. Apparat enligt något av kraven 18, 19 och 20, k ä n n e t e c k n a d därav, att den inbegriper ett tändstift (318), som är lokaliserat nära det ställe där bränslet insprutas och som har elektrodytor, vilka är anordnade väsentligen i plan med toppytan, varigenom den axiella strömvirvelns ytfriktion med toppytan redu- ceras.

22. Apparat enligt något av kraven 18, 19 och 20, k ä n n e t e c k n a d därav. att den inbegriper en avgasventil (319), som har en yta på förbränningssidan som är slät och befinner sig väsentligen i plan med toppytan för att minimera friktion med gasflödet i cy- lindern, varjämte avgasventilen är lokaliserad väsent- ligen på halva radien för att underlätta utströmning av avgaserna.

23. Apparat enligt kravet 1, k ä n n e t e c k - n a d av att den är en gaskompressor för tillförsel av väsentligen adiabatiskt komprimerad luft eller gas och inbegriper dels en kolvförsedd cylinder (91), dels en inloppsport (96), som sträcker sig 360° runt cylin- derns toppände, dels en slidventil, som är rörlig över 10 15 20 25 30 35 461111 67 inloppsporten och dels organ (101) för ledning av luft till inloppsporten med en betydande hastighetskomponent periferiellt hos cylindern för att alstra bildning av ett nästan-laminärt axiellt strömvirvelflöde hos den ínsugna luften eller gasen för att minimera värmeflöde mellan luften eller gasen och cylinderväggarna, varvid minst en tungventil (94) är lokaliserad i cylindertoppen för avlägsnande av gasen eller luften i strömvirvel- flödets riktning, och varjämte en isolerad passage (94) för matning av komprimerad luft eller gas finns i top- pen.

24. Apparat enligt kravet 1, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den är en maskin med ledade vingar för nästan perfekt adiabatisk kompression eller expan- sion av en gas, att den inbegriper ett hölje (72), en rotor (67) med ledande vingar (63, 64, 65), en insug- ningspassage, som leder till en kompressions-expansions- zon hos maskinen, vilken zon definieras av rotorn och höljet, samt en utmatningspassage (75), som leder fràn kompressions-expansíonszonen, varvid båda passagerna har en sådan tvärsektionsarea utmed sin längd att näs- tan-laminärt flöde med en hastighet som är i huvudsak anpassad till den hos rotorvingarna, upprätthàlles i passagerna, varigenom värmeflödet mellan gasen och ro- torn, vingarna och höljesväggarna hos maskinen redu- ceras.

25. Apparat enligt kravet 24, k ä n n e t e c k - n a d därav, att höljesväggarna i kontakt med gasen är gjorda av ett material med låg värmeledningsförmàga, varigenom värmeflödet i väggarna reduceras och väggar- nas värmekortslutning minimeras.

26. Apparat enligt kravet 24, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den är en värmepump med Brayton-cykel, vari kompressorn och expansionsmaskinen är maskiner med ledade vingar enligt kravet 24 eller 25.

27. Apparat enligt kravet 26, k ä n n e t e c k - n a d därav, att den inbegriper en isolerad axelkopp- 461111 68 ling och höljesisolering för värmeisolering av kompres- sorn och expansíonsmaskincn för att minimera värmekort- slutningen mellan kompressorn och expansionsmaskinen.