WO1990015918A1 - Kolbenmaschine - Google Patents

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WO1990015918A1
WO1990015918A1 PCT/EP1990/000924 EP9000924W WO9015918A1 WO 1990015918 A1 WO1990015918 A1 WO 1990015918A1 EP 9000924 W EP9000924 W EP 9000924W WO 9015918 A1 WO9015918 A1 WO 9015918A1
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piston
axis
cylinder
cylinders
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PCT/EP1990/000924
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Josef Gail
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Josef Gail
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B13/00—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion
    • F01B13/04—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder
    • F01B13/06—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement
    • F01B13/068—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement the connection of the pistons with an actuated or actuating element being at the inner ends of the cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B57/00—Internal-combustion aspects of rotary engines in which the combusted gases displace one or more reciprocating pistons
    • F02B57/08—Engines with star-shaped cylinder arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups
    • F01B9/04—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft
    • F01B9/042—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft the connections comprising gear transmissions
    • F01B2009/045—Planetary gearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B2075/1804—Number of cylinders
    • F02B2075/1824—Number of cylinders six

Definitions

  • the invention relates to a piston engine, in particular a piston internal combustion engine.
  • a piston internal combustion engine with a cylinder rotor which is rotatably mounted about an axis of rotation in a housing forming the machine base.
  • the cylinder rotor contains four cylinders which are arranged at 90 ° to one another at an angle offset from one another about the axis of rotation of the cylinder rotor, in pairs coaxially with a cylinder axis running perpendicular to the axis of rotation.
  • Pistons are slidably arranged in the cylinders, which in turn are rigidly connected in pairs by piston rods.
  • a crankshaft Coaxial with the cylinder rotor, a crankshaft is mounted in the housing, the crank arm of which carries rotatable eccentric disks, which in turn are rotatably supported in the bearing openings of the piston rods.
  • the eccentricity of the eccentric discs is chosen equal to the eccentricity of the crank arm of the crankshaft.
  • Cylinder rotor and have high performance with a comparatively small construction volume. In addition, they have little imbalance.
  • the cylinder rotor In the internal combustion engine explained above, the cylinder rotor must rotate at a speed that is equal to half the crankshaft speed.
  • the cylinder rotor is rotatably coupled to the crankshaft via a planetary gear.
  • the planetary gear has a sun gear seated on the crankshaft with a comparatively small diameter, which must absorb the entire reaction torque of the cylinder rotor and must therefore be large. It has been shown that the planetary gear takes up a considerable part of the overall volume of the internal combustion engine with sufficient dimensions.
  • the piston stroke corresponds to four times the eccentricity of the eccentric discs or the crank arm of the crankshaft. Since the piston stroke cannot be made arbitrarily large for technical reasons in terms of combustion technology, the eccentricity of the eccentric disks or the crank arm are subject to design limits which cannot be exceeded. On the other hand, the double mounting of the eccentric disc on the crank arm on the one hand and on the piston rod on the other hand requires a certain amount of installation space, which can primarily be provided only by weakening the crank pin diameter. The weakening of the crank pin however, limits the maximum power that can be generated by the internal combustion engine.
  • Axis of the cylinder rotor is offset parallel to the axis.
  • the eccentric bearings are angularly offset from one another by 120 ° about the crankshaft axis and each comprise eccentric circular disks which are fixed relative to the crankshaft and are guided in bearing openings of the piston rods by means of slide bearings.
  • a compressor of the same type, which charges the internal combustion engine, is coupled to the crankshaft of the internal combustion engine.
  • each pair of pistons can be supported on the cylinder in a rotationally fixed manner relative to the eccentric axis defined by its eccentric bearing, even if the eccentric axis currently coincides with the axis of rotation of the cylindrical rotor.
  • the support takes place exclusively via the two other pairs of pistons, without the cylinder rotor having to be additionally coupled to the crankshaft in a torque-proof manner via a gearwheel gear or the like.
  • a piston engine of this type therefore has the advantage that each of the three pairs of pistons is stably guided on the crankshaft in each of the angular positions of the cylinder rotor. This reduces rotational resonances, as can occur in the internal combustion engines with cylinder rotors and double-bearing compensating eccentrics of the crankshaft explained above.
  • the radius of the eccentric circular disks is smaller than the eccentricity of the crankshaft, ie smaller than the distance between the eccentric axes of rotation and the crankshaft axis of rotation. This has the result that the axial overall length of the internal combustion engine is increased by crank webs which connect the eccentric circular disks to one another.
  • the comparatively small bearing circle radius of the eccentric disk in connection with the strongly cranked arrangement of the piston rods limits the power that can be achieved with the known internal combustion engine.
  • a piston machine according to the invention which is in particular a piston internal combustion engine, comprises, similar to the machine known from US Pat. No. 3,665,811, a machine base and a cylinder rotor which is rotatably mounted on the machine base about a first axis of rotation and which comprises at least one group of three around the first axis of rotation with respect to each other by 120 ° angularly offset pairs of cylinders, the pairs forming the cylinder on opposite sides of the first axis of rotation with the same, to first axis of rotation vertical cylinder axis are arranged.
  • Pistons are slidably arranged in the cylinders, of which the pistons assigned to the cylinder pairs are rigidly connected to one another in pairs by piston rods.
  • a crankshaft on which the piston rods of the piston pairs are guided by means of eccentric bearings, is rotatably mounted on the machine base about a second axis of rotation offset parallel to the first axis of rotation about a predetermined eccentricity.
  • the eccentric bearings are in turn offset from one another by 120 ° about the second axis of rotation and define third axes of rotation which are fixed relative to the crankshaft, each of which is likewise offset axially parallel to the second axis of rotation by the predetermined eccentricity.
  • the eccentric bearings point firmly with the
  • Eccentric discs connected to the crankshaft, the disc axes of which define the third axes of rotation and which are rotatably seated in the bearing openings of the piston rods.
  • the cylinder rotor is thus coupled to the crankshaft in a torque-proof manner exclusively via the piston rods.
  • the bearing circle diameter of the eccentric disk is selected larger than the predetermined eccentricity on the one hand and, on the other hand, is dimensioned so small that the angular range of the cylinder rotor rotation, in which the cylinder rotor rotates, is used Self-locking of a single one of the three pairs of pistons can occur is less than 60 °.
  • the crank webs required in the known piston machine on both sides of the eccentric circular disks are unnecessary, as a result of which the axial overall length of the crankshaft is kept small can.
  • the eccentric circular disks can essentially follow one another axially, whereby the material cross section in the radial overlap area of the eccentric circular disks can also be adequately dimensioned for the transmission of large radial forces.
  • Rotary drive of the cylinder rotor for example due to the moment of rotation of the rotating cylinder rotor, is blocked in a self-locking manner if the bearing circle diameter is increased beyond certain limit values.
  • each of the piston pairs Due to the toggle action of the eccentric discs guided in the bearing openings of the piston rods, each of the piston pairs has a cylinder rotor angular range when the cylinder rotor is loaded, in which self-locking would occur if it were not tracked by the positive guidance of the other two piston pairs.
  • the bearing circle diameter of the eccentric disk is therefore dimensioned so small according to the invention that the self-locking angle range of each individual piston pair, based on the cylinder rotor rotation, is in each case less than 60 °.
  • the choice of dimensions depends on the friction coefficients of the eccentric bearing and the piston in the cylinder and on the eccentricity of the eccentric bearing.
  • the self-locking of a single piston pair is consciously accepted and the dimensions of the dimensions of the eccentric bearing ensure that the self-locking angular ranges of two piston pairs cannot overlap, which would lead to complete self-locking of the piston machine .
  • the relationship for this purpose the radius of the bearing circle of the eccentric disks for their eccentricity is expediently chosen to be less than 4, preferably less than 3.
  • the eccentric bearings are expediently designed as needle bearings.
  • the needle bearing of the middle eccentric disk and thus also the middle piston rod can be mounted undivided over the outer eccentric disk due to the small axial dimension of the crankshaft.
  • the raceways are formed directly by the bearing opening which is undivided in the circumferential direction and by the circumference of the eccentric disk.
  • the cylinders When used as an internal combustion engine, the cylinders are successively charged in the region of their radially outer dead center with a fuel / air mixture which, at least as far as the fresh air content is concerned, is preferably compressed by an upstream compressor. It has been found here that the combustion chamber can be filled better with a precompressed mixture if a small dead space volume is accepted in the radially outer dead center position of the piston and the gas inlet opening through which the precompressed
  • the dead space volume can be loaded with mixture before the piston reaches the radially outer dead center position.
  • the dead space volume can be provided by a radial oversize of the cylinder.
  • the increase in the radial dimensions of the cylinder rotor can, however, be avoided if at least a trough is provided in the roof of the piston instead.
  • One of one can be used to pre-compress the fresh air Exhaust gas turbine driven compressor may be provided.
  • Such an exhaust gas turbine requires a comparatively high outlet pressure of the exhaust gases for economical operation and thus hinders the gas exchange.
  • the gas exchange can be improved if, as is provided in a further aspect of the invention, the gas outlet opening provided in the housing is divided into two successive circumferential, separate outlets, of which the outlet which was first loaded during the rotation of the cylinder rotor with the Exhaust gas turbine is connected.
  • the exhaust gas turbine is expediently driven by the exhaust gases flowing out at high pressure in the rotary region following the radially inner dead center position of the piston.
  • the cylinders of the cylinder rotor are closed radially on both sides of the piston to form two chambers separated from one another by the piston.
  • Separate gas inlet openings and separate gas outlet openings are assigned to the radially inner chambers and the radially outer chambers.
  • the radially inner chambers can be used as working spaces of a compressor that charges the radially outer chambers with pre-compressed gas.
  • the radially outer chambers can be used to form a double compressor can also be designed as compressor work spaces or else form the combustion chambers of an internal combustion engine. Both variants are characterized by high performance with a small construction volume.
  • the pistons can have a circular cross section, but are preferably narrower in the circumferential direction of the cylinder rotor than in its axial direction. In this way, the cross section available for accommodating the cylinders in the cylinder barrel can be better utilized, so that without
  • the pistons can have a rectangular cross-section or semi-cylindrical narrow sides which adjoin the otherwise flat broad sides of the piston. Both variants have the advantage that they are segmented, that is to say from several sections sealing strips formed can be sealed to the cylinder. In the case of a rectangular cross-section piston, the sealing strips overlap appropriately at the transition of the broad sides molded i n the case of semi-cylindrical narrow sides.
  • Narrow sides are preferably U-shaped sealing strips that enclose the narrow sides between their legs. Overlapping sealing strips can be used in the present case, since due to the design of the piston machine no high pressure peaks occur in the combustion chambers. On the other hand, ceramic is expediently used as the piston material in order to be able to work at very high combustion gas temperatures in order to improve the efficiency.
  • the cylinders are expedient to the extent of the
  • the combustion chambers of the cylinders can subsequently be filled with the precompressed mixture at the radially outer dead center position of the pistons and ignited within the combustion chambers at an angular distance from the radially outer dead center position.
  • This has the advantage that pressure peaks are generated at an angular distance from the radially outer dead center position, which reduces the load on the crankshaft.
  • a combustion chamber fixedly arranged in the housing can also be provided, in which pre-compressed fuel-air mixture is spark-ignited outside the cylinders, only to be introduced into the cylinder via the gas inlet opening.
  • the fresh air is expediently introduced into the combustion chamber via a check valve in order to relieve the compressor of the combustion pressure of the ignited combustion gases.
  • the ignited fuel gases are expediently fed to the cylinder at an angular distance from the radially outer dead center position.
  • the efficiency of such an internal combustion engine compressor unit can be increased, in particular if it is an internal combustion engine, if the gas outlet opening of the internal combustion engine is connected to a heat exchanger which compresses the fresh air or compressed air flowing in the gas supply path from the compressor to the gas inlet opening the compressed fuel-fresh air mixture is heated.
  • the heat exchanger expediently forms a wall part of the housing in the region of the gas outlet opening. To this way, the comparatively large gas outlet angle 1 of the internal combustion engine can be used for efficient heat recovery.
  • the heat exchanger has an exchanger body with the first channels connecting to the gas outlet opening, running approximately radially to the first axis of rotation, and with second channels running essentially in the tangential direction of the cylinder rotor and leading from the compressor to the gas inlet opening.
  • the cylinder rotor has, on at least one of its side walls, annular, mutually coaxial cooling ribs, between which complementary, annular cooling ribs of the housing projecting from the opposite side surface of the housing. Due to their enlarged surface, the cooling fins form a labyrinth that transfers the heat from the cylinder rotor to the engine block.
  • the labyrinth is expediently connected to the lubricating oil circuit of the internal combustion engine in order to increase the cooling capacity.
  • the housing can be air- or water-cooled in the usual way and thus also take over the cooling of the oil flowing through the labyrinth.
  • a centrifugal disc attached to the transition of the outer jacket of the cylinder rotor into the cooling fin labyrinth seals the cooling fin labyrinth to the periphery of the cylinder barrel and conveys the oil flowing in the labyrinth seal into an essentially Chen pressure-free peripheral chamber of the housing, from which it is supplied to the oil circuit of the internal combustion engine again.
  • FIG. 1 shows a schematic sectional view of an exemplary embodiment of a piston internal combustion engine according to the invention
  • Fig. 2 is a sectional view of the internal combustion engine, seen along a line II-II in Fig. 1;
  • FIG. 3 shows a plan view of one of the pistons of the internal combustion engine
  • Fig. 4 is a schematic diagram for explaining the eccentric gear of the internal combustion engine
  • FIG. 5 is a partial sectional view of a variant of the internal combustion engine from FIG. 1;
  • FIG. 6 shows a sectional view through a further variant of the internal combustion engine from FIG. 1;
  • Fig. 7 is a schematic sectional view of a piston internal combustion engine with an integrated compressor;
  • FIG. 8 is a sectional view of the internal combustion engine, seen along a line VIII-VIII in FIG. 7.
  • the internal combustion engine shown in FIGS. 1 and 2 comprises a housing 1 with an essentially cylindrical interior 3, in which an also essentially cylindrical cylinder rotor 5 is arranged so as to be rotatable about an axis of rotation 7.
  • the cylinder rotor 5 has a substantially cylindrical peripheral wall 9 which is concentric with the axis of rotation 7 and which is closely enclosed by the interior 3, and is mounted on roller bearings 11 on bearing lugs 13 of the housing 1.
  • the cylinder rotor 5 contains six cylinders 15, in which Chen a piston 17 is arranged perpendicular to the axis of rotation 7 displaceable.
  • the cylinders 15 or pistons 17 are arranged in pairs on opposite sides of the axis of rotation 7 in alignment with one another, ie coaxially.
  • the axes of the cylinder pairs are angularly offset from one another by 120 ° around the axis of rotation 7 and lie in the same axis-normal plane of the cylinder rotor 5, but can also be offset somewhat from one another in the direction of the axis of rotation 7.
  • the pistons 17 assigned to one another in pairs are rigidly connected to one another by piston rods 19.
  • a crankshaft 23 is rotatably mounted in roller bearings 21 about an axis of rotation 25 offset parallel to the axis of rotation 7 by an eccentricity e.
  • the crankshaft 23 carries three stationary eccentric circular disks 27 arranged axially next to one another, which sit in bearing openings 29 of the piston rods 19 and guide the piston rods 19 via needle bearings 31.
  • the eccentric circular disks 27 define eccentric bearings with eccentric rotary axes 33 that are parallel to the axis of rotation 25 of the crankshaft 23, but offset by the value of the eccentricity e with respect to the axis of rotation 25.
  • the eccentric rotary axes 33 of the three eccentric circular disks 27 are also 120 ° apart from each other Rotational axis 25 offset at an angle.
  • the eccentric circular disks 27 have a radius that is larger than the eccentricity e and are connected to one another only in their radial overlap area. Circular areas of the remaining eccentric disks thus project exclusively over the circumferential surfaces of the individual eccentric disks 27. This has the advantage that the needle bearing 31 of the central eccentric disc 27 can be threaded over the two outer eccentric discs 27. In the preferred embodiment shown, the running surfaces of the needle bearings are each directly through the Circumferential surfaces of the eccentric disc 27 or in
  • roller bearing cage provided for guiding the needle bodies is, for example, divided into two halves in order to be able to install the central needle bearing with the piston rod 19 undivided.
  • Needle roller bearings are preferred in the context of the invention, since they have more favorable friction properties, which, as will be explained below, is advantageous in designing the internal combustion engine for higher outputs.
  • the three pairs of pistons are guided in a torque-proof manner on the crankshaft 23 exclusively via their piston rods 19, which is made possible by the arrangement of the eccentric circular disks 27 which is fixed to one another and to the crankshaft 23.
  • the crankshaft 23 is in this case rotated relative to the cylinder rotor 5, namely at an angular velocity ⁇ JJk that is twice as large as the angular velocity & at which the cylinder rotor 5 rotates about its axis of rotation 7.
  • the eccentricity e since the piston stroke is four times the eccentricity e, is comparatively small, for example in the order of 10 up to 20 mm. Nevertheless, the crankshaft 23 can be built stably, since the bearing circle radius r of the eccentric disk 27 is easily larger than the eccentricity e. The selection of a comparatively large value of r is desirable, since in this way relatively large piston forces with a relatively small axial width of the eccentric circular disks 27 or the needle bearings 29 are made possible.
  • the eccentric axis of rotation 33 moves over the axis of rotation 7 of the cylinder rotor 5. If the axes of rotation 33 and 7 coincide, the associated piston pair could be rotated together with the cylinder rotor 5 about the axis of rotation 7. In the case of cylindrical-rotor piston machines with freely rotating eccentric discs, this effect can lead to resonances during operation.
  • the tendency to resonance of the internal combustion engine according to the invention is, on the other hand, reduced since the cylinder rotor is coupled in a rotationally fixed manner to the crankshaft 23 in each rotational position of at least two of the piston pairs offset by 120 ° with respect to one another.
  • Parameters are selected so that an angular range ex of the angle of rotation of the cylinder rotor 5, in which when driving from the cylinder rotor 5 can occur when considering only a single piston pair, is less than 60 °.
  • the achievable ratio r / e is less than 4, usually about 2.5 to 3.
  • the internal combustion engine comprises a compressor turbine 39 driven by an exhaust gas turbine 37, which compresses fresh air supplied via an inlet 41 and feeds it to a stationary mixing chamber 43, in which fuel is mixed in via a nozzle 45.
  • the compressed fuel-air mixture is heated in a heat exchanger 46 which is arranged in the exhaust gas path leading to the exhaust gas turbine 37, and is supplied approximately tangentially to the cylinder rotor 5 of an inlet opening 47, via which the cylinders 15 with the compressed and preheated fuel -Air mixture to be fed.
  • the inlet opening 47 begins in the direction of rotation of the cylinder rotor 5 from a position assigned to the radially outer dead center position of the pistons 17 and is closed by a
  • Circumferential groove is formed in the circumferential surface of the interior 3 of the housing 1 opposite the circumferential wall 9 of the cylinder rotor 5.
  • the cylinders 15 are essentially open over their entire cross section to the peripheral wall 9 of the cylinder barrel 5, and the pistons 17 have a piston roof 49 following the cylinder contour of the peripheral surface 9, in which at least one recess 50 is recessed.
  • the trough 50 leaves in the radially outer dead center position of the piston 17 a small dead space volume which, after the inlet opening 47 begins before the outer dead center position, improves the filling of the combustion chamber with fresh mixture.
  • the dead space volume can optionally be omitted or else by a special design of the inlet opening 47 or an increase in the radial dimensions of the cylinder rotor can be provided.
  • the mixture is spark-ignited offset in the direction of rotation against the radially outer dead center position and drives the
  • the piston moves into the radially inner dead center position diametrically opposite the axis of rotation 7 and the radially outer dead center position.
  • the housing 1 is followed by an outlet opening 51, which is also designed as a groove and is open toward the peripheral surface 9 of the cylinder rotor 5 and in which the exhaust gases are supplied to the exhaust gas turbine 37 via the heat exchanger 46 , from which they emerge via an outlet 53.
  • the heat exchanger 46 arranged in the mixture supply path increases the efficiency of the internal combustion engine by using the exhaust gas heat to further increase the pressure of the fuel-air mixture.
  • a spring-loaded check valve 55 is provided between the mixing chamber 43 and the heat exchanger 46.
  • the heat exchanger 46 consists of an exchanger block 57 made of a good heat-conducting material, which has a plurality of channels 59 running in several mutually parallel planes that run approximately tangentially to the cylinder rotor 5 and end in common collecting spaces 61 and 63, respectively, and that coming from the mixing chamber 43 Feed the fuel-air mixture to the inlet opening 47. Between the planes containing the channels 59 there are in each case a plurality of channels 65 running transversely thereto, which extend approximately radially to the cylinder rotor 5 and via which the exhaust gases do not deviate substantially flow losses caused thereby flow to the exhaust gas turbine 37.
  • the exchanger block 57 is flanged directly to the housing 1, so that the space remaining between the exchanger block 57 and the peripheral surface 9 of the cylinder rotor 5 forms a collecting space 67 for exhaust gases.
  • Another collecting space 69 is provided on the side of the channels 65 facing away from the cylinder rotor 5.
  • the firing temperature in the cylinders 15 is comparatively high.
  • the pistons 17 therefore consist of ceramic material and are fastened, for example screwed, to the head parts 71 (FIGS. 1 and 3) of the piston rods 19 made of metal.
  • the pistons have a rectangular cross section in a radial plan view and extend with their narrow sides in the circumferential direction.
  • a compact construction of the internal combustion engine can be achieved.
  • spark plugs 73 are provided in order to achieve sufficiently uniform flame fronts.
  • the pistons are sealed by straight sealing strip sections 75 which are resiliently inserted in grooves in the piston side walls.
  • the sealing strip sections 75 of adjacent side walls of the piston 17 are mutually offset radially to the axis of rotation 7 and overlap in the corner regions of the pistons. This results in double-acting seals in the corner areas of the pistons.
  • FIG. 3 also shows a variant of the piston 17 in a dot-dash line, in which the piston 17 is again narrower in the circumferential direction of the cylinder rotor than in the direction of the axis of rotation of the cylinder rotor.
  • the piston has an approximately oval section, the narrow sides being formed by semi-cylindrical surfaces which overlap into flat surface regions of the broad sides. go.
  • U-shaped sealing strip segments 76 are inserted into the circumferential grooves of the piston from the semi-cylindrical narrow sides, which receive the piston between its legs. It is understood that to improve the sealing effect
  • FIG. 2 shows details of the cooling and lubrication system of the internal combustion engine.
  • a plurality of ring-shaped cooling fins 77 protrude from the axially located end faces of the cylinder rotor 5, coaxial with one another with respect to the axis of rotation 7, between the complementary, ring-shaped cooling fins projecting axially from the respectively adjacent side walls of the housing 1 and also coaxially arranged one inside the other 79 grab.
  • the cooling fins 77, 79 form axially on both sides of the cylinder rotor 5 labyrinths, which facilitate the heat transfer from the cylinder rotor 5 to the housing 1 due to their enlarged surface.
  • the housing 1 Adjacent to the cooling fins 79, the housing 1 can contain cooling water channels, not shown, which are connected to a cooling water circuit of the internal combustion engine and dissipate the heat from the housing 1.
  • the jacket of the housing 1 can also contain a plurality of axial cooling water channels to improve the cooling effect.
  • the labyrinths formed by the cooling fins 77, 79 are connected to the oil circuit of the internal combustion engine.
  • An oil pump indicated at 81 and driven by the crankshaft 23 conveys the lubricating oil via oil channels 83 into the area of the radially inner circumference of the labyrinths. Due to the centrifugal action of the rotating cylinder rotor 5, the lubricating oil is conveyed via the labyrinths to pressureless collecting channels 85 of the housing 1, which limit the labyrinths radially outward in the region of the outer circumference of the cylinder rotor 5.
  • centrifugal disks 87 are attached to the cylinder rotor 5, which form sealing labyrinths with complementary axial surfaces 89 of the housing 1 and throw off the oil into the collecting channels 85.
  • the lubricating oil flowing through the labyrinth of the cooling fins 77, 79 improves the heat transfer from the cylinder rotor 5 to the housing 1 and is also cooled by the optionally cooled side walls of the housing 1.
  • the ignition system can be of conventional design and, for control purposes, can comprise a magnetic switch 91 which responds to magnets 93 of a wheel 95 seated on the crankshaft 23 distributed in the circumferential direction.
  • FIGS. 1 and 2 Variants of the internal combustion engine are explained below. Parts shown in the figures are designated by the reference numerals of FIGS. 1 and 2 and provided with a letter to distinguish them. To explain the structure and the mode of operation, reference is made to the description of the exemplary embodiment in FIGS. 1 and 2.
  • the variant of the internal combustion engine shown in FIG. 5 differs from the internal combustion engine of FIGS. 1 and 2 essentially only in the type of combustion chamber design.
  • only the compressed fresh air is heated in the heat exchanger, which is not shown in detail, and is fed via a check valve 101, which is spring-loaded in a manner not shown, to a combustion chamber 103 arranged stationary in the housing 1a.
  • the fuel is injected into the combustion chamber 103 via a nozzle 105 and periodically spark-ignited by means of a spark plug 107.
  • the outlet channel 109 of the combustion chamber which extends essentially tangentially to the cylinder rotor 5a, opens into a channel 47a which is open to the peripheral surface 9a of the cylinder rotor 5a and which defines the inlet opening.
  • the cylinder rotor 5a is thus driven in the manner of a turbine by the expanding exhaust gases which periodically emerge from the combustion chamber 103.
  • the check valve 101 prevents effects of the working pressure of the combustion chamber 103 on the upstream compressor which compresses the fresh air.
  • FIG. 6 shows a variant of the internal combustion engine, which differs primarily from the internal combustion engine of FIGS. 1 and 2 by the design of its outlet opening 51b.
  • the outlet opening 51b is divided into two outlets 111, 113 which follow one another in the circumferential direction of the cylinder rotor 5b on the circumference of the housing 1b.
  • the outlets 111, 113 are separated from one another by a wall region 115 of the housing 1b, which is wider in circumferential direction than the end opening of each of the cylinders 15b, so as to provide a direct shunt path for the exhaust gases between the two outlets 111, 113 when the outlet is moved past To prevent cylinder 15b.
  • the exhaust gas turbine 37b is connected to the outlet 111 which is closer to the radially inner dead center position of the pistons 17b in the circumferential direction and is driven in this way by the exhaust gases flowing out at the start of the outlet with high pressure.
  • the outlet 113 follows in the direction of rotation of the cylinder Runner 5b and, since it does not have to work against the pressure of a turbine, ensures that the exhaust gases can largely relax.
  • the charge exchange can be improved by dividing the outlet opening 51b into two successive outlets, of which only the first outlet is used to drive the exhaust gas turbine 37b.
  • a heat exchanger (parts 46 and 57 to 69) is not shown, but can be present in a modified form for the heat exchange between exhaust gases and compressed fresh air.
  • the pre-compressed mixture can also be cooled to achieve a high loading density before it is loaded into the internal combustion engine.
  • FIGS. 7 and 8 schematically show a variant of a piston internal combustion engine of the type illustrated in FIGS. 1 and 2, in which each of the cylinders 15c not only radially outward through a peripheral wall 121 of the housing 1c, but also radially are closed inside by bottoms 123 of the cylinder rotor 5c.
  • the piston rods 19c which in turn rigidly connect the pistons 17c in pairs, are sealed through the bottoms 123.
  • Each of the pistons 17c thus divides the cylinder 15c into two working spaces 125 and 127, of which the radially inner working space 125 is used as a compression space and the radially outer working space 127 as a combustion space.
  • an inlet channel 131 and an outlet channel 133 are arranged curved around the axis of rotation 7c of the cylinder barrel 5c, which during a suction phase, in which the piston 17c is moved radially outward, terminate in the radially inner space 125 Align opening 135.
  • the outlet duct 133 is aligned with the opening 135 towards the end of the compression phase.
  • the compressor formed by the radially inner spaces 125 is charged by the turbine compressor 39c with pre-compressed fresh air supplied at 41c.
  • the turbine compressor 39c is connected to the inlet duct 131 via a duct 137.
  • the exhaust gas turbine 37c connected to the exhaust gas outlet 51c of the internal combustion engine drives the compressor turbine 39c.
  • the exhaust gases flowing from the outlet 53c of the exhaust gas turbine 37c heat the compressed fresh air supplied to the combustion chamber 43c via a connecting channel 139 from the outlet slot 133 in a heat exchanger 141.
  • the combustion chamber 43c lies outside the radially outer spaces 127 of the cylinder rotor 5c.
  • the fuel is injected into the combustion chamber 43c via the injection nozzle 45c and is also ignited here by means of the spark plug 73c. It goes without saying that the spark plug 73c can also be arranged in the peripheral wall 121 of the housing 1c, so that the mixture is ignited in the combustion chambers 127.
  • the circumferential wall 121 must closely enclose the circumference 9c of the cylinder rotor 5c.
  • the circumferential surface 9c of the cylinder rotor 5c is designed to be slightly conical, while the inner surface of the circumferential wall 121 is designed as a complementary inner cone.
  • the peripheral wall 121 is axially adjustable in a manner not shown for tolerance compensation.
  • a turbine wheel 141 sits on the crankshaft 23c, which conveys cooling air into a labyrinth gap 143 formed by ring ribs 77c, 79c of the cylinder rotor 5c and the housing lc.
  • the cooling air is supplied in the radially inner region of the labyrinth gap 143 and flows through axial channels 145, which are provided both in the housing 1c and between the cylinders 15c in the cylinder rotor 5c axially opposite side.
  • Ring channels 147 discharge the cooling air.
  • the inlet and outlet channels 131, 133 can, as indicated at 149 in FIG. 8, also be provided in the peripheral wall 121 instead of the end wall 129.
  • the opening 135 is then led through radial channels 151 to the circumference 9c.
  • the internal combustion engine explained above can also be used as a double compressor if the radially outer spaces 127 are also used as compressor spaces.

Abstract

Die insbesondere als Brennkraftmaschine nutzbare Kolbenmaschine umfaßt ein Gehäuse (1) mit einem um eine erste Drehachse (7) drehbar gelagerten Zylinderläufer (5), welcher drei um die erste Drehachse (7) um 120° gegeneinander winkelversetzte Zylinderpaare (15) aufweist. In den Zylindern (15) sind Kolben (17) angeordnet, die paarweise durch Kolbenstangern (19) starr miteinander verbunden sind. In dem Gehäuse ist ferner eine Kurbelwelle (23) um eine zweite, zur ersten Drehachse (7) um eine vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel versetzte Drehachse (25) drehbar gelagert. Die Kolbenstangen (19) der Kolbenpaare sind mittels Exzenterlager (27, 31) an der Kurbelwelle (23) geführt. Die Exzenterlager (27, 31) definieren relativ zur Kurbelwelle (23) feststehende, um 120° gegeneinander winkelversetzte Drehachsen (33). Der Zylinderläufer (25) ist ausschließlich über die Kolbenstangen (19) und deren relativ zur Kurbelwelle feststehenden Exzenterlager (27, 31) drehmomentfest mit der Kurbelwelle (23) gekuppelt. Die von einem Abgaslader (37, 39) verdichtete Frischluft wird zur Erhöhung des Wirkungsgrads über einen Wärmetauscher (45) der Brenkkraftmaschine zugeführt.

Description

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Kolbenmaschine
Die Erfindung betrifft eine Kolbenmaschine, insbesondere eine Kolben-Brennkraftmaschine.
Aus der deutschen Offenlegungsschrift 25 02 709 ist eine Kolben-Brennkraftmaschine mit einem Zylinderläufer bekannt, der in einem die Maschinenbasis bildenden Gehäuse um eine Drehachse drehbar gelagert ist. Der Zylinderläufer enthält vier Zylinder, die um 90° gegen¬ einander winkelversetzt um die Drehachse des Zylinder- läufers paarweise koaxial mit senkrecht zur Drehachse verlaufender Zylinderachse angeordnet sind. In den Zylindern sind Kolben verschiebbar angeordnet, die wiederum paarweise durch Kolbenstangen starr miteinander verbunden sind. Gleichachsig zum Zylinderläufer ist in dem Gehäuse eine Kurbelwelle gelagert, deren Kurbelarm drehbare Exzenterscheiben trägt, die ihrerseits in Lageröffnungen der Kolbenstangen drehbar gelagert sind. Die Exzentrizität der Exzenterscheiben ist gleich der Exzentrizität des Kurbelarms der Kurbelwelle gewählt. Bei Rotation des Zylinderläufers und der Kurbelwelle bewegen sich die Kolbenpaare auf einer geradlinigen Bahn durch die Drehachse des Zylinderläufers. Brennkraft¬ maschinen dieses Typs haben vergleichsweise niedrige Kolbengeschwindigkeiten bei niedriger Drehzahl des
Zylinderläufers und haben hohe Leistung bei vergleichs¬ weise kleinem Bauvolumen. Sie haben darüberhinaus nur geringe Unwucht.
Bei der vorstehend erläuterten Brennkraftmaschine muß der Zylinderläufer mit einer Drehzahl rotieren, die gleich der halben Kurbelwellendrehzahl ist. Der Zylinder¬ läufer ist hierzu über ein Planetengetriebe mit der Kurbelwelle drehfest gekuppelt. Das Planetengetriebe hat ein auf der Kurbelwelle sitzendes Sonnenrad mit vergleichsweise-geringem Durchmesser, das das gesamte Reaktionsmoment des Zylinderlaufers aufnehmen muß und dementsprechend groß bemessen sein muß. Es hat sich gezeigt, daß das Planetengetriebe bei ausreichender Dimensionierung einen beachtlichen Teil des Bauvolumens der Brennkraftmaschine einnimmt.
Bei einer Brennkraftmaschine des vorstehend erläuterten bekannten Typs entspricht der Kolbenhub dem Vierfachen der Exzentrizität der Exzenterscheiben bzw. des Kurbel¬ arms der Kurbelwelle. Da der Kolbenhub aus brenntechni¬ schen und konstruktiven Gründen nicht beliebig groß gemacht werden kann, sind der Exzentrizität der Exzenter¬ scheiben bzw. des Kurbelarms konstruktive Grenzen gesetzt, die nicht überschritten werden können. Anderer¬ seits benötigt auch die doppelte Lagerung der Exzenter¬ scheibe am Kurbelarm einerseits und an der Kolbenstange andererseits gewissen Bauraum, der in erster Linie nur durch Schwächung des Kurbelzapfendurchmessers bereitge- stellt werden kann. Die Schwächung des Kurbelzapfens begrenzt jedoch die von der Brennkraftmaschine maximal erzeugbare Leistung.
Aus der DE-OS 25 36 739 ist eine ähnliche Brennkraftma- schine mit Zylinderläufer und zwei um 90° um die Dreh¬ achse des Zylinderläufers herum winkelversetzten Zylin¬ derpaaren bekannt, die sich von der Brennkraftmaschine der DE-OS 25 02 709 in erster Linie dadurch unterschei¬ det, daß die Kurbelwelle nicht gleichachsig, sondern achsparallel exzentrisch zur Drehachse des Zylinderläu¬ fers angeordnet ist. Auch bei dieser Brennkraftmaschine wird der Zylinderläufer über ein Zahnradgetriebe von der Kurbelwelle aus zwangsangetrieben, so daß sich die vorstehenden konstruktiven Nachteile ergeben.
Aus MTZ 30 (1969) 4, Seiten 142 bis 144 ist es bekannt, eine Brennkraftmaschine des vorstehend erläuterten Typs nicht nur mit zwei Zylinderpaaren, sondern als 6-Zylin- dermotor aufzubauen. Aber auch bei dieser Brennkraftma- schine ist der Zylinderläufer über ein Planetengetriebe mit der Kurbelwelle gekuppelt, und die Kolbenstangen der einzelnen Kolben sind über Exzenterscheiben an der Kurbelwelle geführt,, die sowohl am Kurbelarm der Kurbel¬ welle als auch in der Kolbenstange drehbar gelagert sind. Auch hier ergeben sich die vorstehenden Nachteile.
Eine Brennkraftmaschine mit drei um 120° gegeneinander versetzten Zylinderpaaren in einem gemeinsamen Zylinder¬ läufer ist aus dem US-Patent 3 665 811 bekannt. Die Zylinderachsen liegen in einer gemeinsamen Ebene senk¬ recht zur Drehachse des Zylinderläufers, und die in den Zylinderpaaren verschiebbaren Kolbenpaare sind über Kolbenstangen starr miteinander verbunden. Die Kolben¬ stangen der drei Kolbenpaare sind über Exzenterlager mit einer gemeinsamen Kurbelwelle verbunden, deren Achse mit einer vorbestimmten Exzentrizität gegen die
Achse des Zylinderläufers achsparallel versetzt ist. Die Exzenterlager sind um 120° um die Kurbelwellenachse gegeneinander winke1versetzt und umfassen jeweils relativ zur Kurbelwelle feststehende Exzenterkreisschei¬ ben, die in Lagerδffnungen der Kolbenstangen mittels Gleitlager geführt sind. An die Kurbelwelle der Brenn¬ kraftmaschine ist ein Verdichter gleicher Bauart ange¬ kuppelt, der die Brennkraftmaschine lädt.
Bei der aus dem US-Patent 3 665 811 bekannten Brenn¬ kraftmaschine kann sich jedes Kolbenpaar selbst dann relativ zu der durch sein Exzenterlager definierten Exzenterachse drehfest an dem Zylinder abstützen, wenn die Exzenterachse mit der Drehachse des Z linderlaufers momentan zusammenfällt. Die Abstützung erfolgt aus¬ schließlich über die beiden anderen Kolbenpaare, ohne daß der Zylinderläufer zusätzlich über ein Zahnradge¬ triebe oder dergleichen mit der Kurbelwelle drehmoment- fest gekuppelt sein müßte. Eine Kolbenmaschine dieses Typs hat damit den Vorteil, daß jedes der drei Kolben¬ paare in jeder der WinkelStellungen des Zylinderläufers stabil an der Kurbelwelle geführt ist. Dies mindert Drehresonanzen, wie sie bei vorstehend erläuterten Brennkraftmaschinen mit Zylinderläufer und doppelt gelagerten Ausgleichsexzentern der Kurbelwelle auftre¬ ten können.
Wenngleich eine Kolbenmaschine dieses Typs bereits kleinere Abmessungen hat als eingangs erläuterte Kol¬ benmaschinen mit doppelt gelagerten Exzenterscheiben, so ergeben sich doch vielfach noch zu große Abmessun¬ gen, insbesondere wenn die Kolbenmaschine für höhere Leistungen bemessen werden soll. Für höhere Leistungen ist es wünschenswert, daß einerseits die axialen Abmes- sungen der Kurbelwelle möglichst klein gehalten werden, um auf die Kurbelwelle wirkende Kippmomente klein halten zu können. Andererseits muß ein hinreichend großer Lagerkreisdurchmesser und eine ausreichend große Querschnittsfläche der Kurbelwelle vorgesehen werden, um den bei größeren Leistungen auf die Kurbelwelle wirkenden Kräften Rechnung tragen zu können. Bei der aus dem US-Patent 3 665 811 bekannten Kolbenmaschine ist der Radius der Exzenterkreisscheiben kleiner als die Exzentrizität der Kurbelwelle, d.h. kleiner als der Abstand der Exzenterdrehachsen von der Kurbelwellendreh¬ achse. Dies führt dazu, daß die axiale Baulänge der Brennkraftmaschine durch Kurbelwangen, die die Exzenter¬ kreisscheiben miteinander verbinden, vergrößert wird. Der vergleichsweise kleine Lagerkreisradius der Exzen¬ terkreisscheiben in Verbindung mit der stark gekröpften Anordnung der Kolbenstangen begrenzt die bei der bekann¬ ten Brennkraftmaschine erreichbare Leistung.
Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Kolbenmaschine des vorstehend erläuterten Typs mit jeweils drei um 120° gegeneinander versetzten Zylinderpaaren so zu verbes¬ sern, daß sie bei vergleichsweise kleinen Abmessungen für höhere Leistung bemessen werden kann.
Eine Kolbenmaschine gemäß der Erfindung, bei der es sich insbesondere um eine Kolben-Brennkraftmaschine handelt, umfaßt ähnlich der aus dem US-Patent 3 665 811 bekannten Maschine eine Maschinenbasis und einen um eine erste Drehachse drehbar an der Maschinenbasis gelagerten Zylinderläufer, welcher wenigstens eine Gruppe von drei um die erste Drehachse herum gegenein¬ ander um 120° winkelversetzte Zylinderpaare aufweist, deren die Paare bildenden Zylinder auf gegenüberliegen- den Seiten der ersten Drehachse mit gleicher, zur ersten Drehachse senkrechter Zylinderachse angeordnet sind. In den Zylindern sind Kolben verschiebbar ange¬ ordnet, von denen die den Zylinderpaaren zugeordneten Kolben paarweise durch Kolbenstangen starr miteinander verbunden sind. An der Maschinenbasis ist um eine zweite, zur ersten Drehachse um eine vorbestimmte Exzentrizität achsparallel versetzte Drehachse drehbar eine Kurbelwelle gelagert, an der die Kolbenstangen der Kolbenpaare mittels Exzenterlager geführt sind. Die Exzenterlager sind ihrerseits gegeneinander um 120° um die zweite Drehachse herum winkelversetzt und definie¬ ren relativ zur Kurbelwelle feststehende dritte Dreh¬ achsen, von denen jede ebenfalls um die vorbestimmte Exzentrizität achsparallel gegen die zweite Drehachse versetzt ist. Die Exzenterlager weisen fest mit der
Kurbelwelle verbundene ExzenterkreisScheiben auf, deren Scheibenachsen die dritten Drehachsen definieren und die drehbar in Lageröffnungen der Kolbenstangen sitzen. Der Zylinderläufer ist damit ausschließlich über die Kolbenstangen drehmomentfest mit der Kurbelwelle gekup¬ pelt.
Im Unterschied zu der aus dem US-Patent 3 665 811 bekannten Kolbenmaschine ist der Lagerkreisdurchmesser der ExzenterkreisScheiben einerseits größer gewählt als die vorbestimmte Exzentrizität und andererseits jedoch so klein bemessen, daß der Winkelbereich der Zylinder¬ läuferdrehung, in welchem bei Drehantrieb vom Zylinder¬ läufer her Selbsthemmung eines einzelnen der drei Kolbenpaare auftreten kann, kleiner ist als 60°.
Bei einer solchen Bemessung erübrigen sich die bei der bekannten Kolbenmaschine erforderlichen Kurbelwangen beiderseits der Exzenterkreisscheiben, wodurch die axiale Baulänge der Kurbelwelle kleingehalten werden kann. Die Exzenterkreisscheiben können im wesentlichen unmittelbar axial aufeinanderfolgen, wobei der Material¬ querschnitt im radialen Überlappungsbereich der Exzen¬ terkreisscheiben auch für die Übertragung großer Ra- dialkräfte hinreichend bemessen werden kann.
Um vergleichsweise hohe Kolbenkräfte aufnehmen zu können, wird ein möglichst großer Lagerkreisdurchmesser der Exzenterkreisscheiben angestrebt. Überraschender- weise hat sich gezeigt, daß die Kolbenmaschine bei
Drehantrieb des Zylinderläufers, beispielsweise auf¬ grund des Schwungmoments des rotierenden Zylinderläu¬ fers, selbsthemmend blockiert, wenn der Lagerkreis¬ durchmesser über bestimmte Grenzwerte hinaus vergrößert wird. Aufgrund der Kniehebelwirkung der in den Lager- δffnungen der Kolbenstangen geführten Exzenterkreis¬ scheiben hat jedes der Kolbenpaare bei Antriebsbela¬ stung durch den Zylinderläufer einen Zylinderläufer- Winkelbereich, in welchem Selbsthemmung eintreten würde, wenn es nicht durch die Zwangsführung der beiden anderen Kolbenpaare nachgeführt würde. Der Lagerkreis¬ durchmesser der Exzenterkreisscheiben ist deshalb erfindungsgemäß so klein bemessen, daß der Selbsthem¬ mungswinkelbereich jedes einzelnen Kolbenpaars, bezogen auf die Zylinderläuferdrehung, jeweils kleiner ist als 60°. Die Wahl der Abmessungen hängt hierbei von den Reibungskoeffizienten des Exzenterlagers und des Kol¬ bens im Zylinder sowie von der Exzentrizität des Exzen¬ terlagers ab. Im Rahmen der Erfindung wird damit bewußt die Selbsthemmung jeweils eines einzelnen Kolbenpaars in Kauf genommen und durch Dimensionierung der Abmes¬ sungen des Exzenterlagers sichergestellt, daß sich die Selbsthemmungs-Winkelbereiche zweier Kolbenpaare nicht überlappen können, was zu einer vollständigen Selbst- hemmung der Kolbenmaschine führen würde. Das Verhältnis des Lagerkreisradius der Exzenterkreisscheiben zu deren Exzentrizität ist hierzu zweckmäßigerweise kleiner als 4, vorzugsweise kleiner als 3, gewählt.
Um die Lagerreibung der Exzenterlager klein halten zu können, sind sie zweckmäßigerweise als Nadellager ausgebildet. Das Nadellager der mittleren Exzenter¬ scheibe und damit auch die mittlere Kolbenstange kann aufgrund der geringen axialen Abmessung der Kurbelwelle ungeteilt über die äußeren Exzenterkreisscheiben hinweg aufgezogen werden. In einer bevorzugten Ausgestaltung sind die Laufbahnen unmittelbar durch die in Umfangs- richtung ungeteilte Lagerδffnung und durch den Umfang der Exzenterkreisscheibe gebildet.
Bei Verwendung als Brennkraftmaschine werden die Zylin¬ der nacheinander im Bereich ihres radial äußeren Tot¬ punkts mit Kraftstoff-Luft-Gemisch geladen, das, zumin¬ dest was den Frischluftanteil betrifft, bevorzugt über einen vorgeschalteten Verdichter verdichtet wird. Es hat sich hierbei herausgestellt, daß der Brennraum besser mit vorverdichtetem Gemisch gefüllt werden kann, wenn in der radial äußeren Totpunktstellung des Kolbens ein geringes Totraumvolumen in Kauf genommen wird und die Gaseinlaßöffnung, über die das vorverdichtete
Gemisch zuführt wird, so angeordnet ist, daß das Tot¬ raumvolumen mit Gemisch beschickbar ist, noch bevor der Kolben die radial äußere TotpunktStellung erreicht. Das Totraumvolumen kann durch ein radiales Übermaß des Zylinders bereitgestellt werden. Die Vergrößerung der radialen Abmessungen des Zylinderläufers läßt sich aber vermeiden, wenn im Dach des Kolbens statt dessen wenig¬ stens eine Mulde vorgesehen ist.
Zur Vorverdichtung der Frischluft kann ein von einer Abgasturbine angetriebener Verdichter vorgesehen sein. Eine solche Abgasturbine benötigt einen vergleichsweise hohen Ausgangsdruck der Abgase für einen wirtschaftli¬ chen Betrieb und behindert damit den Ladungswechsel. Der Ladungswechsel läßt sich verbessern, wenn, wie unter einem weiteren Aspekt der Erfindung vorgesehen ist, die im Gehäuse vorgesehene Gasauslaßöffnung in zwei in Umfangs- richtung aufeinanderfolgende, voneinander getrennte Auslässe unterteilt ist, von denen der bei der Zylinder- läuferdrehung zuerst beschickte Auslaß mit der Abgastur¬ bine verbunden ist. Die Abgasturbine wird zweckmäßiger¬ weise im Drehbereich anschließend an die radial innere Totpunktstellung des Kolbens von den mit hohem Druck ausströmenden Abgasen angetrieben. Nachdem sich die Abgase teilweise entspannt haben, werden sie im Verlauf der weiteren Zylinderläuferdrehung über den nachfolgenden Auslaß bei vergleichsweise kleinem Gegendruck ausgescho- ben. Ein Wandbereich des Gehäuses zwischen den beiden Auslässen, der breiter ist als die Zylinderδffnung am Umfang des Zylinderläufers, verhindert einen direkten Nebenschluß der Abgase zwischen den beiden Auslässen.
Unter einem bevorzugten weiteren Aspekt der Erfindung sind die Zylinder des Zylinderläufers zur Bildung von je zwei durch den Kolben voneinander getrennten Kammern radial beiderseits des Kolbens abgeschlossen. Den radial inneren Kammern und den radial äußeren Kammern sind jeweils gesonderte Gaseinlaßöffnungen und gesonder¬ te Gasauslaßδffnungen zugeordnet. Durch diese Maßnahme läßt sich das Arbeitsvolumen der Kolbenmaschine ohne Vergrößerung der Bauabmessungen beträchtlich erhöhen. Die radial inneren Kammern lassen sich als Arbeitsräume eines Verdichters ausnutzen, der die radial äußeren Kammern mit vorverdichtetem Gas lädt. Die radial äuße- ren Kammern können zur Bildung eines Doppelkompressors ebenfalls als Verdichter-Arbeitsräume ausgebildet sein oder aber die Brennräume einer Brennkraftmaschine bilden. Beide Varianten zeichnen sich durch hohe Lei¬ stung bei geringem Bauvolumen aus.
Die Kolben können Kreisquerschnitt haben, sind aber vor¬ zugsweise in Umfangsrichtung des Zylinderläufers schmäler als in dessen Axialrichtung. Auf diese Weise läßt sich der für die Unterbringung der Zylinder im Zylinderlaufer verfügbare Querschnitt besser ausnutzen, so daß, ohne
Durchmesservergrδßerung des" Zylinderläufers der Hubraum erhöht werden kann. Die Kolben können Rechteckquerschnitt haben oder aber halbzylindrische Schmalseiten, die sich an die im übrigen ebenen Breitseiten des Kolbens anschlies- sen. Beide Varianten haben den Vorteil, daß sie mit Hilfe segmentierter, d.h. aus mehreren Abschnitten gebildeten Dichtleisten zum Zylinder hin abgedichtet werden können. Bei rechteckigem Kolbenquerschnitt überlappen sich die Dichtleisten zweckmäßigerweise am Übergang der Breitseiten in die Schmalseiten. Bei halbzylindrisch geformten
Schmalseiten werden vorzugsweise U-fδrmige Dichtleisten benutzt, die die Schmalseiten zwischen ihren Schenkeln einschließen. Sich überlappende Dichtleisten können im vorliegenden Fall eingesetzt werden, da aufgrund der Bauweise der Kolbenmaschine in den Brennräumen keine hohen Druckspitzen entstehen. Andererseits wird als Kolbenmaterial zweckmäßigerweise Keramik eingesetzt, um so für eine Verbesserung des Wirkungsgrads bei sehr hohen Brenngastemperaturen arbeiten zu können.
Die Zylinder sind zweckmäßigerweise zum Umfang des
Zylinderläufers hin offen und werden von einem den Umfang des Zylinderläufers eng umschließenden Gehäuse nach außen abgeschlossen. Ein zwischen der Umfangswand des Gehäuses und der Umfangsflache des Zylinderläufers verbleibender Ringspalt läßt sich ausgleichen, wenn sowohl die Umfangsflache des Zylinderläufers als auch die Innenfläche der den Zylinderläufer umschließenden Umfangswand des Gehäuses geringfügig konisch ist und die Umfangswand axial verstellbar ist.
Die Brennräume der Zylinder können nachfolgend an die radial äußere Totpunktstellung der Kolben mit vorverdich¬ tetem Gemisch gefüllt und innerhalb der Brennräume im Winkelabstand von der radial äußeren Totpunktstellung gezündet werden. Dies hat den Vorteil, daß Druckspitzen im Winkelabstand von der radial äußeren Totpunktstellung erzeugt werden, was die Belastung der Kurbelwelle mindert. Alternativ kann aber auch eine feststehend in dem Gehäuse angeordnete Brennkammer vorgesehen sein, in der vorverdichtetes Brennstoff-Luft-Gemisch außerhalb der Zylinder fremdgezündet wird, um dann erst über die Gaseinlaßöffnung in den Zylinder eingeführt zu werden. Zweckmäßigerweise wird die Frischluft über ein Rückschlag- ventil in die Brennkammer eingeführt, um den Verdichter vom Brenndruck der gezündeten Brenngase zu entlasten. Auch hier werden die gezündeten Brenngase zweckmäßiger¬ weise im Winkelabstand von der radial äußeren Totpunkt¬ stellung dem Zylinder zugeführt.
Der Wirkungsgrad einer derartigen Brennkraftmaschinen- Verdichter-Einheit läßt sich erhöhen, insbesondere, wenn es sich um eine Brennkraftmaschine mit äußerer Verbrennung handelt, wenn die Gasauslaßδffnung der Brennkraftmaschine mit einem Wärmetauscher verbunden ist, der die im Gaszuleitungsweg vom Verdichter zur Gaseinlaßöffnung strömende, verdichtete Frischluft bzw. das verdichtete Brennstoff-Frischluftgemisch erwärmt. Zweckmäßigerweise bildet der Wärmetauscher einen Wandteil des Gehäuses im Bereich der Gasauslaßδffnung. Auf diese Weise läßt sich der vergleichsweise große Gasauslaßwinke1 der Brennkraftmaschine für eine effiziente Wärmerückge¬ winnung nutzen.
In einer bevorzugten Ausgestaltung hat der Wärmetauscher einen Tauscherkörper mit an die Gasauslaßδffnung an¬ schließenden, etwa radial zur ersten Drehachse verlaufen¬ den ersten Kanälen und mit im wesentlichen in Tangential- richtung des Zylinderläufers verlaufenden, vom Verdichter zur Gaseinlaßöffnung führenden zweiten Kanälen. Der zweck¬ mäßigerweise unmittelbar an' dem Gehäuse angeflanschte Wärmetauscher nutzt die Abgase ohne wesentliche Quer¬ schnittsverengung und StrömungsVerluste, so daß die Abgase nachfolgend noch für den Betrieb einer den Ver- dichter treibenden Abgasturbine ausgenutzt werden können.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung betrifft die Ableitung der in dem Zylinderläufer erzeugten Wärme. Der Zylinder¬ läufer hat zu diesem Zweck an wenigstens einer seiner Seitenwände ringförmige, zueinander koaxiale Kühlrippen, zwischen die komplementäre, von der gegenüberliegenden Seitenfläche des Gehäuses abstehende, ringförmige Kühlrippen des Gehäuses greifen. Die Kühlrippen bilden durch ihre vergrößerte Oberfläche ein die Wärme vom Zylinderläufer auf den Motorblock übertragendes Labyrinth. Das Labyrinth ist zweckmäßigerweise an den Schmierδlkreis- lauf der Brennkraftmaschine angeschlossen, um die Kühlleistung zu erhöhen. Das Gehäuse kann in üblicher Weise luft- oder wassergekühlt sein und damit auch zugleich die Kühlung des durch das Labyrinth fließenden Öls mit übernehmen. Eine am Übergang des Außenmantels des Zylinderläufers in das Kühlrippenlabyrinth angebrach¬ te Schleuderscheibe dichtet das Kühlrippenlabyrinth zum Umfang des Zylinderlaufers hin ab und fördert das in der Labyrinthdichtung fließende Öl in eine im wesentli- chen drucklose Umfangskammer des Gehäuses, von der aus es dem Ölkreislauf der Brennkraftmaschine wieder zuge¬ führt wird.
Im folgenden wird die Erfindung anhand einer Zeichnung näher erläutert. Hierbei zeigt:
Fig. 1 eine schematische Schnittansicht eines Aus¬ führungsbeispiels einer erfindungsgemäßen Kolben-Brennkraftmaschine; Fig. 2 eine Schnittansicht der Brennkraftmaschine, gesehen entlang einer Linie II-II in Fig. 1;
Fig. 3 eine Draufsicht auf einen der Kolben der Brenn¬ kraftmaschine;
Fig. 4 ein schematisches Diagramm zur Erläuterung des Exzentergetriebes der Brennkraftmaschine;
Fig. 5 eine teilweise Schnittansicht einer Variante der Brennkraftmaschine aus Fig. 1;
Fig. 6 eine Schnittansicht durch eine weitere Variante der Brennkraftmaschine aus Fig. 1; Fig. 7 eine Schematische Schnittansicht einer Kolben- Brennkraftmaschine mit integriertem Verdichter;
Fig. 8 eine Schnittansicht der Brennkraftmaschine, gesehen entlang einer Linie VIII-VIII in Fig. 7.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Brennkraftmaschine umfaßt ein Gehäuse 1 mit einem im wesentlichen zylinder- fδrmigen Innenraum 3, in welchem ein ebenfalls im wesent¬ lichen zylindrischer Zylinderläufer 5 um eine Drehachse 7 drehbar angeordnet ist. Der Zylinderläufer 5 hat eine zur Drehachse 7 konzentrische, im wesentlichen zylindri¬ sche Umfangswand 9, die von dem Innenraum 3 eng umschlos¬ sen ist, und ist über Wälzlager 11 an Lageransätzen 13 des Gehäuses 1 gelagert.
Der Zylinderläufer 5 enthält sechs Zylinder 15, in wel- chen je ein Kolben 17 senkrecht zur Drehachse 7 verschieb¬ bar angeordnet ist. Die Zylinder 15 bzw. Kolben 17 sind paarweise auf einander gegenüberliegenden Seiten der Dreh¬ achse 7 zueinander fluchtend, d.h. gleichachsig, angeordnet. Die Achsen der Zylinderpaare sind hierbei um 120° um die Drehachse 7 herum gegeneinander winke1versetzt und liegen in derselben achsnormalen Ebene des Zylinderläufers 5, können aber auch in Richtung der Drehachse 7 etwas gegen¬ einander versetzt sein. Die einander paarweise zugeordne- ten Kolben 17 sind durch Kolbenstangen 19 starr miteinan¬ der verbunden.
In dem Gehäuse 1 ist in Wälzlagern 21 eine Kurbelwelle 23 um eine zur Drehachse 7 um eine Exzentrizität e achsparallel versetzte Drehachse 25 drehbar gelagert. Die Kurbelwelle 23 trägt feststehend drei axial nebeneinander angeordnete Exzenter-Kreisscheiben 27, die in Lageröffnungen 29 der Kolbenstangen 19 sitzen und die Kolbenstangen 19 über Nadellager 31 führen. Die Exzenter-Kreisscheiben 27 defi- nieren Exzenterlager mit zur Drehachse 25 der Kurbelwelle 23 achsparalleler, jedoch um den Wert der Exzentrizität e gegen die Drehachse 25 versetzten Exzenterdrehachsen 33. Die Exzenterdrehachsen 33 der drei Exzenter-KreisScheiben 27 sind ebenfalls um 120° gegeneinander um die Drehachse 25 herum winkelversetzt. Die Exzenterkreisscheiben 27 haben einen Radius, der größer ist als die Exzentrizität e und sind ausschließlich in ihrem radialen Überlappungs¬ bereich miteinander verbunden. Über die Umfangsflächen der einzelnen Exzenterkreisscheiben 27 stehen damit aus- schließlich Kreisbereiche der übrigen Exzenterkreisscheiben vor. Dies hat den Vorteil, daß das Nadellager 31 der mittleren Exzenterkreisscheibe 27 über die beiden äußeren Exzenterkreisscheiben 27 hinweg aufgefädelt werden kann. In der dargestellten bevorzugten Ausgestaltung sind die Laufflächen der Nadellager jeweils unmittelbar durch die Umfangsflachen der Exzenterkreisscheiben 27 bzw. die in
Umfangsrichtung Innenflächen der Lageröffnungen 29 gebil¬ det. Es genügt in einem solchen Fall, daß der zur Führung der Nadelkörper vorgesehene Wälzlagerkäfig beispielsweise in zwei Hälften geteilt ausgeführt wird, um das mittlere Nadellager bei ungeteilter Kolbenstange 19 einbauen zu können. Nadellager werden im Rahmen der Erfindung bevorzugt, da sie günstigere Reibungseigenschaften haben, was, wie untenstehend noch erläutert wird, bei der Bemessung der Brennkraftmaschine für höhere Leistungen von Vorteil ist.
Wie am besten das Diagramm der Fig. 4 für eines der Kolbenpaare 17 zeigt, bewegen sich die Kolben 17 bei der Rotation des Zylinderläufers 5 um die Drehachse 7 längs einer Bahn 35, die die Drehachse 7 in einer achsnormalen Ebene schneidet. Die mit der Mittelpunktsachse der Exzen¬ ter-Kreisscheibe 27 zusammenfallende Exzenter-Drehachse 33 bewegt sich, da der Exzentrizitätsabstand e von der Drehachse 25 der Kurbelwelle 23 gleich dem Exzentrizitäts- abstand e der Drehachse 25 von der Drehachse 7 des Zylin¬ derläufers 5 ist, ebenfalls auf der Bahn 35. Die drei Kolbenpaare werden ausschließlich über ihre Kolbenstangen 19 drehmomentfest an der Kurbelwelle 23 geführt, was durch die zueinander und zur Kurbelwelle 23 feststehende Anordnung der Exzenter-Kreisscheiben 27 ermöglicht wird. Die Kurbelwelle 23 wird hierbei relativ zum Zylinderläu¬ fer 5 zwangsgedreht und zwar mit einer Winkelgeschwindig¬ keit <JJk, die doppelt so groß ist, wie die Winkelge¬ schwindigkeit & mit der der Zylinderläufer 5 um seine Drehachse 7 rotiert.
Die Exzentrizität e ist, da der Kolbenhub gleich der vierfachen Exzentrizität e ist, in der Praxis vergleichs¬ weise klein, beispielsweise in der Größenordnung von 10 bis 20 mm. Trotzdem kann die Kurbelwelle 23 stabil gebaut werden, da der Lagerkreisradius r der Exzenter-KreisSchei¬ ben 27 problemlos größer als die Exzentrizität e bemessen ist. Die Wahl eines vergleichsweise großen Werts von r ist erwünscht, da auf diese Weise verhältnismäßig große Kolbenkräfte bei relativ kleiner axialer Breite der Exzenter-Kreisscheiben 27 bzw. der Nadellager 29 ermög¬ licht werden.
Im Verlauf der Kolbenbewegung wandert die Exzenter- Drehachse 33 über die Drehachse 7 des Zylinderl ufers 5 hinweg. Bei Koinzidenz der Drehachsen 33 und 7 könnte das zugeordnete Kolbenpaar für sich allein genommen zusammen mit dem Zylinderlaufer 5 um die Drehachse 7 gedreht werden. Bei Zylinderläufer-Kolbenmaschinen mit zueinander frei drehbaren Exzenterscheiben kann dieser Effekt im Betrieb zu Resonanzen führen. Die Resonanzneigung der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine ist hingegen gemin¬ dert, da der Zylinderläufer in jeder Drehposition von wenigstens zwei der um 120° gegeneinander versetzten Kolbenpaare drehfest mit der Kurbelwelle 23 gekuppelt ist.
Überraschenderweise hat sich gezeigt, daß der Lagerkreis¬ radius r der Exzenterkreisscheiben 27 nicht beliebig groß gewählt werden kann, da es bei Antrieb der Kolbenmaschine vom Zylinderlaufer 5 her in bestimmten Winkelbereichen der Exzenterbewegung zu einem Selbsthemmungseffekt kommen kann, der den Zylinderläufer 5 blockiert. Die beispiels¬ weise im Schubbetrieb der Brennkraftmaschine durch das Schwungmoment des Zylinderläufers 5 gegenüber der gebrems¬ ten Kurbelwelle 23 aufgebrachte Schubkraft F (Fig. 4) erzeugt aufgrund eines Kniehebeleffekts bei kleinem Zwischenwinkel ß Reibkräfte zwischen dem Kolben 17 und dem Zylinder 15 einerseits und der Lageröffnung 29 sowie der Exzenter-Kreisscheibe 27 andererseits, die einer
Versσhiebebewegung des Kolbenpaars selbsthemmend entgegen¬ wirken. Die Verschiebebewegung des Kolbenpaars bedingt eine Drehbewegung der Exzenter-KreisScheibe 27 um die Drehachse 25. Da die hemmenden Reibdrehmomente aufgrund des mit wachsendem Abstand r zunehmenden Drehmomentarms größer werden, existiert eine obere Grenze für diese Abmessungen, die nicht überschritten werden darf, wenn Selbsthemmung vermieden werden soll. Es hat sich gezeigt, daß der Selbsthemmungseffekt bei Antrieb der Kolbenma¬ schine von der Kurbelwelle 23 her (Verdichterbetrieb) oder bei Antrieb von der Kolbenseite her (Brennkraftma¬ schinenbetrieb) vernachlässigbar ist die Selbsthemmung bei Antrieb vom Zylinderläufer 5 her aber andererseits überwunden werden kann, wenn die reibkraftbestimmenden
Parameter so gewählt werden, daß ein Winkelbereich ex des Drehwinkels des Zylinderläufers 5, in welchem bei Antrieb vom Zylinderläufer 5 her bei Betrachtung lediglich eines ein einzelnen Kolbenpaars auftreten kann, kleiner als 60° ist. Der Winkel (X bezeichnet hierbei den Winkel zwischen der die Drehachsen 7 und 25 beinhaltenden Ebene zur Verschieberichtung des betrachteten Kolbenpaars. Ausge¬ hend von den in Fig. 4 skizzierten Verhältnissen läßt sich folgende für die Überwindung des Selbsthemmungsef- fekts relevante Beziehung abschätzen:
are tan ι_u -i - are si .n ' " ""Jr"
Figure imgf000019_0001
Hierbei bedeutet
„ den Reibungskoeffizienten des Exzenterlagers /, den Reibungskoeffizienten des Kolbens 17 im Zylinder 15 r den Radius des Lagerkreises des Exzenterlagers e den Abstand der Drehachse 7 von der Drehachse 25.
Bei Verwendung eines Nadellagers ist das erreichbare Verhältnis r/e kleiner 4, normalerweise etwa 2,5 bis 3.
Die Brennkraftmaschine umfaßt, wie Fig. 1 zeigt, eine von einer Abgasturbine 37 angetriebene Verdichterturbine 39, die über einen Einlaß 41 zugeführte Frischluft verdichtet und einer stationären Mischkammer 43 zuführt, in der über eine Düse 45 Brennstoff zugemischt wird. Das verdichtete Brennstoff-Luft-Gemisch wird in einem Wärmetauscher 46 der in dem zur Abgasturbine 37 führenden Abgasweg angeordnet ist, erwärmt und angenähert tangen- tial zum Zylinderläufer 5 einer Einlaßöffnung 47 zuge¬ führt, über die die Zylinder 15 mit dem verdichteten und vorerwärmten Brennstoff-Luft-Gemisch beschickt werden. Die Einlaßöffnung 47 beginnt in Drehrichtung des Zylinder¬ läufers 5 von einer der radial äußeren Totpunktstellung der Kolben 17 zugeordnete Position und wird durch eine
Umfangsnut in der der Umfangswand 9 des Zylinderläufers 5 gegenüberliegenden Umfangsflache des Innenraums 3 des Gehäuses 1 gebildet. Um Ladedruckverluste zu vermeiden, sind die Zylinder 15 im wesentlichen über ihren gesamten Querschnitt zur Umfangswand 9 des Zylinderlaufers 5 offen, und die Kolben 17 haben ein der Zylinderkontur der Umfangsflache 9 zylinderabschnittsfδrmig folgendes Kolben¬ dach 49, in welchem wenigstens eine Mulde 50 eingesenkt ist. Die Mulde 50 beläßt in der radial äußeren Totpunkt- Stellung des Kolbens 17 ein kleines Totraumvolumen, das, nachdem die Einlaßöffnung 47 bereits vor der äußeren TotpunktStellung beginnt, die Füllung des Brennraums mit Frischgemisch verbessert. Es versteht sich, daß das Totraumvolumen gegebenenfalls entfallen kann oder aber durch eine spezielle Gestaltung der Einlaßöffnung 47 oder eine Vergrößerung der Radialabmessungen des Zylinderläu¬ fers bereitgestellt werden kann.
Das Gemisch wird in Drehrichtung gegen die radial äußere Totpunktstellung versetzt fremdgezündet und treibt den
Kolben während der Arbeitsphase in die der radial äußeren Totpunktstellung diametral zur Drehachse 7 gegenüberlie¬ gende radial innere Totpunktstellung. In Drehrichtung des Zylinderläufers 5 auf die Position der radial inneren Totpunktstellung folgend schließt sich in dem Gehäuse 1 eine ebenfalls als Nut ausgebildete, zur Umfangsflache 9 des Zylinderläufers 5 hin offene Auslaßδffnung 51 an, in der die Abgase über den Wärmetauscher 46 der Abgasturbine 37 zugeführt werden, aus der sie über einen Auslaß 53 austreten.
Der im Gemischzuführungsweg angeordnete Wärmetauscher 46 erhöht den Wirkungsgrad der Brennkraftmaschine, indem er die Abgaswärme zur weiteren Druckerhδhung des Brennstoff-Luft-Gemisches ausnutzt. Um Rückwirkungen auf die Verdichterturbine 39 zu verhindern, ist zwischen der Mischkammer 43 und dem Wärmetauscher 46 ein feder¬ belastetes Rückschlagventil 55 vorgesehen.
Der Wärmetauscher 46 besteht aus einem Tauscherblock 57 aus gut wärmeleitendem Material, welcher in mehreren zueinander parallelen Ebenen eine Vielzahl etwa tangen- tial zum Zylinderläufer 5 verlaufender Kanäle 59 hat, die endseitig in gemeinsamen Sammelräumen 61 bzw. 63 münden und das von der Mischkammer 43 kommende Brennstoff- Luft-Gemisch der Einlaßöffnung 47 zuführen. Zwischen den die Kanäle 59 enthaltenden Ebenen sind jeweils eine Vielzahl quer dazu verlaufender Kanäle 65 vorgesehen, die sich etwa radial zum Zylinderläufer 5 erstrecken und über die die Abgase ohne wesentliche Umlenkung und dadurch verursachte Strδmungsverluste zur Abgasturbine 37 strömen. Der Tauscherblock 57 ist unmittelbar an das Gehäuse 1 angeflanscht, so daß der zwischen dem Tauscher¬ block 57 und der Umfangsflache 9 des Zylinderläufers 5 verbleibende Raum einen Sammelraum 67 für Abgase bildet. Ein weiterer Sammelraum 69 ist auf der dem Zylinderläufer 5 abgewandten Seite der Kanäle 65 vorgesehen.
Die Brenntemperatur in den Zylindern 15 ist vergleichs¬ weise hoch. Die Kolben 17 bestehen deshalb aus Keramik¬ material und sind an Kopfteilen 71 (Fig. 1 und 3) der aus Metall gefertigten Kolbenstangen 19 befestigt, beispielsweise angeschraubt. Wie am besten Fig. 3 zeigt, haben die Kolben in radialer Draufsicht Rechteck- querschnitt und erstrecken sich mit ihren Schmalseiten in Umfangsriehtung. Trotz der vergleichsweise großen Kolbenfläche kann damit ein kompakter Aufbau der Brenn¬ kraftmaschine erreicht werden. Um hinreichend gleichmäßi¬ ge Flammfronten zu erreichen, sind mehrere, hier zwei, Zündkerzen 73 vorgesehen. Die Abdichtung der Kolben erfolgt durch gerade Dichtleistenabschnitte 75, die in Nuten der Kolbenseitenwände federnd eingesetzt sind. Die Dichtleistenabschnitte 75 benachbarter Seitenwände des Kolbens 17 sind radial zur Drehachse 7 gegeneinander versetzt und überlappen in den Eckbereichen der Kolben. In den Eckbereichen der Kolben ergeben sich damit doppelt wirkende Dichtungen.
Fig. 3 zeigt in strichpunktierter Darstellung zusätzlich eine Variante des Kolbens 17, bei der der Kolben 17 wiederum in Umfangsriehtung des Zylinderläufers schmäler ist als in Richtung der Drehachse des Zylinderläufers. Der Kolben hat angenähert ovalen Abschnitt, wobei die Schmalseiten durch halbzylindrische Flächen gebildet sind, die in ebene Flächenbereiche der Breitseiten über- gehen. Für die Abdichtung des Kolbens sind von den halb¬ zylindrischen Schmalseiten her U-förmige Dichtleistenseg¬ mente 76 in umlaufende Nuten des Kolbens eingesetzt, die den Kolben zwischen ihren Schenkeln aufnehmen. Es ver- steht sich, daß zur Verbesserung der Dichtwirkung die
Schenkel einander gegenüberliegender Dichtleistensegmente überlappen können und daß, wie üblich, Dichtleistenfede¬ rungen zur Erhöhung des Anpreßdrucks vorgesehen sein können.
Fig. 2 zeigt Einzelheiten des Kühl- und Schmiersystems der Brennkraftmaschine. Von den axial gelegenen Stirn¬ flächen des Zylinderläufers 5 stehen mehrere zur Dreh¬ achse 7 koaxial ineinander angeordnete, ringförmige Kühlrippen 77 ab, zwischen die von den jeweils benachbar¬ ten Seitenwänden des Gehäuses 1 axial abstehende, ebenfalls koaxial ineinander angeordnete, komplementäre, ringförmige Kühlrippen 79 greifen. Die Kühlrippen 77, 79 bilden axial beiderseits des Zylinderläufers 5 Labyrinthe, die durch ihre vergrößerte Oberfläche den Wärmeübergang vom Zylinderläufer 5 auf das Gehäuse 1 erleichtern. Den Kühlrippen 79 benachbart kann das Gehäuse 1 nicht näher dargestellte Kühlwasserkanäle enthalten, die an einen Kühlwasserkreislauf der Brenn- kraftmaschine angeschlossen sind und die Wärme von dem Gehäuse 1 abführen. Auch der Mantel des Gehäuses 1 kann zur Verbesserung der Kühlwirkung eine Vielzahl axialer Kühlwasserkanäle enthalten.
Für eine weitere Verbesserung der Kühlwirkung sind die durch die Kühlrippen 77, 79 gebildeten Labyrinthe an den Ölkreislauf der Brennkraftmaschine angeschlossen. Eine bei 81 angedeutete, von der Kurbelwelle 23 angetrie¬ bene Ölpumpe fördert das Schmieröl über Ölkanäle 83 in den Bereich des radial inneren Umfangs der Labyrinthe. Durch die Zentrifugalwirkung des rotierenden Zylinder¬ läufers 5 wird das Schmieröl über die Labyrinthe zu drucklosen Sammelkanälen 85 des Gehäuses 1 befördert, die die Labyrinthe im Bereich des Außenumfangs des Zylinderläufers 5 nach radial außen begrenzen. Am
Übergang der Umfangsflache 9 des Zylinderläufers 5 zu seinen axialen Seitenflächen sind Schleuderscheiben 87 an dem Zylinderläufer 5 angebracht, die mit komplementä¬ ren Axialflächen 89 des Gehäuses 1 Dichtlabyrinthe bilden und das Öl in die Sammelkanäle 85 abschleudern.
Auf diese Weise wird verhindert, daß in unerwünschtem Ausmaß Öl in die Gaswechselkanäle 47, 51 des Gehäuses 1 gelangt. Das durch das Labyrinth der Kühlrippen 77, 79 fließende Schmieröl verbessert den Wärmeübergang vom Zylinderlaufer 5 auf das Gehäuse 1 und wird darüber hinaus von den gegebenenfalls gekühlten Seitenwänden des Gehäuses 1 seinerseits gekühlt.
°ie Zündanlage kann herkömmlich ausgebildet sein und zur Steuerung einen Magnetschalter 91 umfassen, der auf in Umfangsriehtung verteilte Magnete 93 eines auf der Kurbelwelle 23 sitzenden Rads 95 anspricht.
Im folgenden werden Varianten der Brennkraftmaschine erläutert. In den Figuren dargestellte Teile sind mit den Bezugszahlen der Fig. 1 und 2 bezeichnet und zur Unter¬ scheidung mit einem Buchstaben versehen. Zur Erläuterung des Aufbaus und der Wirkungsweise wird auf die Beschrei¬ bung des Ausführungsbeispiels der Fig. 1 und 2 Bezug genommen.
Die in Fig. 5 dargestellte Variante der Brennkraftmaschi¬ ne unterscheidet sich von der Brennkraftmaschine der Fig. 1 und 2 im wesentlichen nur durch die Art der Brennraumge- staltung. Darüber hinaus wird in dem nicht näher darge¬ stellten Wärmetauscher lediglich die verdichtete Frisch¬ luft erwärmt und über ein in nicht näher dargestellter Weise federbelastetes Rückschlagventil 101 einer in dem Gehäuse la stationär angeordneten Brennkammer 103 zuge¬ führt. Der Brennstoff wird über eine Düse 105 in die Brennkammer 103 eingespritzt und mittels einer Zündkerze 107 periodisch fremdgezündet. Der im wesentlichen tangen- tial zum Zylinderläufer 5a sich erstreckende Ausgangskanal 109 der Brennkammer mündet in einen zur Umfangsflache 9a des Zylinderläufers 5a offenen Kanal 47a, der die Einla߬ öffnung festlegt. Der Zylinderläufer 5a wird damit nach Art einer Turbine von den periodisch aus der Brennkammer 103 austretenden, expandierenden Abgasen angetrieben. Das Rückschlagventil 101 verhindert Rückwirkungen des Arbeits¬ drucks der Brennkammer 103 auf den vorgeschalteten, die Frischluft verdichtenden Verdichter.
Fig. 6 zeigt eine Variante der Brennkraftmaschine, die sich in erster Linie durch die Gestaltung ihrer Auslaß- δffnung 51b von der Brennkraftmaschine der Fig. 1 und 2 unterscheidet. Die Auslaßöffnung 51b ist in zwei in Umfangsriehtung des Zylinderläufers 5b am Umfang des Gehäuses lb aufeinanderfolgende Auslässe 111, 113 unter- teilt. Die Auslässe 111, 113 sind durch einen Wandbereich 115 des Gehäuses lb voneinander getrennt, der in Umfangs¬ riehtung breiter ist als die Stirnöffnung jedes der Zylinder 15b, um so einen direkten Nebenschlußweg der Abgase zwischen den beiden Auslässen 111, 113 beim Vorbei- bewegen des Zylinders 15b zu verhindern. An dem der radial inneren Totpunktstellung der Kolben 17b in Umfangs¬ riehtung nähergelegenen Auslaß 111 ist die Abgasturbine 37b angeschlossen, die auf diese Weise von dem bei Ausla߬ beginn mit hohem Druck ausströmenden Abgasen getrieben wird. Der Auslaß 113 folgt in Drehrichtung des Zylinder- läufers 5b nach und sorgt, da er nicht gegen den Druck einer Turbine arbeiten muß, dafür, daß sich die Abgase weitgehend entspannen können. Durch die Unterteilung der Auslaßδffnung 51b in zwei aufeinanderfolgende Auslässe, von denen nur der erste Auslaß zum Antrieb der Abgastur¬ bine 37b ausgenutzt wird, läßt sich der Ladungswechsel verbessern. Ein Wärmetauscher (Teile 46 und 57 bis 69) ist nicht dargestellt, kann jedoch in abgewandelter Form für den Wärmeaustausch zwischen Abgasen und verdichteter Frischluft vorhanden sein. Alternativ kann aber auch das vorverdichtete Gemisch zur Erreichung einer hohen Lade¬ dichte gekühlt werden, bevor es in die Brennkraftmaschine geladen wird.
Die Fig. 7 und 8 zeigen Schematisch eine Variante einer Kolben-Brennkraftmaschine der in den Fig. 1 und 2 erläu¬ terten Art, bei welcher jeder der Zylinder 15c nicht nur nach radial außen durch eine Umfangswand 121 des Gehäuses 1c, sondern auch nach radial innen durch Böden 123 des Zylinderläufers 5c verschlossen sind. Die Kolbenstangen 19c, die die Kolben 17c wiederum paarweise starr mitein¬ ander verbinden, sind abgedichtet durch die Böden 123 hindurchgeführt. Jeder der Kolben 17c unterteilt damit den Zylinder 15c in zwei Arbeitsräume 125 bzw. 127, von denen der radial innere Arbeitsraum 125 als Verdichtungs¬ raum und der radial äußere Arbeitsraum 127 als Brennraum ausgenutzt wird. In einer Stirnwand 129 des Gehäuses lc sind ein Einlaßkanal 131 und ein Auslaßkanal 133 um die Drehachse 7c des Zylinderlaufers 5c gekrümmt angeordnet, die während einer Ansaugphase, in welcher der Kolben 17c nach radial außen bewegt wird, mit einer in den radial inneren Raum 125 mündenden Öffnung 135 fluchten. Der Auslaßkanal 133 fluchtet mit der Öffnung 135 gegen Ende der Kompressionsphase. Der durch die radial inneren Räume 125 gebildete Verdich¬ ter wird von dem Turbinenverdichter 39c mit vorverdichte¬ ter, bei 41c zugeführter Frischluft beschickt. Der Turbi¬ nenverdichter 39c ist hierzu über einen Kanal 137 mit dem Einlaßkanal 131 verbunden. Die an den Abgasauslaß 51c der Brennkraftmaschine angeschlossene Abgasturbine 37c treibt die Verdichterturbine 39c an. Die aus dem Auslaß 53c der Abgasturbine 37c strömenden Abgase erwärmen die über einen Verbindungskanal 139 aus dem Auslaßschlitz 133 dem Brennraum 43c zugeführte, verdichtete Frischluft in einem Wärmetauscher 141. Der Bren raum 43c liegt außerhalb der radial äußeren Räume 127 des Zylinderläufers 5c. Der Kraftstoff wird über die Einspritzdüse 45c in den Brenn¬ raum 43c eingespritzt und hier auch mittels der Zündkerze 73c gezündet. Es versteht sich, daß die Zündkerze 73c auch in der Umfangswand 121 des Gehäuses lc angeordnet sein kann, so daß das Gemisch in den Brennräumen 127 gezündet wird.
Die Umfangwand 121 muß den Umfang 9c des Zylinderläufers 5c eng umschließen. Um Toleranzen ausgleichen zu können, ist die Umfangsflache 9c des Zylinderläufers 5c leicht konisch gestaltet, während die Innenfläche der Umfangs¬ wand 121 als komplementärer Innenkonus ausgebildet ist. Die Umfangswand 121 ist in nicht näher dargestellter Weise für den Toleranzausgleich axial justierbar.
Für die Kühlung der Brennkraftmaschine sitzt auf der Kurbelwelle 23c ein Turbinenrad 141, welches in einen durch Ringrippen 77c, 79c des Zylinderläufers 5c und des Gehäuses lc gebildeten Labyrinthspalts 143 Kühlluft fördert. Die Kühlluft wird im radial inneren Bereich des Labyrinthspalts 143 zugeführt und strömt durch Axialkanä¬ le 145, die sowohl im Gehäuse lc als auch zwischen den Zylindern 15c im Zylinderläufer 5c vorgesehen sind, zur axial gegenüberliegenden Seite. Ringkanäle 147 führen die Kühlluft ab.
Die Einlaß- und Auslaßkanäle 131, 133 können, wie dies bei 149 in Fig. 8 angedeutet ist, auch in der Umfangswand 121 anstelle der Stirnwand 129 vorgesehen werden. Die Öffnung 135 wird dann durch radiale Kanäle 151 zum Umfang 9c geführt.
Die vorstehend erläuterte Brennkraftmaschine kann auch als Doppelkompressor ausgenützt werden, wenn die radial äußeren Räume 127 ebenfalls als Verdichterräume genutzt werden.
Im Vorstehenden wurden Ausführungsbeispiele erläutert, bei welchen lediglich eine einzige Gruppe von drei Kol¬ ben- bzw. Zylinderpaaren vorgesehen ist. Es versteht sich, daß auch mehrere solcher Gruppen axial nebeneinan¬ der auf einer gemeinsamen Kurbenwelle angeordnet sein können. Diese Gruppen können entweder sämtlich als Brenn¬ kraftmaschine arbeiten; es ist aber auch möglich, Ver¬ dichter und Brennkraftmaschinen axial nebeneinander anzuordnen.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Kolbenmaschine, insbesondere Kolben-Brennkraftmaschi¬ ne, mit einer Maschinenbasis (1) und einem um eine erste Drehachse (7) drehbar an der Maschinenbasis (1) gelagerten Zylinderläufer (5) , welcher wenigstens eine Gruppe von drei um die erste Drehachse (7) herum gegeneinander um 120° winkelversetzte Zylinderpaare
(15) aufweist, deren die Paare bildenden Zylinder (15) auf gegenüberliegenden Seiten der ersten Drehachse (7) mit gleicher, zur ersten Drehachse (7) senkrechter Zylinderachse angeordnet sind, mit in den Zylindern (15) verschiebbar angeordneten Kolben (17) , von denen die den Zylinderpaaren (15) zugeordneten Kolben (17) paarweise durch Kolbenstangen (19) starr miteinander verbunden sind, und mit einer um eine zweite, zur ersten Drehachse (7) um eine vorbestimmte Exzentrizi- tat (e) achsparallel versetzte Drehachse (25) drehbar an der Maschinenbasis (1) gelagerten Kurbelwelle (23) , an der die Kolbenstangen (19) der Kolbenpaare (17) mittels Exzenterlager (27, 31) geführt sind, die gegeneinander um 120° um die zweite Drehachse (25) herum winkelversetzte, relativ zur Kurbelwelle (23) feststehende, dritte Drehachsen (33) definieren, von denen jede um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (25) versetzt ist, wobei die Exzenterlager (27, 31) fest mit der Kurbelwelle (23) verbundene Exzenterkreisscheiben (27) aufweisen, deren Scheibenachsen die dritten Drehachsen
(33) definieren und drehbar in Lageröffnungen (29) der
Kolbenstangen (19) sitzen und wobei der Zylinderlaufer
(5) mit der Kurbelwelle (23) ausschließlich über die Kolbenstangen (19) drehmomentfest gekuppelt ist, - 2i- d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Lagerkreis-Radius (r) der Exzenterkreisscheiben (27) einerseits größer ist als die vorbestimmte Exzentrizität (e) und andererseits so klein bemessen ist, daß der Winkelbereich der Zylinderläuferdrehung, in welchem bei Drehantrieb vom Zylinderlaufer (5) Selbsthemmung eines einzelnen der drei Kolbenpaare (17) auftreten kann, kleiner ist als 60°.
2. Kolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich¬ net, daß das Verhältnis des Lagerradius der Exzenter¬ kreisscheiben (27) zur vorbestimmten Exzentrizität so bemessen ist, daß für jedes Kolbenpaar (17) die Bezie¬ hung gilt
r/e are tan μ -~1x - are sin _-+ .2 . π3r
wobei
tt der Reibungskoeffizient des Exzenterlagers (27, 31), *i der Reibungskoeffizient des Kolbens (17) im Zy¬ linder (15) , r der Radius des Lagerkreises des Exzenterlagers (27, 31) und e die vorbestimmte Exzentrizität ist-
3. Kolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn¬ zeichnet, daß das Verhältnis des Lagerkreisradius (r) der Exzenterkreisscheiben (27) zur vorbestimmten Exzentrizität (e) kleiner ist als 4, vorzugsweise kleiner als 3 .
4. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Exzenterlager als Nadellager (29) ausgebildet sind, deren innere Lauf¬ bahnen an den Exzenterkreisscheiben (27) und deren äußere Laufbahnen an den in Umfangsriehtung ungeteilten Lagerδffnungen (29) der Kolbenstangen (19) unmittelbar angeformt sind, und daß die Exzenterkreisscheiben (27) ausschließlich in Querschnittsbereichen ineinander übergehen, die radial innerhalb der von den inneren Laufbahnen umschlossenen Querschnittsflächen liegen.
5. Kolbenmaschine, insbesondere Kolben-Brennkraftmaschi- ne, mit einer Maschinenbasis (1) und einem um eine erste Drehachse (7) drehbar an der Maschinenbasis (1) gelagerten Zylinderläufer (5) , welcher wenigstens eine Gruppe von drei um die erste Drehachse (7) herum gegeneinander um 120° winke1versetzte Zylinderpaare (I5) aufweist, deren die Paare bildenden Zylinder (15) auf gegenüberliegenden Seiten der ersten Drehachse (7) mit gleicher, zur ersten Drehachse (7) senkrechter Zylinderachse angeordnet sind, mit in den Zylindern (15) verschiebbar angeordneten Kolben (17) , von denen die den Zylinderpaaren (15) zugeordneten Kolben (17) paarweise durch Kolbenstangen (19) starr miteinander verbunden sind, und mit einer um eine zweite, zur ersten Drehachse (7) um eine vorbestimmte Exzentrizi¬ tät (e) achsparallel versetzte Drehachse (25) drehbar an der Maschinenbasis (1) gelagerten Kurbelwelle (23) , an der die Kolbenstangen (19) der Kolbenpaare (17) mittels Exzenterlager (27, 31) geführt sind, die gegeneinander um 120° um die zweite Drehachse (25) herum winkelversetzte, relativ zur Kurbelwelle (23) feststehende, dritte Drehachsen (33) definieren, von denen jede um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (25) versetzt ist, wobei die Exzenterlager (27, 31) fest mit der Kurbelwelle (23) verbundene Exzenterkreisscheiben (27) aufweisen, deren Scheibenachsen die dritten Drehachsen (33) definieren und drehbar in Lagerδffnungen (29) der Kolbenstangen (19) sitzen, wobei der Zylinderläufer (5) mit der Kurbelwelle (23) ausschließlich über die Kolbenstangen (19) drehmomentfest gekuppelt ist, wobei die Zylinder (17) zum Umfang des Zylinderläufers (5) offen sind, die Masc ineήbasis ein den Umfang des Zylinderläufers (5) eng umschließendes Gehäuse (1) bildet, in welchem wenigstens eine mit den Zylindern (15) in einem Teil ihres Drehwegs überlappende Gasein- laßδffnung (47) und wenigstens eine mit den Zylindern (15) in einem anderen Teil ihres Drehwegs überlappende Gasauslaßöffnung (51) vorgesehen sind und die Gasein¬ laßöffnung (47) mit einem Verdichter (39) für in die Zylinder (15) einzuführende Frischgas insbesondere mit einer Verdichterturbine verbunden ist, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß jeder Zylinder (15) in der radial äußeren Totpunkt¬ stellung seines Kolbens (17) ein Totraumvolumen ein- schließt und daß die Gaseinlaßöffnung (47) so angeord¬ net ist, daß das Totraumvolumen mit Frischgas beschick¬ bar ist, bevor der Kolben (17) die radial äußere TotpunktStellung erreicht.
6. Kolbenmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Totraumvolumen durch wenigstens eine Mulde (50; 50b) im Dach des Kolbens (17; 17b) gebildet ist.
7. Kolbenmaschine, insbesondere Kolben-Brennkraftmaschi- ne, mit einer Masc inenbasis (lb) und einem um eine erste Drehachse (7b) drehbar an der Maschinenbasis (lb) gelagerten Zylinderläufer (5b) , welcher wenig¬ stens eine Gruppe von drei um die erste Drehachse (7b) herum gegeneinander um 120° inkelversetzte Zylinder- paare (15b) aufweist, deren die Paare bildenden Zylin¬ der (15b) auf gegenüberliegenden Seiten der ersten Drehachse (7b) mit gleicher, zur ersten Drehachse (7b) senkrechter Zylinderachse angeordnet sind, mit in den Zylindern (15b) verschiebbar angeordneten Kolben (17b) , von denen die den Zylinderpaaren (15b) zugeord¬ neten Kolben (17b) paarweise durch Kolbenstangen (19b) starr miteinander verbunden sind, und mit einer um eine zweite, zur ersten Drehachse (7b) um eine vorbe¬ stimmte Exzentrizität (e) achsparallel versetzte Drehachse (25b) drehbar an der Maschinenbasis (lb) gelagerten Kurbelwelle (23b) , an der die Kolbenstangen (19b) der Kolbenpaare (17b) mittels Exzenterlager (27b, 31b) geführt sind, die gegeneinander um 120° um die zweite Drehachse (25b) herum winkelversetzte, relativ zur Kurbelwelle (23b) feststehende, dritte Drehachsen (33b) definieren, von denen jede .um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Drehachse (25b) versetzt ist, wobei die Exzen¬ terlager (27b, 31b) fest mit der Kurbelwelle (23b) verbundene Exzenterkreisscheiben (27b) aufweisen, deren Scheibenachsen die dritten Drehachsen (33b) definieren und drehbar in Lagerδffnungen (29b) der Kolbenstangen (19b) sitzen, wobei der Zylinderläufer (5b) mit der Kurbelwelle (23b) ausschließlich über die Kolbenstangen (19b) drehmomentfest gekuppelt ist, wobei die Zylinder (17b) zum Umfang des Zylinderläufers (5b) offen sind, die Maschinenbasis ein den Umfang des Zylinderläufers (5b) eng umschließendes Gehäuse (lb) bildet, in wel¬ chem wenigstens eine mit den Zylindern (15b) in einem Teil ihres Drehwegs überlappende Gaseinlaßδffnung (47b) und wenigstens eine mit den Zylindern (15b) in einem anderen Teil ihres Drehwegs überlappende Gasaus¬ laßöffnung (51b) vorgesehen sind, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Gasauslaßöffnung (51b) zwei in Umfangsriehtung aufeinanderfolgende, voneinander getrennte Auslässe (111, 113) bildet, von denen der bei der Zylinderläu¬ ferdrehung zuerst beschickte Auslaß (111) mit einer Abgasturbine (37b) verbunden ist.
8. Kolbenmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Auslässe (111,113) in Umfangsriehtung durch einen Wandbereich (115) des Gehäuses (lb) vonein- ander getrennt sind, der breiter ist als die Zylinder- Öffnung am Umfang des Zylinderläufers (5b) .
9. Kolbenmaschine, insbesondere Kolben-Brennkraftmaschi¬ ne, mit einer Maschinenbasis (lc) und einem um eine erste Drehachse (7c) drehbar an der Maschinenbasis (lc) gelagerten Zylinderlaufer (5c) , welcher wenig¬ stens eine Gruppe von drei um die erste Drehachse (7c) herum gegeneinander um 120° winkelversetzte Zylinder¬ paare (15c) aufweist, deren die Paare bildenden Zylin- der (15c) auf gegenüberliegenden Seiten der ersten
Drehachse (7c) mit gleicher, zur ersten Drehachse (7c) senkrechter Zylinderachse angeordnet sind, mit in den Zylindern (15c) verschiebbar angeordneten Kolben (17c) , von denen die den Zylinderpaaren (15c) zugeord- neten Kolben (17c) paarweise durch Kolbenstangen (19c) starr miteinander verbunden sind, und mit einer um eine zweite, zur ersten Drehachse (7c) um eine vorbe¬ stimmte Exzentrizität (e) achsparallel versetzte Drehachse (25c) drehbar an der Maschinenbasis (lc) gelagerten Kurbelwelle (23e) , an der die Kolbenstangen (19c) der Kolbenpaare (17c) mittels Exzenterlager
(27c, 31c) geführt sind, die gegeneinander um 120° die zweite Drehachse (25c) herum winkelversetzte, relativ zur Kurbelwelle (23c) feststehende, dritte Drehachsen (33c) definieren, von denen jede um die vorbestimmte Exzentrizität (e) achsparallel gegen die zweite Dreh¬ achse (25c) versetzt ist, wobei die Exzenterlager (27c, 31c) fest mit der Kurbelwelle (23c) verbundene Exzenter¬ kreisscheiben (27c) aufweisen, deren Scheibenachsen die dritten Drehachsen (33c) definieren und drehbar in
Lageröffnungen (29c) der'Kolbenstangen (19c) sitzen, wobei daß der Zylinderläufer (5c) mit der Kurbelwelle (23c) ausschließlich über die Kolbenstangen (19c) dreh¬ momentfest gekuppelt ist, und wobei die Maschinenbasis ein den Zylinderläufer (5c) umschließendes Gehäuse
(lc) bildet, in welchem wenigstens eine mit den Zylin¬ dern (15c) in einem Teil ihres Drehwegs überlappende Gaseinlaßδffnung (47c) und wenigstens eine in einem anderen Teil ihres Drehwegs überlappende Gasauslaßöff- nung (51c) vorgesehen sind, insbesondere nach einem der Ansprüche 1 bis 8, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Zylinder (15c) des Zylinderläufers (5c) zur Bil¬ dung von je zwei, durch den Kolben (17c) voneinander getrennten Kammern (125, 127) radial beiderseits des Kolbens (17c) abgeschlossen sind, und daß den radial inneren Kammern (125) und den radial äußeren Kammern (127) gesonderte Gaseinlaßöffnungen (131) und gesonder¬ te Gasauslaßδffnungen (133) zugeordnet sind.
10. Kolbenmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Gasauslaßδffnung (133) der radial inne¬ ren Kammern (125) mit der Gaseinlaßöffnung (147) der radial äußeren Kammer (127) verbunden ist.
11. Kolbenmaschine nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß die radial inneren Kammern (125) Arbeitsräume eines Verdichters und die radial äußeren Kammern (127) Arbeitsräume eines Verdichters oder einer Brennkraftmaschine bilden.
12. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß an die Gasauslaßδffnung (15c) der radial äußeren Kammern (127) eine Abgastur- bine (37c) und an die Gaseinlaßδffnung (131) der radial inneren Kammern (125) ein von der Abgasturbine (37c) angetriebener Turbinenverdichter (39c) ange¬ schlossen ist.
13. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (17) in Um¬ fangsriehtung des Zylinderläufers (5) schmäler sind als in dessen Axialrichtung.
14- Kolbenmaschine nach Anspruch 13, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Breitseiten des Kolbens (17) eben und die Schmalseiten ebenfalls eben oder halbzylindrisch geformt sind.
15. Kolbenmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeich¬ net, daß in Nuten an den Breitseiten und den Schmal¬ seiten des Kolbens (17) voneinander gesonderte Dichtleistenabschnitte (75) angeordnet sind, die am Übergang der Breitseiten in die Schmalseiten überlap- Pen-
16. Kolbenmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeich¬ net, daß in umlaufende Nuten des Kolbens (17) U- förmige Dichtleisten (76) eingesetzt sind, die die Schmalseiten zwischen ihren Schenkeln einschließen.
17. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 16, wobei die Zylinder (15c) zum Umfang des Zylinderläu¬ fers (5c) offen sind, und die Maschinenbasis ein dem Umfang des Zylinderläufers (5c) eng umschließen- des Gehäuse (lc) bildet, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der Zylinderläufer (5c) eine geringfügig konusförmige äußere Umfangsflache (9c) hat und daß das Gehäuse (lc) eine axial zum Zylinderläufer (5c) verstellbare, den Zylinderläufer (5c) umschließende Umfangswand
(121) mit einer zur konüsfδrmigen Umfangsflache (9c) des Zylinderläufers (5c) komplementären, inneren, konusförmigen Umfangsfläche aufweist.
18. Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 17, wobei die Zylinder (17) zum Umfang des Zylinderläufers (5) offen sind, und die Maschinenbasis ein den Umfang des Zylinderläufers (5) eng umschließendes Gehäuse (1) bildet, in welchem wenigstens eine mit den Zylin- dem (15) in einem Teil ihres Drehwegs überlappende
Gaseinlaßöffnung (47) und wenigstens eine mit den Zylindern (15) in einem anderen Teil ihres Drehwegs überlappende Gasauslaßoffnung (51) vorgesehen sind, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Gaseinlaßδffnung (47) mit einem Verdichter
(39) für in die Zylinder (15) einzuführende Frischluft insbesondere mit einer Verdichterturbine verbunden ist, daß für den Antrieb des Verdichters (39) eine an die Gasauslaßoffnung (51) angeschlossene Abgas-Arbeits- maschine (37) , insbesondere eine Abgasturbine vorgese¬ hen ist, daß eine Brennstoffzuführeinrichtung (45) vorgesehen ist, die den Brennstoff zwischen dem Verdichter (39) und der Gaseinlaßöffnung (47) der verdichteten Frischluft zuführt und daß die Gasauslaß- Öffnung (51) mit einem Wärmetauscher (46) verbunden ist, der die im Gaszuleitungsweg vom Verdichter (39) zur Gaseinlaßδffnung (47) strömende, verdichtete Frischluft bzw. das Brennstoff-Frischluftgemisch erwärmt.
19. Kolbenmaschine nach Anspruch 18, dadurch gekennzeich¬ net, daß der Wärmetauscher (46) einen Wandteil des Gehäuses (1) im Bereich der Gasauslaßoffnung (51) bildet.
20. Kolbenmaschine nach Anspruch 18 oder 19, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmetauscher (46) einen Tauscherkörper (57) mit an die Gasauslaßöffnung (51) anschließenden, etwa radial zur ersten Drehachse (7) verlaufenden ersten Kanälen (65) und mit im wesentli¬ chen in Tangentialrichtung des Zylinderläufers (5) verlaufenden, vom Verdichter (39) zur Gaseinlaßδff¬ nung (47) führenden, zweiten Kanälen (59) aufweist.
21- Kolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß an wenigstens einer der beiden Stirnseiten des Zylinderläufers (5) und an der dieser Stirnseite benachbarten Stirnseite eines durch die Maschinenbasis gebildeten, den Zylinderläufer umschließenden Gehäuses (1) mehrere zur Drehachse (7) koaxiale, ringförmige Kühlrippen (77, 79) vorgesehen sind, die zur Bildung eines Labyrinths wechselweise ineinandergreifen.
22. Kolbenmaschme nach Anspruch 21, dadurch gekennzeich¬ net, daß das durch die Kühlrippen (77, 79) gebildete Labyrinth mit seinem Innenumfang und seinem Außenum¬ fang an einen Ölkreislauf angeschlossen ist und daß der Zylinderläufer (5) am Übergang eines Außenmantels in die das Kühlrippenlabyrinth bildende Stirnseite wenigstens eine Schleuderscheibe (87) aufweist, die eine Labyrinthdichtung zwischen dem Innenmantel des Gehäuses (1) und einer das Kühlrippenlabyrinth ab¬ schließenden Umfangskammer (85) des Gehäuses (1) bildet.
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