WO2011141508A1 - Thermokompressionsmotor - Google Patents

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WO2011141508A1
WO2011141508A1 PCT/EP2011/057609 EP2011057609W WO2011141508A1 WO 2011141508 A1 WO2011141508 A1 WO 2011141508A1 EP 2011057609 W EP2011057609 W EP 2011057609W WO 2011141508 A1 WO2011141508 A1 WO 2011141508A1
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cylinder
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thermocompression
air
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Christian Daublebsky Von Eichhain
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Christian Daublebsky Von Eichhain
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    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust

Definitions

  • Heat engines, heaters and associated valve controls are, for example, DE 27 06 726 AI, DE 29 26 970 AI, DE 10 2007 023 295 AI, US 5,899,177, DE 10 2007 062 293 AI, DE 25 282 45 AI, DE 41 34 404 AI, DE 24 05 033 A1, DE 102 39 403 A1, DE 100 83 635 A1, DE 2035605 A1, DE 3429727 A1, DE 4024558 A1, DE 4302087 A1, DE 4340872 A1, DE 4418286 A1, EP 1053393 A1, EP 1126153 A2, EP 1979601 A1, WO 1985001988 A1, WO 1993008390 A1, WO 1996019649 A1, WO 2003046347 A1 and WO 2005003542 A8.
  • the engine cooling has more mechanical reasons and allows easy lubrication of the cylinder walls.
  • the disadvantage is that the exhaust gas temperatures of the open cycle processes are relatively high and are usually unused discharged as a loss through the exhaust or fireplace.
  • Heat exchangers operate at a temperature differential, are finite in size, and require high quality materials at high temperatures, which are a prerequisite for high efficiencies. Therefore, in these thermal cycle processes, such as e.g. in the Stirling process or Rankine process or steam power plant process, the efficiency often limited by the material of the heat exchanger, usually steel.
  • a heat engine which comprises a cylinder as a stroke double-piston engine, which is divided by a piston into an upper and a lower chamber. Fresh air is drawn in via the lower chamber and precompressed, while the upper chamber serves to expand an oxygen-containing hot gas.
  • the lower and upper chambers are interconnected by valve-controlled heater tubes which are located outside the cylinder.
  • Gas pre-compressed in the lower chamber is pressurized into heater tubes by means of an external heat source and then cyclically fed to the upper chamber.
  • the heat source is an external burner with continuous combustion.
  • the expelled from the upper chamber after its expansion gas is supplied to the burner as combustion air, so that the known from DE 22 09 791 A heat engine works with virtually an external combustion.
  • thermocompression engine having the features of claim 1.
  • the thermocompression engine according to the invention comprises a cylinder, a piston which is arranged to be movable in the cylinder and divides the cylinder into a first chamber and a second chamber, a heat exchanger having at least one air channel connecting the first chamber to the second chamber, and at least one exhaust passage connecting the second chamber to the outside environment, the at least one air passage and the at least one exhaust passage arranged to allow heat exchange with each other, suction means connecting the first chamber to the outside environment, and valve means for controlling the outside Inflows and outflows into the chambers of the cylinder and into the channels of the heat exchanger.
  • valve devices are controlled such that the following cycles are carried out sequentially, namely that: in a first cycle or thermo-compression cycle during a volume reduction of the first chamber, the first chamber with the second chamber via the at least one air duct whereby air is expelled from the first chamber into the heat exchanger and heated air from the heat exchanger is conveyed into the second chamber, an inflow via the suction into the first chamber and an outflow from the second chamber into the at least one exhaust passage is interrupted in a second cycle, thereafter, during a volume reduction of the first chamber, the communication between the at least one air passage and the second chamber is closed, and introduced fuel is burned in the second chamber, the inflow to the first chamber still being interrupted, in a third cycle during a subsequent increase in volume of the first chamber, only the connection of the second chamber is open to the exhaust duct, and in a fourth clock during a further increase in volume of the first chamber, the inflow through the suction is opened, while the connection between Chen the first and second chamber is interrupted via the at least one air channel.
  • the control of the valve devices can be carried out such that for each reciprocating movement of the piston, a power stroke is performed, is combusted in the fuel in the second chamber.
  • a compression stroke between the first stroke and the second stroke in which all the valve devices are kept closed for a reciprocating movement of the piston, and the combustion begins in the second stroke after dead center overcoming of the piston.
  • a power stroke is performed only every second reciprocation of the piston.
  • a longer stroke is available for the power stroke since combustion may begin earlier in the second stroke, for example, just before, at or shortly after dead center of the piston at maximum volume of the first chamber and minimum volume of the second chamber.
  • the valve devices are controlled such that in the transition from the second cycle to the third cycle, the connection of the second chamber to at least one exhaust passage in or after the dead center is opened with a minimum volume of the first chamber when the pressure in the second chamber is equal to the pressure after the exhaust passage of the heat exchanger.
  • valve devices are controlled such that in the fourth cycle the connection to the suction device is opened when the pressure in the first chamber is equal to the pressure upstream of the corresponding valve device or a defined piston position in the cylinder is reached.
  • valve devices can be designed in any type.
  • valves controlled by a crankshaft or camshaft may be used.
  • individually controllable solenoid valves can be used.
  • slides are used.
  • a first slide which controls both inflow and outflow of the first chamber, and / or a second slide, which controls both inflow and outflow of the second chamber may be provided. This results in a particularly simple construction.
  • the heat exchanger is fixedly connected to at least one of the slide and is arranged rotatably around the cylinder.
  • the gas exchange can be controlled in this case very easily through corresponding openings in the cylinder wall or in a bottom and / or cover of the cylinder in dependence of the rotational position of the heat exchanger to the cylinder.
  • the amount of fuel supplied is controlled by a microprocessor-controlled device as a function of the discharge temperature, i. the temperature of the exhaust gas when pushed out of the second chamber into the at least one exhaust passage of the heat exchanger dosed.
  • a microprocessor-controlled device as a function of the discharge temperature, i. the temperature of the exhaust gas when pushed out of the second chamber into the at least one exhaust passage of the heat exchanger dosed.
  • the amount of fresh air supplied to the first chamber is metered by a microprocessor-controlled suction device as a function of the ambient equilibrium pressure, so that the combustion gas after expansion has the same pressure as after the heat exchanger.
  • the exhaust gas pressure is used optimally.
  • the operating noise is minimized.
  • the piston is connected to a piston rod, wherein a cooling passage extends through the piston rod and the piston.
  • the cooling channel extends from an opening in the region of the first chamber to at least one opening in the region of the second chamber.
  • a check valve is disposed in the cooling passage, which prevents backflow from the second chamber into the first chamber.
  • At least one of the openings of the cooling channel is directed into the second chamber on the inner wall of the cylinder, so that the cylinder can be cooled.
  • a cylinder radiator in the form of extending through the jacket of the cylinder channels is provided for cooling the cylinder.
  • These channels connect the first chamber to the second chamber and are flowed through in the first cycle with a partial flow of air from the first chamber.
  • the flow is preferably controlled by the valve means associated with the at least one air channel.
  • the channels extending through the skirt of the cylinder may be connected in series with the at least one air passage so that the total flow of air out of the first chamber passes over the cylinder radiator and the flow through the valve means associated with the at least one air passage is controlled , As a result, the cooling effect and the use of waste heat are further improved.
  • valve means and the heat exchanger are arranged within a radial annular space around the outer circumference of the cylinder, so that there is a particularly compact construction of the engine.
  • FIG. 1 shows a section through the engine according to a first embodiment of the invention
  • Fig. 2 is a schematic representation at the beginning of clock 1
  • 6 is a schematic representation of clock 3
  • 7 is a schematic representation of clock 4
  • valve 8 is an illustration of the valve positions as a function of the piston position with respect to a
  • FIG. 11 shows a p-V pressure difference diagram for the pressure difference between the second chamber and the first chamber as a function of the volume of the second chamber
  • Fig. 17 shows the further course of the compression stroke
  • Fig. 21 is a schematic representation of clock 4, and in
  • Fig. 22 is an illustration of the valve positions as a function of the piston position with respect to two
  • thermocompression engine which is reproduced as a preferred embodiment of the invention in Fig. 1, consists essentially of a cylinder 1 with a piston 7 upwardly and downwardly moving, which is thermally insulated at the top, and a crankshaft 2 with crank webs 9, which is connected to a connecting rod 8 via a hinge.
  • the piston 7 is guided linearly with a piston rod and a crosshead 10 and a crosshead guide 11.
  • the cylinder 1 is closed with an upper lid 14, which is insulated inwards.
  • the cylinder 1 is also closed with a lower lid 17.
  • the piston 7 divides the interior of the cylinder into a first chamber 5 and a second chamber 6.
  • the volume of the two chambers changes depending on the piston position.
  • the air intake into the first, in Fig. 1 lower chamber 5 of the cylinder 1 and the displacement of the air from the first chamber 5 in the second, in Fig. 1 upper chamber 6 of the cylinder 1 is controlled by valve means.
  • a lower first slider 3 a is provided for this purpose, which is shown in more detail in Fig. 12.
  • the first slider 3 is driven by the crankshaft 2.
  • the displacement of the exhaust gas from the upper second chamber 6 of the cylinder 1 and the picking up of the preheated air from a heat exchanger 13 is controlled by further valve means.
  • an upper second slide 3b or waste gate valve is provided for this purpose.
  • the slides 3 a and 3 b are driven by the crankshaft 2 via toothed belts or chains or king shaft and gears. Corresponding drives are well known. A crankshaft revolution does not necessarily have to be one full turn of the valve.
  • the heat exchanger 13 has an exhaust gas side with at least one exhaust passage 13 a, the second chamber 6 with the outside environment, and an air side with at least one air passage 13 b connecting the first chamber 5 with the second chamber 6.
  • the heat exchanger 13 is not firmly connected to the cylinder wall in order to avoid thermal stresses. In addition, it can be prevented by the slides 3 a and 3b are "trapped" by the thermal expansion.
  • the heat exchanger 13 is presently fixedly connected to the slides 3a and 3b and rotatably arranged around the cylinder 1.
  • the gas exchange is controlled by corresponding openings 22 in the cylinder wall, possibly also in the bottom 17 and / or cover 14 of the cylinder 1, depending on the rotational position of the heat exchanger 13 to the cylinder 1.
  • the piston 7 is connected to a piston rod.
  • a cooling channel 19 extends through the piston rod and the piston 7. This cooling channel 19 extends from an opening 25 in the region of the first chamber 5 to at least one opening 26 in the region of the second chamber 6. Further, a check valve 18 is arranged in the cooling channel 19, which prevents backflow from the second chamber 6 into the first chamber 5. As a result, the piston 7 is cooled.
  • the opening 26 of the cooling channel 19 in the second chamber 6 is preferably directed to the inner wall of the cylinder 7 in order to cool these and thus the guide region of the piston 7.
  • a cylinder cooler 4 is arranged to the cylinder 1. Either the cylinder 1 is conventionally cooled with a cooling liquid or else with a partial flow or the total flow of the displaced air of the lower first chamber 5 of the cylinder 1 in the first cycle.
  • the cylinder cooler 4 is formed by channels which extend in the mantle of the cylinder and connect the first chamber 5 with the second chamber 6. In the first cycle, these are flowed through with a partial flow of air from the first chamber 5, wherein the Flow through the at least one air duct 13 a associated valve devices is controlled.
  • the channels for cylinder cooling in the shell of the cylinder 1 can also form the air channels 13a of the heat exchanger 13 or be connected in series with such, so that the total flow of air from the first chamber 5 is guided over the cylinder cooler 4.
  • the flow is here again controlled by the at least one air duct 13 a associated valve devices.
  • valve devices or in the present case the slides 3 a and 3 b and the heat exchanger 13 are arranged within a radial annular space around the outer circumference of the cylinder 1.
  • Fig. 11 the clocks are shown as a pressure difference (Y-axis) (pressure difference between upper second chamber 6 and lower first chamber 5) as a function of the volume of the upper second chamber 5 in the diagram.
  • Y-axis pressure difference between upper second chamber 6 and lower first chamber 5
  • Fig. 10 the pressure in the upper second chamber 6 of the cylinder 1 as a function of the volume of space in the upper second chamber 6 is shown.
  • valve devices or slides 3 a and 3 b for controlling the inflows and outflows into the chambers 5 and 6 of the cylinder 1 and into the channels 13 a and 13 b of the heat exchanger 13 are controlled such that the following cycles are carried out in succession:
  • the piston 7 is at top dead center and moves down.
  • the upper air slide 3b is open to the air side of the heat exchanger 13, ie to the at least one air duct 13a, and the lower slide 3b is also open to the air side of the heat exchanger 13, ie to the at least one air duct 13a.
  • the cold air in the cold lower volume or the first chamber 5 is displaced and pushed into the heat exchanger.
  • the hot upper volume and the second chamber 6 increases and it flows heated air from the heat exchanger 13 in the hot upper volume and the second chamber 6. By the warming of the air, the pressure in the upper and lower volume, ie the chambers 5 and 6.
  • fuel can also be introduced before the heat exchanger, after the heat exchanger or in the combustion chamber.
  • the fuel must be such that it can not ignite itself.
  • the hot gas in the upper volume and the second chamber 6 of the cylinder 1 is expanded with the downward movement of the piston 7 and the cold gas in the lower volume or the first chamber 5 of the cylinder 1 is compressed.
  • the pressure in the upper volume or the second chamber 6 is equal to the pressure in the lower volume or the first chamber 5 (point 2b in FIG. 11). From this crank angle, the crankshaft 2 must work. However, this compression work is won again in the third cycle.
  • the lower volume or the first chamber 5 of the cylinder 1 is a residual space in the bottom dead center, the size of which must be determined by mechanical and thermodynamic aspects.
  • the upper exhaust valve 3b is controlled and opened to the exhaust side of the heat exchanger 13 when the pressure in the upper volume and the second chamber 6 of the cylinder 1 is equal to the pressure after the heat exchanger 13 and the piston has overcome the bottom dead center or the piston. 7 is at bottom dead center.
  • One end 21 of the exhaust-side heat exchanger 13 or of the at least one exhaust duct 13b thereof is open to the environment or connected to an exhaust collector or turbocharger.
  • the lower slide opens 3 a to the environment and sucks fresh air from the environment or via a suction device 22, for example, an intake to the upper Dead center on.
  • a suction device 22 for example, an intake to the upper Dead center on.
  • the upper waste gate 3b is further to the exhaust side of the heat exchanger 13, i. to the at least one exhaust passage 13b open.
  • Fig. 8 shows the positions of the slides 3a and 3b.
  • the indicated angles are approximate values for the angle of rotation of the crankshaft, which corresponds to the position of the piston 7. These angles can be optimized by thermodynamic and fluid dynamic calculations.
  • the thermocompression engine of the second embodiment shown in Fig. 13 comprises a cylinder 1 in which a piston 7 is slidably guided.
  • the reciprocating piston 7 divides an interior of the cylinder 1, a first chamber 5 and a second chamber 6.
  • the engine comprises a heat exchanger 13 with at least one air passage 13a and at least one exhaust passage 13b.
  • the air passage 13a connects the first chamber 5 with the second chamber 6.
  • the exhaust passage 13b connects the second chamber 6 with the outside environment.
  • the at least one air duct 13a and the at least one exhaust duct 13b are arranged to enable heat exchange with each other.
  • a counter-current arrangement is shown. However, it is also possible a DC or cross-flow configuration, but the counter-current arrangement is most effective.
  • a suction device 22 is provided, via which the first chamber 5 is connected to the outside environment in order to suck in fresh air.
  • thermocompression engine generally designated by the reference numeral 3 valve means for controlling the inflow and outflow into the chambers 5 and 6 of the cylinder and into the channels 13 a and 13 b of the heat exchanger 13.
  • the valve devices 3 can be designed as a slide as in the first embodiment. However, other valve types, e.g. controlled by the crankshaft 2 ram or individually controllable solenoid valves are used. The valve devices 3 are driven in such a way as to execute the cycles shown in FIGS. 14 to 21 in succession. The respective positions of the valve devices are indicated in FIG. 22.
  • thermo-compression cycle In a first cycle or thermo-compression cycle (compare FIGS. 14 and 15), during a volume reduction of the first chamber 5, the first chamber 5 is connected to the second chamber 6 via the at least one air channel 13a of the heat exchanger 13. At the same time, an inflow of fresh air via the suction device 22 into the first chamber 5 and an outflow from the second chamber 6 into the at least one exhaust duct 13b is interrupted. As a result of the piston movement, air is expelled from the first chamber 5 into the at least one air channel 13 a of the heat exchanger 13. In addition, heated air from the at least one air duct 13a is conveyed from the exhaust duct 13b into the second chamber 6.
  • the volume of the air duct 13a is dimensioned such that a sufficient warming up for the purpose of thermal compression is made possible.
  • the first clock may follow the second clock described above, as in the first embodiment. In the present case, however, a compression stroke (see FIGS. 16 and 17) is inserted, in which all the valve devices 3 are kept closed for a reciprocating movement of the piston 7.
  • the second cycle (compare Figures 18 and 19) follows as a working cycle, whereby the combustion can begin at or already shortly before or after top dead center of the piston 7.
  • the start of combustion can be in a range of about 10 ° to max. 30 ° before dead center to 10 ° to max. 40 ° after this dead center.
  • the connection between the at least one air duct 13a and the second chamber 6 is closed. The inflow to the first chamber 5 remains interrupted.
  • the first chamber 5 is configured such that at the dead center of the piston 7 with a minimum volume of the first chamber 5, in FIG. 13 bottom dead center, a defined residual space remains, in which compressed air can act as a gas spring.
  • the connection of the second chamber 6 is opened to at least one exhaust passage 13b, preferably when the piston 7 at dead center with a minimum volume of the first chamber 5, ie in FIG. 13 at the bottom dead center, or the pressure in the second chamber 6 is equal to the pressure after the heat exchanger 13 and the piston 7 is at or after the bottom dead center.
  • the transition to the fourth cycle takes place when the pressure in the first chamber 5 is equal to the pressure upstream of that valve device which controls the inflow to the first chamber 5, or when a defined piston position in the cylinder is reached.
  • the connection to the suction device 22 is opened.
  • the fourth cycle in which a further increase in volume of the first chamber 5 takes place, fresh air can thus be sucked into the first chamber 5.
  • the connection between the first and second chambers is interrupted via the at least one air duct 13a.
  • the motor of the second embodiment may be formed according to the first embodiment.
  • the amount of fuel supplied through the device 15 fuel supplied by a microprocessor-controlled device as a function of Ausschiebetemperatur be dosed in order to improve the efficiency and protect the heat exchanger 13 from damage.
  • the Ausschiebetemperatur can be measured for example by means of a sensor 27 in the exhaust gas during ejection from the second chamber 6 in the at least one exhaust passage 13b of the heat exchanger 13.
  • the amount of fresh air supplied to the first chamber 5 can be metered by a microprocessor-controlled suction device 22 as a function of the ambient equilibrium pressure, for example, such that the combustion gas after expansion has the same pressure as after the heat exchanger 13.
  • thermocompression engines The efficiency of the above-described thermocompression engines is compared to conventional open-cycle heat engines improved by the fact that the exhaust heat is used very efficiently, because the combustion air is first pushed uncompressed through the heat exchanger 13, so that the combustion air temperature at the inlet of the heat exchanger 13 is cold and a large heat gradient can be used. During the sliding of the cold air only a small amount of thermal compression takes place. Because the heat exchanger 13 is acted upon on the cold side, ie in the at least one air channel 13 a with relatively cold air, the exhaust gas can be strongly cooled. This large waste heat utilization greatly increases the efficiency. In comparison, in a gas turbine process with a regenerator, the compressed air and thereby hotter air is pushed through the regenerator, thereby decreasing the efficiency of the regenerator.
  • the engine may be the working medium, i. the hot gas in the upper volume or the second chamber 6 of the cylinder, work up to ambient pressure.
  • the pressure in the cylinder at the beginning of the expulsion of the exhaust gas is significantly higher than the ambient pressure. This overpressure is then partially reused in the turbocharger. Without a turbocharger, this energy is lost in the diesel and gasoline engines.

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Abstract

Ein Thermokompressionsmotor umfasst einen Zylinder (1), einen Kolben (7), der den Zylinder in eine erste Kammer (5) und eine zweite Kammer (6) unterteilt, einen Wärmetauscher (13) mit mindestens einem Luftkanal (13a), der die erste Kammer (5) mit der zweiten Kammer (6) verbindet, und mindestens einem Abgaskanal (13b), der die zweite Kammer (6) mit der Außenumgebung verbindet, eine Ansaugeinrichtung (22), über die die erste Kammer (5) mit der Außenumgebung verbunden ist, und Ventileinrichtungen (3, 3a, 3b) zur Steuerung der Zu- und Abströmungen in die Kammern (5, 6) des Zylinders (1) und in die Kanäle (13a, 13b) des Wärmetauschers (13). In einem ersten Takt bzw. Thermokompressionstakt sind die erste und zweite Kammer (5, 6) über den mindestens einen Luftkanal (13a) verbunden ist, wodurch Luft aus der ersten Kammer (5) in den Wärmetauscher (13) ausgeschoben und aufgewärmte Luft aus dem Wärmetauscher (13) in die zweite Kammer (6) gefördert wird. In einem zweiten Takt wird eingebrachter Brennstoff in der zweiten Kammer (6) verbrannt. In einem dritten Takt ist während einer anschließenden Volumenvergrößerung der ersten Kammer (5) lediglich die Verbindung der zweiten Kammer (6) zum Abgaskanal (13b) offen. In einem vierten Takt wird während einer weiteren Volumenvergrößerung der ersten Kammer (5) Frischluft in die erste Kammer gesaugt, während die Verbindung zwischen der ersten und zweiten Kammer (5, 6) über den mindestens einen Luftkanal (13a) unterbrochen ist. Hierdurch wird eine Wärmekraftmaschine mit hohem Wirkungsgrad geschaffen.

Description

Thermokompressionsmotor
Beschreibung
Bisherige Wärmekraftmaschinen mit offenen Kreisprozess (Diesel-, Otto- und Jouleprozess (Gasturbinenprozess)) haben eine hohe Leistungsdichte und einen relativ hohen Wirkungsgrad, weil das Arbeitsmedium von der Umgebung außerhalb angesaugt wird und damit die unteren Temperatur nach dem Gesetz von Carnot von außerhalb genutzt wird.
Wärmekraftmaschinen, Beheizungen und zugehörige Ventilsteuerungen sind beispielsweise aus DE 27 06 726 AI, DE 29 26 970 AI, DE 10 2007 023 295 AI, US 5,899,177, DE 10 2007 062 293 AI, DE 25 282 45 AI, DE 41 34 404 AI, DE 24 05 033 AI, DE 102 39 403 AI, DE 100 83 635 AI, DE 2035605 AI, DE 3429727 AI, DE 4024558 AI, DE 4302087 AI, DE 4340872 AI, DE 4418286 AI, EP 1053393 AI, EP 1126153 A2, EP 1979601 AI, WO 1985001988 AI, WO 1993008390 AI, WO 1996019649 AI, WO 2003046347 AI und WO 2005003542 A8 bekannt.
Mit der inneren Verbrennung wird Wärme zugeführt. Deshalb ist im Prinzip kein Wärmetauscher erforderlich. Die Motorkühlung hat mehr mechanische Gründe und lässt eine einfache Schmierung der Zylinderwände zu. Nachteilig ist, dass die Abgastemperaturen der offnen Kreisprozesse relativ hoch sind und meistens ungenutzt als Verlust durch den Auspuff bzw. Kamin ausgestoßen werden.
Bei geschlossenen Kreisprozessen werden Wärmetauscher benötigt. Wärmetauscher arbeiten mit einer Temperatur differenz, haben eine endliche Größe und benötigen bei hohen Temperaturen, welche eine Voraussetzung für hohe Wirkungsgrade sind, hochwertige Materialien. Deshalb ist bei diesen thermischen Kreisprozessen, wie z.B. beim Stirling-Prozess oder Rankine-Prozess bzw. Dampfkraftwerksprozess, der Wirkungsgrad oftmals durch das Material der Wärmetauscher, in der Regel Stahl, begrenzt.
Noch ein Nachteil der offenen thermischen Kreisprozesse ist, dass ein hoher mechanischer Aufwand betrieben werden muss, um eine hohe Verdichtung zu erzeugen. Bei äußerer Wärmezufuhr und einem geschlossen Prozess muss ein relativ hoher apparativer Aufwand betrieben werden, um die Wärme in Wärmetauschern zuzuführen bzw. abzuführen. Dabei können jedoch relativ hohe Wirkungsgrade erzielt werden. Aus der DE 22 09 791 A ist eine Wärmekraftmaschine bekannt, die als Hub-Doppelkolbenmaschine einen Zylinder umfasst, welcher durch einen Kolben in eine obere und eine untere Kammer geteilt ist. Über die untere Kammer wird Frischluft angesaugt und vorverdichtet, während die obere Kammer der Expansion eines sauerstoffhaltigen Heißgases dient. Die untere und obere Kammer sind durch ventilgesteuerte Erhitzerrohre miteinander verbunden, welches außerhalb des Zylinders angeordnet ist. In der unteren Kammer vorkomprimiertes Gas wird in Erhitzerrohren mittels einer externen Wärmequelle auf höheren Druck gebracht und dann taktweise der oberen Kammer zugeführt. Als Wärmequelle dient ein externer Brenner mit kontinuierlicher Verbrennung. Das aus der oberen Kammer nach seiner Expansion ausgeschobene Gas wird dabei dem Brenner als Brennluft zugeführt, so dass die aus der DE 22 09 791 A bekannte Wärmekraftmaschine praktisch mit einer äußeren Verbrennung arbeitet.
Weiterhin ist aus der US 4,333,424 A eine Verbrennungskraftmaschine mit einem vorgeschalteten Kompressor bekannt. Die aus dem Kompressor kommende vorverdichtete Luft wird über einen Wärmetauscher geführt und dort durch die Verbrennungsgase der Verbrennungskraftmaschine erhitzt. Die vorverdichtete und erhitzte Luft gelangt anschließend in den Brennraum einer Zylinder-Kolben- Einheit, um diesem zugeführten Brennstoff während eines Arbeitstaktes zu verbrennen. Die Abgase der Zylinder-Kolben-Einheit werden über den Wärmetauscher geleitet, bevor diese an die Umgebung gelangen.
Es ist die Aufgabe der Erfindung die Vorteile des offenen Kreisprozesses mit den Vorteilen der geschlossenen Kreisprozesse in einer relativ einfachen Wärmekraftmaschine zu vereinen, indem die Wärme der Abgase im Inneren der Maschine genutzt wird.
Diese Aufgabe wird durch einen Thermokompressionsmotor mit den Merkmalen von Patentanspruch 1 gelöst. Der erfindungsgemäße Thermokompressionsmotor umfasst einen Zylinder, einen Kolben, der hin und her bewegbar in dem Zylinder angeordnet ist und den Zylinder in eine erste Kammer und eine zweite Kammer unterteilt, einen Wärmetauscher mit mindestens einem Luftkanal, der die erste Kammer mit der zweiten Kammer verbindet, und mindestens einem Abgaskanal, der die zweite Kammer mit der Außenumgebung verbindet, wobei der mindestens eine Luftkanal und der mindestens eine Abgaskanal einen Wärmetausch ermöglichend zueinander angeordnet sind, eine Ansaugeinrichtung, über die die erste Kammer mit der Außenumgebung verbunden ist, sowie Ventileinrichtungen zur Steuerung der Zu- und Abströmungen in die Kammern des Zylinders und in die Kanäle des Wärmetauschers. Dabei sind die Ventileinrichtungen derart angesteuert, dass folgende Takte aufeinanderfolgend ausgeführt werden, nämlich dass: in einem ersten Takt bzw. Thermokompressionstakt während einer Volumenverminderung der ersten Kammer die erste Kammer mit der zweiten Kammer über den mindestens einen Luftkanal verbunden ist, wodurch Luft aus der ersten Kammer in den Wärmetauscher ausgeschoben und aufgewärmte Luft aus dem Wärmetauscher in die zweite Kammer gefördert wird, eine Zuströmung über die Ansaugeinrichtung in die erste Kammer sowie eine Abströmung aus der zweiten Kammer in den mindestens einen Abgaskanal hingegen unterbrochen ist, in einem zweiten Takt anschließend während einer Volumenverminderung der ersten Kammer die Verbindung zwischen dem mindestens einen Luftkanal und der zweiten Kammer geschlossen ist und eingebrachter Brennstoff in der zweiten Kammer verbrannt wird, wobei die Zuströmung zur ersten Kammer weiterhin unterbrochen ist, in einem dritten Takt während einer anschließenden Volumenvergrößerung der ersten Kammer lediglich die Verbindung der zweiten Kammer zum Abgaskanal offen ist, und in einem vierten Takt während einer weiteren Volumenvergrößerung der ersten Kammer die Zuströmung über die Ansaugeinrichtung geöffnet wird, während die Verbindung zwischen der ersten und zweiten Kammer über den mindestens einen Luftkanal unterbrochen ist.
Dadurch wird ein sehr hoher Wirkungsgrad erzielt. Bei einer Simulationsrechnung mit einer maximalen Wärmetauschertemperatur von 1000°C und einer maximalen inneren Temperatur von 1700°C wurde ein Wirkungsgrad von ca. 70% errechnet.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in weiteren Patentansprüchen angegeben.
Die Ansteuerung der Ventileinrichtungen kann derart erfolgen, dass für jede Hin- und Herbewegung des Kolbens ein Arbeitstakt ausgeführt wird, in dem Brennstoff in der zweiten Kammer verbrannt wird. Es ist jedoch auch möglich, zwischen dem ersten Takt und dem zweiten Takt ein Verdichtungstakt einzuschieben, in dem für eine Hin- und Herbewegung des Kolbens alle Ventileinrichtungen geschlossen gehalten werden, und die Verbrennung im zweiten Takt nach Totpunktüberwindung des Kolbens beginnt. In diesem Fall wird nur bei jeder zweiten Hin- und Herbewegung des Kolbens ein Arbeitstakt ausgeführt. Jedoch steht für den Arbeitstakt ein längerer Hub zur Verfügung, da die Verbrennung im zweiten Takt früher beginnen kann, beispielsweise bereits kurz vor, im oder kurz nach dem Totpunkt des Kolbens bei maximalem Volumen der ersten Kammer und minimalem Volumen der zweiten Kammer.
Vorzugsweise verbleibt in der ersten Kammer im Totpunkt des Kolbens bei minimalem Volumen derselben ein definierter Restraum, so dass die komprimierte Luft als Gasfeder wirkt. Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung sind die Ventileinrichtungen derart angesteuert, dass im Übergang vom zweiten Takt zum dritten Takt die Verbindung der zweiten Kammer zum mindestens einen Abgaskanal im oder nach dem Totpunkt bei minimalem Volumen der ersten Kammer geöffnet wird, wenn der Druck in der zweiten Kammer gleich dem Druck nach dem Abgaskanal des Wärmetauschers ist. Hierdurch werden Ausschiebeverluste gering gehalten
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung sind die Ventileinrichtungen derart angesteuert, dass im vierten Takt die Verbindung zur Ansaugeinrichtung geöffnet wird, wenn der Druck in der ersten Kammer gleich dem Druck vor der entsprechenden Ventileinrichtung ist oder eine definierte Kolbenstellung im Zylinder erreicht ist. Hierdurch werden Verluste beim Gaswechsel vermieden.
Die Ventileinrichtungen können in beliebiger Bauart ausgeführt sein. Insbesondere können durch eine Kurbelwelle oder Nockenwelle gesteuerte Ventile zum Einsatz kommen. Ferner können individuell ansteuerbare Magnetventile verwendet werden. Gemäß einer vorteilhaften Ausgestaltung kommen Schieber zum Einsatz. In einer besonderen Ausführungsvariante können ein erster Schieber, der sowohl Zuströmung und Abströmung der ersten Kammer steuert, und/oder ein zweiter Schieber, der sowohl Zuströmung und Abströmung der zweiten Kammer steuert, vorgesehen sein. Hierdurch ergibt sich eine besonders einfache Bauweise.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung ist der Wärmetauscher mit mindestens einem der Schieber fest verbunden und drehbar um den Zylinder angeordnet ist. Der Gasaustausch kann in diesem Fall sehr einfach durch entsprechende Öffnungen in der Zylinderwand bzw. in einem Boden und/oder Deckel des Zylinders in Abhängigkeit der Drehstellung des Wärmetauschers zum Zylinder gesteuert werden.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung wird die Menge zugeführten Brennstoffs durch ein Mikroprozessor gesteuertes Gerät als Funktion der Ausschiebetemperatur, d.h. der Temperatur des Abgases beim Ausschieben aus der zweiten Kammer in den mindestens einen Abgaskanal des Wärmetauschers dosiert. Hierdurch lässt sich eine weitere Wirkungsgradverbesserung erzielen. Der Wärmetauscher wird abgasseitig optimal genutzt. Zudem werden Beschädigungen des Wärmetauschers, beispielsweise durch Überhitzung, zuverlässig vermieden.
Vorzugsweise wird die der ersten Kammer zugeführte Frischluftmenge durch eine Mikroprozessor gesteuerte Ansaugeinrichtung als Funktion des Umgebungsgleichdrucks dosiert, so dass das Verbrennungsgas nach der Expansion den gleichen Druck wie nach dem Wärmetauscher aufweist. Auch hierdurch lässt sich der Wirkungsrad weiter erhöhen. Insbesondere wird der Abgasdruck optimal genutzt. Zudem werden die Betriebsgeräusche minimiert. Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist der Kolben mit einer Kolbenstange verbunden, wobei ein Kühlkanal durch die Kolbenstange und den Kolben verläuft. Der Kühlkanal erstreckt sich von einer Öffnung im Bereich der ersten Kammer zu mindestens einer Öffnung im Bereich der zweiten Kammer. Ferner ist ein Rückschlagventil in dem Kühlkanal angeordnet, welches eine Rückströmung aus der zweiten Kammer in die erste Kammer verhindert. Hierdurch wird auf einfache Art und Weise eine Kolbenkühlung erzielt.
Vorzugsweise ist mindestens eine der Öffnungen des Kühlkanals in die zweite Kammer auf die Innenwand des Zylinders gerichtet, so dass auch der Zylinder gekühlt werden kann.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist zur Kühlung des Zylinders ein Zylinderkühler in Form von sich durch den Mantel des Zylinders erstreckenden Kanälen vorgesehen. Diese Kanäle verbinden die erste Kammer mit der zweiten Kammer und werden im ersten Takt mit einem Teilstrom der Luft aus der ersten Kammer durchströmt. Die Durchströmung wird vorzugsweise durch die dem mindestens einen Luftkanal zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert. Hierdurch wird eine besonders effiziente Kühlung erreicht. Zudem wird die Abwärme zusätzlich zur Thermokompression genutzt, wodurch der Wirkungsgrad weiter verbessert wird.
Alternativ können die sich durch den Mantel des Zylinders erstreckenden Kanälen in Reihe mit dem mindestens einen Luftkanal geschaltet werden, so dass der Gesamtstrom der Luft aus der ersten Kammer über der Zylinderkühler geführt ist und die die Durchströmung durch die dem mindestens einen Luftkanal zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert wird. Hierdurch werden die Kühlwirkung und die Nutzung der Abwärme weiter verbessert.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung sind die Ventileinrichtungen und der Wärmetauscher innerhalb eines radialen Ringraums um den Außenumfang des Zylinders angeordnet, so dass sich ein besonders kompakter Aufbau des Motors ergibt.
Nachfolgend wird die Erfindung anhand von in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Die Zeichnung zeigt in
Fig. 1 einen Schnitt durch den Motor nach einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung, Fig. 2 eine schematische Darstellung zu Anfang von Takt 1,
Fig. 3 das Ende von Takt 1,
Fig. 4 den Anfang von Takt 2,
Fig. 5 das Ende von Takt 2,
Fig. 6 eine schematische Darstellung von Takt 3, Fig. 7 eine schematische Darstellung von Takt 4,
Fig. 8 eine Darstellung der Ventilstellungen in Abhängigkeit der Kolbenstellung bezogen auf eine
Kurbelwellenumdrehung von 360°,
Fig. 9 eine schematische Darstellung der Kolben- und Zylinderlaufflächenkühlung,
Fig. 10 ein p-V Diagramm für die zweite Kammer (heißes Volumen),
Fig. 11 ein p-V Druckdifferenzdiagramm für die Druckdifferenz zwischen der zweiten Kammer und der ersten Kammer in Abhängigkeit des Volumens der zweiten Kammer,
Fig. 12 eine schematische Darstellung eines rotationssymmetrischen ersten Schiebers,
Fig. 13 einen Schnitt durch den Motor nach einem zweiten Ausführungsbeispiel,
Fig. 14 eine schematische Darstellung zu Anfang von Takt 1,
Fig. 15 das Ende von Takt 1,
Fig. 16 den Beginn des Verdichtungstakts
Fig. 17 den weiteren Verlauf des Verdichtungstakts
Fig. 18 Takt 2,
Fig. 19 das Ende von Takt 2,
Fig. 20 eine schematische Darstellung von Takt 3,
Fig. 21 eine schematische Darstellung von Takt 4, und in
Fig. 22 eine Darstellung der Ventilstellungen in Abhängigkeit der Kolbenstellung bezogen auf zwei
Kurbelwellenumdrehungen von 720°.
Der Thermokompressionsmotor, der als bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung in Fig. 1 wiedergegeben ist, besteht im Wesentlichen aus einem Zylinder 1 mit einem sich darin auf- und abwärts bewegenden Kolben 7, der nach oben hin wärmeisoliert ist, sowie einer Kurbelwelle 2 mit Kurbelwangen 9, die mit einer Pleuelstange 8 über ein Gelenk verbunden ist. Der Kolben 7 wird mit einer Kolbenstange und einem Kreuzkopf 10 und einer Kreuzkopfführung 11 linear geführt.
Der Zylinder 1 ist mit einem oberen Deckel 14, der nach innen isoliert ist, abgeschlossen. Der Zylinder 1 ist auch mit einem unteren Deckel 17 abgeschlossen.
Der Kolben 7 unterteilt den Innenraum des Zylinders in eine erste Kammer 5 und eine zweite Kammer 6. Das Volumen der beiden Kammern verändert sich in Abhängigkeit der Kolbenstellung. Die Lufteinsaugung in die erste, in Fig. 1 untere Kammer 5 des Zylinders 1 und das Verdrängen der Luft von der ersten Kammer 5 in die zweite, in Fig. 1 obere Kammer 6 des Zylinders 1 wird durch Ventileinrichtungen gesteuert. Bei dem ersten Ausführungsbeispiel ist hierzu ein unterer erster Schieber 3 a vorgesehen, der in Fig. 12 näher dargestellt ist. Der erste Schieber 3 wird von der Kurbelwelle 2 angetrieben. Das Verdrängen des Abgases aus der oberen zweiten Kammer 6 des Zylinders 1 und das Aufnehmen der vorgewärmten Luft aus einem Wärmetauscher 13 wird mit weiteren Ventileinrichtungen gesteuert. Bei dem ersten Ausführungsbeispiel ist hierzu ein oberer zweiter Schieber 3b bzw. Abgasschieber vorgesehen.
Die Schieber 3 a und 3b werden von der Kurbelwelle 2 über Zahnriemen oder Ketten oder Königswelle und Zahnräder angetrieben. Entsprechende Antriebe sind hinlänglich bekannt. Eine Kurbelwellenumdrehung muss nicht unbedingt eine vollständige Schieberumdrehung sein.
Zwischen den Schiebern 3 a und 3b ist ein Wärmetauscher 13 angeordnet. Der Wärmetauscher 13 hat eine Abgasseite mit mindestens einem Abgaskanal 13 a, der die zweite Kammer 6 mit der Außenumgebung, und eine Luftseite mit mindestens einem Luftkanal 13b, der die erste Kammer 5 mit der zweiten Kammer 6 verbindet. Der Wärmetauscher 13 ist nicht mit der Zylinderwand fest verbunden, um thermische Spannungen zu vermeiden. Außerdem kann dadurch verhindert werden, dass die Schieber 3 a und 3b durch die thermische Expansion„eingeklemmt" werden.
Der Wärmetauscher 13 ist vorliegend mit den Schiebern 3a und 3b fest verbunden und drehbar um den Zylinder 1 angeordnet. Der Gasaustausch wird durch entsprechende Öffnungen 22 in der Zylinderwand, ggf. auch im Boden 17 und/oder Deckel 14 des Zylinders 1, in Abhängigkeit der Drehstellung des Wärmetauschers 13 zum Zylinder 1 gesteuert.
Wie Fig. 9 zeigt, ist der Kolben 7 mit einer Kolbenstange verbunden ist. Ein Kühlkanal 19 verläuft durch die Kolbenstange und den Kolben 7. Dieser Kühlkanal 19 erstreckt sich von einer Öffnung 25 im Bereich der ersten Kammer 5 zu mindestens einer Öffnung 26 im Bereich der zweiten Kammer 6. Ferner ist ein Rückschlagventil 18 in dem Kühlkanal 19 angeordnet, welches eine Rückströmung aus der zweiten Kammer 6 in die erste Kammer 5 verhindert. Hierdurch wird der Kolben 7 gekühlt. Die Öffnung 26 des Kühlkanals 19 in die zweiten Kammer 6 ist vorzugsweise auf die Innenwand des Zylinders 7 gerichtet, um diese und damit den Führungsbereich des Kolbens 7 zu kühlen.
Um den Zylinder 1 ist ein Zylinderkühler 4 angeordnet. Entweder wird der Zylinder 1 herkömmlich mit einer Kühlflüssigkeit gekühlt oder aber auch mit einem Teilstrom oder dem Gesamtstrom aus der verdrängten Luft der unteren ersten Kammer 5 des Zylinders 1 im ersten Takt.
Bei dem dargestellten ersten Ausführungsbeispiel wird der Zylinderkühler 4 durch Kanäle gebildet, die im Mantel des Zylinders verlaufen und die erste Kammer 5 mit der zweiten Kammer 6 verbinden. Im ersten Takt werden diese mit einem Teilstrom der Luft aus der ersten Kammer 5 durchströmt, wobei die Durchströmung durch die dem mindestens einen Luftkanal 13a zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert wird.
Alternativ können die Kanäle zur Zylinderkühlung im Mantel des Zylinders 1 auch die Luftkanäle 13a des Wärmetauschers 13 bilden oder mit solchen in Reihe geschaltet werden, so dass der Gesamtstrom der Luft aus der ersten Kammer 5 über der Zylinderkühler 4 geführt ist. Die Durchströmung wird hier wiederum durch die dem mindestens einen Luftkanal 13a zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert.
Im Hinblick auf eine kompakte Bauweise sind die Ventileinrichtungen bzw. vorliegend die Schieber 3 a und 3b und der Wärmetauscher 13 innerhalb eines radialen Ringraums um den Außenumfang des Zylinders 1 angeordnet.
In Fig. 11 sind die Takte als eine Druckdifferenz (Y-Achse) (Druckdifferenz zwischen oberer zweiter Kammer 6 und unterer erster Kammer 5) als Funktion des Volumens der oberen zweiten Kammer 5 im Diagramm dargestellt.
In Fig. 10 ist der Druck in der oberen zweiten Kammer 6 des Zylinders 1 als Funktion des Raumvolumens in der oberen zweiten Kammer 6 dargestellt.
Die Ventileinrichtungen bzw. Schieber 3 a und 3b zur Steuerung der Zu- und Abströmungen in die Kammern 5 und 6 des Zylinders 1 und in die Kanäle 13a und 13b des Wärmetauschers 13 sind derart angesteuert, dass folgende Takte aufeinanderfolgend ausgeführt werden:
Erster Takt des Motors: Fig. 2 Anfang bis Fig. 3 kurz vor Ende; Fig. 11 Punkt 1 - 2
Der Kolben 7 ist im oberen Totpunkt und bewegt sich nach unten. Der obere Luftschieber 3b ist zur Luftseite des Wärmetauschers 13, d.h. zu dem mindestens einen Luftkanal 13a offen und der untere Schieber 3b ist auch zur Luftseite des Wärmetauschers 13, d.h. zu dem mindestens einen Luftkanal 13a offen. Mit der Abwärtsbewegung des Kolbens 7 wird die kalte Luft im kalten unteren Volumen bzw. der ersten Kammer 5 verdrängt und in den Wärmetauscher geschoben. Außerdem vergrößert sich das heiße obere Volumen bzw. die zweite Kammer 6 und es strömt aufgewärmte Luft vom Wärmetauscher 13 in das heiße obere Volumen bzw. die zweite Kammer 6. Durch die Aufwärmung der Luft steigt der Druck im oberen und unteren Volumen, d.h. den Kammern 5 und 6. Da der Druck in beiden Kammern 5 und 6 gleich ist, wird bei diesem Takt keine Arbeit von der Kurbelwelle 2 benötigt oder auf die Kurbelwelle 2 übertragen; es muss nur die Reibung überwunden werden. Dieser Takt wird auch als „Thermokompressionstakt" bezeichnet. Der Druck wird nur durch eine gestiegene Temperatur und nicht durch eine Verringerung des Volumens gesteigert.
In diesem Takt kann auch Brennstoff vor dem Wärmetauscher, nach dem Wärmetauscher oder im Brennraum eingebracht werden. Der Brennstoff muss so beschaffen sein, dass er sich nicht selber entzünden kann.
Zweiter Takt: Fig. 4 Anfang bis Fig. 5 Ende; Fig. 11 Punkt 2- 3
Nach ca. 40° bis 80° Kurbelwellenumdrehung werden der obere Luftschieber 3b und der untere Schieber 3 a geschlossen. Es wird Brennstoff eingebracht, sofern er nicht im ersten Takt eingebracht worden ist. Außerdem muss der Brennstoff mit Hilfe einer geeigneten Zündung (z.B. Zündkerze, Zündstrahl wie beim Otto-Motor) gezündet werden oder er muss sich selbst entzünden (wie beim Diesel-Motor).
Darauf hin wird das heiße Gas im oberen Volumen bzw. der zweiten Kammer 6 des Zylinders 1 mit der Herabbewegung des Kolbens 7 expandiert und das kalte Gas im unteren Volumen bzw. der ersten Kammer 5 des Zylinders 1 komprimiert.
Da der Druck in der oberen zweiten Kammer 6 wesentlich größer ist, als in der unteren ersten Kammer 5, wird Arbeit an die Kurbelwelle 2 abgegeben.
Ab einem gewissen Kurbelwellenwinkel ist der Druck im oberen Volumen bzw. der zweiten Kammer 6 gleich dem Druck im unteren Volumen bzw. der ersten Kammer 5 (Punkt 2b in Fig. 11). Ab diesem Kurbelwinkel muss die Kurbelwelle 2 Arbeit leisten. Diese Kompressionsarbeit wird allerdings im dritten Takt wieder gewonnen. Im unteren Volumen bzw. der ersten Kammer 5 des Zylinders 1 ist ein Restraum im unteren Totpunkt, dessen Größe durch mechanische und thermodynamische Aspekte festgelegt werden muss.
Der obere Abgasschieber 3b wird so gesteuert und zur Abgasseite des Wärmetauschers 13 geöffnet, wenn der Druck im oberen Volumen bzw. der zweiten Kammer 6 des Zylinders 1 gleich dem Druck nach dem Wärmetauscher 13 ist und der Kolben den unteren Totpunkt überwunden hat oder der Kolben 7 im unteren Totpunkt ist. Ein Ende 21 des abgasseitigen Wärmetauschers 13 bzw. des mindestens einen Abgaskanals 13b desselben ist zur Umgebung offen bzw. mit einem Auspuffsammler oder Turbolader verbunden.
Dritter Takt: Fig. 5 Anfang bis Fig. 6; Fig. 11 Punkt 3 - 4 Der dritte Takt beginnt im unteren Totpunkt oder nach dem Totpunkt des Kolbens 7. Der obere Abgasschieber 3b ist zur Abgasseite des Wärmetauschers 13 offen und mit der Hinaufbewegung des Kolbens 7 wird das Abgas durch den Wärmetauscher 13 geschoben. Der untere Schieber 3a bleibt geschlossen. Die komprimierte Luft im unteren Volumen bzw. in der ersten Kammer 5 des Zylinders 1 expandiert und leistet Arbeit an der Kurbelwelle 2.
Vierter Takt: Fig. 7 bis Fig. 2 Ende; Fig. 11 Punkt 4 - 1
Nach ca. 280° bis 320° Kurbelwellenumdrehung oder wenn der untere Zylinderdruck gleich dem Umgebungsluftdruck oder Druck am Ansaugstutzen ist, öffnet der untere Schieber 3 a zur Umgebung und saugt Frischluft von der Umgebung bzw. über eine Ansaugeinrichtung 22, beispielsweise einen Ansaugstutzen bis zum oberen Totpunkt an. Wie beim Otto- oder Dieselmotor muss es nicht ganz exakt der obere Totpunkt sein. Der obere Abgasschieber 3b ist weiterhin zur Abgasseite des Wärmetauschers 13, d.h. zu dem mindestens einen Abgaskanal 13b offen.
Fig. 8 zeigt die Stellungen der Schieber 3a und 3b. Bei den angegebenen Winkeln handelt es sich um Cirka-Angaben für den Drehwinkel der Kurbelwelle, welcher mit der Stellung des Kolbens 7 korrespondiert. Diese Winkel können durch thermodynamische und fluiddynamische Berechnungen optimiert werden.
Bei dem vorstehend erläuterten Aufführungsbeispiel kommt auf jede Kurbelwellenumdrehung von 360° ein Arbeitstakt (Takt 2). Jedoch kann, wie nachfolgend anhand eines weiteren Ausführungsbeispiels erläutert wird, nach dem ersten Takt zusätzlich ein Verdichtungstakt eingeführt werden, woraufhin dann der Arbeitstakt, d.h. der oben erläuterte zweite Takt folgt. Der zweite Takt kann in diesem Fall über einen Kurbelwellenwinkel von bis zu 180° nach dem Verdichtungstakt ausgeführt werden. Gleiche Bauteile im zweiten Ausführungsbeispiel sind mit gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet.
Der in Fig. 13 dargestellte Thermokompressionsmotor des zweiten Ausführungsbeispiels weist einen Zylinder 1 auf, in dem ein Kolben 7 gleitbewegbar geführt ist. Der hin und her bewegbare Kolben 7 unterteilt einen Innenraum des Zylinders 1 eine erste Kammer 5 und eine zweite Kammer 6. Weiterhin umfasst der Motor einen Wärmetauscher 13 mit mindestens einem Luftkanal 13a und mindestens einem Abgaskanal 13b. Der Luftkanal 13a verbindet die erste Kammer 5 mit der zweiten Kammer 6. Der Abgaskanal 13b verbindet die zweite Kammer 6 mit der Außenumgebung. Dabei sind der mindestens eine Luftkanal 13a und der mindestens eine Abgaskanal 13b einen Wärmetausch ermöglichend zueinander angeordnet. Vorliegend ist eine Gegenstromanordnung dargestellt. Möglich ist jedoch auch eine Gleich- oder Kreuzstromanordnung, wobei die Gegenstromanordnung jedoch am effektivsten ist. Femer ist eine Ansaugeinrichtung 22 vorgesehen, über die die erste Kammer 5 mit der Außenumgebung verbunden ist, um Frischluft anzusaugen.
Weiterhin weist der Thermokompressionsmotor allgemein mit dem Bezugszeichen 3 gekennzeichnete Ventileinrichtungen zur Steuerung der Zu- und Abströmungen in die Kammern 5 und 6 des Zylinders und in die Kanäle 13a und 13b des Wärmetauschers 13 auf. Die Ventileinrichtungen 3 können wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel als Schieber ausgeführt sein. Jedoch können auch andere Ventiltypen, z.B. durch die Kurbelwelle 2 gesteuerte Stößel oder individuell ansteuerbare Magnetventile verwendet werden. Die Ventileinrichtungen 3 sind derart angesteuert, um die in den Fig. 14 bis 21 dargestellten Takte aufeinanderfolgend auszuführen. Die jeweiligen Stellungen der Ventileinrichtungen sind in Fig. 22 angegeben.
In einem ersten Takt bzw. Thermokompressionstakt (vgl. Fig. 14 und 15) wird während einer Volumenverminderung der ersten Kammer 5 die erste Kammer 5 mit der zweiten Kammer 6 über den mindestens einen Luftkanal 13a des Wärmetauschers 13 verbunden. Gleichzeitig ist eine Zuströmung von Frischluft über die Ansaugeinrichtung 22 in die erste Kammer 5 sowie eine Abströmung aus der zweiten Kammer 6 in den mindestens einen Abgaskanal 13b unterbrochen. Infolge der Kolbenbewegung wird Luft aus der ersten Kammer 5 in den mindestens einen Luftkanal 13a des Wärmetauschers 13 ausgeschoben. Zudem wird vom Abgaskanal 13b aufgewärmte Luft aus dem mindestens einen Luftkanal 13a in die zweite Kammer 6 gefördert. Das Volumen des Luftkanals 13a ist derart dimensioniert, dass eine hinreichende Aufwärmung zwecks thermischer Kompression ermöglicht wird.
Auf den ersten Takt kann wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel der oben beschriebene zweite Takt folgen. Vorliegend ist jedoch ein Verdichtungstakt (vgl. Fig. 16 und 17) eingeschoben, in dem für eine Hin- und Herbewegung des Kolbens 7 alle Ventileinrichtungen 3 geschlossen gehalten sind.
Hernach folgt der zweite Takt (vgl. Fig. 18 und 19) als Arbeitstakt, wobei die Verbrennung bei oder bereits kurz vor oder nach Totpunktüberwindung des Kolbens 7 beginnen kann. Der Verbrennungsbeginn kann in einem Bereich von etwa 10° bis max. 30° vor dem Totpunkt bis 10° bis max. 40° nach diesem Totpunkt liegen. Während der Expansion der zweiten Kammer 6 bzw. Volumenverminderung der ersten Kammer 5 ist die Verbindung zwischen dem mindestens einen Luftkanal 13a und der zweiten Kammer 6 geschlossen. Die Zuströmung zur ersten Kammer 5 bleibt weiterhin unterbrochen.
Die erste Kammer 5 ist derart konfiguriert, dass im Totpunkt des Kolbens 7 bei minimalem Volumen der ersten Kammer 5, in Fig. 13 dem unteren Totpunkt, ein definierter Restraum verbleibt, in dem komprimierte Luft als Gasfeder wirken kann. Beim Übergang vom zweiten Takt zum dritten Takt wird die Verbindung der zweiten Kammer 6 zum mindestens einen Abgaskanal 13b geöffnet, und zwar vorzugsweise dann, wenn der Kolben 7 im Totpunkt bei minimalem Volumen der ersten Kammer 5, d.h. in Fig. 13 im unteren Totpunkt, ist oder der Druck in der zweiten Kammer 6 gleich dem Druck nach dem Wärmetauscher 13 ist und der Kolben 7 sich im oder nach dem unteren Totpunkt befindet.
Im dritten Takt (vgl. Fig. 20), d.h. während einer anschließenden Volumenvergrößerung der ersten Kammer 5 ist lediglich die Verbindung der zweiten Kammer 6 zum Abgaskanal 13b offen.
Der Übergang zum vierten Takt, in dem Frischluft angesaugt wird, erfolgt dann, wenn der Druck in der ersten Kammer 5 gleich dem Druck vor derjenigen Ventileinrichtung ist, welche den Zustrom zur ersten Kammer 5 steuert, oder wenn eine definierte Kolbenstellung im Zylinder erreicht ist. Dazu wird die Verbindung zur Ansaugeinrichtung 22 geöffnet. Im vierten Takt (vgl. Fig. 21), in dem eine weitere Volumenvergrößerung der ersten Kammer 5 erfolgt, kann somit Frischluft in die erste Kammer 5 angesaugt werden. Gleichzeitig ist die Verbindung zwischen der ersten und zweiten Kammer über den mindestens einen Luftkanal 13a unterbrochen.
Im Übrigen kann der Motor des zweiten Ausführungsbeispiels gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel ausgebildet sein.
In beiden Fällen kann die Menge des über die Brennstoffzufuhr einrichtung 15 zugeführten Brennstoffs durch ein Mikroprozessor gesteuertes Gerät als Funktion der Ausschiebetemperatur dosiert werden, um den Wirkungsgrad zu verbessern und den Wärmetauscher 13 vor Beschädigungen zu schützen. Die Ausschiebetemperatur kann beispielsweise mittels eines Messfühlers 27 im Abgas beim Ausschieben aus der zweiten Kammer 6 in den mindestens einen Abgaskanal 13b des Wärmetauschers 13 gemessen werden.
Ferner kann die der ersten Kammer 5 zugeführte Frischluftmenge durch eine Mikroprozessor gesteuerte Ansaugeinrichtung 22 als Funktion des Umgebungsgleichdrucks dosiert werden, und zwar beispielsweise derart, dass das Verbrennungsgas nach der Expansion den gleichen Druck wie nach dem Wärmetauscher 13 aufweist.
Der Wirkungsgrad der vorstehend erläuterten Thermokompressionsmotoren wird gegenüber herkömmlichen Wärmekraftmaschinen mit offenen Kreisprozess dadurch verbessert, dass die Abgaswärme sehr effizient genutzt wird, denn die Verbrennungsluft wird zuerst unverdichtet durch den Wärmetauscher 13 geschoben, so dass die Verbrennungslufttemperatur am Eintritt des Wärmetauschers 13 kalt ist und ein großes Wärmegefälle genutzt werden kann. Während des Überschiebens der kalten Luft findet nur eine geringe thermische Kompression statt. Weil der Wärmetauscher 13 auf der kalten Seite, d.h. in dem mindestens einen Luftkanal 13a mit relativ kalter Luft beaufschlagt wird, kann das Abgas stark abgekühlt werden. Diese große Abwärmenutzung steigert den Wirkungsgrad stark. In Vergleich hierzu wird bei einem Gasturbinenprozess mit einem Regenerator die verdichtet Luft und dadurch heißere Luft durch den Regenerator geschoben, wodurch die Effizienz des Regenerators sinkt.
Der Motor kann das Arbeitsmedium, d.h. das heiße Gas im oberen Volumen bzw. der zweiten Kammer 6 des Zylinders, bis auf Umgebungsdruck abarbeiten. Beim Dieselmotor oder beim Otto-Motor bei Volllast ist der Druck im Zylinder zu beginn des Ausschiebens des Abgases deutlich höher als der Umgebungsdruck. Dieser Überdruck wird dann zum Teil im Turbolader wieder genutzt. Ohne Turbolader geht diese Energie im Diesel- und Ottomotor verloren.
Bezeichnungsliste
1 Kolben
2 Kurbelwelle
3a Einlassschieber
3b Auslassschieber
4 Zylinderkühler
5 erste Kammer bzw. unteres Volumen des Zylinders
6 zweite Kammer bzw. oberes Volumen des Zylinders
7 Kolben
8 Pleuelstange
9 Kurbelwange
10 Kreuzkopf
11 Kreuzkopfführung
13 Wärmetauscher
13a Luftkanal
13b Abgaskanal
14 Deckel mit Isolierung
15 Zündung (bei Ottokraftstoff)
16 Brennstoffzufuhreinrichtung
17 Boden
18 Rückschlagventil
19 Kühlkanal
20 Abdichtstreifen / Gleitstreifen / Kolbenringe 21 Abgasauslaß vom oberen Zylinder aus der heißen Seite des Wärmetauschers
22 Ansaugeinrichtung für Luftansaugung von außerhalb
23 Schlitze in der Zylinderwand
24 Kalte Luft vom unteren Zylinder in kalte Seite des Wärmetauschers
25 Bohrung oder Langloch
26 Öffnung Richtung Zylinderwand, Öffnungen sind oberhalb von Abdichtstreifen / Gleitstreifen / Kolbenringen
27 Messfühler
A oberer Totpunkt
B unterer und oberer Schieber werden geschossen, oben wird Brennstoff zugeführt bzw. Brennstoff gezündet
C maximale Druckdifferenz oben
D Druckgleichheit oben und unten
E unterer Totpunkt
F unteres Volumen des Zylinders: Luftansaugung von außen, oberes Volumen des Zylinders,
Ausschieben des Rauchgases, Kolben bewegt sich nach oben
G kalte Luft wird durch den Wärmetauscher von unten nach oben geschoben, Druck unten und oben sind gleich
H Punkt H
I Arbeit an Kurbelwelle durch höheren Druck oben als unten, Kolben bewegt sich nach unten;
Arbeit = Fläche B-C-D-B
J Arbeit von Kurbelwelle durch höheren Druck unten als oben, Kolben bewegt sich nach unten;
Arbeit = D-E-H-D
K Arbeit von Kurbelwelle durch höheren Druck unten als oben, Kolben bewegt sich nach oben,
Rückgewinnung der Kompressionsarbeit, die umschlossene Fläche stellt die geleistet Arbeit dar = F-H-E-F

Claims

Patentansprüche
1. Thermokompressionsmotor, umfassend:
einen Zylinder (1),
einen Kolben (7), der hin und her bewegbar in dem Zylinder (1) angeordnet ist und den Zylinder in eine erste Kammer (5) und eine zweite Kammer (6) unterteilt,
einen Wärmetauscher (13) mit mindestens einem Luftkanal (13a), der die erste Kammer (5) mit der zweiten Kammer (6) verbindet, und mindestens einem Abgaskanal (13b), der die zweite Kammer (6) mit der Außenumgebung verbindet, wobei der mindestens eine Luftkanal (13a) und der mindestens eine Abgaskanal (13b) einen Wärmetausch ermöglichend zueinander angeordnet sind,
eine Ansaugeinrichtung (22), über die die erste Kammer (5) mit der Außenumgebung verbunden ist, und
Ventileinrichtungen (3, 3a, 3b) zur Steuerung der Zu- und Abströmungen in die Kammern (5, 6) des Zylinders (1) und in die Kanäle (13a, 13b) des Wärmetauschers (13), wobei die Ventileinrichtungen (3, 3a, 3b) derart angesteuert sind, dass folgende Takte aufeinanderfolgend ausgeführt werden, nämlich: in einem ersten Takt bzw. Thermokompressionstakt während einer Volumenverminderung der ersten Kammer (5) die erste Kammer mit der zweiten Kammer (6) über den mindestens einen Luftkanal (13a) verbunden ist, wodurch Luft aus der ersten Kammer (5) in den Wärmetauscher (13) ausgeschoben und aufgewärmte Luft aus dem Wärmetauscher (13) in die zweite Kammer (6) gefördert wird, eine Zuströmung über die Ansaugeinrichtung (22) in die erste Kammer (5) sowie eine Abströmung aus der zweiten Kammer (6) in den mindestens einen Abgaskanal (13b) hingegen unterbrochen ist, in einem zweiten Takt anschließend während einer Volumenverminderung der ersten Kammer (5) die Verbindung zwischen dem mindestens einen Luftkanal (13a) und der zweiten Kammer (6) geschlossen ist und eingebrachter Brennstoff in der zweiten Kammer (6) verbrannt wird, wobei die Zuströmung zur ersten Kammer (5) weiterhin unterbrochen ist, in einem dritten Takt während einer anschließenden Volumenvergrößerung der ersten Kammer (5) lediglich die Verbindung der zweiten Kammer (6) zum Abgaskanal (13b) offen ist, und in einem vierten Takt während einer weiteren Volumenvergrößerung der ersten Kammer (5) die Zuströmung zu derselben über die Ansaugeinrichtung (22) geöffnet wird, während die Verbindung zwischen der ersten und zweiten Kammer (5, 6) über den mindestens einen Luftkanal (13a) unterbrochen ist.
2. Thermokompressionsmotor nach Ansprach 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem ersten Takt und dem zweiten Takt ein Verdichtungstakt eingeschoben ist, in dem für eine Hin- und Herbewegung des Kolbens (7) alle Ventileinrichtungen (3, 3 a, 3b) geschlossen gehalten sind, und die Verbrennung im zweiten Takt kurz vor, im oder nach der Totpunktüberwindung des Kolbens (7) beginnt.
3. Thermokompressionsmotor nach Ansprach 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Kammer (5) im Totpunkt des Kolbens (7) bei minimalem Volumen der ersten Kammer einen definierten Restraum aufweist.
4. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtungen (3, 3 a, 3b) derart angesteuert sind, dass im Übergang vom zweiten Takt zum dritten Takt die Verbindung der zweiten Kammer (6) zum mindestens einen Abgaskanal (13b) im oder nach dem Totpunkt bei minimalem Volumen der ersten Kammer (5) geöffnet wird, wenn der Druck in der zweiten Kammer (6) gleich dem Druck nach dem Abgaskanal (13b) des Wärmetauschers ist.
5. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtungen (3, 3 a, 3b) derart angesteuert sind, dass im vierten Takt die Verbindung zur Ansaugeinrichtung (22) geöffnet wird, wenn der Druck in der ersten Kammer (5) gleich dem Druck vor der entsprechenden Ventileinrichtung ist.
6. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine der Ventileinrichtungen als Schieber (3a, 3b) ausgebildet ist.
7. Thermokompressionsmotor nach Ansprach 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein erster Schieber (3 a) vorgesehen ist, der sowohl Zuströmung und Abströmung der ersten Kammer (5) steuert und/oder ein zweiter Schieber (3b) vorgesehen ist, der sowohl Zuströmung und Abströmung der zweiten Kammer (6) steuert.
8. Thermokompressionsmotor nach Ansprach 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Wärmetauscher (13) mit mindestens einem der Schieber (3a, 3b) fest verbunden und drehbar um den Zylinder (1) angeordnet ist, und dass der Gasaustausch durch entsprechende Öffnungen (22) in der Zylinderwand und/oder in einem Boden und/oder Deckel des Zylinders in Abhängigkeit der Drehstellung des Wärmetauschers (13) zum Zylinder (1) gesteuert wird.
9. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass dieser ein Mikroprozessor gesteuertes Gerät zur Dosierung der Menge zugeführten Brennstoffs als Funktion der Ausschiebetemperatur, d.h. der Temperatur des Abgases beim Ausschieben aus der zweiten Kammer (6) in den mindestens einen Abgaskanal (13b) des Wärmetauschers (13), aufweist.
10. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass dieser eine Mikroprozessor gesteuerte Ansaugeinrichtung (22) zur Dosierung der der ersten Kammer (5) zugeführten Frischluftmenge als Funktion des Umgebungsgleichdrucks aufweist, wobei die Dosierung derart erfolgt, dass das Verbrennungsgas nach der Expansion den gleichen Druck wie nach dem Wärmetauscher (13) aufweist.
11. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (7) mit einer Kolbenstange verbunden ist und ein Kühlkanal (19) durch die Kolbenstange und den Kolben (7) verläuft, wobei der Kühlkanal (19) sich von einer Öffnung (25) im Bereich der ersten Kammer (5) zu mindestens einer Öffnung (26) im Bereich der zweiten Kammer (6) erstreckt, und ein Rückschlagventil (18) in dem Kühlkanal (19) angeordnet ist, welches derart ausgebildet ist, um eine Rückströmung aus der zweiten Kammer (6) in die erste Kammer (5) zu verhindern.
12. Thermokompressionsmotor nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine der Öffnungen (26) des Kühlkanals (19) in die zweiten Kammer (6) auf die Innenwand des Zylinders (1) gerichtet ist.
13. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass ein Zylinderkühler (4) in Form von sich durch den Mantel des Zylinders (1) erstreckenden Kanälen vorgesehen ist, welche die erste Kammer (5) mit der zweiten Kammer (6) verbinden und im ersten Takt mit einem Teilstrom der Luft aus der ersten Kammer (5) durchströmt werden, wobei die Durchströmung durch die dem mindestens einen Luftkanal (13a) zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert wird.
14. Thermokompressionsmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass ein Zylinderkühler (4) in Form von sich durch den Mantel des Zylinders (1) erstreckenden Kanälen vorgesehen ist, welche die erste Kammer (5) mit dem Luftkanal (13a) des Wärmetauschers verbinden oder den Luftkanal (13a) bilden, wobei der Gesamtstrom der Luft aus der ersten Kammer (5) über der Zylinderkühler (4) geführt ist und die Durchströmung durch die dem mindestens einen Luftkanal (13a) zugeordneten Ventileinrichtungen gesteuert wird.
15. Thermokompressionsmotor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinrichtungen (3, 3a, 3b) und der Wärmetauscher (13) innerhalb eines radialen Ringraums flach um den Außenumfang des Zylinders (1) angeordnet sind.
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