DE102017002167B4

DE102017002167B4 - Hocheffizienter asymmetrischer Drehkolbenmotor

Info

Publication number: DE102017002167B4
Application number: DE102017002167.8A
Authority: DE
Inventors: Auf Nichtnennung Antrag
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2017-03-07
Filing date: 2017-03-07
Publication date: 2020-07-09
Anticipated expiration: 2037-03-08
Also published as: DE102017002167A1

Abstract

Hocheffizienter asymmetrischer Drehkolbenmotor bestehendaus einem das Motorgehäuse darstellenden kreisrunden Hohlzylinder, in welchem ein exzentrisch auf der Antriebswelle sitzender kreisrunder Drehkolben rotiert, und einer Drosselklappe,dadurch gekennzeichnet, dassan dem Motorgehäuse ein-und ausfahrende Schieber asymmetrisch angeordnet sind, wobei sich ein Expansions- oder Arbeitsschieber bei 0°, ein Verdichtungsschieber bei 20° und ein Trennschieber bei 240° befinden, wobei die Verdichtung sich von einerDrehkolbenscheitellinienposition von 255° bis 20° erstreckt, wobei sich der Arbeitstakt von einer Drehkolbenscheitellinienposition von 20° bis 225° erstreckt, wobei das Ansaugen hinter der Drehkolbenscheitellinie bei einer Drehkolbenscheitellinienposition bei 255° beginnt und bei 120° endet, wobei die Drosselklappe bei 120° geschlossen wird, und wobei bei weiterer Drehkolbendrehung das verbrannte Gemisch durch die Auslassöffnung ausströmt.

Description

Ausgangslage
Der dramatische Klimawandel und die gesundheitsgefährdende Luftverschmutzung in den Städten zwingt die EU, USA, China und viele Staaten für Kraftfahrzeuge immer schärfere Abgasvorschriften (CO₂-Reduzierung, NOx-Begrenzung, Partikelfilterung etc.) zu erlassen. Wegen der laufenden Überschreitung der Luftreinhaltungsgrenzwerte sind Städte und Gemeinden juristisch im Zugzwang, weitere Kfz-Gruppen von der Einfahrt auszuschließen. Trotz fieberhafter Verbesserungsarbeit der Motorenentwickler und Konstrukteure gibt es ganz massive Überschreitungen der Abgasgrenzwerte insbes. des hochgiftigen NO_x im Fahrbetrieb (Dieselgate) mit sehr ernsten, noch ungewissen Konsequenzen für Autokonzerne und Kunden. Auch die werksseitigen Kraftstoffverbrauchsangaben werden bei allen Herstellern unzulässig überschritten. Die Erfüllung der gesetzlichen Grenzwerte stößt deshalb an Grenzen, weil die Palette der Verbesserungsmaßnahmen (z.B. intelligente Ventilsteuerung, höchstmögliche Verdichtung, Abgasrückführung, Direkteinspritzung, Turbolader, Ladeluftkühlung etc.) ziemlich ausgereizt ist. Um künftig die Werte beim Klima-Gas CO₂ zu erfüllen wäre eine weitere erhebliche Steigerung des Wirkungsgrades von Verbrennungsmotoren dringend erforderlich. Der innere Wirkungsgrad eines Verbrennungsmotors wird im Wesentlichen bestimmt durch das volumetrische Expansionsverhältnis. Das bedeutet: je mehr Expansion vom ursprünglichen Brennraumvolumen (= Raum über dem oberen Totpunkt, OT) im Motor stattfindet, desto größer ist die Arbeitsausbeute je Arbeitszyklus und damit der Wirkungsgrad. Als Formel ausgedrückt ist dies: $Volumetr . Expansionverhältnis = \frac{Expansionvolumen + Brennraumvolumen}{Brennraumvolumen}$
Sofort mathematisch ersichtlich ist daraus, dass

a) bei gegebenem Hubvolumen das Brennraumvolumen so klein wie möglich sein muss, woraus durch die Kurbeltriebsgeometrie automatisch ein hohes Verdichtungsverhältnis folgt, was natürlich begrenzt ist,
b) bei kleinstmöglichem Brennraumvolumen das Expansionsvolumen möglichst groß sein muss. Beim Hubkolbenmotor ist dies dagegen sogar auf ca. 80% des Hubraumes vermindert weil die Auslassventile bereits bei ca. 120° Kurbelwellendrehung (KW) nach OT öffnen müssen, um durch vorzeitigen Druckabbau im Zylinder den Ausschiebearbeits-Veriust in Grenzen zu halten.

Dies belegt ein für alle Hubkolbenmotoren typisches Betriebsdiagramm im Bereich Verdichtung und Arbeitstakt, welches vom OT 180° bis Diagrammende 300° diese 120° KW ausweist (Quelle 1. Darmstädter Indiziersymposium AVL). Dieses Diagramm wurde freundlicherweise von Herrn Professor Dr. Ing. Werner Bauer von der Hochschule München zur Verfügung gestellt. Der vorzeitige Druckabbau bedeutet aber, dass ein zu hoher Arbeitsdruck und Wärmeenergie (ca.7, 8 bar, ca. 2000° K) in den Auspuff abgeht, was den inneren Wirkungsgrad enorm vermindert.
Abgasturbolader können etwas vom Verlust durch Aufladung beim Ansaugen zurückholen aber nur solange die Einlassventile offen sind. Dass, wie bei a) genannt ein höheres Verdichtungsverhältnis - wie beim Dieselmotor - einen besseren Wirkungsgrad ergibt, ist lange bekannt. Weil aber die Kurbeltriebsgeometrie das volumetrische Expansionsverhältnis an das Verdichtungsverhältnis koppelt, ist der physikalische Grund für die Wirkungsgradsteigerung das größere volumetrische Expansionsverhältnis. Die allgemein angestrebte Steigerung des Verdichtungsverhältnisses endet beim Otto-Motor entweder an der Grenze zum schädlichen Motorklopfen oder bei noch höherer Verdichtung muss Direkteinspritzung erfolgen. Dabei entstehen neben vermehrten NO_x u. Rußpartikel (schlechte Verbrennung), die Rußfilter auch für Otto-Motoren erforderlich machen werden. Um das Brennraumvolumen beim Otto-Motor noch weiter verkleinern zu können ohne die Verdichtung unzulässig zu erhöhen, wird von einigen Motorherstellern beim Ansaugen der Füllungsgrad vermindert. Bei dieser als „simuliertes Atkinson“ bzw. „Miller“-Verfahren bekannten Ventilsteuerung werden die Einlassventile später geöffnet oder beim Verdichtungshub später geschlossen, wodurch immer ein entsprechend gesteuerter geringerer Füllungsgrad im Verdichtungshub entsteht. Beispielsweise wurde beim Hybrid-Auto Toyota Prius dadurch bei einem moderaten Verdichtungsverhältnis von 7:1 ein Expansionsverhältnis von 1:13 erreicht.
Dieses Verfahren bedeutet natürlich eine Leistungseinbuße, die durch Aufladung kompensiert evtl. auch überkompensiert werden kann. Die immer mehr eingebauten Turbolader (es soll von dem großen Abgasverlust noch etwas zurückgeholt werden) führen zwar zu höheren Leistungen pro Liter Hubraum aber auch zu höheren Verdichtungsdrücken u. Verbrennungs-Spitzendrücken (aktuell ca.100 bar bei Otto- u. ca. 200 bar bei Dieselmotoren) und folglich zu mehr hochgiftigem NO_x. Der innere Wirkungsgrad wird dabei nicht verbessert, weil das Expansionsverhältnis ja wegen der Kurbeltriebsgeometrie an das Verdichtungsverhältnis gekoppelt ist. Wirkungsgradgewinn insgesamt ist nur, was der Turbolader aus dem Abgasverlust zurückholt solange die Einlassventile offen sind.
Das Dilemma beim Hubkolbenmotor ist: Bei besserem Wirkungsgrad (weniger CO₂) durch höheres Expansionsverhältnis - gekoppelt mit höherem Verdichtungsverhältnis - entsteht mehr hochgiftiges NOx.
Normal (ohne Atkinson/Miller) errechnen sich bei Verdichtungsverhältnissen 13:1 (Otto) bzw.22: 1 (Diesel) Expansionsverhältnisse 1: 11,4 (Otto) bzw. 1: 18,6 (Diesel). Der Hubkolbenmotor kann mit verfeinerten und sehr teuren Abgasreinigungsanlagen vielleicht die künftig verschärften Abgasgrenzwerte betreffend Giftstoffe erfüllen, nicht aber die nötige Wirkungsgradsteigerung zur drastischen Reduktion des Klimagases CO₂ erreichen.
Aus allen vorgenannten Tatsachen muss erkannt werden, dass der Hubkolbenmotor in dieser Problematik seine Systemgrenze erreicht. In der Dramatik der jetzigen Lage greifen einerseits gewisse Kreise aus Politik, Umwelt und Gesundheit den Verbrennungsmotor - auch wegen des Dieselgate - massiv an bis zur Verbotsforderung ab 2030 und Wechsel zur Elektromobilität andererseits erlauben Aufsichtsbehörden, dass Abgasgrenzwerte noch jahrelang erheblich überschritten werden dürfen, was ja widersinnig ist, aber die Grenzen der Machbarkeit aufzeigt.
Anmerkung zur Elektromobilität:
Es hat wohl niemand einmal berechnet, was der Energie-Systemwechsel von fossilen Kraftstoffen zur totalen Elektromobilität kostet und überlegt, von wem diese einschließlich der neu zu bauenden Infrastruktur bezahlt werden soll und ob dies alles nach rationellen ökonomischen Grundsätzen überhaupt bezahlbar ist. Der jährliche Kraftstoff und damit Energieverbrauch im Personenverkehr beträgt nämlich (It. Statistik 2013) 46.282 Mrd. Liter. In elektrische Energie umgerechnet (1 Liter Kraftstoff = durchschnittlich 10 kWh) sind dies 462,8 × 10⁹ kWh = 10¹² Wh = 462,8 TWh. Diese für die totale Elektromobilität erforderliche zusätzliche elektrische Energie reicht im Größenordnungsvergleich nahe an den gesamtdeutschen Jahresstromverbrauch mit 529 TWh (2013) heran. Um diesen enormen zusätzlichen elektrischen Energiebedarf bereitstellen zu können müssten in großem Umfang neue Kraftwerke sowie die ganze Lade-Infrastruktur errichtet werden. Der elektrische Antrieb im Kfz. hat zwar einen höheren Wirkungsgrad als die aktuellen Verbrennungsmotoren; dieser muss aber mit dem Wirkungsgradmix aus diverser Stromerzeugung, Umspannung, Zuleitung und Gleichrichtung bis zur Batterieladung gegengerechnet werden. Belastbare Zahlen sind dazu noch nicht greifbar. Die Größenordnung der zusätzlich erforderlichen elektrischen Energie bleibt aber bestehen, weil auch vielfach die Schnell-Ladung der Batterien verlangt wird.
Neues asymmetrisches Motorsystem
Ziel der Erfindung und ihrer Ausgestaltung war und ist einen maximalen inneren Wirkungsgrad - dadurch minimalen CO₂ Ausstoß - zu erreichen und die erkannten unter Ziff. 1 beschriebenen Nachteile des symmetrischen Hubkolbenmotors zu vermeiden. Dies führte zu einem asymmetrischen kreisförmigen System, bei dem durch asymmetrische Winkelaufteilung das Expansionsvolumen einen sehr viel größeren Anteil am Gesamtzyklus bekommen hat, nämlich 225° von 360° (beim symmetrischen Hubkolbenmotor nur ca.120° von 720° vorhanden). Ein überhöhtes Verdichtungsverhältnis für ein hohes Expansionsverhältnis gibt es systemisch nicht durch die separate Platzierung des Brennraumes zurückgesetzt am Kreisumfang. Siehe hierzu . Das volumetrische Expansionsverhältnis bei der hier vorgestellten Erstkonstruktion beträgt 1: 31 (Hubkolben-Diesel ca. 1: 19), das Verhältnis Expansionsvolumen: Verdichtungsvolumen ist 3,2:1.
Für die weitere Steigerung des Wirkungsgrades sind Brennraum und Expansionsraum keramikisoliert damit die Wärmeenergie weitestgehend in mechanische Arbeit umgesetzt wird und nicht an die Motorkühlung und den Auspuff abgeht. Bei jeder Umdrehung erfolgt ein Arbeitstakt, daher wird eine hohe Literleistung erreicht. Systembedingt besteht eine Aufladung. Der erheblich größere Wirkungsgrad dieses neuen asymmetrischen Drehkolbenmotors könnte durch eine Computersimulation ziemlich genau prognostiziert werden, welche jedoch nur eine Forschungseinrichtung oder ein großer Motorhersteller durchführen kann.
Wankel-System und andere Drehkolben-Systeme
Klarzustellen ist: Dieser neue hocheffiziente asymmetrische Drehkolbenmotor hat absolut keinerlei Ähnlichkeit mit dem symmetrischen Wankelmotor, dessen 3-Eck-Kolben mit Bogen-Seiten in einem ovalen Zylinder (Trochoide) laufen. Der Wankelmotor hat einen noch höherem Kraftstoffverbrauch (10 -15 %) und damit mehr CO2-Ausstoß als der Hubkolbenmotor und wird deshalb in Kfz. nicht mehr eingebaut.
Das DPMA hat noch weitere Erfindungen von Drehkolbenmotoren als zum Stand der Technik gehörend ermittelt und entgegengehalten, welche in folgenden Druckschriften offenbart sind: D1 AT 298 155 B
Die D1 zeigt zwar einen Drehkolbenmotor mit einem exzentrisch auf der Antriebswelle sitzenden kreisrunden Drehkolben, nicht jedoch an dem Motorgehäuse angeordnete ein-und ausfahrende Schieber und ebenso nicht einen Arbeitstakt, welcher sich über 205° Winkeldrehung der Antriebswelle erstreckt und damit länger ist als der Verdichtungstakt, wird nicht gezeigt.
D2 DE 697 32 860 T2
D3 DE 1 551150 A
Die D2 bis D3 zeigen zwar Drehkolbenmotoren mit Schiebern zur Abdichtung; diese sind jedoch nicht an dem Motorgehäuse angeordnet. Auch ein Arbeitstakt, welcher sich über 205° Winkeldrehung der Antriebswelle erstreckt, wird nicht gezeigt
D4 DE 819 935 B
Die D4 zeigt zwar einen Drehkolbenmotor mit Schiebern zur Abdichtung, die jedoch nicht ein-und ausfahrend an dem Motorgehäuse angeordnet sind sondern in Schlitzen des Drehkolbens beweglich stecken. Der Drehkolben ist in dem kreisrunden Motorgehäuse exzentrisch gelagert wodurch die Schieber entsprechend der Exzentrizität aus dem Drehkolben ein-und ausfahren müssen um immer am Motorgehäuse dicht anzuliegen. Ein Arbeitstakt, welcher sich über 205° Winkeldrehung der Antriebswelle erstreckt wird nicht gezeigt.
Gegenüberstellung des neuen Motorsystems mit dem Hubkolbenmotor

Die nachstehende Gegenüberstellung beschreibt die Vorteile einer Single-Einheit des neuen asymmetrischen Drehkolbenmotors gegenüber dem jetzigen symmetrischen Hubkolbenmotor:

Gesamt -Arbeitszyklus	neuer Drehkolbenmotor 360°	Hubkolbenmotor 720° KW
Arbeitstakt erfolgt bei	jeder Umdrehung	jeder 2. Umdrehung
Arbeitstakt-Winkelgrade: Ges.-Zyklus	205° : 360°	ca.120° : 720° KW
Drehmoment vom Gesamtzyklus	62,5 % (Single-System)	16,6 % (Einzylinder Mot.)

Expansionsverhältnis	Otto 1: 31 bei 10,35:1 Verd.	1: 11,4 bei 13:1Verdichtg.
Expansionsverhältnis	Diesel 1 : 31 notw.Aufladung	1: 18,6 bei 24:1Verdichtg.
Verhältnis
Expansionsvol. : Verdichtungsvol. Umsetzung	3,2 : 1	ca. 0,8 : 1
v. Wärme in mechan. Energie	durch Keramikisolierung v. Brenn-u.Expansionsraum hoch	wassergekühlt.Zylinder ohne Isolierung niedrig
Zeit für Gemischbildung b. Drehz. 3000 min^-1	0,026 s (Ansaug-Einspritzung)	0,01 s (DirektEinspritzung)
Verbrennungszeit (Expansion) b. Drehz. 3000 min^-1	0,011 s	0,0066 s
Aufladung	systembedingt vorhanden	Zusatzeinrichtung

Die Drehmomentkontinuität von 62,5% vom Gesamtzyklus des neuen Motors wird nicht einmal von einem 3-Zylinder- Hubkolbenmotor erreicht und nur von einem 4-Zylindermotor überschritten. Beim neuen Motorsystem ist also nur immer ein Single-System erforderlich, was weniger mechanische und thermische Verluste beim neuen System verursacht Durch die 2,6 fach größere Gemischbildungszeit (homogeneres Gemisch) und die 1,6 fache Verbrennungszeit beim neuen Motor ist das Abgas sauberer und ist weniger AbgasNachbehandlung notwendig. Durch Anwendung einer speziellen Zündkerze (Kaskadenzündkerze) kann auch Magergemisch einwandfrei gezündet werden.
konstruktiver Aufbau des neuen Motors (Abb. 2 - 5 Bezugszeichen S. 18)
Der neue asymmetrische Drehkolbenmotor besteht aus einem kreisrunden Hohlzylinder (Motorgehäuse) in welchem ein exzentrisch auf der Antriebswelle sitzender kreisrunder Drehkolben rotiert. Dichtleisten zwischen der Scheitellinie des Drehkolbens und dem Hohlzylinder (Abstand 0,03 mm) sind nicht erforderlich, weil durch die sich ballig fast berührenden Zylinderflächen (Flaschenhalseffekt) ein sehr hoher Spaltwiderstand entsteht. Der Hohlzylinder bleibt so verschleißfrei, was wegen der Keramikisolierung auch nötig ist. Verdichtungsraum, Expansionsraum und Ansaugraum werden durch 3 aus dem Motorgehäuse entsprechend der Kolbendrehung aus- und einfahrende Schieber abgegrenzt, die mittels Wippen auf dem Drehkolben mit ca. 0,1 mm Spiel aufsetzen damit von der Schiebersteuerung kein mechanischer Druck auf den Drehkolben erfolgt. Die beweglichen Schieberwippen passen sich dem jeweiligen Winkel der Kolbenoberfläche an.
Die Dichtigkeit zwischen Schieberwippe und Drehkolben entsteht, weil der Arbeitsdruck ein Kippmoment auf die Wippe ausübt und sie an den Drehkolben andrückt. Wichtig ist wie schon erwähnt, dass während der gesamten Umdrehung kein mechanischer Druck von der Schiebersteuerung auf den Drehkolben ausgeübt wird; daher das 0,1mm Spiel. Die Benennung der Schieber entsprechend ihrer Funktion ist wie folgt:

Expansions- oder Arbeitsschieber bei 0° bzw.360°, Verdichtungsschieber bei 20° (dazwischen liegt der Brennraum), Trennschieber 240° (trennt die Ansaugöffnung von der Auspufföffnung). Durch die asymmetrische Anordnung ergibt sich das viel größere Expansionsvolumen von 225° Winkeldrehung gegenüber dem kleineren Verdichtungsvolumen von 125° Drehung. Der Brennraum ist extra im Motorgehäuse angeordnet, aus dem Hohlzylinder ausgespart, daher gibt es keine Kopplung des Expansionsverhältnisses an das Verdichtungsverhältnis. Die Steuerung des Arbeitsschiebers und des Verdichtungsschiebers ist mittels in 2 Richtungen wirkenden Kurvenscheiben, Stössel und Kipphebel konstruktiv gelöst. Der Trennschieber, der dauernd am Drehkolben anliegen muss, wird durch den Drehkolben selbst nach außen bewegt; die Einwärtsbewegung bewirken zwei bündig in die Gehäusedeckel eingelassene Zugelemente, die mit vorstehenden Nocken in die Innenkurve des Drehkolbens eingreifen und dadurch zurück gezogen werden. Der Motor benötigt keine Ventile jedoch eine Drosselklappe an der Ansaugöffnung. Durch die gewählte Brennraumgröße von 35,5 cm³ und das Expansionsvolumen von 1065,5 cm³ resultiert ein volumetrisches Expansionsverhältnis von 1: 31.

Im Expansionsbereich ist der Hohlzylinder mit einer mind. 6 mm Keramik-Wärmeisolierung ausgestattet, ebenso die Gehäusedeckel und der Brennraum. Der Drehkolben bekommt entsprechend der thermischen Belastbarkeit innenseitig eine geringere Isolierschicht. Durch diese Isolierung und die große Expansion wird ganz erheblich mehr Wärmeenergie in mechanische Arbeit umgesetzt anstatt in die Motorkühlung und den Auspuff abzugehen (viel weniger Wärme-und Druckverlust). Isoliereffekt: Vergleich der Wärmeleitzahlen in kcal/cm s °C von Keramik (Porzellan) 0,0047, von Alu-Legierung 0,35, von Grauguss 0,11, (Quelle: Prof. H. Dubbel Maschinenbau-Taschenbuch). Jede Kilokalorie (kcal), die an das Kühlmedium des Motors oder das Abgas abgeht ist bekanntlich der Verlust an mechanischer Arbeit in Höhe von 4189 Newtonmeter (Nm).
Der mit den unten genannten Konstruktionsmaßen vorgestellte Single-Drehkolbenmotor mit 1065.5 cm³ Expansionsvolumen entspricht einem Hukolbenmotor - wegen der nur ca. 80%igen Expansion - mit 1,33 Liter Hubraum, der wegen der Laufkultur und Drehmomentkontinuität 3 oder 4 Zylinder haben muss. Die volumeneinschließenden Flächen (Abkühlungsflächen) sind daher beim 4-Zylinder- Hubkolbenmotor sogar größer als beim Single- Drehkolbenmotor, der zusätzlich noch die o.g. Keramikisolierung erhält.
Dies ergibt eine ganz deutliche Wirkungsgradsteigerung. Die notwendige innere Wärmeabfuhr beim Drehkolben erfolgt durch Ölkühlung. Das Öl fließt durch Bohrungen in den Innenraum des Drehkolbens und wird durch Bohrungen im Drehkolben und der Antriebswelle zurückgesaugt. Das Schmier-und Kühlsystem umfasst Ölfilter, Ölpumpe, Ölkühler und einen externen Ölsumpf.
Für die Schieberschmierung ist ein eigener Kreislauf mit einer kleineren Ölpumpe vorgesehen. Mehrere in axialer Richtung federnde Schräg- Kolbenringe dichten den Drehkolben an den Gehäusedeckeln ab. Das Motorgehäuse erhält Luftkühlung und wird auf eine höhere Betriebstemperatur gesetzt zwecks weiterer Verringerung der Wärmeabfuhr durch Senkung der Temperaturdifferenz Δt. Außerdem ist infolge der viel größeren Expansion die Temperatur des ausgebrannten Gasgemischs und damit wiederum das Δ t kleiner.
Durch die zentrische Anordnung einer speziellen Kaskaden-Zündkerze ( ) im Brennraum wird dieser ringförmig und bei der Verdichtung entsteht ein Linksdrall des Gases, was nach der Zündung zum Feuerkreisel mit intensiver Verbrennung wird. Diese Zündkerze besteht aus einem Keramikzylinder in nahezu Brennraumlänge mit einer End-Elektrode und mehreren leitenden Elementen im Funkenabstand am Zylinderumfang. Dadurch kann auch ein Magergemisch einwandfrei gezündet werden.

für die hier vorgestellte Erstkonstruktion wurden folgende Maße festgelegt:

Drehkolbendurchmesser	d = 2r = 200 mm Ø, Länge l = 110 mm
Drehkolben- Exzentrizität	e = 0,1 d = 20 mm
Schieberhub max.	h = 0,2 d = 40 mm
Schieberlänge	l = 80 mm, Schieberbreite 110 mm, Schieberstärke 15 mm
Hohlzylinderdurchmesser	D = 2R = 240mm Ø, Gehäuselänge 110mm

Für größere Motore sind die Abmessungen verhältnisgleich zu wählen.

Funktionsweise (Abb. 6 - 9)
Verdichtungsbeginn, Drehkolbenstellung 255° (105° vor 0°) Abb. 6
Dieser tritt ein, wenn die Kolbenscheitellinie die Ansaugöffnung überschreitet. Die Wippe des Verdichtungsschiebers liegt am Drehkolben dicht an. Von der Hinterkante der Ansaugöffnung bis zum Verdichtungsschieber sind es 105 +20 = 125 Winkelgrade. Der Expansions-oder Arbeitsschieber ist in Ausgangsstellung zurückgezogen. Hinter der Kolbenscheitellinie beginnt bereits das Ansaugen. Die Schiebersteuerung zieht den Verdichtungsschieber mit Wippe entsprechend der Kolbendrehung zurück.
Verdichtungsende und Expansionsbeginn, Drehkolbenstellung 20° Abb.7
Die Kolbenscheitellinie hat den Verdichtungsschieber erreicht und der Expansions-oder Arbeitsschieber liegt jetzt am Drehkolben dicht an. Nach der Zündung (etwa erst bei 20° weil die Expansion beim Drehkolbenmotor am Anfang langsamer zunimmt) beginnt der Arbeitstakt. Der Arbeitsschieber mit Wippe wird dem Drehkolben entsprechend der Drehung nachgeführt. Vor der Kolbenscheitellinie werden die Restabgase des vorhergehenden Arbeitstaktes ausgeschoben, hinter dem Arbeitsschieber wird weiter angesaugt.
Max. Ansaugvolumen bei Drehkolbenstellung 120° (im Arbeitstakt) Abb.8
Das maximale Ansaugvolumen ist 2,2 mal grösser ist als das Verdichtungsvolumen. Dies ist der systembedingte Ladeeffekt. Bei weiterer Kolbendrehung und geschlossener Drosselklappe wird dieses 2,2 fache Volumen mit in die Verdichtung hineingeschoben, was für Ottoverfahren eine zu hohe Verdichtung wäre. Um für den jeweiligen Anwendungsfall (Otto- Diesel oder Gasbetrieb) den richtigen Verdichtungsdruck zu erhalten, muss beim Ansaugen durch die Drosselklappe ein Unterdruck hergestellt werden (digitale Motorsteuerung). Die Ansaug-Drosselklappe muss nach Ende des Ansaugens (bei 120°) geschlossen werden, damit bei weiterer Kolbendrehung die Füllung nicht verändert wird. Für die Steuerungsvorgänge von Drosselklappe, Kraftstoffeinspritzung und Zündung ist wie üblich eine digitale Motorelektronik notwendig, die beim Ottoverfahren das stöchiometrisch richtige Kraftstoff/Luftgemisch herstellt. Beim Dieselverfahren ist gemäß dem höheren Verdichtungs-Enddruck weniger Ansaug- Unterdruck nötig.
Ende des Arbeitstaktes, Drehkolbenstellung 225° (Abb. 9)
Der Arbeitstakt ist beendet, wenn die Kolbenscheitellinie die Auspufföffnung erreicht hat und bei weiterer Kolbendrehung das verbrannte Gemisch durch die Auslassöffnung ausströmt. Wenn die Kolbenscheitellinie dann weiter den Trennschieber, der immer am Drehkolben dicht anliegen muss, und die Ansaugöffnung überschritten hat, beginnt wieder der Verdichtungsbeginn nach Ziff. 3.1.
Die Umsteuerung des Arbeits- und des Verdichtungsschiebers
Damit ein neuer Arbeitszyklus beginnen kann, müssen Arbeits- und Verdichtungsschieber zum Verdichtungsbeginn wieder in den Ausgangspositionen sein (s. ). Dazu wird ab 150° Drehkolbenstellung der im Expansionsbereich in Ausgangsstellung befindliche Verdichtungsschieber in Richtung Drehkolben bewegt, damit er bei 200° am Drehkolben dicht anliegen kann.
Der Arbeitsschieber, der am Drehkolben anliegt, wird ab 200° Drehkolbenstellung in seine Ausgangsstellung zurückgezogen damit das Gemisch in den Brennraum einströmen und die Verdichtung von neuem beginnen kann.
Berechnung der Volumina
Die verschiedenen Volumina und Volumenverhältnisse entsprechend der Drehung bzw. Stellung des Drehkolbens sind gemäß der nachstehend abgeleiteten Formel berechnet und in der folgenden Berechnungstabelle (Wertetabelle) aufgeführt.
Entwicklung der Volumensformel (entspr. der Kolbendrehung) (Abb. 10)
Die diversen Volumina des Motors stellen sich (ausgenommen das max. Ansaugvolumen) als Teil-Sichelflächen dar. Die Sichelfläche ist begrenzt durch die Kreise des Drehkolbens, des Hohlzylinders und dem Verdichtungs- oder dem Arbeitsschieber. Bei Verdichtung wird die Sichel verkleinert, bei Expansion vergrößert sie sich.
Gemäß der geometrischen Figur ist die jeweilige Teil-Sichelfläche: $FT'S = Groß-Sektor mit Winkel α minus Klein-Sektor mit Winkel β minus Dreieck r,R', (R - r)$
$FT'Sichel = \frac{R^{2} * π * α}{360} - \frac{r^{2} * π * β}{360} - 0,5 * R' * (R - r) * s i n α$
Berechnungsraster für die Volumenswerte

Zur besseren Übersicht werden die Berechnungen als Wertetabelle mit aufsteigenden Winkeln und Volumina dargestellt.

Drehkolbenstellung >α				Teil SichelFläche cm²	Volumen cm³	Schieber Hub cm	Schieber Vol.* 0,5 cm³	Nutzvolumen cm³
>α	sin Υ	> Υ	>β	Teil SichelFläche cm²	Volumen cm³	Schieber Hub cm	Schieber Vol.* 0,5 cm³	Nutzvolumen cm³
30°	0,1	5,8	35,8	0,67	7,37	0,32	2,64	4,73
60°	0,173	10,0	70,0	4,94	54,34	1,15	9,48	44.86
90°	0,2	11,7	101,7	14,71	161,8	2,2	18,15	143,65
120°	0,173	10,0	130,0	29,74	327,1	3,15	26,0	301.1
125°	0,164	9,4	134,4	32,66	359,3	3,3	27,2	332,0
130°	0,153	8,8	138,8	35,71	392,8	3,4	28,5	364,7
135°	0,141	8.1	143,1	38,7	425,7	3,52	29,04	396,7
145°	0,115	6,5	151,5	45,14	496,5	3,7	30,5	466,0
150°	0.1	5,8	155,8	48,5	533,5	3,78	31,2	502,3
155°	0,085	4,8	159,8	51,86	570,5	3,85	31,8	538,7
180°	0,0	0.0	180	69,1	760,1	4,0	33,0	727,1
205°	--	--	--	86,37	950,1	3,85	31,8	918,3
210°	--	--	--	89,79	987,7	3,78	31,2	956,5
225°	--	--	--	99,5	1094,5	3,52	29,04	1065,5

Die Flächenwerte über 180° errechnen sich aus: $H o h i z y l i n d e r f l ä c h e - D r e h k o l b e n f l ä c h e = \frac{D^{2} * π}{4} - \frac{d^{2} * π}{4} = 138,23 c m^{2}$
abzüglich der zugehörenden Teil-Sichelfläche des komplementären Winkels unter 180°.
Beispiel: die Teil-Sichelfläche bei 210° errechnet sich aus der Voll-Sichelfläche 138,23 cm² abzüglich der Teil-Sichelfläche bei 150° nämlich 48,5 cm² = 89,73 cm². Die Fläche des max. Ansaugvolumens mit 120° gleicht einem gekrümmten Trapez und errechnet sich aus der Voll-Sichelfläche 138,23 cm² abzüglich der beiden symmetrisch links und rechts liegenden Teil-Sichelflächen zugehörig zum Winkel 120°: $138,23 - 2 * 29,27 - 4,72 = 74,03 c m^{2}$

Bei der Konstruktionslänge von 11 cm ergibt das ein max. Ansaugvolumen von 814,3 cm³ Entsprechend der zugewiesenen Winkeldrehungen ergeben sich folgende Volumina und Volumen und Volumensverhältnisse:

Verdichtungsvolumen (125 Winkelgrade) (Vv + Vb) 332,0 + 35,5 = 367,5 cm³
Expansionsvolumen (225 Winkelgrade) Ve	1065,5 cm³
max.Ansaugvolumen Va =	814,3 cm³
Brennraumvolumen = Vb (konstruktiv wählbar)	hier = 35,5 cm³
Verdichtungsverhältnis = (Vv + Vb): Vb	ε = 10,35 : 1
volumetrisches Expansionsverhältnis = (Ve + Vb) : Vb =	1: 31
Verhältnis Expansionsvol.: Verdichtungsvol. Ve : Vv =	3,2 : 1
Verh.max. Ansaugvol. : Verdichtungsvolumen Va : (Vv +Vb) =	2,22 : 1 (Ladeeffekt)

Durch die systembedingte Aufladung errechnet sich bei ungedrosseltem Ansaugen ein maximales Verdichtungsverhältnis von $(Va + Vb) : Vb = (814,3 + 35,5) {cm}^{3} : 35,5 {cm}^{3} = 23,9 : 1$
Das für Otto-oder Diesel-System notwendige Verdichtungsverhältnis bzw. der richtige Verdichtungs-Enddruck wird durch Unterdruck beim Ansaugen mittels der elektronisch gesteuerten Drosselklappe erreicht.
Z.B. bei 0,5 bar Ansaug-Unterdruck ist das Verdichtungsverhältnis: $(814,3 + 35,5) : 35,5 : 2 = 11,95$
Motorleistung
Das Äquivalent zwischen Arbeit in Newtonmeter und Kilowattstunden ist:

3.600000 Nm = 1kWh

Die gemäß der Drehzahl in einer Stunde aufsummierte Netto-Arbeit in Nm dividiert durch 3.600 000 ist die Leistung in kW. Zur Berechnung der erbeuteten Brutto-Arbeit je Umdrehung (Arbeitszyklus) müsste die Druckverlaufskurve im Arbeitstakt (wie in dem Betriebsdiagramm in ) bekannt sein. Die Prognose dieser Kurve kann nur mittels einer Computersimulation genügend zuverlässig ermittelt werden (bei einer Forschungseinrichtung oder einem Motorhersteller).
Die Brutto Arbeit je Umdrehung (Arbeitszyklus) ist das Integral der Druckkurve (Y-Achse) über dem zunehmenden Expansionsvolumen von 0° bis 225° Kolbendrehung (X-Achse). $Brutto Arbeit = \int p * d V$
Nach Abzug der Verluste (Verdichtungsarbeit, Ausschiebearbeit, Ansaugarbeit und mechanische Verluste) ergibt sich die Netto-Arbeit pro Umdrehung.
Zur überschlägigen, theoretischen Leistungsberechnung des neuen Drehkolbenmotors wurde eine Druckverlaufskurve ( ) in Anlehnung an die in gemessene mit Extrapolation bis 225 Grad Drehwinkel angenommen. Die Expansionsvolumen-Zunahme ist aus der Wertetabelle bei Ziffer 4.2, bekannt, aus der sich die Volumenschritte (Einzelvolumen Δ V) entsprechend der Drehwinkel errechnen. In nachstehender Tabelle ergeben die Einzelvolumen mit dem aus der Druckverlaufskurve zugehörigen Mitteldruck multipliziert und aufsummiert die Brutto-Arbeit je Arbeitszyklus. Dies kann als stufenweise Integrationsrechnung bezeichnet werden. Die Verdichtung wurde mit 11,5: 1 und der Verbrennungs-Spitzendruck 60 bar angenommen.
Überschlägige, theoretische Berechnung der Motorleistung

Drehkolbenstellung	Nutzvolumen	Einzelvolumen	mittl. Druck	Produkt	Arbeit
<α	V (cm³)	Δ V (cm³)	pm N/cm²	Ncm	Nm
0°	0,0	0,0	0,0	0,0	-0,0
30°	4,73	4,73	220	1041	10,4
60°	44,86	40,13	433	17376	173,76
90°	143,65	98,79	494	48802	488,02
120°	301,1	157,45	266	41882	418,82
150°	502,3	201,2	150	30180	301,8
180°	727,1	224,8	86	19333	193,33
210°	956,5	229,4	50	11470	114,7
225°	1065,5	109,0	27	2943	29,43
Brutto Arbeit je Zyklus					1730,3

Verluste:	Nm
Verdichtungsarbeit (mit gleichem Verfahren ermittelt)	227,4
Ausschiebearbeit (1065 cm³ gegen 0,1 b Staudruck)	106,5
Ansaugarbeit wird teilweise zurückgegeben	100,0
Mechan.Verluste ca.3% (keine Ventile, Steuerung läuft im Ölbad)	60,0
Summe Verluste	493,9	493,9
Netto Arbeit je Zyklus		1236,4

mögliche theor . Leistung = \frac{1236,4 * 3000 * 60}{3.600.000} = 61,82 kW

Leistungserhöhung
Durch die geometrischen Verhältnisse sind bei linearer Vergrößerung der Kreisabmessungen in etwa quadratische Leistungssteigerungen bei gleicher Baulänge zu erwarten. Es ist daher auch bei hohen Leistungen nur ein Single-System nötig. Ein Zwillings-System hätte bereits eine Drehmomentkontinuität von 125%, also eine Überdeckung von 25%. Der Motor wird außerdem ein starkes Drehmoment entwickeln, weil der radiale Abstand des Kraftangriffs auf den Drehkolben vom Drehpunkt 100 bis 120 mm beträgt.
Wirkungsgrad
Ottomotoren haben etwa 35 - 37 %, Dieselmotoren 40 - 42 %Wirkungsgrad im optimalen Betriebspunkt. In der Kraftwerkstechnologie bei G & D-Anlagen (Gasturbine, Hochdruck-Dampfkessel + Dampfturbine, Kondensator) werden 50%, bei der neuesten Anlage 60 % Wirkungsgrad bei der Umwandlung von Wärme in elektrischen Strom erreicht. Das Gesamtsystem nützt dabei eine Temperaturspanne von ca.2200°C in der Brennkammer der Gasturbine bis zur Kondensatortemperatur der Dampfturbine von 30 -40°C aus.
Für Wirkungsgradsteigerungen bei der Neuentwicklung des Hocheffizienten asymmetrischen Drehkolbenmotors gibt es genügend Potenzial und zwar durch mehrere hier nochmals zusammengefasste Maßnahmen bzw. Kriterien:
Erhöhung des volumetrischen Expansionsverhältnisses
Die noch nie bei Verbrennungsmotoren erreichte Erhöhung des volumetrischen Expansionsverhältnisses auf 1:31 wurde durch die asymmetrische Konstruktion und damit das stark vergrößerte Expansionsvolumen sowie der separaten Anordnung des Brennraums möglich. Die Grafik vergleicht die Expansionsvolumen von Hubkolben- und Drehkolbenmotor; dabei wird die große Überlegenheit des asymmetrischen Drehkolbenmotors optisch sichtbar.
Keramikisolierung
Durch die Keramikisolierung von Brennraum und Expansionsraum sowie Erhöhung der Betriebstemperatur zwecks Verminderung des Δt wird ganz erheblich mehr Wärmeenergie in mechanische Arbeit umgesetzt als bei einem wassergekühlten Mehrzylindermotor.
Drehmomentkontinuität
Über 225° Kolbendrehung wird Drehmoment erzeugt. Bei einem Hubkolbenmotor sind dazu mehrere Zylinder mit mehr mechanischem Verlust nötig.
Arbeitstakt
Bei jeder Umdrehung erfolgt ein Arbeitstakt. Die wie beim Hubkolbenmotor leistungsverzehrende 2. Umdrehung (Abgas ausstoßen u. ansaugen) entfällt.
Kaskadenzündkerze Abb. 12 (Bezugszeichen S.18)
Durch eine neuartige, lange, zylindrische Kaskadenzündkerze mit vielen Funken kann auch ein Magergemisch einwandfrei gezündet werden, was Kraftstoffersparnis und damit Wirkungsgraderhöhung bedeutet.
Hybridsystem
Der HAD hat wegen des großen volumetrischen Expansionsverhältnisses seinen optimalen Betriebspunkt im Vollastbereich, in dem er auch dauernd arbeiten soll ohne wirkungsgradmindernde Lastwechsel leisten zu müssen. Teillast ist ohnehin zu vermeiden, damit der Auspuffdruck bei dem großen Expansionsvolumen noch über dem Atmosphärendruck ist. Ein Hybridsystem aus Elektroantrieb und HAD sollte daher mit entsprechend großer Batteriekapazität ausgestattet die Lastwechsel des normalen Verkehrs (insbes. Stadtverkehr) mittels Leistungselektronik verlustfrei regeln auch mit Rückgewinnung der Bremsenergie. Der HAD soll nur bei starkem Lastabruf, zur Batterieladung, zu starker Beschleunigung oder Bergfahrt in Aktion treten. Er ist dann nicht nur Range- Extender sondern die zentrale Kraftquelle im Gesamtsystem.
Der hocheffiziente asymmetrische Drehkolbenmotor ist natürlich auch für alle anderen Antriebsfälle geeignet und wird zur deutlichen Senkung des Kraftstoffverbrauchs und der Emissionen beitragen.
Entwicklung
Nachdem der neue Motor aus normalen Maschinenbauteilen aufgebaut ist, gibt es bei der Herstellung eines Prototyps sicher keine Schwierigkeiten. Natürlich sind wie bei jeder Neukonstruktion Optimierungen z.B. bei Verdichtung, Injektion, Schiebersteuerung Zündzeitpunkt etc. notwendig. Sehr wichtig ist auch die Materialwahl mit Nachrechnung der Bauteil-Festigkeit. Ein mit diesen Aufgaben betrautes, versiertes Entwicklungsteam könnte mit Nutzung des vorhandenen reichen Erfahrungsschatzes im Motorenbau sowie Anwendung neuer Fertigungstechnologien in nicht zu langer Zeit positive Ergebnisse erreichen.
Bezugszeichenliste

1: Drehkolben 200mm O 110mm lang Exzentrizität 20 mm
1a: Kolbenringe, axial federnd
2: Motorgehäuse mit Schiebertaschen
3: Arbeitsschieber mit Dichtungswippe
4: Verdichtungsschieber mit Dichtungswippe
5: Trennschieber mit Dichtungswippe
6: Dichtungswippen der Schieber
7: Schraubverb. Zur Gehäusemontage
8: Zentriernut mir Zentrierring
9: Auswuchtmasse
10: Ansaugflansch
11: Auspuff-Flansch
12: Motoraufhängung
13: Brennraum
14: Kaskadenzündkerze
15: Drosselklappe
16: Kraftstoffeinspritzventil
17: Gehäusedeckel mit Lager
18: Gehäuse der Schiebersteuerung
19: Kurvenscheibe des Arbeitsschiebers
20: Stössel des Arbeitsschiebers
21: Kurvenscheibe des Verdichtungsschiebers
22: Stössel des Verdichtungsschiebers
24: Motorwelle
25: Anschlüsse für Ölkreislauf
26: Wellenabdichtung
27: Kipphebel
28: Koppel
29: Lagerbock
30: Zündimpulsgeber
31: Kühlluftkanal
32: Gehäuseisolierung
33: Keramikisolierung
34: Schmieranschluss
35: Ölrückführung
36: Kaskadenelektroden
37: Kopfelektrode
38: Funkenstrecken

Claims

Hocheffizienter asymmetrischer Drehkolbenmotor bestehend aus einem das Motorgehäuse darstellenden kreisrunden Hohlzylinder, in welchem ein exzentrisch auf der Antriebswelle sitzender kreisrunder Drehkolben rotiert, und einer Drosselklappe, dadurch gekennzeichnet, dass an dem Motorgehäuse ein-und ausfahrende Schieber asymmetrisch angeordnet sind, wobei sich ein Expansions- oder Arbeitsschieber bei 0°, ein Verdichtungsschieber bei 20° und ein Trennschieber bei 240° befinden, wobei die Verdichtung sich von einer Drehkolbenscheitellinienposition von 255° bis 20° erstreckt, wobei sich der Arbeitstakt von einer Drehkolbenscheitellinienposition von 20° bis 225° erstreckt, wobei das Ansaugen hinter der Drehkolbenscheitellinie bei einer Drehkolbenscheitellinienposition bei 255° beginnt und bei 120° endet, wobei die Drosselklappe bei 120° geschlossen wird, und wobei bei weiterer Drehkolbendrehung das verbrannte Gemisch durch die Auslassöffnung ausströmt.
Hocheffizienter Drehkolbenmotor nach Anspruch 1, wobei die Drehkolbenscheitellinie den Hohlzylinder nicht berührt (Abstand 0,03 mm) so dass dieser keinem Verschleiß unterliegt und wobei der Hohlzylinder im Expansionsbereich und die Gehäusedeckel mit einer mindestens 6 mm starken Keramikisolierung ausgestattet sind.
Hocheffizienter Drehkolbenmotor nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, wobei die Schieber mittels Dichtwippen auf dem Drehkolben dicht aufsitzen, wobei die Schieber zusammen mit dem Drehkolben und dem Hohlzylinder das Verdichtungsvolumen, den Brennraum, das Expansionsvolumen und das Ansaugvolumen umschließen und wobei die Schieber den Gesamt-Arbeitszyklus des Drehkolbenmotors steuern, indem die Schieber eine Volumenverkleinerung bei der Verdichtung und eine Volumenvergrößerung bei der Expansion und Ansaugung bewirken, wobei die Schieber von Kurvenscheiben bewegt werden und wobei bei der Verdichtung der Arbeitsschieber in Ausgangsstellung geht und bei der Expansion der Verdichtungsschieber in Ausgangsstellung geht.