DE102018007650B4 - Brennkraftmaschine mit intermittierender Verbrennung - Google Patents

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine mit intermittierender Verbrennung eines Kraftstoff-Gas-Luftgemisches (Schema), mit einem Gehäusering (2), der mit zwei Seitenteilen (13g) und (13öl) das Exzentergehäuse (31) mit dem Durchmesser 2 × R bildet. In diesem Raum ist die drehbare Exzenterwelle (7), die eine exzentrische Erweiterung mit der Exzentrizität e besitzt, zentrisch gelagert.Im Seitenteil (13g) sind eine große Anzahl von Brennräumen (8) kreisförmig angeordnet, deren zugeordnete Arbeitskammern (3) durch einen kreisrunden Exzenterring (1) mit dem Aussendurchmesser = (2 × R) - (2 × e) im größeren Gehäusering (2) gebildet werden.Alle Massepunkte des Exzenterrings (1) bewegen sich, aufgrund seiner exzentrischen Lagerung auf der Exzenterwelle (7) und den zusätzlich führenden Trennschiebern (4) im Exzenterkammerraum (3a) auf der Kreisbahn mit dem Durchmesser 2 x e,Der Exzenterring (1) wird auf seiner Kreisbahn sicher gehalten durch gleichmäßig radial angeordnete, in beiden Ringen (1) u. (2) schwenkbare und in einem der beiden Ringe radial verschiebbar gelagerte große Anzahl von Trennschiebern (4), die den Exzenterkammerraum (3a) zu kleinen Arbeitskammern (3) mit ihren Brennräumen (8) aufteilen. Die Trennschieber (4) stellen mit den Kalotten (5) die Abdichtung der Arbeitskammern (3) voneinander her.Die Arbeitskammern (3) führen mit dem Brenngasdruck aus den Brennräumen (8) infolge der Exzentrizität e zur Rotation der Exzenterwelle (7).Im Gasgehäuse (16) treibt die Exzenterwelle (7) über Planetenradsätze (15) den regelkreisunterstützt angelegten Gaswechselring (9) für die Gas-Zu- und Abfuhr bzw. Abdichtung der Brennräume (8) an.Der Exzenterring (1) schließt, zum oberen Totpunkt hin, den jeweiligen Brennraum (8) mit extrem hoher Turbulenz ab, die für die Homogenität der Kraftstoff-Luftgemische verantwortlich ist.Mit der vom Motormanagement errechneten Aktivierungsfolge der lastbedingt nötigen Arbeitskammern (3) wird mit allen vorhandenen Brennräumen (8) der optimale Betriebspunkt der Verbrennungsbedingungen eingehalten.Durch ein Ausführungsbeispiel mit 0,9 L Arbeitsraum wird der Umfang der Erfindung mit ihren Möglichkeiten zu verschiedenen Verbrennungstrategien detailliert herausgestellt.

Description

• Stand der Technik
• Die vorliegende Erfindung wird von dem Gedanken angetrieben, dass zu einer bemerkenswerten Verbesserung des Systems Brennkraftmaschine mit intermittierender Verbrennung nur ein Arbeiten am „effektiven Brennraum“ führen kann.
• Da hierbei nur eine umfangreiche Berücksichtigung der über 100 Jahre langen intensiven Entwicklung auf diesem Gebiet Erfolg haben kann, wird dies, mein Vorgehen stellvertretend, mit einem interessanten Beispiel zusammengefasst:
• Um einen „effektiven Brennraum“ zu schaffen hat schon Harry Ricardo vor 100 Jahren versucht, Brennraum vom Hubraum abzugrenzen. Es ist ihm aus verschiedenen Gründen nicht vollkommen gelungen. Hier sollen nur zwei Ursachen für das suboptimale Ergebnis von Ricardos Brennraum herausgestellt werden: (s. Nichtpatentliteratur)
• Die zur Homogenisierung erwünschte Turbulenz im Kompressionstakt war so groß, dass, bei der damit erreichten hohen Flammgeschwindigkeit, ein großer Anteil des Gemisches im weit und schnell öffnenden Hubraum zum Klopfen (Detonation) führte.
• Dieser zum „rauen“ Lauf führende Prozess wurde noch durch das heiße Auslassventil im Brennraum verstärkt.
• Die Folge war, dass Ricardo die effiziente höhere Verdichtung mindern musste, bevor die spätere Entwicklung von Kraftstoffen höherer Oktanzahl einsetzte und neuere intensivere Zündsysteme zur Verfügung standen, wie die Mehrkanal- Flammzündung, „jet ignition“ genannt, die offensichtlich durch eine Art Flammen-Strahl zu Flammgeschwindigkeiten (>20 m/s) führt, die in sehr kurzer Zeit (< 1 ms) den gesamten Brennraum reagieren lassen, bevor unvollständig verbrennendes Restgemisch im Randbereich überhaupt entstehen kann. Die Spannweite von Ricardo zum „jet ignition“ ist anspruchsvoll, zeigt aber, wie entscheidend die Entwicklung der Brennbedingungen für die vorliegende Erfindung ist:
• Für die vorliegende Erfindung sind aber zur Gesamterfassung des akuten Standes auch Kurbeltrieb, Hochleistungswerkstoffe, Schmierungstechnik, Kraftstoffentwicklungen und Verfahrensstrategien zu betrachten:
• Brennraum- und Gaswechseltechnik
• Die Brennraumentwicklung zum heutigen Stand ist von den Fortschritten bei der Ladungssteuerung durch die Einführung der variablen Ventilsteuerung für die Beeinflussung der Brenngasströmungen, durch angepasste Formen der Zylinderkopf- sowie Kolbenseite und durch die intensive Entwicklung der Einspritztechnik geprägt.
• Die Strömungen der Brenngase werden immer intensiver zur Homogenisierung der Kraftstoff-AGR-Luftgemische auch während des Ansaugtaktes bei den 4-Taktverfahren genutzt. Die Ventilhubverstellung z.B. des im Motormanagement integrierten Valvetronic-Systems bringt bei kleinem Ventilhub während der Drosselung der Einlassluft eine Verwirbelung, die eine merkbare Verbesserung der Kraftstoff-Luft-AGR-Vermischung erkennen lässt. Mit den internen, durch Ventilzeitenverstellung beeinflussbaren AGR-Anteilen und besonders mit externen AGR-Anteilen, teils gekühlt und auch vor Ladern dem Frischluftstrom beigemischt, werden zur Abgas- und Effizienzverbesserung Verbrennungstemperaturen und vor allem für Selbstzünder die Zündverzüge prozessbestimmend beeinflusst.
• Der Fortschritt wird durch die Anwendung der variablen Ventilsteuerung bei Mehrventilmotoren besonders deutlich, wo die verschiedenen Hubweiten und -zeiten nebeneinanderliegender Einlassventile zum Teilabschalten verwendet werden. Neben dem Optimieren der Ventilsteuerzeiten bestimmt die Verwendung verschiedener Brennraumformen den Grad der Gashomogenisierung, soweit es die Größe und Lage der Ventilteller zulässt. (s. Nichtpatentliteratur: Hack, Indra: Mehrventiler, FIAT-Schäffler: elektr.-hydr. Ventiltrieb) Insbesondere wurde am Benzin-Ottomotor von den meisten großen Konzernen die sog. „Hemi“- Form der Brennraumgestaltung verfolgt, um das Dreifachziel: Abgasqualität, Effizienz und Leistung zu erreichen. Dabei hat die Verwendung der Dachform im Zylinderkopf, um nur ein Beispiel zu nennen, als Annäherung eines möglichst kompakten Brennraums, vor allem wegen der günstigen V-Lage der Ventile, gerade auch beim Mehrventiler, große Verbreitung und eine gute Perfektion gefunden. Die aufwändige V-Anordnung der Ventile begünstigte die Einführung von Doppelnockenwellenmotoren, die wiederum eine günstige Ausgangsbasis für die vollvariable Ventilsteuerung sind. Die Kompaktheit des damit in OT vorhandenen Brennraums wurde durch dachförmige Kolbenoberflächen verbessert und die von den Kolbenrändern her entstehenden Quetschflächen wurden, soweit es die bei vorhandenem Überschneidungsbereich hervorstehenden Ventilteller zulassen, zur besseren Verwirbelung optimiert. Die dabei entstehenden Brenngasströme, die im dachförmigen Brennraum Walzenform annehmen, wirken noch zur Zündungszeit kurz vor ZOT und verbessern Homogenität und erhöhen die Brenngeschwindigkeit. (s. Nichtpatentliteratur)
• Die Quetschströmungen werden Squish genannt und werden in der Entwicklung sehr berücksichtigt. (s. Nichtpatentliteratur, ISAE Symposion Proceedings 1998)
• Die Alternativen zu den Tellerventilen als Gaswechselbauteile wie Walzendreh-, Flach- und Drehschiebersteuerungen im Zylinderkopf- und auch im Zylinderblockbereich von Hubkolbenmotoren sind bisher aus geringer Haltbarkeit und mangelten Dichtungseigenschaften nicht weiterverfolgt worden. Die Nachteile der schiebergesteuerten 2-Takt und Wankel-Triebwerke haben zu Entwicklungen mit tellerventilgesteuerten 2-Takt- Motoren vor allem beim Großmotorenbau mit außenliegender Verdichtung geführt.
• Auch bei kleineren Motoren, wie bei dem Z-Motor aus Finnland wird auf die Tellerventilsteuerung zurückgegriffen. (s. Nichtpatentliteratur)
• Patentierte Vorschläge der 70er Jahre, wie die in der genannten DD 59 645 A1 vorgeschlagenen Brennkraftmaschine mit kreiselnden Exzenterringen, brennkammerbildenden Pendelschiebern und Überleitungskanälen für 2-Taktgaswechsel, sollten die Nachteile der Wankelkreiskolbenmotore, wie Verschleiß, Schmierung und hohen Kraftstoffverbrauch vermeiden. Diese Vorschläge führten nicht zum Serieneinsatz, da die vorgestellten Entwicklungsmöglichkeiten, wie einfache Geometrie, kostengünstige Werkstoffe, Laufruhe, geringe Gleitgeschwindigkeiten und Prozessvielfalt unter anderem infolge der Konzentration auf den 2-Taktprozess nicht zielstrebig verfolgt wurden. Die vorliegende Erfindung greift auch diese Entwicklungsmöglichkeiten auf, indem insbesondere Brennraumgestaltung, Werkstoffwahl und Prozessvielfalt den Ausschlag für optimalen Wirkungsgrad, Aufwand und geringste Schadstoffbelastung erzielen werden.
• Nicht nur der Einsatz geeigneter Werkstoffe und Beschichtungen sondern auch die Nutzung hochdynamischer Regelsysteme zur Berücksichtigung der äußerst vielfältigen Lastanforderungen spielen hier die entscheidende Rolle.
• Die andere extreme Hauptform neben der Hemi-Form ist die sog. „Heron“- Bauweise des Brennraums, wobei bei planem Zylinderkopf der Brennraum als runde Mulde in der Kolbenfläche liegt.
• Der für den Dieselbetrieb häufig als ringförmige Vertiefung ausgeführte Heron-Brennraum begünstigt mit einem relativ breiten Squish-Ring um die zentrische Brennraummulde die Gasströmungen massiv beim Verdichtungstakt auch noch während des Kraftstoffeinspritzens. Ohne Ventilzeitenüberschneidung ist eine besonders effektive ebene Squish-Fläche realisiert worden.
• Die Anwendung der Direkteinspritzung auch bei Otto-Motoren und deren Weiterentwicklung zu sehr präzise und dynamisch dosierenden Multitropfen-Einspritzventilen mit acht und mehr Einzel-jet-impulsen, die in Mehrfachdüsen mit angepassten Austrittswinkeln angewendet werden, ist alltägliche Praxis geworden. Hier spielt das „Common Rail“ genannte System eine dominierende Rolle aufgrund seiner Vorteile wie stabiler Eingangsdruck des Kraftstoffs und Feindosierung durch elektronischen Impulsantrieb mittels Piezo-Kristallen. Feindosierungen mit Kraftstoffraten < 5 mm³ pro 4-Taktcyclus/Brennraum sind geübte Praxis.
• Mit diesen Eigenschaften werden Diesel- und Ottoanwendungen mit mehreren Voreinspritzungen und folgender Haupteinspritzung zur effektiveren Nutzung des sehr kurzzeitigen (< 2 ms) Vermischungs- und Verdampfungszeitrahmens des Kraftstoffes ausgeführt. Die Anwendung ist sehr geeignet für zukünftige Erfolge mit homogener Aufbereitung der Brenngemische im Benzin- und HCCI-Betrieb.
• Kurbeltrieb, Schmierung, Kühlung
• Gleitlagergeführte Kurbelwellen und Pleuel sind in sehr bewährter Präzision mit guten Standzeiten eine alltägliche Selbstverständlichkeit geworden. Intensive Versuche, Fertigungsgenauigkeiten, sichere Schmierungsbedingungen incl. Temperaturgeregelter Ölkühler, druckgeregelte Pumpen, Feinfilter und weitentwickelte, anwendungsgerechte Ölqualitäten helfen, die Langlebigkeit sicher zu stellen.
• Ölpumpen genügen mit Arbeitsdrücken < 6 bar für die Druckölversorgung der Gleitlager durch hohlgebohrte Kurbelwellen.
• Zahnradpumpen werden von selbstregelnden Flügelrad- und Schwenkradpumpenabgelöst. Die beim 4-Zylinder-Otto- oder Dieselmotor ölgespeisten neun Gleitlager geben ihr Öl gut verwirbelt in den Kurbelgehäuseraum ab und schmieren sowie kühlen auch die Kolben- und Zylinderlaufflächen. Für höherbelastete Kolben werden gezielt Ölspritzdüsen zur Kühlung des Kolbenbodens eingesetzt. Auch die zusätzlich zur Wasserkühlung eingesetzte Kühlwirkung der umfangreichen Nockenwellenlagerungen und Verstelleinrichtungen der Zylinderköpfe durch das dort erforderliche Schmieröl wird durch die zentrale Ölpumpe erreicht. Die Wasserkühlung der Abgasbereiche in den Zylinderköpfen wird auch verstärkt zur Schnellerwärmung des Kühlwassers bei Kaltstart benutzt. Trockensumpfschmierungssysteme werden in Serie in dynamisch hochbelastbaren Sportwagen und SUV-Geländewagen verwendet.
• Wälzlagerungen für die Haupt- und Pleuellager werden für Großserienmotore wegen der damit erforderlichen sehr aufwändigen zusammengesetzten Kurbelwellen nicht verwendet.
• Die Entwicklung von Kugel- und Rollenlagern zu hochpräzisen, hochbelastbaren und langlebigen Maschinenelementen wird durch den Einfluss der IT-geregelten Fertigungstechnik deutlich voran getrieben.
• Bei verschiedenen Motorenherstellern sind seit längerer Zeit Entwicklungen in Arbeit, die mit Kurbelwellenverstellungen variables Verdichtungsverhältnis und/oder Hubvolumen oder auch alternierenden Verlauf der Kolbenbewegung gestalten wollen. Stufenlose, hydraulisch betätigte Variationen der Pleuellänge oder die Lagevariation der Kurbelwellenachse befinden sich in fortgeschrittenem Entwicklungsstadium.
• Hierbei wird die Variation des Verdichtungsverhältnisses während des Betriebs mit einem Potenzial von etwa 10% als die interessanteste Verbesserungsmöglichkeit der Effizienz von hochentwickelten, aufgeladenen Ottomotoren gesehen, aber noch nicht in Großserie angewendet.
• Auch die zur Verbesserung der Drehmomententfaltung untersuchte Verstellung der Kurbelwellenachse senkrecht zur Kolbenachse befindet sich in fortgeschrittenem Entwicklungsstadium.
• Werkstoffe
• Leichtmetallwerkstoffe (Aluminium- und Magnesiumlegierungen) für Kurbelgehäuse, Zylinderkopf, Kolben, Öl- und Wasserpumpe sowie Ölwanne sind seit Jahrzehnten mit verschleißfesten Legierungen bei PKWs in Serie. Für hochbelastete Zylinderlaufbahnen in Aluminium-Zylinderblöcken werden Laufbuchsen aus Eisengusswerkstoffen oder hochlegierte Aluminiumlegierungen für den Zylinderblock aus Gewichtsgründen und bei Zylinderköpfen auch für die hohe Wärmeableitung eingesetzt.
• Eisengusswerkstoffe für die genannten Werkstücke zu verwenden, hat sich für verschiedene Anwendungen wie Dieselmotore, insbesondere wegen der teilweise überlegenen Haltbarkeit bewährt. Gefördert wird der Einsatz durch fortlaufende Verbesserungen im Bereich Gießen von filigranen Bauteilen und vor allem durch Verbesserungen der Werkstoffeigenschaften wie Duktilität und Verschleißfestigkeit. Der Eisengußwerkstoff GJV mit hoher Zugfestigkeit bei sehr guten Verschleißeigenschaften ist im Einsatz für Zylinderkurbelgehäuse mit vorteilhafter Kolbenlaufbahn. Die Anwendung wird auch für kleinere Dieselmotore durch die Lösung von Gewichtsproblemen infolge der fortschrittlichen Gießtechnik vorangetrieben.
• Schmierstoffe
• Von verschiedenen Forschungsinstituten werden Trockenschmierstoffe untersucht, die in die poröse Oberfläche der reibungsbelasteten Werkstücke haltbar eingelagert werden.
• Kraftstoffe
• Die für Diesel- und Ottomotore gleichsam interessanteste Entwicklung auf dem Gebiet der Kraftstoffe ist die Arbeit an Oximethylenether OME. Dieser Kraftstoff, der auch aus regenerativen Ressourcen gewonnen wird, hat durch seinen molekularen Anteil an Sauerstoff die Eigenschaft, sehr gründlich CO² zu bilden und damit rußfrei und auch NOx - frei zu verbrennen. (s. Nichtpatentliteratur: TUM Verbrennungsmaschinen, 2016, et al.)
• Verbrennungsstrategien
• Die aktuelle Entwicklung eines neuen Verbrennungsmotors ist aus dem Hause Mazda in einem PKW für Start in 2019 vorgesehen.
• Dieser Motor wird nach der Strategie der Homogeneous Charge Compression Ignition „HCCl“ betrieben. Diese Betriebsart wird bei Mazda allerdings durch Fremdzündung mit Zündkerze unterstützt, um in Lastbereichen zu fahren, die die Selbstzündung nicht sicher und kontrollierbar erreichen. (Nichtpatentliteratur: Mazda, Firmenmeldungen und Timo Janhunen Aumet Oy: HCCI-Combustion in the Z Engine)
• Fazit
• Die Thematik für die vorliegende Erfindung ist Verbesserung der Homogenität von Brenngemischen, Nutzung kleiner Brennräume und der Squishing Turbulence, Einhalten von optimalen, punktförmigen Verbrennungsparametern ggf. durch Auswahl von Zündfolgen. Technologische Voraussetzungen wie hochwertige Werkstoffe und Beschichtungen sowie eine weitentwickelte Kraftstoffeinspritztechnik sind verfügbar.
• Nichtpatentliteratur
• Harry Ricardo, 1885 -1974, Wikipedia,
• Mehrventilmotoren, G. Hack, F. Indra, ISBN 978-3-613-02260-7
• Squish-Design, z.B. Takanori Ueda et.al. „Effects of Squish Area Shape on Knocking“, ISAE symposion proceedings, Vol. 982 p. 99,1998. --- Motor Verbrennungsverfahren, kfztech.de INGENIEUR.de, 2010/03, FIAT-Schäffter, Elektronisch-hydraulicher Ventiltrieb,
• SkyActiv-X Benzinmotor, Otto-Selbstzünder bei Mazda, Pressespiegel 03/2017, „Experimentelle und numerische Untersuchung der Selbstzündungsmechanismen für einen HCCl-Benzinbetrieb“, Sauter, Werner et. al. Universität Karlsruhe, Institut für Kolbenmaschinen,
• TUM, Verbrennungsmaschinen, 12.02.2016:“ Kraftstoffe, die keine schädlichen Abgase produzieren", Dr. Härtl, Martin; TUD,---- Münz, Markus, „OME-Entwicklung“
• The Z-Engine: Internal Combustion Engine Laboratory at the Helsinki University of Technology (HUT) and the Energy Technology Department at the Lappeenranta University of Technology (LUT).
• HCCI-Combustion in the Z Engine, Author: Timo Janhunen Aumet Oy, Leankuja 4, 07230, Finland,
• Aufgabenstellung
• Mit der vorliegenden Erfindung zu Brennkraftmaschinen mit intermittierender Verbrennung sollen die Grenzen der gegenwärtigen Entwicklungsstufen durchlässig werden.
• Wie die Entwicklungsgeschichte zeigt, spielt die Gestaltung der Brennräume in ihrer Abhängigkeit vom Expansionsraum oder Arbeitsraum -Hubraum bei den Kolbentriebwerkeneine einengende Rolle. Vielfach können deshalb interessante Möglichkeiten, wie ein sicherer Selbstzündungsbetrieb bei der Verbrennung von abgasneutralen Kraftstoffen nur unter restriktiven Bedingungen genutzt werden. Mit der Folge, dass zu weiteren Entwicklungen nicht ermutigt wird.
• So konzentriert sich die vorliegende Erfindung auf die Gestaltung von Brennräumen und deren Arbeitsumgebung, wie Gaswechsel-, Abdichtungs-, Schmierungs-, Kühlungs-, Regelungselemente und Verbrennungsstrategien. Die erfindungsgemäßen Möglichkeiten sollen sowohl die erforderliche intensive Homogenität der Brenngase als auch die Konzentration der Hauptverbrennungsreaktion auf den Brennraum fördern.
• In diesem effektiven Brennraum, der sich infolge seiner geringen Größe bei kompakter Form durch kurze Brennzeiten auszeichnen muss, sind die Betriebswerte wie Kraftstoffrate, Luftverhältnis λ, AGR-Rate, Drehzahl, Ladungswechsel, Ladedruck, Verdichtungsverhältnis, Wandtemperaturen und Homogenität des zündfähigen Kraftstoff/Luft-Gemisches zum geforderten sicheren und optimalen Betriebspunkt bzgl. Verbrauch und Schadstoffanteil zu entwickeln.
• Damit erweitert sich die erfindungsgemäße Aufgabe dadurch, dass dieser optimale Betriebspunkt unter allen Lastanforderungen des Verwendungszweckes eingehalten werden soll.
• Lösungen der Erfindung und Ausführungsbeispiel
1. 1. Geometrisch-mechanische Grundlagen
2. 2. Lösungen zu den Dichtsystemen
3. 3. Schmierung, Kühlung
4. 4. Brennverfahrensstrategien
• Geometrisch-mechanische Grundlagen
• Die Erfindung betrifft eine Brennkraftmaschine nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 mit intermittierender Verbrennung des Kraftstoff-Luftgemisches, das z.B. nach dem bekannten 4-Taktverfahren in einem Mehrkammersystem, fremd- oder kompressionsgezündet seine thermo-mechanische Energie abgibt.
• Dazu fungieren exzenterbetriebene Arbeitskammern (3), deren Gaswechsel von regelkreisunterstützten Gaswechselringen (9) durchgeführt wird.
• Anhand der schematischen Skizze auf dem beiliegenden Schema werden die wesentlichen Bauelemente der Erfindung dargestellt. (Fig. Schema):
• Der Aufbau der Maschine fundiert auf dem Gehäusering (2), der mit den Seitenteilen (13g) und (13öl) das Exzentergehäuse (31) bildet.
• Im Exzentergehäuse (31) ist die drehbare Exzenterwelle (7), die eine Erweiterung mit der Exzentrizität e besitzt, zentrisch gelagert.
• In diesem Exzentergehäuse (31) zirkuliert der kleinere, kreisrunde Exzenterring (1), der kreisrunden Innenfläche des Gehäuseringes (2) auf geringstem Abstand folgend, indem er auf der exzentrischen Erweiterung der Exzenterwelle (7) gelagert ist.
• Entsprechend der Aufgabenstellung wird die große Anzahl kleinerer Brennräume (8) bei begrenztem Bauraum mit kreisförmiger Anordnung im Seitenteil (13g) eingebracht.
• Die zugehörigen Arbeitskammern (3) werden durch gleichmäßige Aufteilung des sichelförmigen Raumes (3a) um den im Gehäusering (2) zirkulierenden Exzenterring (1) durch Trennschieber (4) gebildet, die als Pendelschieber von Brennkraftmaschinen und Ölpumpen bekannt sind ( DD 59 645 A1 und DE 10 2010 024 222 A1 2011.10.13).
• Die Trennschieber (4) übernehmen auch die Aufgabe, den Exzenterring (1) auf seiner Kreisbahn ohne Eigenrotation zu führen.
• Der im Gasgehäuse (16) zentrisch gelagerte, kreisrunde und drehbare Gaswechselring (9), der von der Exzenterwelle (7) angetrieben wird, bewirkt mit gleichmäßig angeordneten Kanälen den Gaswechsel aller Brennräume (8).
• Die Summe der einzelnen Gaskräfte der Arbeitskammern (3) treiben, auf den Exzenterring (1) wirkend, die Exzenterwelle (7) mit dem Hebel = e x cos α an. (5)
• In einem teilweise schematischen Ausführungsbeispiel der Erfindung mit ca. 0,9 Liter Arbeitsraum und 15 Brennkammern (8) werden im folgenden weitere Einzelheiten erläutert: In 1 wird im Längs- und Querschnitt durch das Exzentergehäuse (31) der Exzenterring (1) im Inneren des Gehäuseringes (2) gezeigt, wo er mittels der Verbindung durch die 15 Trennschieber (4) die 15 Arbeitskammern (3) erzeugt.
• Die nötige Volumenänderung der Arbeitskammern (3) wird durch die Zirkulation des auf der Exzenterwelle (7) gelagerten kreisrunden Exzenterringes (1) im kreisrunden um 2 × e im Durchmesser größeren Gehäusering (2) (mit + Toleranz für minimale Spalte im warmen Betriebszustand) ausgeführt.
• D.h. , die Zirkulation des Exenterringes (1) ist eine Bewegung des Schwerpunktes von (1), hier aus Symmetriegründen der Mittelpunkt von (1), und aller seiner Massepunkte auf einer Kreisbahn mit dem Durchmesser 2 × e ohne Eigendrehung.
• Damit der Exzenterring (1) diese Zirkulation durchführen kann, muss er an der Eigendrehung durch die Trennschieber (4) gehindert werden, da er beim Bewegen der Exzenterwelle (7) durch die entstehende Lagerreibung in Eigendrehung mitgenommen würde. Durch die (bei 4-Takt) ungerade Zahl von 15 Trennschiebern (4) wird diese Aufgabe schwingungsarm erfüllt. Dazu sind die radial gleichmäßig verteilten Trennschieber (4) im Exzenterring (1) und im Gehäusering (2) um den Winkel δk (6) schwenkbar und verschiebbar in Kalotten (5) flächig abgedichtet gelagert. (13 und 14)
• Der Arbeitsraum der Brennkraftmaschine des ausgewählten Beispiels beträgt: Arbeitsraum [cm³] = (Innenumfang Gehäusering (2) - Anzahl der Arbeitskammern (3) × Trennschieberstärke) × Gehäusering-Breite × 2e = z.B. (16 × 2π - 15 × 0,6) × 8 × 1,2 = 879 cm³
• (11, 12,13)
  Mit den Trennschiebern (4) wird, entsprechend Hauptanspruch bzw. Anspruch 2, sowohl die Abdichtung der entstehenden Arbeitskammern (3) als auch die schwingungsarme Zirkulation des Exzenterringes (1) erreicht.
• Durch die anschlaggebende Bemessung der Anlegewinkel δk (6) der Trennschieber (4) im Kalottenschlitz (4e) von Exzenterring (1) und Gehäusering (2) wird der Exzenterring (1) so geführt, dass alle Massepunkte des Exzenterringes (1) und dessen Einbauteile Kreise mit Ø = 2 × e beschreiben.
• Der Anlegewinkel δk (6) entspricht dem max. Schwenkwinkel δk aus der 0-Lage im Ausfühtungsbeispiel bei UT und ist von e und den Mittenabständen k1 und k2 der Kalotten (5) entsprechend der Formel $$\text{tan }\mathrm{\delta }=\text{sin }°\text{EW}/\left\{1+\left[\left(\text{k}1+\text{k}2\right)/\text{e}\right]-\text{cos }°\text{EW}\right\}\text{ abhängig}\text{.}$$

  

  {11) und (13)}
• Die Summe k1+k2 ist der kleinste Mittenabstand der Kalotten (5) beim Annähern des Exzenterringes (1) in der Position OT zum Gehäusering (2) mit der Exzenterposition °EW = 12°. °EW ist der Positions-Winkel am Gehäusering (2) bezogen auf OT = 0° im ausgeführten Beispiel, 1.
• 16 zeigt den Verlauf der Schwenkwinkel δ (6) über dem Exzenterwickel °EW, wo die Positionen der Trennschieber (4) aus dem Schnittbild der 1 durch kleine Kreise hervorgehoben sind:
• Wie der max. Schwenkwinkel= Anlegewinkel δk (6) des Ausführungsbeispiels mit e = 6 mm, k1 + k2 = 26 mm und die im Anlegebereich der Trennschieber bei 10,8 ° flach verlaufende Kurve über dem Exzenterwinkel °EW zeigt, werden z.B. mit der Brennraumzahl 15 sehr kleine Schwingungsweiten der Trennschieber (4) von < 0,1 mm innerhalb von zwei Anlegepositionen erreicht.
• Anders ausgedrückt: innerhalb von 0,8° Differenz des Anlegewinkels liegen drei Trennschieber, die 48° EW abdecken.
• Die Vorstellung, dass sich der exzentrisch gelagerte und von einer Exzenterwelle (7) im Kreis geführte Exzenterring (1) im Dreieck von 2 anliegenden Trennschiebern, nämlich je einer im Bereich 80° vor und nach OT und der Exzentermitte wie in einem Prisma positioniert wird, beschreibt sehr eindringlich die geometrisch-stabile Situation und die Aufnahme der Tangentialkräfte, die in Drehrichtung von der Exzenterwelle (7) als Reibungskraft auf den Exzenterring (1) einwirken.
• Die drehschwingungsarme Zirkulation des Exzenterringes (1) wird noch verbessert durch Abstimmung der Weite der Kalottenschlitze (4e) in 13 mit dem radialen Flächenträgheitsmoment der Trennschieber (4). Kleine Federsteife der Trennschieber (4) erleichtert die angestrebte gleichzeitige Überdeckung und spannungsarme Anlegung mehrerer Trennschieber (4), (16) im Kalottenschlitz (4e). Die Berücksichtigung der temperaturbedingten Dehnungen zur stabilen Führung des Exzenterringes (1) werden durch diese Abstimmungen erleichtert.
• Die naheliegende Analogie zur Aufnahme der Tangentialkräfte, wie beim bekannten Sternmotor durch seinen tragenden Hauptpleuel, würde zu einer pendelnden Bewegung des Exzenterringes (1) und damit zu einer zusätzlichen Belastung der Exzenterwelle (7) führen. Diese Störung eines schwingungsarmen, ruhigen Laufes wird durch die symmetrische Anordnung und gleichmäßige Verteilung aller Trennschieber (4) vermieden. (1)
• Während des Betriebes dieses Exzenterkammerdrehschieber-Motors entsteht die auf den Exzenterring (1) wirkende Tangentialkraft durch die Gaskräfte in den Arbeitskammern (3) und durch die Reibung in der Lagerung des Exzenterringes (1).
• Zur Minimierung dieses die Trennschieberführung belastenden Drehmomentes empfiehlt sich die Verwendung von Wälzlagern (29), (30), die bei Motoren mit nur einem Exzenterring (1) sehr unkompliziert einzubauen sind.
• Eine weitere, sehr präzise Zirkulations-Führung des Exzenterringes (1) mit mehrfachen rollierenden Aufnahmen in den Bohrungen (62) übernimmt die Trennschieberbelastung. (1 und 6)
• Die Führungsrollen (62a) übernehmen die Tangentialkräfte der Lagerreibung durch mindestens 3 gleichmäßig verteilte dauernde Kreiskontakte in den Erleichterungsbohrungen (62) entweder wie hier gezeigt im Exzenterring (1) oder auch in den Seitenteilen (13).
• Die Erleichterungsbohrungen (62) wälzen sich auf den Führungsrollen (62a) ab, die bei stärkerer Beanspruchung in beiden Seitenteilen (13) gelagert sind und die ganze Dicke des Exzenterringes (1) zum Tragen benutzen. Die Erleichterungsbohrungen (62) wälzen sich mit ihrem Mittelpunkt auf einem Kreis des Durchmessers = 2 × e spielfrei auf den Führungsrollen (62a) ab.
• Die 6 zeigt das gewählte Ausführungsbeispiel des 0,9 L - Motors mit Bohrung (62) Ø 24 mm, die sich auf einer Führungsrolle (62a) mit 012 mm abwälzt und somit einen Mittelpunktskreis von 012 mm = 2 × e beschreibt.
• Da die Trennschieber (4) im Gehäusering (2) radial gehalten werden und die Schwenkbewegung gegenüberliegender Trennschieber (4) jeweils gegenläufig ist, kann praktisch eine vollkommene Auswuchtung des Systems Exzenterring (1)-Exzenterwelle (7)-Trennschieber 84) durch die Gegengewichte der Exzenterwelle (7) vorgenommen werden. Mit einer großen Anzahl von z.B. 15 Kammerräumen (3) und damit 15 Trennschiebern (4) ist nicht nur ein sehr guter Gleichlauf gegeben, sondern eine Belastung durch Resonanz zwischen der den Exzenterring (1) anregenden Drehschwingung der leichten Trennschieber (4) und dem großen Massenträgheitsmoment des Exzenterrings (1) wird vermieden, eine bessere Flächen-Deckung in OT zwischen Exzenterring (1) und Gehäusering (2) wird im Kammerbereich erreicht, was schädlichen Kammerraum minimiert und die Trennung zwischen effektiven Brennräumen (8) und Arbeitskammern (3) verbessert.
• Details der Trennschieber (4) werden im Abschnitt „Lösungen zu den Dichtsystemen [0010] und folgende, beschrieben.
• Ein Hauptgrund für die Entwicklung von Brennkraftmaschinen ist die Optimierung der Verbrennungsvorgänge bei intermittierender Verbrennung. Hier spielt die Gestaltbarkeit (Größe, Form, Werkstoff) des Brennraumes, der die Anordnung der Gaswechselelemente, Zünd- oder Glühanlage und ggfs. der Einspritzvorrichtung berücksichtigen muss, eine entscheidende Rolle. Hinzu kommt die Einbeziehung der Arbeitsvolumina der einzelnen Brennkammern, die häufig durch bauraumbedingte Grenzen nicht optimal ausgelegt werden können, obwohl gerade die Brennlängen im Reaktionsraum und damit die Nutzung der zur Verfügung stehenden Reaktionszeit entscheidend für die Qualität der Umsetzung ist.
• Da die mittleren Prozesszeiten der einzelnen Takte z.B. beim 4-takt-Verfahren bei den meisten Anwendungen in der Größenordnung von nur <10 Millisekunden (n = 3000U/min) bewegen, sind Reaktionsstrecken und -geschwindigkeiten für die Qualität und Präzision von Homogenisierungsvorgängen bei der Aufbereitung des zu verbrennenden Luft-Brennstoffgemisches entscheidend und auch verantwortlich für die Ergebnisse der Verbrennung hinsichtlich Vollständigkeit/Effizienz und Qualität der Abgase. Insbesondere, wenn flüssige Brennstoffe eingespritzt werden.
• So ist für den hier anzumeldenden Brennraum (8) wichtig, dass die effektiven Verbrennungsvorgänge bereits bei 30°EW nach OT d.h. nach etwa 1,5 ms nach OT abgeschlossen sind, so dass wir hier von einem effektiven Brennraum sprechen können, da sich z.B. bei einem 0,9 L-Motor mit 15 Brennräumen und e = 6 mm der Spalt zwischen dem Gehäusering (2) und der Exzenterringfläche (1) zu diesem Zeitpunkt nur etwa 0,8 mm geöffnet hat. Die zu fordernden Bedingungen für den effektiven Brennraum (8) werden erfindungsgemäß durch die kreisförmige Anordnung einer großen Anzahl von kleinen Brennräumen (8) mit Arbeitskammern (3) als Arbeitsräume erfüllt:
• - große Turbulenz mit asymmetrischem Squish (auch Squeezing genannt) während des Kompressionstakts mit einem Flächenverhältnis > 10 von der Kammerfläche in den Brennraumeinschnitt 10 hinein. (V_mittel > 20 m/s bei n = 3000U/min)
• - Abtrennung der Brennräume (8) von den Arbeitskammern (3) durch engen Spalt während der Brennzeit.
• In 7 mit den Vergrößerungen 8 u. 9 werden die Einzelheiten der Konstruktion verdeutlicht:
• Der Brennraum (8) wird über einen Einschnitt (10) im Gehäusering (2) mit der Arbeitskammer (3) verbunden. Für ein starkes Kompressions-Squeezing mit 90% des Kammervolumens ist dieser Einschnitt (10) gegen die Exzenterbewegung geneigt. Der Einschnitt (10) trägt die Einspritz- und Zündeinrichtungen (11).
• Zusätzlich kann der Einschnitt (10) mit einem schraubenförmigen Zug zur Verstärkung des Dralles und/oder Einschnitte im Exzenterring (1) ausgeführt werden.
• Die induzierte Swirl-Funktion beim Einlassvorgang wird über den kurzen aber schräg zur Brennkammeröffnung angestellten Einlasskanal (12) des in einem separaten Gasgehäuse (16) angeordneten Gaswechselrings (9) verstärkt.
• Dieser Effekt des Einlass-Swirls wird insbesondere bei Verwendung eines Turboladers bzw. eines für die Leistungsansprechbarkeit günstigeren Elektro-Laders auch in Verbindung mit einer bis zu 50° EW Überschneidung des Gaswechsels die gewünschte Kraftstoff + AGR + Luft-Homogenisierung in der maximal turbulenten Strömung des ganzen Ansaugtaktes erreichen.
• Der Einlass-Swirl erfasst in der frühen Phase des Einlasses die interne I-AGR und bereitet so z.B. bei Betrieb mit gesplittetem Brennstoffeinspritzen P1 und P2 die teilweise Einspritzung im späten Einlasstakt vor.
• In der Ansicht der Gaswechselkanäle, Einlass (12) und Auslass (65), der 9 ist die Überschneidung von Aus- und Einlass = 0°, wie es an der Kammernummer II. deutlich dargestellt ist.
• Die Position des Gaswechsel-Öffnens und -Schließens kann nur mit dem Überfahren der Brennkammeröffnungen präzisiert werden, da an dieser Stelle der Gasfluss beginnt und nicht beim Eintreten der Kanalöffnungen in die innere Fläche der Spiralbandfedern (14). Diese Federringe sorgen für Verminderung des Blowbys und stellen die Vorspannung für das Anlege-System des Gaswechselringes (9) dar, die für Erzeugung des Antriebsmomentes des Gaswechselringes (9) beim Start des Motors verantwortlich ist und damit für den Anlege-Regelkreis des Gaswechselringes eine der wichtigsten Rückmeldungen über den Zustand der Kontaktgleitfläche (9k) ist. Auch für die erforderliche Grundlast des Axialkugellagers (21) sorgt die Vorspannung (19a) der Spiralbandfedern (14).
• Die beschriebene Brennkammeranordnung (8) außerhalb der Arbeitskammer (3), entspricht der von Ricardo angewendeten Verfahrensweise zur Trennung von Brenn- und Arbeitsraum und erfüllt die erfindungsgemäße Aufgabenstellung:
• - vermeidet aber durch Entfall der heißen Ventilköpfe die Klopfanfälligkeit,
• - in der gleichen Richtung wirken die sehr kurzen Brennstrecken (20...30 mm) der kleinvolumigen Kammereinheiten,
• - zusätzlich wird bei den sehr kurzen Brennzeiten durch hohe Brenngeschwindigkeit infolge Turbulenz nicht nur der Kraftstoff optimal ausgebrannt, sondern es werden auch zur Klopfneigung führende Randverdichtungen von Gasresten minimiert,
• - die große Querschnittsfläche des Einschnittes (10) zwischen effektivem Brennraum (8) und Arbeitsraum (3) sowie die geringe Radialgeschwindigkeit des Exzenterringes (1) (n=3000 → 0,7m/s) vermindern Strömungsverluste bei maximal 12 m/s bei n = 3000 U/min,
• - die ebene Brennraum-Verschlussfläche des Gaswechselringes (9) bietet keine überhitzten Kanten und dreht sich mit geringer Geschwindigkeit permanent weiter, wodurch die Berührung mit dem wassergekühlten Seitenteil (13g) und die gleichzeitige Durchströmung des Gaswechselringes (9) mit Einlassluft für Kühlung sorgen.
• Mit den heißen Abgasen, die parallel zur Einlassluft strömen und dem wassergekühlten Gasgehäuse (16) z. B. aus Aluminiumlegierung, stellt sich im Ringvolumen des Gaswechselringes (9) eine niedere mittlere Temperatur von < 300°C ein.
• - Effizienz verbessernd wirken auch die geringeren Wärmeverluste durch die in Vermicular-Guss (GJV) ausgeführten Seitenteile (13) und Exzenterring (1) aus Sphäroguss (GJS), die einen großen Teil des Brennraums (8) bilden,
• - die gemeinsame Gestaltung des Brennraums (8) mit der Beteiligung von Seitenteil (13g), Gehäusering (2) und auch durch Aussparungen im Exzenterring (1), wie in 10 mit der unterbrochenen Kontur angedeutet, verbessert die Form des Brennraums (8) und (10). Bei Ausführung der anspruchsvollen Verbrennungsstrategie „HCCl“ mit erweitertem Leistungsbereich wird mit Sphäroguss 50 (GJS) oder ähnlichen eisenbasierten Werkstoffen für den Gehäusering (2) der gesamte Arbeitsraum hinsichtlich Wärmeverluste und Dehnungsverhalten verbessert. (Hinweispunkt [0028])
• In 7 wird die Lage des Gaswechselrings (9) mit seinem Planetenradantrieb im Beispiel des 0,9 L 4-takt-Motors gezeigt. Die Zusammenbauzeichnung 7 im Schnitt G - H gibt einen Überblick zur gleichmäßigen Aufteilung aller Ein- und Auslasskanäle (12) und (65) des Gaswechselringes (9) im oberen Drittel (9) sowie der Verschlussflächen für die Kompressions- und Expansionstakte, welche die 4-Taktprogramme nach Anzahl der zu beatmenden Anzahl von Brennräumen (8) und Arbeitsräumen (3) benötigen:
• z.B. mit 15 Brennräumen (8) und gleichsinniger Drehrichtung von Exzenterwelle und Gaswechselring (9) = Anzahl-4-Taktprogramme auf dem Gaswechselring (9) = 15/2 + 0,5 = 8, Antriebsuntersetzung für Exzenterwelle (7) zum Gaswechselring (9) : (15+1) :1→ beträgt 16:1.
• Der Antrieb von Exzenterwelle (7) zum Gaswechselring (9) erfolgt über 3 feststehende Planetenrädersätze mit 3 Stufen zum innenverzahnten Gaswechselring (9), wie hier ausgeführt, mit den Stufen: 2:1 × 2:1 × 4:1 = 16:1.
• Für die Realisierung von synchroner Gaswechselflexibilität zur Dosierung von internem I-AGR bzw. für die Optimierung verschiedener Verbrennungsstrategien und Drehzahlbereiche werden zur Positionsänderung des Gaswechselringes (9) die schrittmotorische Verstellung (35) des Planetensteges (34), der beide gestuften 3-fachen Planetensätze trägt oder digital gesteuerte Schrittmotore für den Antrieb des Gaswechselringes anstelle der Planetensätze eingesetzt. Am Schrittmotor (35) wird auch die Messung der Antriebs-Drehmomente (36) des Gaswechselringes (9) als Regelgröße für das Dichtsystem des Gaswechselringes (9) z.B. durch Messung der Tangentialkräfte am Planetensteg (34) durchgeführt. (s. Punkt [0017])
• Allerdings muss mit nur einem Gaswechselring (9) auf voneinander unabhängige Ein- und Auslassvariationen verzichtet werden. (Punkt [0024] e)
• Die Drehmomentpulsation des Gaswechselringantriebs durch die pulsende Entlastung des Gaswechselringes (9) bei den Kompressions- und Expansionstakten ist durch die große Zahl von Arbeitskammern und der Massenträgheit des Gaswechselringes (9), verglichen mit den Pulsationen von Nockenwellen der Tellerventilantriebe, sehr gering. Damit vereinfacht sich die Auslegung des Antriebsstranges bzgl. Dimensionierung und Geräuschentwicklung und ermöglicht den Entfall von Wechselintervallen.
• Lösungen zu den Dichtsystemen
• Das Dichtsystem wird bei diesem Motor erleichtert, da es sich bei den abzudichtenden Übergängen fast nur um ebene Flächen mittlerer Temperatur handelt. Die einfache Geometrie erlaubt geringe Flächendrücke bei kleinen Gleitgeschwindigkeiten der Dichtelemente. Diese Erleichterungen wirken sich auch positiv auf die Wahl wirtschaftlich darsteltbarer Werkstoffe, Fertigungsverfahren und digitalem Motormanagement aus.
• Z.B. bewegt sich bei unserem Motorbeispiel mit 0,9 L- Arbeitsraum die Gleitgeschwindigkeit zwischen Gaswechselring (9) und Spiralbandfedern (14) im Seitenteil (13g) (mit 15 Brennräumen) im Bereich von nur 2...5 m/s bei Flächendrücken um 1 MPa.
• In 2 und 3 sehen wir die ruhenden Dichtungen:
• -Seitenteile (13)/Gehäusering (2) außerhalb der Kalotten und Brennräume mit Stahl-Federring (38) in „C“-Profil im Alu-Gehäusering (2) bzw. Eisenguss GJV.
• - Kühlwasserübergänge Gasgehäuse (16)/Seitenteile (13)/Gehäusering (2) drei Sätze 0-Ringe aus Kunststoff.
• - Öl-Gas-Gemischabsaugung (61)/(26) im Seitenteil (13öl) aus Gehäusering (2) ohne Dichtung, da innerhalb Stahlfederring (38).
• Öl-Gas-Gemischabsaugung (61)/(26) aus dem Exzenterring (1) ohne Dichtung, da Absaugung aus geschmiertem Gleitraum (1)/(13).
• gleitende Dichtungen
• - Dichtsegmente (39) (11 bis 15) in den Einstichen auf den beiden Seiten des Exzenterringes (1) zwischen den Kalotten (5):
  • Diese Dichtsegmente haben die Aufgabe, nicht nur das Blowby zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13) zu vermindern bzw. völlig zu vermeiden, sondern sie müssen auch eine gasdichte Verbindung zu den Kalotten (5) herstellen.
• Vergleichbar mit den Kolbenringen von Hubkolbenmotoren (Ringspalt!), kann der Brennkammerdruck die federnde Vorspannung (39d) der Segmente (39) zur axialen Dichtung gegen die Seitenteile (13) verstärken (14). Dies ist als quasi selbstregelnde, lastgesteuerte Anlegeverstärkung von Vorteil.
• Da aber gleichzeitig der Dichtkontakt möglichst flächig, formschlüssig zu den Kalotten erzeugt werden muss, werden pro Einstich zwischen den Kalotten (2) Dichtsegmente gleicher Dicke (39a+b) eingelegt. Deren geringes tangentiales Untermaß der Bogenlänge wird benutzt, um sie durch eine Zwischenfeder (39c) gegen einander tangential zu verschieben und damit einen definierten Anlegedruck in der formschlüssigen Dichtkontaktfläche zu den Kalotten (5) zu erreichen.
• Damit ist einerseits sichergestellt, dass sich die Dichtelemente (39a+b) auch im kalottenaufliegenden Zustand bei erhöhtem Brennraumdruck nicht in den Kalottenkontakt verkeilen können, sondern formschlüssig dichtend auf der inneren Flanke des Einstiches anliegen.
• Andererseits unterstützt der Brennraumdruck das brennraumseitige Segment (39a) durch Verstärkung der Dichtdrücke in der Kalottenkontaktfläche und erlaubt so die erforderliche Dichtigkeit trotz wärme- und toleranzbedingter Spalte zu erzeugen.
• Mit der Ausrichtung des definierten, tangentialen Anlegedruckes für das brennraumseitige Dichtsegment (39a) in Richtung der Exzenterwellendrehung (7) (9) wird infolge der Schwenkbewegung der Kalotten (5) eine gleichmäßigere Belastung der Dichtsegmente (39a+b) erreicht.
• Die axiale Vorspannung beider Dichtsegmente (39a+b) für den Dichtkontakt zu den Seitenteilen (13) wird durch eine einstichbreite, stählerne C-Profilfeder (39d) hergestellt. Diese Feder ist in Längsrichtung, also tangential im Exzenterring 1 zwischen den Kalotten (5), vorgespannt und mit geringem Spiel (z.B.: < 25 µm) zur Breite des Einstichs eingesetzt.
• Beide Endungen dieser Federn (39d) mit C-Profil sind zum Kalottenkontakt formschlüssig angepasst (13 und 14):
• Infolge der federnden Verschiebung der Dichtsegmente (39a+b) entstehen definierte brennraumseitige und exzenterrinnenraumseitige Spalte zwischen Segment (39) und Kalotte (5). Beide Spalte werden durch das C-Profil der Feder (39d) zum gasdruckführenden Kanal unter der Feder (39d) abgedichtet.
• Dazu liegen die Dichtsegmente (39a+b) flächig auf der ebenen Seite der C-Profilfeder (39d), die kreisbogenförmigen Federenden sind dem Kalottenkontakt formschlüssig angepasst und durch die Federkraft des eingeschnittenen mittleren Teils der C-Feder (39d) unter allen Betriebsbedingungen definiert angelegt.
• Gleichzeitig wird über den toleranzbedingten Spalt zwischen dem brennraumseitigen Dichtsegment (39a) zur Einstichwand des Exzenterringes und die federbedingten Einstiche (39e) im mittleren Teil der C-Feder (39d) der pulsierende Brennraumgasdruck im Kanal unter der C-Feder anlegeverstärkend wirksam. Für den Dichtkontakt zwischen den Dichtsegmenten (39) und Seitenteilen (13) eine positive Druckerhöhung (14 und 15).
• Durch die hierbei erzeugte Druckdifferenz zwischen den beiden Flanken der C-Feder (39d) wird gleichzeitig voller Kontakt der inneren Flanke zur Einstichwand des Exzenterringes (1) hergestellt, der die federbedingten Einstiche (39e) gegen Gasaustritt in das Exzentergehäuse (31) abriegelt.
• - Dachfasenring (37) als Ölabstreifring: ein Ring pro Seitenfläche des Exzenterringes (1).
• Trennschieber (4) mit Führung durch Zylinderkalotten (5): (3,11, 13,14) Trennschieber (4) ist eine zweigeteilte in Kalotten (5) radial zwischen Exzenterring (1) und Gehäusering (2) geführte Rechteckplatte, die, in ihrer schrägen Teilungsebene durch Federkraft (4d) auf den Hilfsschieber (4b) wirkend, axial dichtend gegen die Seitenteile (13g+öl) gedrückt wird.
• Auf dem Gehäuseringende der Trennschieber (4b) dient die Federführung (4c) zur Anlegung der Blattfeder (4d) und zur Ableitung des Öl-Gas-Gemisches zu den trennschiebergesteuerten Ölabflüssen (61).
• Durch die Dimensionierung des Federblattes (4d) wird die dichtende Pressung zwischen Trennschieber (4) und Seitenteilen (13) eingestellt: ca. 50 N/cm² (0,5 MPa) Pressung werden durch eine Federkraft von 100 N erreicht. Sowohl die schräge Teilungsfläche als auch die Dichtungsflächen der Trennschieber (4) gegen die Seitenteile (13) sind genutet zur Schmierung und Durchleitung eines Teiles des abgesaugten Öl-Gas-Gemisches zum Trennschieberaussenbereich im Gehäusering (2) und zu den Ölabflüssen (61).
• Die Trennschieber (4a) werden durch kurze Bolzen (4f) in den Kalotten (5) der Gehäuseseite (2) gehalten.
• Das exzenterringseitige Ende der Trennschieber (4) läuft mit den beiden Führungsnasen (4g) zur Kalottenführung aus.
• Kalotten (5): In 12 wird an einem Querschnitt die Aufteilung und Anordnung der Kalotten (5a) u. (5b) gezeigt.
• Da diese Zylinderabschnitte (Kalotten) nicht nur die Trennschieber (4) führen, sondern auch mehrere Dichtfunktionen durch flächigen Kontakt mit der Umgebung der Trennschieber (4) erfüllen müssen, sind weitere Teilungen erforderlich.
• Die Viertelkalotten sind quer geteilt in (5a und 5b) zur Aufnahme der Anlegefeder (5c) für die Ausrichtung der Dichtungsflächen zu den Seitenteilen (13). (12)
• Die beim Ausgleich der Wärmeausdehnungsdifferenz z.B. der Aluminiumlegierung des Gehäuseringes (2) gegenüber dem Exzenterring (1) entstehenden Spalte zwischen den federbelasteten Kalottenvierteln (5a) und (5b) (Größenordnung 80 µm bei extremen Kaltstarts) werden von den jeweils versetzt angeordneten Gegenkalotten (5a) u.(5b) gasdicht abgeriegelt.
• Die Gasbeaufschlagung der Kalottenviertel (5a) u. (5b) erfüllt neben der Führung der Trennschieber (4) die flächige Gasdichtung zwischen Trennschieber (4), Exzenterring (1) und Gehäusering (2) sowie zwischen den Arbeitskammern (3), zu den Unterdruckbereichen der Öl-Gas-Absaugung, zum Exzentergehäuse (31) und zu den tangential aufliegenden Dichtelementen (39). (s.a. 13,14,15)
• Die radialen Gasdrücke bewirken durch die konstruktionsbedingte Keilwirkung der Kalotten dichtende Pressungen um 50 N/cm² zwischen allen Kalotten und Trennschieber (4). Für die gezielte Anlegung bei geringen Gasdrücken werden die Kalottenviertel (5a, 5b) durch die flachen Federn (5d) radial vorgespannt. (12,13 u.14)
• In 12 ist die Anordnung mit asymmetrisch geteilten Kalotten (5) durch das Bezugszeichen (5c) verdeutlicht. Brennraumseitige und innere Gegenkalotten sind asymmetrisch geteilt (lang (5a), kurz (5b)) und liegen alle durch die Federkraft (5c) den Seitenteilen (13) an. Die Kalottenteilungen für die Federaufnahme (5c) liegen hierbei alle im Bereich der Führungsnasen (4g).
• Durch die über den Führungsnasen (4g) wechselseitig angeordneten Teilungen wird einerseits der Gasfluss abgeriegelt und andererseits durch den längeren Kontakt der Teilungen mit den Führungsnasen die Erhöhung der Exzentergröße e erleichtert.
• Gaswechselring (9): (Fig. 7)
• 7 zeigt neben dem Längsschnitt durch den Motor ein Schnittbild quer durch verschiedene Elemente der Gasseite (Gasgehäuse (16)):
• - im oberen Drittel zeigt der vergrößerte Ausschnitt (9) die Gaskanalöffnungen Einlass (12) und Auslass (65) zu den Brennkammern (8). Hier ist auch die Anordnung der 8 kegeligen Segmente (18) für die Zentrierung des Gaswechselringes (9) dargestellt.
• - das im Urzeigersinn folgende Drittel in 7 zeigt einen tiefer liegenden Schnitt durch die Leiterstruktur der Kühlwasserführung zu den Brennkammern (8) im Seitenteil (13g) mit den dazu gehörigen Einlassverschraubungen (24),
• - das dritte Segment zeigt mit der Außenansicht des Gasgehäuses (16) die Zu- und Ableitungen für Einlassluft bzw. -gas (41), Kühlwasser ein (24), Abgas (33) und Austritt für das Öl/Gas-Gemisch (63),
• - im Zentrum des Querschnittes sind dargestellt: der 3-fache Planetensatz (15) zum Antrieb des Gaswechselringes (9) mit dem drehbaren Planetensteg (34) zur Verstellung (35) der Gaswechselzeiten. Auch sind hier die Positionen der acht Aktuatoren (19) für die Anstellung des Gaswechselringes (9) und die Öleinlässe primär (27) für Gasgehäuse (16) und sekundär (28) für die Öl-Gasgemischversorgung der Exzenterseite (31) angegeben.
• Zum oberen Drittel der 7: Die Anordnung der Einlasskanäle (12) und der Auslasskanäle (65) zeigt die Funktion des im Uhrzeigersinn mit der Exzenterwelle 7 drehenden Gaswechselringes (9):
• der Ring hat den Einlasskanal (12) gerade mit der Brennkammer (8) der Arbeitskammer XV. in Deckung gefahren.
• In dem Kreisausschnitt zwischen den Arbeitskammern I. und III. liegt ein komplettes 4-Takt-Programm vom Ende der Verdichtung in III., dem zur Hälfte mit dem Auslass durchgeführten Gaswechsel und dem eintretenden Einlasskanal (12) in II. und der anschließenden Verschlussfläche des Kompressionstaktes, der mit dem Beginn der Verbrennung in der Brennkammer I. endet.
• Es wird deutlich, dass beim 4-Taktverfahren eine gezündete Brennkammer (8) in ihrer Nachbarschaft jeweils von gaswechselnden Kammern umgeben ist.
• Grundsätzlich sind durch die Anordnung der Gaswechselkanäle im Gaswechselring (9) auch vom „Otto-Prozess“ abweichende Verbrennungsverfahren wie der 2-taktähnliche „Z-Prozess“ möglich, natürlich mit anderer Programmanzahl und entsprechenden Antriebsuntersetzungen des Gaswechselringes. (Z-HCCI-Engine von Aumet Oy, Finnland). Hierbei können alle aufeinander folgenden Brennkammern bei Aktivierung gezündet und auch gerade Kammerzahlen verwendet werden.
• Der Bedeutung wegen wird in dieser Anmeldung der normale 4-Takt- Prozess dargestellt, der auch den „Diesel-Prozess“ abdeckt.
• Hier sind die Ein- und Auslasskanäle in ihrer 4-Taktfolge auf dem Gaswechselring (9) im Kreis angeordnet und bilden mit den Kontaktgleitflächen (9k) des Gaswechselringes (9) die für die gewählte Zahl der Arbeitskammern erforderlichen 4-Taktprogramme ab. Nur bei ungerader Kammerzahl kann beim 4-Takt-Prozess eine gleichmäßige Arbeitstaktfolge gefahren werden.
• Mit der hier zugrunde gelegten Kammerzahl = 15 und Gleichlauf von Exzenterwelle (7) und Gaswechselring (9) sind 15/2 + 0,5 = 8 Viertaktprogramme (Einlass - Kompression - Expansion - Auslass) gleichmäßig im Gaswechsetring (9) angeordnet.
• Der Gaswechselring (9) stellt zusammen mit der Erzeugung und Abdichtung der Arbeitsräume durch die Trennschieber (4) die Grundlage für die Erfindung.
• Den Gaswechselring (9) zeigt die Vergrößerung des Längsschnittes in 8:
• Die Lagerung des Gaswechselringes (9) (Basiswerkstoff GG oder Keramik) wird von mindestens einem axialen Kugellager (21) am innenverzahnten Antriebsrad des Planetenradsatzes (15) geführt.
• Auf der heißen Seite gleitet die Kontaktgleitfläche (9k) des Gaswechselrings (9) auf der Dichtfläche des Seitenteils (13g) und trägt auf der Einlassseite (41) zwei axiale Labyrinth-Dichtringe mit Druckluftanlegung (23), die im Gasgehäuse (16) Abgas- und Einlassraum voneinander trennen und sie gleichzeitig abdichten. Somit kann der Gaswechselring (9) die erforderliche Wärmedehnung (bei GG-Werkstoff) von etwa radial 0,40 mm ausführen, die ihn aufgrund seiner mittleren Temperatur durch die gleichzeitige Durchströmung von Abgasen und Frischluft belastet, ohne die axialen Labyrinth-Dichtungen in ihrer Funktion zu behindern oder sie drehend mitzunehmen. Dazu werden die axialen Labyrinth-Dichtringe (23) von Stiften im Einstichgrund des Gasgehäuses (16) gegen die Rotationsneigung festgehalten, wie es von Kolbenringen der 2-Takt-Hubkolbenmotore bekannt ist.
• Zum Ausgleich dieser Wärmedehnung kann sich der Gaswechselring (9) gegenüber dem Antriebsrad (15) radial gegenüber seiner Montageposition gleitend ausdehnen. Dazu wird der Gaswechselring (9) am kugelgelagerten Antriebsrad (15) mit z.B. 8 federnden Schraubverbindungen (17) zentriert und jeweils durch die Kugeln (20) spielfrei mitgenommen. Die Zentrierung des Gaswechselrings (9) wird durch die gleichmäßig am Umfang des Antriebsrades (15) federnd eingesetzten kegligen Segmente (18) nachgeführt. Die Zentrierung stellt sich somit auch bei Abkühlung des Gaswechselringes (9) wieder zurück.
• Drei Dichtsysteme sichern die Funktion des Gaswechselringes (9).
• Hierzu eine Vergrößerung der Gaswechselringumgebung in 2a u. 2c:
• 1. Trennung von Abgas- und Einlassraum: durch zwei Labyrinth-Dichtringe mit Druckluftanlegung (23) im Gasgehäuse (16).
• 2. Abdichtung der Überführung von Einlassluft und Abgas zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil/Brennräume: um die Brennkammeröffnungen (22)angeordnete Spiralbandfedern (14), die unter Vorspannung die Brennkammeröffnungen (8) gegen die Kontaktgleitfläche (9k) abdichten. (10) Dazu liegen die Spiralbandfedern (14) mit mindestens zwei Federbandwindungen für die federnde Eigenschaft kegelig vorgeformt, kreisrund- und plangeschliffen in kreisrunden Einstichen um die Brennraumöffnungen (22) zentriert. Die innere Windung der Spiralbandfedern (14) gleitet dabei auf der Gaswechselring-Fläche und die äußere Windung der Spiralbandfedern (14) trägt auf der ganzen Stirnfläche im Einstichgrund.
• Bei Beaufschlagung durch die Brennkammerdrücke auf das Innere der Spiralbandfedern werden aufgrund der Flächenverhältnisse im dynamischen Druckaufbau an Federbandbreite und Bandstirnfläche zuerst die Windungen der Spiralbandfedern (14) zusammengepresst und somit die federnde Vorspannung, die durch die geregelte Anlegepressung des Gaswechselringes (9) beim Betrieb des Motors überlagert wird, fixiert. Damit ist gewährleistet, dass die Reibungseigenschaften der im Trockenlauf gleitenden Werkstoffe (z.B. Stahl gehärtet gegen GG) nicht durch die hohen Brennkammerdrücke überstrapaziert werden.
• Da sich die Funktion der Spiralbandfedern (14) im pulsenden dynamischen Betrieb abspielt, ist durch den rhythmischen Lastwechsel an den Spiralbandfeder-Windungen die dichtende Anlegung auf der Gaswechselring-Fläche gewährleistet.
• Damit diese rhythmisch-dichtende Anlegung der Spiralbandfedern auch auf der durch betriebsbedingte Wärmeverformungen von etwa 10 bis 20 µm in langwelliger Kontaktgleitfläche (9k) des Gaswechselringes (9) sicher dichtend folgen kann, werden zwei zusätzliche Maßnahmen durchgeführt:
• - zum einem wird die Kontaktgleitfläche (9k) in einem der letzten Arbeitsgänge in einem mittleren betriebsnahen Warmzustand plangefinisht, um einen großen Anteil, der im variablen Betrieb der Brennkraftmaschine auftretenden Wellen und Konizitäten der Kontaktgleitfläche (9k) zu vermeiden.(ggf. vor einer verschleißhemmenden keramischen Dünnbeschichtung)
• - zum andern wird die Federsteifigkeit der kegeligen und mehrwindigen Spiralbandfeder (14) unter Berücksichtigung ihrer Eigenfrequenz so dimensioniert, dass ihre Kontaktflächen auch bei geringer Anpressung der Kontaktgleitfläche (9k) des Gaswechselringes (9) folgen. Die sehr verschiedenen Massen und Elastizitätsmoduln von Spiralbandfedern und Gaswechselring liefern nicht nur die erwünschten Differenzen in den Eigenfrequenzen, sondern mindern auch die Strukturanregung zu hohen Reibwerten und damit zu Verschleiß.
• Das 3. System stellt die Regelung der Anlegepressung des Gaswechselringes (9) gegenüber dem Seitenteil (13g) dar. Dieser Regelkreis hat neben der sicheren Abdichtung der Brennräume die Aufgabe, die Anlegepressung so zu bemessen, dass bei jeder Betriebssituation der vollflächige Kontakt Gaswechselring (9)--Seitenteil (13g) in der Kontaktgleitfläche (9k) bei einem Minimum der resultierenden Flächenpressung erreicht wird. Für diese Kontaktqualität werden folgende Forderungen, für welche die Führungsgröße des Regelkreises (17) sorgt, realisiert:
• - die Vorspannung der Spiralbandfeder (14) (10) eingehalten,
• - Gasdichtheit,
• - die Reibverluste vermindert (bei Volllast ca. 500 W beim Ausführungsbeispiel 0,9 L)
• - und der Verschleiß der trocken laufenden Bauteile minimiert.
• Der betriebspunkt-abhängige elektrische Strom als Stellgröße der 8 elektro-magnetischen Aktuatoren (19), die das Kugellager (21) beaufschlagen, hat die Aufgabe, an der Regelstrecke, nämlich in der Kontaktgleitfläche (9k) genau die Pressung zu erzeugen, welche bei gleitendem Anlegen der beiden Flächen nur das bündige, federnde Vorspannen der Spiralbandfedern SBF (14) + Reserve bewirkt.
• Die logische Verbindung der Stellgröße „Aktuator-Impuls (19)“, die mit den Störgrößen wie Kraftstoffrate, Laderdruck auf der Einlassseite des Gaswechselringes (9) sowie Drehzahl und Anzahl der jeweils aktiven Arbeitskammern (3) (ZFW) dauernd abgeglichen wird und mit welcher der Gaswechselring (9) gegen die Seitenfläche (13g) gedrückt wird, führt zum Ergebnis der Regelstrecke (Kontaktgleitfläche (9k), nämlich der Regelgröße, die vom Verlauf des Drehmomentes für den Antrieb des Gaswechselringes (9) dargestellt wird. (17 und 18)
• Diese geregelte, verzögerungsarme Sicherstellung der Qualität des Gaswechselring-Seitenteil-Kontaktes (9k) ist hinsichtlich des reziproken Verhaltens des Gaswechselring-Antriebsdrehmomentes zur Kraftstoffrate bzw. Motorlast entscheidend für die Betriebssicherheit. Das schematische Beispiel eines Drehmomentverlaufes und der zugrunde liegenden Spalte und Kräfte zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil (13g) in Abhängigkeit von verschiedenen Betriebszuständen zeigt 18. Auch die Auswirkung von beginnendem klopfendem Betrieb einzelner Brennkammern (8) ist zu erkennen.
• Eine der wichtigsten Störgrößen bzgl. der Anlegebedingungen in der Kontaktgleitfläche (9k) ist der Laderdruck auf der Einlassseite des Gaswechselringes (9). (17) Bei dem gewählten Ausführungsbeispiel mit der Arbeitsraumgröße 0,9 L und einer Fläche der Einlassseite von 250 cm², zwischen den Labyrinth-Dichtringen (23), wird bei Ladedrücken im Bereich 1 bis 3 bar => 0,1 bis 0,3 MPa die max. erforderliche Anlegekraft erreicht.
• Hier wird durch die Laderdrücke, die sehr deutlich mit den Verbrennungsdrücken korrelieren, ein Teil der im Regelkreis aufzuwendenden Anlegekräfte dynamisch, praktisch selbstregelnd, erbracht. Um aber die Regelfähigkeit der elektro-magnetischen Aktuatoren (19) nicht zu beeinträchtigen, wird die Einlassfläche des Gaswechselrings (9) begrenzt, damit mindestens 40% (z.B. ca. 2500N) der Anlegekraft den Aktuatoren (19) als Arbeitsbereich zur Verfügung stehen.
• Auf den Gaswechselring (9) wirkende Axialkräfte aus einer Schrägverzahnung des Planetenantriebs (15) sind eine selbstregelnde Komponente, deren dynamisches Verhalten bei verschiedenen Lastzuständen, wie abrupter Lastreduzierung, z.B. durch geringe Schrägstellung der Verzahnung bei der Regelfähigkeit und der Dominanz der elektro-magnetischen Aktuatoren (19) berücksichtigt werden muss.
• Die genannten Störgrößen, die auf die Stellgrößen einwirken und untereinander im Zusammenhang stehen, lassen für den Regel-Algorithmus ein permanentes Einlernen der vielen wechselnden Betriebszustände zu, sodass wir hier von der Anwendung künstlicher Intelligenz sprechen können.
• Der Verlauf der Reibungsverhältnisse zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil (13b), der sehr sensibel durch das Antriebsdrehmoment des Gaswechselringes (9) wiedergegeben wird, zeigt nicht nur die erwünschten Kontaktbedingungen auf dem Seitenteil (13g) an und kontrolliert das korrekte Verhalten der Spiralbandfedern (14), sondern führt zu korrektem verzögerungsarmen Nachregeln der hohen Anlegedrücke der Aktuatoren (19) auf dem Umfang des Kugellagers (21) auch bei plötzlicher Leistungsrücknahme.
• Zusätzlicher Vorteil ist die laufende Kontrolle des Zustandes am Gaswechselring (9), was auch bei jedem Start die Anstellbedingungen für die Spiralbandfedern (14) selbsttätig ermitteln lässt, nämlich aus dem Antriebsmoment des Gaswechselringes (9) in der kurzen Zeitspanne des Anlassbetriebs mit: z.B. der Führungsgröße für den Regelkreis (17) dem „Sollmoment am Gaswechselring (9) = bei max. Spiralbandfederweg + 10% Reserve.“ D.h., dass bei jedem Start der Maschine das durch die Vorspannung (19a) erzeugte Antriebsdrehmoment des Gaswechselringes (9) als Anfangsmesswert für die Qualität in der Kontaktgleitfläche (9k) zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil (13g) gewonnen wird. Der geringe, kurzzeitige Abfall (max. 30 ms beim Start) des Gaswechselring-Antriebsmomentes beim Start der Maschine ist für Motormanagement und Steuergerät die Bestätigung für eine guteingestellten Dynamik des Regel-Algorithmus.
• Auch der Übergang des Kontaktes von reiner Berührung der Spiralbandfedern (14) in der Kontaktgleitfläche (9k) zum Gleiten auf der gesamten Kontaktgleitfläche von z.B. 350 cm² wird registriert durch eine Veränderung der Momentensteigung = f(Anlegekraft).
• Kühl- und Schmierungssystem
• Der Wasserkreislauf des Kühlsystems ist durch die axiale Durchströmung aller vier ring- bzw. scheibenförmigen Gehäuseteile gekennzeichnet. (7 und 8)
• Zur Verminderung von Temperaturdifferenzen zwischen den einzelnen Teilen tritt das Kühlwasser aus der Ringleitung (24) in das Gasgehäuse ein, wo es auch die Ansaugluft und gegebenenfalls das extern rückgeführte Abgas AGR kühlt, umfließt im gasseitigen Seitenteil (13g) über Ringverteiler (24a) u. (24b) die Brennräume (8), durchfließt die gleichmäßig im Gehäusering GR (2) verteilten Kühlwasserräume und wird nach dem Durchfluss des Seitenteils (13öl) über die Ringleitung (25) zum Wärmetauscher zurückgeführt.
• Die drei Übergänge zwischen den 4 Teilen werden mittels elastischer O-Ringe abgedichtet.
• Der Ölkreislauf des Schmier- und Kühlsystems ist entsprechend seiner Aufgaben in zwei Teilkreisläufe, nämlich in Gaswechselseite (16) mit dem Antrieb (15) + Lagerung (21) des Gaswechselringes (9) und in der Exzenterseite (31) mit dem Exzenterantrieb incl. Trennschieber (4) mit den Kalotten (5), aufgeteilt. (1, 2 und 3)
• Die Parallelschaltung der Ölteilkreisläufe wird für die Druckölversorgung von Gleitlagern als Haupt- und Exzenterringlager (29) und (30) eingesetzt, die über eine Zentralbohrung der Exzenterwelle (7) mit Drucköl (42) versorgt werden müssen.
• Bei Einsatz von Gleitlager (mit Sommerfeldzahl nahe 10!) für Haupt- und Exzenterlager, die anstelle der Wälzlager größere Reibverluste, größere Trennschieber-Kalotten-Belastung sowie Grenzbelastungen der Lagerbeschichtung bei Volllast und höheren Drehzahlen (Umfangsgeschwindigkeiten > 50 m/s) verursachen, versorgt eine Zahnradpumpe (42) mit höheren Öldrücken aus dem Absetztank die Lagerstellen durch die für diese Variante hohlgebohrte Exzenterwelle (7).
• Bei Wälzlagerung (z.B. Zylinderrollenlager) für die Lager (29) u. (30) entfällt mit der Serienschaltung der Ölkreisläufe die Druckölpumpe (42), da ein nebelartiges Gemisch durch Verwirbelung der zufließenden bzw. angesaugten Öl- und Gasanteile mit guten Schmierungs- und Kühleigenschaften erzeugt wird. Für die Schmierung und Kühlung der durchströmten Wälzlager (29) u. (30) ist dieses Öl-Gas-Gemisch von optimaler Wirkung bei großer Last und hohen Drehzahlen.
• Ölkreisläufe in paralleler Schaltung für Trockensumpfsysteme, schematisch in 19 Bei der Parallelschaltung der Ölkreisläufe von Gaswechselseite (16) und Exzenterseite (31) wird der Planetenradsatz (15) (7 und 11) des Gaswechselring-Antriebs mit Öl vom steuerbaren Ölverteiler (43) über den Ölverteilerring (27) geflutet. Im Gasgehäuse (16) versorgt das Öl unter Bildung von Öl-Gasgemisch sowohl die 3 gestuften Planetenradsätze (15) mit dem innenverzahnten Antriebsrad, als auch das Axialkugellager (21). Gleichzeitig kühlt dieses Öl-Gasgemisch auch die Innenfläche des langsam laufenden Gaswechselringes (9), von wo es, durch die kegelige Form dieser Fläche gesammelt, durch die Aussparungen des Gaswechselring-Flansches sowie durch das Axialkugellager (21) zur Abflussöffnung (63) im unteren Teil des Gasgehäuses (16) fließt. Die Rückführung zum Absetztank (44), der auch den Ölkühler (49) enthält, erfolgt durch den Überdruck im Gasgehäuse (16). (s.a. 3)
• In der parallel zum Gasgehäuse (16) angeschlossenen Exzenterseite (31) trifft das in die Ölverteilerringe (28) der Seitenteile (13) zugeführte Öl nach der Durchströmung der beiden Hauptlager (29) auf die Außenflanken mit den Gegengewichten der Exzenterwelle (7). Von den Gegengewichten der Exzenterwelle (7) verwirbelt, strömt das Öl-Gasgemisch in den Exzenter-Innenraum (31) und das Exzenterlager (30), woraus das Öl-Gasgemisch über die gleichmäßig im Exzenterring (1) angeordneten Rückschlagventile (32) von der Pumpwirkung des Trennschieber-Kalotten-Systems (4)/(5) und der Ölabsaugpumpe (45) über die Ölringleitung (26) in den Absetztank (44) rückgefördert wird. Die einzelnen Rückschlagventile sind als Flatterventile im 3-geteilten Ringsegment (32) angeordnet (3 und 8). Die Flatterventile sind geeignet für die Absaugung des Exzentergehäuses (31) bei Pulsfrequenzen um 100 Hz.
• Der Abzug des Öl-Gas-Gemisches erfolgt über die radialen Bohrungen im Exzenterring (1), die gleichzeitig als Auslaufraum der Trennschiebernasen (4g) fungieren.
• Das Exzenterlager (30) als Zylinderrollenlager wird intensiv vom Öl-Gas-Gemisch durchströmt, da sich durch die einseitige Lage der Ölabflüsse (61) im Seitenteil (13öl) ein Teilstrom durch das Rollenlager (30) einstellt. Die Absaugung des Öl-Gas-Gemisches über die Ölabflüsse (61) durch den Unterdruck in der Ringleitung (26) (Absaugpumpe (45)) wird durch die Pumpwirkung der Trennschieb (4) unterstützt, deren Förderwirkung sich je nach Anzahl der Arbeitskammern, Motorvolumen und -drehzahl in der Größenordnung von 100 L/min bewegt.
• Der Pulsationseinfluß auf die Durchströmung der zu kühlenden und zu schmierenden Trennschieber (4) fördert auch die Schmierung und Kühlung aller Kalotten (5) und Dichtelemente wie die Schräganstellung der Trennschieber (4b).
• Der Unterdruck in der Ringleitung (26) besteht durch die trennschiebergesteuerten Ölabflüsse (61) permanent in Höhe der vom Steuergerät (54) verlangten Werte. Durch den Unterdruck in der Ringleitung (26) ist neben der sicheren Absaugung des Öl-Gas-Gemisches aus dem Exzentergehäuse (31) die Einflussnahme auf die Schmierungs-, Gas - und Druckverhältnisse in den beidseitigen Gleit- und Führungsflächen zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13) durch die trennschiebergesteuerten Ölabflüsse (61) und die Einbeziehung der Erleichterungsbohrungen (62) des Exzenterringes (1) erreicht.
• Ölkreisläufe in serieller Schaltung Fig. 20
• Alternativ wird das große Förderpotenzial des Trennschieber-Kalotten-Systems (TS-KL-System) genutzt, um mit den beiden in Serie geschalteten Ölkreisläufen der Gas- und Exzenterseite, sowohl die erforderlichen Ölversorgungen, als auch die Absaugung der Gasanteile des Blowby und der Labyrinthluft durchzuführen.
• Unter Berücksichtigung der Blowby-Anteile aus Gaswechsel- sowie Exzenterbetrieb und der Labyrinthluft (23) des Gasgehäuses (16) mit 0,3 bis 1,5 Liter Gas-Öl-Gemisch pro Sekunde, abhängig von Drehzahl und Last für unser Motorenbeispiel von 0,9 L Arbeitsraum, wird die Pumpleistung des Trennschieber-Kalotten-Systems mit 1,5 bis 4 L/s (Mittelwerte bei Normaldruck) für zusätzliche Aufgaben wie für die Kühlung des hochbelasteten Exzenterringes (1) eingesetzt [0021].
• Die Absaugpumpe (45) sorgt im Absetztank (44) für Überdruck, der mittels des vom Steuergerät geschalteten Ventils (56) auf den erforderlichen Werten gehalten wird.
• Aus dem Absetztank (44) wird damit der benötigte Ölstrom über Ölventil (47), Filter (48) und Ölverteiler (27) dem Planetenradsatz (15) des Gasgehäuses (16), Gaswechselring (9) und Axialkugellager (21) mit dem gefilterten und gekühlten Öl aus dem Absetztank zentralaxial zugeführt (27) in 7.
• Der Unterdruck durch die intensiv schon beim Starteranlauf einsetzende Saugwirkung der Trennschieberrelativbewegung samt Ölabsaugpumpe (45) saugt den Ölsumpf des Gasgehäuses (16) samt Gasanteilen ab und versorgt über den Ölkühler (49), den Temperaturfühler (51) und den Drucksensor (50) über die beiden Ölverteilerringe (28) die beiden Hauptlager (29) der Exzenterwelle (7) und das Wälzlager (30) des Exzenterringes (1).
• Vom Exzentergehäuse (31) zu den radialen Durchlässen des Exzenterringes (1) über die Rückschlagventile (32) zu dem saugenden Trennschieber-Kalotten-System geführt, schließt sich der Ölkreislauf über die trennschiebergesteuerten Ölöffnungen (61) zum Ölsammelring (26) und über Temperatursensor (52), Durchflussmeter (53), Drucksensor (60) und Absaugpumpe (45) zum Absetztank (44).
• Neben der Gasanteile Blowby und Labyrinthluft dient das vom Regelgerät (54) geschaltete Belüftungsventil (55) am Gasgehäuse (16) zur Sicherung und Begrenzung des erforderlichen Unterdruckes in den Innenräumen des Gasgehäuses (16) und des Exzentergehäuses (31).
• Wie schon in [0021] beschrieben, ist durch den Unterdruck in der Ringleitung (26) neben der sicheren Absaugung des Öl-Gas-Gemisches aus dem Exzentergehäuse (31) die Einflussnahme auf die Schmierungs-, Gas -, Temperatur- und Druckverhältnisse in den beidseitigen Gleit- und Führungsflächen zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13) durch die trennschiebergesteuerten Ölöffnungen (61) und die Einbeziehung der Erleichterungsbohrungen (62) des Exzenterringes (1) erreicht.
• Der Betrieb der Öl-Gas-Gemischförderung auf der Grundlage des betriebssicheren Trennschieberunterdruckes für den gesamten Ölkreislauf ermöglicht nicht nur den Entfall von Ölpumpen, sondern erlaubt, wie auch beim Betrieb mit Ölpumpen [0019 u. 0021], die dauernde Verwendung der Öl- und Gasanteile aus der Analyse der beiden Teilkreisläufe für die Regelung und Kontrolle der wichtigen Daten wie Ölverbrauch und Blowby-Entwicklung der Teilkreisläufe der Brennkraftmaschine.
• Die Analyse der Teilkreisläufe Gaswechselseite und Exzenterseite beider Ölkreis-Schaltungen verarbeitet dazu im Regelgerät (54) die jeweiligen Drücke (50), (57), (60), Durchflussmengen (50), (53), ein- und ausgehende Temperaturen (44), (51), (52) der Teilkreise sowie Ölstand und Blowbymengen aus dem Absetztank (44).
• Von Vorteil für die Betriebssicherheit der Brennkraftmaschine ist die Anwendung einer über die Wirkung einer einfachen Regelung des Ölumlaufes mit der Führungsgröße Temperatur (Temperaturregelung) hinausgehenden Regelung mit den zusätzlichen Führungsgrößen Ölmengendifferenz und Gasanteil sowie den Stellgrößen Öldurchlauf und Ölnebelabsaugvakuum in den Räumen (16), (31) u. (26).
• Gleichfalls ist die in [0022] geschilderte Einflussnahme auf die Schmierungs-, Gas-, Temperatur- und Druckverhältnisse in den beidseitigen Gleit- und Führungsflächen zwischen Exzenterring 1 und Seitenteilen (13), d.h. Einflussnahme auf die Gleitspalte zwischen den Dichtsegmenten (39) und den Dachfasenringen (37), durch die trennschiebergesteuerten Ölabflüsse (61) und die Einbeziehung der Erleichterungsbohrungen (62) des Exzenterringes (1) erreicht.
• Zusätzlich führt uns die getrennte Erfassung des jeweiligen Gasanteils zur präziseren Regelung der Dichtheitsverhältnisse und Materialabnutzungen am Gaswechselring (9) und an den Trennschiebern (4).
• Die Abgasrückführung (56) nach der Ölabscheidung bildet, neben der Druckregelung des Absetztankes (44), zusammen mit den erforderlichen Mengen der externen AGR den teilweise großen E-AGR-Anteil, besonders bei Betrieb mit niederen ZFW-Zahlen. ([0024] d)
• Brennverfahrensstrategien
• Die Eigenschaften der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschine, wie wirksame Trennung des effektiven, kompakten Brennraums (8) vom Expansionsraum (3) (Punkt [0004] sowie kleine, kostengünstig herstellbare Arbeitsräume (3) großer Zahl aus Eisenguss GJS und GJV, ermöglichen verschiedene Brennverfahrensstrategien. Da die Verbrennungswärme nur im Gasgehäuse (16) intensiver abgeführt werden muss, kommen für die Brenn- und Arbeitskammern (8) und (3) effektiverweise Eisengusswerkstoffe wie GJS und GJV zum Einsatz, die gegenüber Alu-Legierungen 6-fach geringere Wärmeverluste ermöglichen. Der Einsatz von elektrisch betriebenen Ladern (Gasgebläse) beeinflusst die Strategie der Brennverfahren.
• Zur Sinnhaftigkeit des elektrisch betriebenen Laders ist zu bemerken, dass die Unabhängigkeit des Ladedruckes vom Zustand, Energie und Verfügungszeit der Abgase zur Beeinflussung des Füllungszustandes der Brennkammern (8) hinsichtlich des Druckes und der chemischen Zusammensetzung gegenüber den Möglichkeiten komplizierter Variationen von Gaswechselzeiten sehr vorteilhaft ist. Dies ist insbesondere bei Aufgaben des Laders auch außerhalb der reinen spezifischen Leistungssteigerung der Brennkraftmaschine der Fall, wie bei der Abgasoptimierung und kontinuierlicher Überbrückung von Leistungsstufen während des ZFW-Betriebs ohne Drosselung.
• Auf diesen Grundlagen bauen folgende Eigenschaften der Brennkraftmaschine auf:
1. a) Überwiegende Verbrennung vorgemischten Brenngases infolge der intensiven Verwirbelung der beim Einlass- und Kompressionsanströmen der kleinräumigen Brennräume eingespritzten Kraftstoffe bei in Einlass- und/oder Kompressionstakt unterteilte Einspritzimpulsbreite.
2. b) Entfall der Drosselung zur Leistungssteuerung durch Kraftstoff-Einspritzung nur in der benötigten Anzahl von im optimalen Betriebspunkt betriebenen Brennkammern (8) - Arbeitskammern (3).
• Dabei wird die Reihenfolge der Arbeitskammern (3) so gewählt, dass alle vorhandenen Kammern (3) in gleichmäßiger Zündfolge arbeiten, Zünd-Folge-Wahl „ZFW“.
• im gewählten Beispiel [0001] mit 15 Kammern ist die Zündfolge: 1-9-2-10-3-11-4-12-5-13-6-14-7-15-8-1 für die 25%- Leistung. Es werden hier jeweils 3 aktivierbare Kammern ohne Kraftstoffzufuhr ausgelassen: jede 4. entsprechend 25% der möglichen Kammern werden mit Kraftstoff versorgt. Steuerungsaufwand: Software im Motormanagement, Umschaltung von einer Zündfolgen-Stufe zur nächsten ist von einer Arbeitskammer zur nächsten möglich.
• Die periodisch kraftstofffreien Arbeitskammern (3) verlieren als Gaspumpen im wesentlichen nur Reibungsverluste, wie die bekannten teil-abschaltenden Hubkolbenmotore, aber gewinnen Kompressionsenergie zurück durch die Wärmeübertragung von den bespülten Brenn- und Arbeitskammerwänden. Diese periodisch luftpumpenden Arbeitskammern (3) tragen zum gedämpften vibrationsarmen Lauf des Motors bei und sind alle permanent im betriebsnahen Zustand.
• Der wechselnd aktive Betrieb der Arbeitskammern (3) bei Teillast erweitert durch die Beeinflussung der Abgaszusammensetzung und -temperaturen die Einstellung der Gaswechselzeiten und insbesondre der E-AGR-Anteile für den Selbstzündungsbetrieb. Ergänzend zur Erlangung praktisch kontinuierlicher Leistungsregelung kommen: Einsatz des elektrischen Laders, Variation des AGR-Anteils und früheres ES < 60° n. UT bei niederen Drehzahlen.
• Der zugehörige Regelkreis (closed loop) im Motormanagement verwendet diese Stellgrößen gleichzeitig zum Einhalten des optimalen Betriebspunktes ([0024]).
• Zur Wahl des elektrisch betriebenen Laders ist auch noch zu bemerken, dass die Unabhängigkeit des Ladedruckes vom Zustand, Energie und Zeitspanne der Abgase nicht nur die Beeinflussung von Füllzustand der Brennkammern über die Möglichkeiten von komplizierten Variationen von Gaswechselzeiten bringt, sondern auch sogenannte „Turbolöcher“ sowie Probleme beim Starten unter HCCI-Bedingungen vermeidet.
• c) Die Arbeitskammern sind bzgl. ihres CO₂ - NOx - Feinstaub - Verbrauchs- und Drehzahlkennfeldes immer auf den optimalen Betriebspunkt regelbar.
• Die Vermischungs-, Diffusionsgeschwindigkeit und -qualität von Kraftstoff mit Luft und interner sowie externer AGR für optimale Homogenität des Brenngases ist nicht nur abhängig von der Gasturbulenz im Einspritzbereich der Brennkammer (8), sondern auch von der Gastemperatur und dem Strahlvolumen, welches die erforderliche Kraftstoffeinspritzmenge pro Brennkammer (8) und Takt benötigt. Die Gastemperatur ist vor allem im Einlasstakt neben den Wandtemperaturen vom geom. Verdichtungsverhältnis und der ungedrosselten Luft-Gaszufuhr abhängig. Beides ist bei der erfindungsgemäßen Brennkammer (8) positiv zu bewerten: die Kammerwände sind günstig durch die verwendeten Eisenwerkstoffe und große Liefergrade führen bei den gewählten geom. Verdichtungsverhältnissen neben den hervorragenden Turbulenzeigenschaften zu hohen Gastemperaturen. Beim Einspritzen im Kompressionstakt gibt es hinsichtlich der Temperatur keinen Verdampfungsmangel und bei Brennkammervolumina von 5 cm³ mit Kraftstoffraten im Bereich von < 5 mm³ pro Arbeitstakt und Brennkammer (8) folgen kürzeste Strahl-Diffusionszeiten von < 1ms bei geeigneten Kraftstoffen.
• Alle Voraussetzungen für den Einsatz vollkommener Verbrennung mit hervorragenden CO₂-, NOx -, Feinstaub- und Verbrauchswerten sind gegeben.
• Kann die Anwendung aller dieser guten Voraussetzungen einer intensiven, homogenen Gemischbildung für den Dieselprozess ein Gewinn sein?
• Für den Dieselbetrieb des erfindungsgemäßen Motors ist von großem Vorteil das optimierte Einspritzen am Ende des Kompressionstaktes zur konzentrierten, squish-unterstützten, selbstgezündeten Flammfront. Die Rate einer homogen verwirbelten Voreinspritzung während den niederen Temperaturen des Einlasstaktes und/oder während des Kompressionsbeginns ist nur zu steigern bis zur Grenze von Schichtbildung (Rußgrenze) oder Frühzündung des Brenngases.
• Die erfolgreiche Verbrennung dieser kombinierten Kraftstoffverteilungen ermöglichen, mit für Dieseleinsatz relativ geringere λ-Werte < 1,3 und große Werte der AGR-Anteile > 30% eine umfassendere Bindung des Sauerstoffes durch die intensivere Zuordnung der Sauerstoff- zu den Dieselölmolekülen und damit die Reduzierung der NOx-Anteile im Abgas. Auch die gleichmäßige Absenkung der Verbrennungstemperatur bei ZFW-Betrieb bringt Vorteile für die NOx-Verminderung.
• Hier ist die effektive Regelung des Zündzeitpunktes mittels Variation der AGR als Stellgröße und mit dem Selbstzündungszeitpunkt aus der Analyse des seismischen Signals (46) (s.a. [0029]) als Regelgröße erforderlich.
• d) Erweiterter HCCI-Betrieb durch Kombination der Betriebsarten a, b und c :
• → vorgemischtes homogenes Brenngas
• → Arbeitskammer-Zündfolgenwahl, ZFW
• → hocheffiziente Verbrennung in kleinen kompakten Brennräumen
führt mit AGR >20% + elektrischen Lader + geom. Verdichtung 12...16 + Regelkreis zur sicheren Kompressionszündung mit den Stellgrößen: Laderdruck, E-AGR + I- AGR-Rate (Variation der synchronen Gaswechselzeiten) + Einspritz-Timing mittels Auswertung des Klopfsignals aus der Analyse des seismischen Gebersignals (46) oder anderer Signale. (s.a. [0029])
• Gestartet mit elektrischem Zündfunken und drosselfrei mit kleiner Kammerzahl z.B. bei der 0,9 L- Maschine, mit Arbeitskammerzahl 15 wird in jede 8. Kammer Kraftstoff sehr spät 45°n. LOT - im Einlasstrakt - für sehr großes λ eingespritzt, bei elektrischem Lader mit 0,15 MPa.
• Sobald mit AGR, Brenngas-Temperatur und Zündverzug die Kompressionszündung erreicht ist, wird nur mit dem nun im Motormanagement angelernten optimalen Betriebskennpunkt in den lastabhängig benötigten Arbeitskammern unter weiterhin aktivem elektrischen Zündfunken gefahren.
• Im Leerlauf z.B. nur mit jeder 11. Kammer, d.h. bei 15 Kammern, mit weniger als einer Kammer pro Umdrehung mit der Zünd-Einspritzfolge: 1-8-15-7-14-6-13-5-12-4-11-3-10-2-9-1. Die Lastanforderungen in einem betriebenen Fahrzeug werden hiermit nicht nur durch die Wahl eines geeigneten Ganges z.B. automatisch berücksichtigt, sondern es kommt das automatische Einschalten einer geeigneten Zahl von Brennräumen (8) hinzu. Auswirkungen beim Betreiben geringer Arbeitskammerzahlen pro Umdrehung mit der oben beschriebenen Arbeitskammer-Zündfolgenwahl ZFW wie die starke Anreicherung des Luftanteils im Abgastrakt werden durch Früher-Stellung der Gaswechselzeiten ausgeglichen. Um die erforderliche hohe interne AGR-Rate beim HCCI-Betrieb einzuhalten, schließt der Auslass früher und der Einlass öffnet früher, womit Sauerstoffeinfluss und Lieferverluste des elektrischen Laders infolge des höheren Abgasdruckes während der Überschneidungsphase vermindert werden. (21)
• e) Die Gaswechseleinrichtung Gaswechselring (9) der bisher beschriebenen Brennkraftmaschine ist durch die voneinander abhängigen fest eingearbeiteten Gaswechselkanäle (12) und (65) für Ein- und Auslass auf einem Ring beschränkt auf synchrones Variieren von Aus- und Einlasszeiten durch Variieren der Stegposition.
• Abgesehen von der Einfachheit des dazu gehörigen Planetenantriebs (15) und der gemeinsamen Regelungsmöglichkeit der Anlegepressung und Lagerung, ist der Aufwand einer variablen Gaswechseleinrichtung mit 2 Gaswechselringen, die zudem nicht gelöste Dichtigkeitsprobleme infolge der unterschiedlichen Temperaturen der beiden separaten Gaswechselringe mit sich bringt so groß und unsicher, dass von der Verfolgung dieser Möglichkeit Abstand genommen wurde.
• Mit dem Einsatz des elektrischen Laders, Nutzung der synchronen Variation der Gaswechselzeiten, mit anwendungsgerechten Programmen auf dem Gaswechselring sowie der konsequenten Lastregelung mit der Arbeitskammer - Zündfolgenwahl ZFW können die geforderten Ziele erreicht werden.
• Unter diesen Voraussetzungen [0024] a...e sind verschiedene Brennverfahrensstrategien zu verfolgen:
1. A) Der Einsatz als Range-Extender ist aufgrund der punktgenauen Betriebsweise als Akkulader vorteilhaft für Effizienz, Aufwand und Schadstoffe zu konzipieren: Keine ZFW, die Regelung für Gaswechselringanlegung entfällt, da bei dieser Betriebsart mit konstantem Brennkammerdruck gearbeitet wird. Auch die Regelung zur Ölnebelabsaugung kann vereinfacht auf die Führungsgrößen Temperatur und Menge beschränkt werden, da auch hier die gleichförmige Betriebsweise verwertbare Messdaten aus dem Verhalten von Temperatur und Absaugmengen generiert. Kraftstoff: Benzin 90 Oktan, Arbeitsraum: ca.600 cm³, n=3000U/min, Kammerzahl 9, e= 6 mm, Verdichtung: 10, ohne Drosselung, ohne Lader, P =25 kW, Außen-Durchmesser ca. 350 mm, Kammerlänge= 80 mm, Gesamtlänge ca. 200 mm. Gewicht: ca.50 kg, Zündung mit Zündkerze, λ=1. Einspritzen im Einlass-Takt: 45° n. LOT, interne AGR durch AS: 15°n.LOT, EÖ: 15° v. LOT, übrige Ventilsteuerzeiten: AÖ: 10° v. UT, ES: 30° n. UT, keine Steuerzeitenverstellung.
2. B) Drosselloser Komfort-Motor aufgeladen, mit Arbeitskammer-Zündfolgenwahl und großer Arbeitskammerzahl, der sich aufgrund seiner geringen Baugröße und kleinem Gewicht, hoher Laufruhe und Effizienz hervorragend auch als Hybrid-Komponente eignet:
   • Diese Strategie verwendet die in [0024]a, b und c beschriebenen Betriebsmöglichkeiten mit elektronischer Zündung.
• Infolge der Arbeitskammer-Zündfolge-Wahl, ZFW, wird mit den optimierten Werten der Arbeitskammern vom Motormanagement die Anzahl der einzusetzenden Arbeitskammern pro Umdrehung (bei 4-Taktbetrieb pro 2 Umdrehungen) entsprechen der Lastforderung vorgegeben. Die vorgegebene Drehzahl, AGR-Anteil, Gaswechseleinstellungen {(früh oder spät mit der synchronen Stegverstellung (35)} und Luftverhältnis λ richten sich nach den durch autonomes Lernen im Motormanagement vorhandenen Optimalwerten.
• Bei Volllast werden pro Umdrehung alle vorhandenen Arbeitskammern mit den optimalen Werten mit Kraftstoffeinspritzung aktiviert.
• Die erforderliche Drehzahl wird bei Teillast und auch bei Volllast durch das Motormanagement nach autonom gelernten Daten vorgegeben. Auch bei Volllast werden hierbei die Qualitätsforderungen nach Abgas und Effizienz eingehalten.
• Die in 21 genannten Gaswechselzeiten beziehen sich auf mittlere Drehzahlen bei Fremdzündung. Der gleichbleibende Überschneidungswinkel kann mit 20° sehr klein bleiben, da für den ZFW-Betrieb, infolge der fehlenden Restgase für die Abgasoptimierung E-AGR benötigt wird. Bei Volllast und hoher Drehzahl bringt uns die Spätstellung der Lastwechselzeiten den Vorteil der besseren Füllung beim verzögerten Einlassschließen AS. Für die erfindungsgemäße Brennkraftmaschine ist allerdings die durchgreifend vorgemischte Verbrennung, auch Verbrennung von homogenem Gas-Luft -Gemisch genannt, von größtem Vorteil. Sie verlangt die volle Nutzung der intensiven Turbulenzen im „effektiven Brennraum“ (Punkt [0024a]) sowohl während des Einlass- als auch während des Kompressionstaktes. Die gesamte Einspritzimpulsbreite wird dazu in mindestens zwei Teile aufgeteilt.
• Hierbei ist es wichtig, den ersten Einspritzteil P1 deutlich nach LOT bei ca. 45°EW zu beginnen, um die brennraumfernen Randvolumen des flachen Arbeitsraumes (3) überwiegend mit Restverbrennungsgas aus I- und E-AGR zu besetzen. So wird sichergestellt, dass sich das homogene Gemisch im abgegrenzten Brennraum (8) konzentriert und sich bis zum Zeitpunkt der Zündung keine klopffähigen Nester im schädlichen Raum der Trennschieberumgebung nämlich in den brennraumfernen Randvolumen bilden.
• Die moderate Anhebung der geom. Verdichtung auf den Bereich um 12:1 {mit E-Lader, λ = 1,0 ... 1,2 und Einlass-Öffnen bei 10°v. LOT, Auslass-Schließen um 10°n. LOT, ES bei 20°n.UT, AÖ bei 30°v.UT, (alle Zeiten bei mittleren Drehzahlen)} wird durch die intensive Turbulenz im Hinblick auf die Klopfgefahr erleichtert. (21)
• Die Leistungs-Steuerung bzw. -Regelung ohne Einlassdrosselung verwendet hierbei die flexible Arbeitskammer-Zündfolgenwahl ZFW entsprechend [0024] b).
• Damit wird einerseits der optimale Betriebspunkt unabhängig von der Leistungsforderung eingehalten und doch alle vorhandenen Arbeitskammern gleichmäßig beansprucht. Da die Wahl der Arbeitskammern durch das Ein- und Ausschalten der Kraftstoffeinspritzung erfolgt, könnten grundsätzlich auch alle Zwischenstufen dieser Mehrkammer-Motoren betrieben werden. D.h.: gestartet wird mit einer bzw. zwei aktiven Brennkammern pro Umdrehung. Das Motormanagement wählt sich entsprechend der Änderungen der Gaspedalstellung des Fahrzeugs die Anzahl der lastbedingt erforderlichen Brennkammerzahlen und deren gleichmäßige Zündfolge-Verteilung aus.
• D.h. bei größeren Stufungen zwischen den auf optimalem Betriebspunkt gehaltenen aktiven Kammerzahlen pro Zyklus müssen durch selbsttätige Gangwahl oder Einspritzmengen- und Ladedruckvariation bei optimalem λ und/oder variierten Gaswechselzeiten innerhalb jeweils günstigster Zielwerte gefahren werden.
• Um die in [0024]c) geforderten Schadstoffanteile und Verbrauchswerte zu erreichen, ist durch die Verbrennung des homogenisierten Kraftstoff-Luft-AGR - Gemisches das CO₂-, NOx- und partikelarme Ergebnis bei verbrennungsgünstigen Verdichtungsdrücken sichergestellt. Dabei ist zu berücksichtigen, dass die Gasturbulenz während des Kompressionstaktes auf einer Geschwindigkeit von 20 m/s schon bei n = 3000 U/min beim Einströmen in die effektive Brennkammer (8) beruht.
• Auch die Vermeidung von Rußpartikeln ist unter diesen Bedingungen mit gleichmäßig verteilter Wärmeentwicklung bei großem Brennzeitangebot von z.B. 3 ms im Mittel und Brenngeschwindigkeiten von 20 m/s in sehr kleinen Brennräumen sichergestellt.
• Dies trifft auch auf sehr gute Verbrauchswerte zu, die durch die hohe Verdichtung, mittleres Luftverhältnis, relativ hohen den AGR-Anteil und die intensive vorgemischte Verbrennung begünstigt werden.
• C) Lastunabhängig im Homogeneous Charge Combustion Ignition-Modus (HCCI) betriebener Effizienz-Motor.
• Zu dieser Verbrennungsstrategie ist die Summe aller beschriebenen Entwicklungspotenziale des erfindungsgemäßen Verbrennungsmotors erforderlich.
• Sehr wichtig gegenüber der intensiv- vormischenden Homogenisierung des Kraftstoff-Luft-AGR-Gemisches {a) + b) in Punkt [0024]} ist die Grundlage für den sicheren HCCI-Modus des erfindungsgemäßen Motors die Spreizung der Betriebssicherheit auf das gesamte Leistungsspektrum durch die Auflösung des geforderten Leistungsspektrums in Leistungsstufen aus verschiedenen Zündfolgen aktivierter Arbeitskammern (3) [0027]. Der erfindungsgemäße Motor wird zur exakten, schnellen Verwirklichung des 3-fach-Ziels Leistung + Abgasqualität + Verbrauch dauernd in den optimalen punktgenauen Kennfeldbereich der jeweils aktiven Brennkammern durch Regelung gebracht.
• Die Verwendung von Eisenwerkstoffen wie Vermicularguss (GJV) für den Gehäusering (2) bringt die Betriebssicherheit und Effizienz durch Verbesserung von Dichtheit, Warmverhalten und Wärmeverlusten voran. Das ungünstige Verhältnis Wandflächen/Arbeitsvolumen der Arbeitskammern (3) wird durch die geringe Wärmeleitfähigkeit der Eisenwerkstoffe ausgeglichen.
• Die völlige homogen vorgemischte Verbrennung, verlangt, wie in [0024] c) angedeutet, die volle Nutzung der intensiven Turbulenzen im effektiven Brennraum (8) [Punkt 0024] auch schon während des Einlass-Taktes. Die gesamte Einspritzimpulsbreite erhält damit die bestmögliche Vormischlänge. Hierbei ist es wichtig, die Kraftstoffeinspritzung deutlich nach OT bei ca. 45°KW zu beginnen, um die brennraumfernen Randvolumen des flachen Arbeitsraumes überwiegend mit Restverbrennungsgas zu besetzen. So wird sichergestellt, dass sich das homogene Gemisch im abgegrenzten Brennraum konzentriert und sich bis zum Zeitpunkt der Zündung keine klopffähigen Nester im schädlichen Raum der Trennschieberumgebung, nämlich in den brennraumfernen Randvolumen, bilden.
• Die größte Förderung einer gleichmäßig sicheren Beherrschung der Selbstzündung (natürlich nicht nur beim HCCI-Verfahren) bewirkt die Abwesenheit von überhitzten Kanten und Flächen von Tellerventilen. die auch nicht im Bereich der gleichmäßigen, großen Wandflächen von Exzenterring (1) und Gehäusering (2) zu finden sind.
• Die kräftige Anhebung der Verdichtung auf den Bereich um 16:1, E-Booster bis 2 bar, λ = 1,2 ... 1,4 und Auslass-Öffnen 30°v.UT, AS bei 20°n. LOT, EÖ bei LOT, ES bei 40°n.UT (alle Zeiten bei mittleren Drehzahlen (22), erleichtert die sichere Kompressionszündung noch durch die prinzipiell gemeinsame Frühverstellung und durch den größeren Zündverzug, den der größere I-AGR +E-AGR- Anteil bewirkt. (21)
• Durch die I-AGR-Anteile, die durch synchrones Gaswechselvariieren dosiert werden, ist die Regelung für die Einhaltung der Selbstzündungszeit von 0°... 15°n. ZOT mit dem zugehörigen Heizmaximum möglich, damit die Verbrennung in ca. 1,5 ms bis ca. 30° n. ZOT abläuft. Der hier entscheidende Selbstzündungszeitpunkt als Regelgröße wird durch Analyse des Drehmomentverlaufes vom Antrieb des Gaswechselrings (9) (18) bzw. durch Analyse des seismischen Signals des Sensors (46) am Aktuator (19) der Anlegekraft des Gaswechselringes (9) gewonnen, wo sich die Spitze des Heizmaximums deutlich über dem Exzenterwellenwinkel °EW der jeweiligen Arbeitskammer (8) abzeichnet. Das Drehmoment (Drehmomentgeber (36)) für die Anlegeregelung des Gaswechselringes (9) steht am Schrittmotor der Planeten-Stegverstellung (35) zur Verfügung. Für die erforderliche Dynamik der hier stattfindenden Datenverarbeitung ist das Zusammenführen der genannten Signale von entscheidender Bedeutung.
• Die Verarbeitung der Signale auch beim ZFW-Betrieb ist für die Motorelektronik kein Problem, da hier auch die einzelnen Brennräume (8) aktiviert und überwacht werden.
• Das in Punkt [0014] genannte Z-Verfahren des Finnen Aumet Oy wird beispielhaft für die Möglichkeiten der Strategieentwicklung mit dem Gaswechselring (9) angeführt. Auch die räumlichen und werkstofflichen Verhältnisse des mit der vorliegenden Erfindung zur Verfügung stehenden Brennraums (8) bieten z.B. mit dem Z-Prozess vorteilhafte Anwendungen.
• Mit den 2-Takt-Kanäten im Gaswechselring (9), großer Überschneidung EÖ-AS im Ausschiebetakt, synchroner Gaswechselverstellung, drosselfrei, elektrischem Hochdrucklader, HCCI-Analyse wie in [0029] beschrieben, wird mit der ZFW nicht nur das ganze Leistungsspektrum des Motors in HCCI betreibbar, sondern auch die Temperaturverhältnisse durch die abwechselnden Aktiv-Kammern besser beherrschbar. Diesen sehr kurzen und späten Einspritzzeiten kommen die kurzen Wege, die hohen I-AGR-Temperaturen und der intensive Squish [0005] entgegen.
• 23 zeigt ein Beispiel für die Gaswechselzeiten des Z-Verfahrens mit Einspritzbereich P2 während der Kompression. P1 entfällt.
• Die Einspritzung von CNG-Erdgas im Zeitpunkt P2 erleichtert auch hier die Durchmischung des Kraftstoff-Luftgemisches.
• Der Gaswechselring (9) trägt beim Z-Prozess mit 15 Arbeitskammern bei Gleichlauf mit der Exzenterwelle 15+1 = 16 Programme, die Untersetzung gegenüber der Exzenterwelle (7) beträgt 15+1=> 16:1, weil infolge des pro Umdrehung Exzenterwelle (7) um 1 Programmsatz mitfahrenden Gaswechselrings (9) nur 15 Brennkammern während einer Exzenterumdrehung völlig bedient werden..
• Die Leistungssteuerung bzw. -Regelung ohne Einlassdrosselung verwendet bei der HCCI-Strategie die flexible Arbeitskammer-Zündfolgenwahl ZFW entsprechend [0024] b). Damit wird einerseits der optimale Betriebspunkt unabhängig von der Leistungsforderung eingehalten und doch alle vorhandenen Arbeitskammern (3) gleichmäßig beansprucht. Da die Wahl der Arbeitskammern (3) durch das Ein- und Ausschalten der Kraftstoffeinspritzung erfolgt, könnten grundsätzlich auch alle Zwischenstufen dieser Mehrkammer-Motoren im Abschaltmodus betrieben werden. Aus Gründen des geräusch- und vibrationsarmen Rundlaufs werden hier nur z.B. 6 Stufen betrachtet.
• Die 25 %-Übergänge z. B. zwischen den durch Regelung auf optimalem Betriebspunkt gehaltenen Stufen müssen durch Getriebegangwahl oder Einspritzmengen- und Ladedruckvariation bei optimalem Luftverhältnis λ oder variierten Gaswechselzeiten innerhalb jeweils günstigster Zielwerte gefahren werden.
• Bei diesen Optimierungsaufgaben mit den Zielwerten CO₂, NOx, Partikel, Leistung und den Stellgrößen Einspritzmengen, Ladedruck, AGR-Anteil, Luftverhältnis λ und ZFW ist der Einsatz der Regelungstechnik mit geschlossenen Regelkreisen zielführend.
• Darstellungen zum Ausführungsbeispiel
• In 23 Zeichnungen, Datenfluss- und Funktionsdiagrammen wird die Beschreibung des Ausführungsbeispiels unterstützt: (Daten zum Ausführungsbeispiel in [0001], [0005] und [0009])
• 1 zeigt in einem Längsschnitt durch den mechanischen Teil des Beispielmotors (Bild links) die Unterteilung in das Exzentergehäuse (31), gebildet aus dem Gehäusering (2) und den beiden Seitenteilen (13g+13öl). Die Hauptlager (29) als Zylinderrollenlager tragen die Exzenterwelle (7) mit einem montierten Gegengewicht zur Aufnahme des großen Exzenterlagers (30), auch ein Zylinderrollenlager.
• Die Gegengewichte benötigten zum Ausgleich der Exzentrizität des Exzenterrings (1) nicht das gesamte Volumen des Exzentergehäuses (31).
• Über dem Exzenterring (1) liegt in der Stellung OT der Brennraum (8) mit der Zünd- und Einspritzanlage (11) im Gehäusering (2) und einem Teilvolumen im Seitenteil (13g).
• In der Stellung OT zeigt sich die deutliche Trennung des Brennraums (8) von dem Arbeitsvolumen der Arbeitskammern (3) in beiden Schnitten. Unter Berücksichtigung der Wärmedehnung geht der Restspalt zwischen Exzenterring (1) und Gehäusering (2) gegen 0,1 mm. Hier entstehen die hohen Squish-Geschwindigkeiten von den Arbeitskammern (3) in die Brennräume (8) hinein: > 20m/s im Ausführungsbeispiel.
• Die linke Seite des Längsschnittes enthält im Gasgehäuse (16) die Lagerung und den Antrieb des Gaswechselringes (9), der mit seinen Kanälen die 4-Takt-Programme für die Brennkammern (8) ausführt. Diese Funktion wird mit dem größeren Maßstab in 2 beschrieben.
• Im Querschnitt in 1 rechts wird der Ablauf der Exzenterbewegung zur Bildung der Arbeitsbewegung in den Arbeitskammern (3) anschaulich: der Exzenterring (1) bildet mit dem um 2 × e größeren Gehäusering (2) den sichelförmigen Raum der Arbeitskammern 3 mit der Breite des Exzenterrings (1) und wird durch die 15 Trennschieber (4) nicht nur in die Anzahl der Arbeitskammern (3) geteilt, sondern auch gegen die geringen Drehmomente der Rollenlagerreibung (30) gegen die Drehrichtung (z.B. rechtsdrehend) gehalten. Aus diesem Querschnitt geht der Schwenkwinkel δ der Trennschieber (4) gegenüber ihrer Mittenlage im oberen Totpunkt OT oder unteren Totpunkt UT hervor, den die Trennschieber (4) maximal mit ihrer Lagerung, den Kalotten (5) in Exzenterring (1) und Gehäusering (2), bis zu ihrem Anschlag im Kalottenschlitz (4e) (12 und 13) ausführen dürfen, dass die Bewegung des Exzenterringes (1) in einer Kreisbahn mit dem Radius „e“ ohne störende Schwingungen abläuft. Die Anzahl der Arbeitskammern (3) ist nicht nur abhängig von verbrennungstechnisch günstiger Ausdehnung und der optimalen Anpassung Exzenterring (1) zu Gehäusering (2), sondern auch von der Vermeidung störender Schwingungen im Exzenterring-Ablauf.
• In den 11 bis 16 werden Einzelheiten zum Schwenkwinkel δ und den Funktionen von Trennschiebern (4) und Kalotten (5) beleuchtet.
• Im Überblick der 1 mit 3 wird die Funktion der Öl-Gas-Absaugung durch die Pumpwirkung der Trennschieber (4) deutlich. Die Stellung der Trennschieber (4) bei der Überdeckung der Ölabflüsse (61) erklärt die Wirkung der Trennschieber (4) als Ölförderventil: Druckbewegung öffnen, Saugbewegung schließen in Zusammenarbeit mit den Flatterventilen (32).
• Dieser Überblick in 1, 2 und 7 zeigt auch die verschiedenen Anschlüsse: Luft-Einlässe (41) in den Ringraum des Gaswechselringes (9), Abgasanschlüsse (33) aus dem Ringraum des Gaswechselringes (9), Labyrinth-Luft (23), Ölzulauf im Gasgehäuse (27), Ölabsaugung (63) aus Gasgehäuse (16), Ölzulauf in den Ölverteilerringen (28) des Exzentergehäuses (31), Ölabsaugung (64) aus den Ölringräumen (26) der Exzenterseite, Kühlwasserzulauf in Ringleitung (24) im Gasgehäuse (16), Kühlwasserrücklauf (25) aus der Ringleitung im Seitenteil (13öl).
• 2 hebt die Einzelheiten um die Funktion des Gaswechselringes (9) hervor: Die Vergrößerung der Gasgehäusehälfte (16) zeigt, wie der zwischen Axialkugellager (21) und der Gleitfläche um die Brennraumöffnung (22) geführte, 400 mm im Durchmesser betragende Gaswechselring (9), angelegt wird: vom Planetensatz (15) angetrieben, von elektromagnetischen Aktuatoren (19) über das Axialkugellager (21) und gefederte Schraubverbindungen (17) mit dem kugelgeführten (20) Flansch verbunden.
• Durch die federbelasteten kegeligen Segmente (18) wird der Gaswechselring (9) auch bei Wärmedehnungen zentriert.
• Auf der der Brennraumöffnung (22) gegenüberliegenden Fläche des Gaswechselringes (9) werden die Labyrinth-Dichtringe (23) mit ihrer Druckluftbeaufschlagung für die Trennung der Einlassluft (41) vom Abgasbereich (33) sichtbar, die mit Kontakt zur Gaswechselring-Fläche den Einlassringraum (41) umschließen, der über den geraden, zur Drehrichtung geneigten Einlasskanal (12) den Brennraum (8) beatmet..
• Der Abgasaustritt (33) aus dem Ringraum des Gaswechselringes ist hier stellvertretend für die erforderlichen Anschlüsse eines nicht eingezeichneten Abgassammlers.
• Der Kühlwasseranschluss für den Ringverteiler (24) mit der Wasserführung über Ringverteiler (24a) und (24b) im Seitenteil (13g) über die O-Ringdichtungen durch den Gehäusering (2) zur Ringleitung Kühlwasseraustritt (25) wird hier deutlich.
• Auf der linken Abschlußplatte des Gasgehäuses (16) ist der schematische Zahnradantrieb (35) für die Verstellung des Gaswechselringes (9) über den drehbaren Planetensteg (34) zu erkennen.
• Abschließend werden die Dichtelemente und Öl-Gas-Führungen am Exzenterring (1) mit der Lage der Dichtsegmente (39) und dem Ölabstreifring (37) genannt, der unter der Forderung nach stärkerer Ölförderung infolge der engen Fertigungstoleranzen auch entfallen kann. Gleichfalls sind hier die Öl-Gas-Förderelemente (32) und (61) mit dem Ölnebelsammelring (26) zu nennen, auf die, wie auch auf die Dichtelemente, bei den 8, 12, 13, 14 und 15 näher eingegangen wird.
• 3 beschäftigt sich mit den Funktionen der Trennschiebergruppe (4).
• Der Längsschnitt durch den unteren Totpunkt UT zeigt auf der rechten Seite zwischen den beiden Seitenteilen (13g) u.(13öl) einen Schnitt längs durch einen Trennschieber (4). Die Lage der verschiedenen Kalottenteile unter dem Trennschieber (4) ist mit unterbrochener Linie angezeigt.
• Deutlich wird die Funktion der 30° schrägen Teilung des Trennschiebers (4), die infolge der Federkraft (4d) die beiden Teile (4a) und (4b) dichtend gegen die Seitenteilflächen drückt. Dazu ist das Trennschieberteil (4a) durch Haltebolzen (4f) radial fixiert.
• Die beiden Kalottenführungsnasen (4g) werden durch Bohrungen im Exzenterring (1) 1 aufgenommen, die zum Exzentergehäuse (31) durch die jeweiligen Flatterventile (32) für die Öl-Gas-Ströme geschlossen bzw. geöffnet werden.
• Zur Öl-Gas-Förderung durch die Relativbewegung Trennschieber (4) → Exzenterring (1) wird das in der gezeichneten Position UT angesaugte Gemisch bei schließendem Ventil (32), welches durch die Bewegung des Exzenterringes (1) positiv beschleunigt wird, durch die sich öffnenden Ölabflüsse (61) über die Ringleitung (26) in die Ölabsaugung (64) strömen.
• In 11 bis 15 werden Einzelheiten der Trennschiebergruppe vertieft.
• Die Anordnung der Öl-Gas-Absaugung (63) aus dem Gasgehäuse (16) über dem Gaswechselring (9) entspricht der optimalen Lage zur Durchspülung und Kühlung des Gasgehäuses (16). Auch die zwangsläufige Führung des Ölnebels durch das Axiallager (21) und über die Durchbrüche (gestrichelt) des Gaswechselring-Flansches ist für die Kühlung des Gaswechselringes (9) optimal. Die gründliche Absaugung am tiefsten Punkt des absaugbaren Gasgehäuseraums (16) ist für die Kontrolle der Gleitbedingungen des Gaswechselringes (9) von großer Bedeutung.
• 7 verdeutlich auf der rechten Seite mit einem Querschnitt des Gasgehäuses (16) sowohl die Anordnung des Planeten-Antriebes (15) für den Gaswechselring (9) und der Elemente für die Führung des Gaswechselringes (9) als auch den Verlauf der Kühlwasserkanäle für die thermisch wichtige Brennkammerkühlung (24), (24a) u. (24b) und verschiedene weitere Anschlussverteilungen auf der Gasgehäuseseite (16).
• Der Planeten-Antrieb (15) bildet mit der Lagerung der Reduktionsräder im Steg (34), der über den Schrittmotor-Antrieb (35) die Gaswechselzeiten mit der eingezeichneten Verzahnungslänge um zwei Takte, d.h. 360° EW, verstellen kann. Der 3-fach-Satz des Planetengetriebes (15) verteilt die Antriebskräfte auf das innenverzahnte große Hohlrad des Gaswechselring (9) gleichmäßig, bewirkt eine vorbildliche Ölverteilung und Ölnebelbildung mit der Ölzufuhr (27) zentral in den Innenraum des Planetensteges (34) bei einer Untersetzungszahl von 1 :16. Die fallweise zugeführte Luft über das Belüftungsventil (55) bringt zusätzliche Verwirbelung und Kühlung in das hochbelastete Gasgehäuse (16).
• Die Elemente der Gaswechselring-Führung mit acht gleichmäßig verteilten elektromagnetischen Aktuatoren (19) und die entsprechende Anzahl kegelige Segmente (18) zum Ausgleich der radialen Wärmebewegungen des Gaswechselringes (9) sind im oberen 120°-Teil des Querschnitts zwischen dem Bogen der Brennkammern (8) - Gaskanälen 12 - Anordnung und dem Planeten-Antrieb (15) hervorgehoben.
• Das rechte untere Drittel des Querschnitts zeigt die Leiterstruktur (unterbrochene Linie) des Kühlwasserlaufes mit den Ringleitungen (24a,b) und den umflossenen Brennkammern (8) im Seitenteil (13g).
• Mehrere Kühlwasseranschlüsse zu dem Ringleiter (24) für Wasserzulauf, tendenziell unten, und die Rückflüsse aus der Ringleitung (25), tendenziell oben, haben durch die diagonale Lage Einfluss auf die Querströmung um die Brennräume (8) innerhalb der Leiterstruktur im Seitenteil (13g).
• In 5 sind mit einer schematischen Darstellung die Kräfte am Exzenterring (1) als KraftVektor der Summe der angreifenden Gaskräfte der einzelnen expandierenden Arbeitskammern (3) zusammengefasst, der mit seiner Stärke in Richtung durch den Mittelpunkt des Exzenterringes (1) und dem Hebel = e × cos α das Antriebsdrehmoment der Maschine ergibt.
• 6 stellt die schematisierte Rollenführung des Exzenterringes (1) dar: insbesondere am Schnittbild B - B wird deutlich, wie sich der Exzenterring (1) bei der gewählten Dimensionierung auf der Führungsrolle (62a) mit allen Massenpunkten auf dem Kreis mit dem Durchmesser 2 × e bewegt.
• 8 weist mit vergrößerter Zeichnung (etwa 1:2 zur Realität) auf die Bedeutung des Kühlwasserlaufs von Ringleitung (24) über die Leiterstruktur (24a-24b) hin.
• Auch die Lage des seismischen Sensors (46) auf der Kapselung des magnetischen Aktuators (19) ist hier zu erkennen.
• Die Führung des drehbaren Planetensteges (34) in Gasgehäuse (16) und Seitenteil (13g) und die günstige Position der Ölzufuhr (27) sind deutlich sichtbar.
• Die Ölnebel-Führung im Exzentergehäuse (31) mit den Eingängen über die Ölverteilerringe (28) in den Seitenteilen (13g) u, (13öl) und den Weitertransport über die Hauptlager (29), radial verwirbelt durch die Exzenterwelle (7) teilweise quer durch das Exzenterlager (30) infolge asymmetrischer Absaugung zum Ölnebelsammler (26), beschleunigt durch die Pumpwirkung der Trennschieber (4) über die Flatterventile (32), wird hier veranschaulicht. Einzelheiten zu den Spiralbandfedern (14), welche die Brennraumöffnungen (22) gegen den Gaswechselring (9) abdichten, werden in 10 behandelt.
• 9 zeigt einen Querschnitt durch das Gasgehäuse (16) in Höhe der Planetenräder, im Hintergrund mit teils unterbrochener Linie einen Teil des Gaswechselringes (9) und gibt Auskunft über die Abläufe am Gaswechselring (9) mit seinen Kanälen für die Beatmung der im Beispiel gewählten 15 Brennräume (8).
• Für den Gaswechselring (9) ist die Anzahl darin einzubringender 4-Taktprogramme und für den Antrieb das Untersetzungsverhältnis zu ermitteln.
• Da beim 4-Taktablauf nach 2 Exzenterumdrehungen, unabhängig vom Startpunkt, der exakt gleiche Zustand für die Stellung vom Gaswechselring (9) zu den Brennräumen wieder hergestellt sein muss und dabei jede Brennkammer (8) einmal vom kompletten 4-Taktprogramm bedient sein muss, ergibt sich z.B. bei Gleichlauf von Exzenterwelle (7) und Gaswechselring (9) die Forderung:
• Die Exzenterwelle (7) muss bei 2 Umläufen, relativ zum sich mitdrehenden Gaswechselring (9) 15 mal 4-Taktprogramme durchlaufen. Bei 2 Umläufen ist der Gaswechselring aber relativ zur Exzenterwelle (7) und den Brennräumen (8) um ein 4-Taktprogramm weitergelaufen. D.h. durch den Gleichlauf werden nur (2 × Anzahl der Programme auf dem Gaswechselring) - 1 = 15 Programme durchlaufen, daraus folgt für die Anzahl der 4-Taktprogramme = (15+1)/2 = 8 Programmsätze auf dem Gaswechselring (9).
• Für das Untersetzungsverhältnis gilt im Ausführungsbeispiel: 2 × Umdrehung d. Exzenterwelle pro 1/8 Umdrehung des Gaswechselringes oder 16 Umdrehungen d. Exzenterwelle für 1 Umdrehung des Gaswechselringes = 16 : 1 Untersetzungsverhältnis Exzenterwelle (7) zu Gaswechselring (9).
• Die gegensinnige Laufrichtung ergibt unter den gleichen Bedingungen (nun infolge der Gegensinnigkeit mit einem zusätzlichen Programm- Durchlauf): Anzahl Programme = (15-1)/2 = 7, und Drehzahl Exzenterwelle/Gaswechselring = (15-1)/1 = 14 : 1.
• Etwa ¼ des Gaswechselringes, entsprechend 2 × 4-Taktprogramme, sind in 9 hervorgehoben:
• Im OT beim I. Brennraum (8) beginnt der Expansionstakt, der vorhergehende Brennraum XV. steht voll im Ladungswechsel beim Einlasstakt (12), der Brennraum II. befindet sich nach Auslass (65) nun im beginnenden Einlass (12), ohne Überschneidung und Brennraum III. steht in der Endphase der Kompression.
• Die Positionen der Aktuatoren(19) für die Gaswechselring-Anlegung sind eingezeichnet und in gleicher Anzahl befinden sich die kegeligen Segmente (18) zur Zentrierung des Gaswechselringes (9) unter ihrem Spannring (66).
• Für die Zuführung des Öl-Gas-Gemisches in den Ölverteilerring (28) des Seitenteils (13g) wie auch für den Verstellantrieb des Planetensteges (35) wird der Zwischenraum der Planetensätze außerhalb des Planetensteges (34) genutzt.
• 10 stellt starkvergrößert (Dickenangabe des Seitenteils (13g)) den Längsschnitt der Brennraumkonstruktion mit den Einzelheiten: Gleitfläche des Gaswechselrings (9), Brennraumöffnung (22), Brennraum (8) im Seitenteil (13g), Einschnitt (10) im Gehäusering (2) und die Oberseite in OT des Exzenterringes (1) dar.
• Die Darstellung der Spiralbandfeder (14) zeigt im Einstich vorgespannt die Anstellung der einzelnen Windungen, wobei die mittleren Bänder, wie die Seitenansicht zeigt, die federnde Funktion und im Kröpfungsbereich die Dichtigkeit durch überlappende Übergänge herstellen. Die Funktion kann durch die Anzahl der Windungen insbesondere zur Dichtigkeit und Dimensionierung der Federsteifigkeit bzw. der Eigenfrequenz und entsprechend der Belastungen angepasst werden.
• Die Konstruktion der Spiralbandfeder (14) ist allerdings durch die starke Reibungsdämpfung zwischen den unter Last zusammenliegenden Windungen sehr intensiv gegen Schwingungen und Resonanzneigung, beim anregenden Gleitkontakt mit dem Gaswechselring (9), ausgerüstet.
• Die Kühlwasserverteilringe (24a) u.(24b) ergänzen die Abbildung und das komplexe Dichtsegment (39), das zur Gasdichtheit im Exzenterring (1) zwischen den Kalotten (5) der Trennschieber (4) federnd anliegt, wird in den 13, 14 und 15 ausführlich behandelt.
• Die Form des Brennraums zeigt eine ungestörte Einfachheit, die auch durch die nur angedeuteten Zünd- und Einspritzaggregate nicht in ihrer Wirkung als effektiver Brennraum beeinträchtigt wird.
• Zur überlegenen Effektivität der Squish-Funktion mit 95% des Arbeitkammervolumens, welches schon bei mittleren Drehzahlen mit über 20 m/s in den Brennraum (8) gedrückt wird, sollte beim Anblick dieser Konstruktion nicht geschwiegen werden.
• 11 zeigt vergrößert die Zusammensetzung des Trennschieber-Kalotten-Systems im Querschnitt am OT.
• Die Federführung (4c) leitet mit ihrer Längsnut das Öl-Gas-Gemisch aus den Trennschieber-Dichtflächen zu den Absaugöffnungen (61).
• Die Dichtsegmente (39) bilden mit den Kalotten (5) des Exzenterringes (1) eine federnd zusammenhängende Kette.
• Die Aufteilung der Kalotten (5) mit ihren Bohrungen für die Anlegefedern (5c) führt zur Dichtigkeit des gesamten Systems. (12)
• Der Mittenabstand der Kalotten (5) in OT, k1+k2, bestimmt mit der Exzentrizität e den halben Schwenkwinkel δ der Trennschieber (4).
• Die kurzen Haltebolzen (4f) in ihrer Aussparung in Trennschieber (4a) und Kalottenkante auf der Gasgehäuseseite (2) werden deutlich.
• Die Ventilfunktion der durch Exzenterring (1)- bzw. den Trennschieber (4)- Bewegungen zugeschalteten Öl-Gas-Öffnungen (61) in Exzenterring (1) und Gehäusering (2) wird erklärt. In der linken unteren Ecke ist zu erkennen, dass sich die Ölöffnungen (61) durch die Exzenterring-Bewegung auch den Erleichterungsbohrungen (62) nähern. (11)
• In 12 ist zu erkennen, wie Trennschieber (4) und Kalotten (5) zusammenarbeiten. Im Längsschnitt auf der rechten Hälfte ist die Lage der Kalottenteile (5a, 5b) unter dem Trennschieber (4) mit unterbrochenen Linien angegeben:
• Gegenseitige Führungen durch die Scharnierwirkung der Kalottensätze (5a - 5b), durch die Führungsnasen (4g) des Trennschieberteils (4a) und durch die Haltebolzen (4f) auf der Gehäuseringseite (2).
• Gegenseitige Abdichtungen gegenüber Exzenterring (1), Gehäusering (2), Seitenteilen (13g+13öL) sowie Dichtsegmentensätzen (39). Die gegenseitige Abdichtung ist gekennzeichnet durch die Schrägteilung der Trennschieber (4a) und (4b), die mittels Federdruck (4d) die Seitenteile (13) kontaktiert. Den Kontakt mit den Seitenteilen 13 bewirken auch die Kalottenviertel, die durch federnde Teilung (5c) in lange und kurze Kalotten (5a) u. (5b) anliegen. Die in den Teilungen (5c) entstehenden Spalte werden durch die wechselseitige Ausrichtung nach der Lage der Führungsnasen (4g) gegenseitig abgedeckt. (s. 12 rechte Hälfte, Längsschnitt)
• Die radiale Vorspannung mit den Federn (5d) dient der sicheren Anlage der Kalottenviertel (5a) und (5b) in den Bohrungen des Exzenterringes (1). (12, 13 u. 14)
• Die Dichtsegmentensätze (39) liegen den Kalotten (5) federnd mit ihrem angepassten Profil an.
• An der Pumpwirkung für die Öl-Gas-Förderung der Exzenterring-Bewegung (1) gegen die Trennschieber (4) sind neben den Öl-Gas-Öffnungen (61) die Flatterventile (32) in den Bohrungen vom Exzenterring (1) beteiligt.
• Zur Schmierung der Gleitflächen auf den Seitenteilen (13) und der Kalotten (5)auf der Gehäuseringseite (2) fördern die Nuten in den Stirnflächen der Trennschieber (4a) u.(4b) und in der Schrägteilung der Trennschieber (4) einen Teilstrom des Öl-Gas-Gemisches über die Federführung (4c) zu den Öffnungen (61). Die radiale Vorspannung mit den Federn (5d) dient der sicheren Anlage der Kalottenvierteln (5a) und (5b) in den Bohrungen des Exzenterringes (1).
• In 13 wird mit einem Blick auf die Seitenfläche des Exzenterringes 1 die Anordnung und Wirkung der Dichtsegmente (39) deutlich.
• Die Trennschieber (4) haben in der gezeichneten Position von °EW = 290° +/- 10°, entsprechend dem Expansionstakt oder mit der umgekehrten Schwenkung der Trennschieber (4) im Einlasstakt bei °EW = 80° die maximale Auslenkung δ_k und liegen im Kalottenschlitz (4e) an.
• Bei dem 2-geteilten Dichtungssegment (39) liegt der arbeitskammernseitige (39a), entsprechend der Zwischenfeder (39c), in Richtung der Exzenterwellen-Drehung bei der Kalotte (5a) auf, welches wegen der Linksdrehung der Trennschieber (4) hier unter Verbrennungsdruck stehenden Dichtungssegmente (39a) günstiger läuft.
• Die offenen Spalte zwischen den entlasteten Segmentenden und den Kalotten (5a), (5b) leiten den Gasdruck nicht nur unterstützend auf die Segmentenden, sondern müssen zum Nutboden hin abgeriegelt werden: 14.
• 14 zeigt mit den Schnitten A -B und C-D die federnde C-Profilfeder (39d), die die Aufgabe der federnden Abriegelung (39e) der Spaltgase übernimmt und gleichzeitig die federnde, axiale Anlegung der Dichtungssegmente (39a), (39b) gegen die Seitenteile (13) bewirkt.
• 15 bringt in aller Deutlichkeit mit dem Schnitt A -A die Feinheiten der Dichtungssegmente (39) mit ihren Bestandteilen wie den federbedingten Einstichen (39e).
• Der Trennschieberabschnitt (4) ist in Anliegeposition zum Exzenterring (1) abgebildet.
• In 16 verläuft die δ-Funktion (6) über der Drehung der Exzenterwelle (7) in °EW = 0° bei OT gerechnet.
• Die Funktion hat ihr Maximum im Beispiel bei °EW = 79,2°mit δ_k = 10,8° nach der 1. Ableitung von tanδ: tan'δ = 0 → cos °EW = 1/[1 + (k1 + k2/e)].
• D.h. je größer der Mittenabstand der Kalotten (5) bei gleichem e gewählt wird, umso näher rückt das Maximum des Schwenkwinkels nach °EW = 90° und umso kleiner wird der Schwenkwinkel δ_k . Der 2. Halbkreis verläuft symmetrisch zum 1.
• 17 stellt den geschlossenen Regelkreis für die dynamisch wirkende Optimierung des Dichtungskontaktes zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil (13g) mit den Spiralbandfedern (14) schematisch dar.
• Die Software des Motormanagements (54) und der elektromagnetische Aktuator (19) sind die entscheidenden Elemente in diesem wichtigen Regelkreis, dessen Betriebsdaten sehr präzise Informationen über den qualitativen Status des Gaswechselringkontaktes (9k) wie Verschleiß, Wärmeverzug und Energieaufwand liefern, die für die Lerneffekte der Software verwendet werden.
• 18 zeigt das schematische Beispiel eines Drehmomentverlaufes und der zugrunde liegenden Spalte und Kräfte zwischen Gaswechselring (9) und Seitenteil (13g) in Abhängigkeit von verschiedenen Betriebszuständen. (Details in [0017])
• 19: Die symmetrische, kreisförmige Anordnung aller wesentlicher Elemente der erfindungsmäßigen Brennkraftmaschine ermöglicht keine sinnvolle innerhalb des Motorengehäuses oder auch des Gasgehäuses liegende Ölwanne.
• Für die beiden Schmierbereiche Gasgehäuse (16) und Exzentergehäuse (31) wird im Trockensumpfverfahren die Parallelschaltung der beiden Ölkreise nur mit einer Absaugpumpe (45), der Öldruckpumpe (42) (die mit dem Einsatz der Trennschieber-Pumpwirkung entfällt) und dem variablen Ölverteiler (43) versorgt. Um die Absaugung der Exzenterseite (31) unabhängig durchzuführen, wird das Gasgehäuse (16) durch den Gasinnendruck entleert.
• Mit den Signalen wie Temperaturen, Fördermengen und Drücken aus den beiden Bereichen und dem Absetztank (44) wird in Zusammenarbeit mit dem Steuergerät (54) die geschlossene Regelung sichergestellt.
• 20 zeigt mit der Serienschaltung der beiden Schmierungs-Bereiche den wirkungsvollen Einsatz der Trennschieberpumpe zur Absaugung der Exzenterseite (31), sehr wirkungsvoll unterstützt durch die Absaugpumpe (45), die den Überdruck im Absetztank herstellt und die Unterdrücke in den beiden Gehäusen (16) und (31) verbunden mit dem Belüftungsventil (55) regelt.
• Der Überdruck im Absetztank dosiert die Ölzufuhr (27) zum Gasgehäuse (16).
• Mit den Signalen wie Temperaturen, Fördermengen und Drücken aus den beiden Bereichen und dem Absetztank (44) wird in Zusammenarbeit mit dem Steuergerät (54) die geschlossene Regelung sichergestellt.
• 21 stellt die Gaswechselzeiten der drei beschriebenen Verbrennungs-Strategien, aufgeteilt in Arbeits- und Ladungskreise, dar.
• Die Einstellungen sind nicht extrem ausgelegt, um den Anpassungen durch synchrone Zeitverschiebungen, die mit der Stegverstellung (34) sehr dynamisch ausgeführt werden, genügend Raum zu geben. Extreme Verstellungen werden mit dem ventillosen Brennraum (8) problemlos bei jeder Überschneidung ausgeführt. Sehr frühes Einlass-Schließen wird nach Bedarf durch den elektrischen Lader ausgeglichen.
• Ein Vergleich zur Wirksamkeit von Hubkolbenmotoren mit Ventilteller und zerklüfteten Kolbenböden gestalteten Brennräumen führt trotz höchst komplizierter Ventilsteuerungen zum Schluss, dass ohne effektiven Brennraum mit optimaler Größe und Gestalt kein harmonisches Ergebnis bzgl. der Herausforderungen Effizienz und Abgas-Qualität, entstehen kann.
• 22 listet die Steuerwerte der Strategien A, B u. C incl. Einspritzzeiten und Fremdzündung auf.
• Zu Wirkungen und Kompensationsmöglichkeiten wurden Bemerkungen hinzugefügt.
• Bei der Verfahrensweise C konzentriert sich die Einspritzung auf P1 während des Einlasstaktes, um mit deutlich reduziertem P2 eine möglichst lange stabilisierende Zeitspanne mit etwa 300° Exzenterwinkel → 17 ms bei n = 3000 U/min für die Homogenisierung zur Verfügung zu stellen.
• Nach dieser Zeit steht die Gasladung mit hoher Real-Verdichtung (geometrisch + Ladedruck) noch im vollen Rest-Squish von etwa 1 mm Exzenterring-Weg mit Gasgeschwindigkeiten > 20 m/s und etwa 1 ms Dauer bei n = 3000 U/min. Falls während dieser Zeitspanne, bei 5° v. ZOT die Selbstzündung noch nicht eintritt, wird mit Zündkerze fremdgezündet. Der Betrieb mit CNG-Erdgas sichert durch seine Gaseigenschaft die Homogenisierung des Kraftstoff-Gas-Luftgemisches und verbessert die Zündstabilität.
• Für dieses HCCI-Verfahren besitzt das Motormanagement einen Sektor „Selbstzündungs-Suchprogramm“, das aus der „Druck-Lambda-Temperatur- seismischer Sensor-Impuls (46)“ - Datenlage z.B. mit der Druckänderung des elektrischen Laders nachjustiert.
• Die SI-Fremdzündung hilft dabei, die Maschine ohne Störung zu betreiben. Die genannte Datenentwicklung versetzt die elektronische Steuerung in die Lage, das eigene Programm selbsttätig zu verbessern.
• 23 beschreibt den 2- Takt-Gaswechsel des sog. Z - Prozesses, umgesetzt nach der vorliegenden Erfindung.
• Es handelt sich ursprünglich praktisch um einen 2- Takt -Motor mit Tellerventilen im Brennraum, dessen Druck-Niveau für den Gaswechsel außerhalb des Kurbelgehäuses erzeugt wird. Auch hierbei hat der erfindungsgemäße Motor den Vorteil des ventiltellerlosen Brennraums.
• Trotz des sehr späten Einlassschlusses bei 90°EW n. UT bestehen noch 90° EW Kompressionswinkel: bei der möglichen Aufladung auf mindestens 0,2 MPa entspricht dies etwa einer Saugmotoren- Füllung.
• Eine HCCI-Möglichkeit ist gegeben.

  Liste der Bezugszeichen		Brennkraftmaschine AZ 10 2018 007 650.5 1
  Bezug	Bedeutung	Bemerkungen
  (1)	Exzenterring	treibt Exzenterwelle (7) über Lager (30) an
  (2)	Gehäusering. Innenradius = R	bildet mit den Seitenteilen (13g), (13öl) das Exzentergehäuse (31) für (1) und (7)
  (3)	Arbeitskammern	Expansionsraum im Innenraum zwischen (2) und (1). Exzenterkammerraum (3a)
  (4)	Trennschieber	Haupt-(4a). Nebenschieber(4b). Federführung(4c) Blattfeder(4d). Kalottenschlitz(4e), Haltebolzen (4f), Führungsnasen(4g)
  (5)	Zylinderkalotten geviertelt	Viertelkalotten lang (5a) u. kurz (5b) quergeteilt für Federaufnahme (5c). Vorspannung(5d), Aufgaben: Führung und Abdichtung von Trennschieber (4) zu Exzenterring (1), Seitenteilen (13g). (13öl) und Dichtungssegmenten (39)
  (6)	Anlegewinkel δk	δk = halber max. Schwenkwinkel der Trennschieber (4)
  (7)	Exzenterwelle
  (8)	Brennraum	Raum außerhalb der Exzenterkammern (3) bei OT
  (9)	Gaswechselring	Kontaktgleitfläche (9k)
  (10)	Einschnitt	Teil der Brennkammer
  (11)	Einspritzventil, Zündkerze
  (12)	Einlasskanal	bildet mit Auslasskanal (65) das Gaswechselprogramm im Gaswechselring (9)
  (13)	Seitenteile	Gasseite (13g). Kupplungsseite (13öl)
  (14)	Spiralbandfeder	Abdichtelement zwischen Brennraum (8). Brennraumöffnung (22) und Gaswechselring (9)
  (15)	Planetenradantrieb	3 Planetenradsätze zum Antrieb des Gaswechselringes (9)
  (16)	Gasgehäuse	Gehäuse der Gaswechselseite
  (17)	Innenverzahntes Hohlrad des Planetengetriebes	trägt die Mitnehmerzungen (18) zum Antrieb des Gaswechselringes (9)
  (18)	Mitnehmerzungen am Hohlrad (17)	Zentrierung und Antrieb des Gaswechselringes (9) mit 12 achsparallelen Mitnehmerzungen(18)
  (19)	Aktuator, Vorspannung (19a)	Elektro-magnetische Gaswechselring- Anlegung auf Lager (21) wirkend
  (20)	entfallen
  (21)	Axiales Kugellager
  (22)	Brennraumöffnung	zwischen Gaswechselring (9) und Brennräumen (8)
  (23)	Labyrinth-Dichtringe mit Druckluftzufuhr	zwischen Gasgehäuse (16) und Gaswechselring (9)
  (24)	Ringleitung Kühlwasser ein im Gasgehäuse (16)	Ringverteiler(24a) u. (24b) im Seitenteil (13g) als Ringleiter zur Kühlung der Brennkammern (8)
  (25)	Ringleitung Kühlwasser aus	integriert im Seitenteil (13öl)
  (26)	Ringleitung Ölnebelsammler	integriert im Seitenteil (13öl)
  (27)	Ölzufuhr Gasseite
  (28)	Ölverteilerring Exzenterseite	im Seitenteil (13g) + (13öl)
  (29)	Hauptlager Exzenterwelle (7)	Zylinderrollenlager
  (30)	Exzenterlager	Zylinderrollenlager
  (31)	Exzentergehäuse
  (32)	Rückschlagventile im (1)	3 Ringsegmente (32a)/Seite mit je 5 Flatterventilen
  (33)	Abgasführung	im Gasgehäuse (16) aus Ringraum des Gaswechselringes (9)
  (34)	Planetensteg	Verstellung Gaswechselzeiten
  (35)	Steg-Steuerzeitenverstellg.	Schrittmotorantrieb
  (36)	Drehmomentsensor	für Antriebsmoment des Gaswechselringes (9)
  (37)	Dachfasenring	im Exzenterring (1) ölraumseitig
  (38)	Stahlfederring	C- Querschnitt im Gehäusering (2)
  (39)	Dichtungssegment. zweiteilig im Exzenterring (1) mit Einzelteilen .	zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13). brennraumseitig: (39a). innenseitig: (39b). Zwischenfeder: (39c). C-Profilfeder: (39d), federbedingte Einstiche: (39e) für dauernde Dicht-Spannung zwischen den Kalotten (5)
  (40)	Ölnut	in den Trennschieberschrägen und -dichtflächen
  (41)	Einlassringraum	Einlassverteiler integriert i. Gaswechselring (9)
  (42)	Öldruckpumpe	Trockensumpfverfahren in Parallelschaltung
  (43)	Ölverteiler	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (44)	Absetztank	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (45)	Absaugpumpe	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (46)	Seismischer Signalgeber	am elektro-magnetischen Aktuator (19)
  (47)	Ölventil	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (48)	Ölfilter	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (49)	Ölkühler	Trockensumpfverfahren parallel u. seriell
  (50)	Druck- und Durchflusssensor	Unterdruck im Gasgehäuse und Exzentergehäuse
  (51)	Temperatursensor	Gasgehäuseseite, Gaswechselseite
  (52)	Temperatursensor	Exzenterseite
  (53)	Durchflussmeter	Öl-Gas-Menge aus Exzenterraum (31)
  (54)	Regelgerät	im Motormanagement
  (55)	Belüftungsventil	für Gasgehäuse (16)
  (56)	Gasventil am Absetztank	Blowby- u. Steuerluftrückführung zum Gas-Einlass
  (57)	Drucksensor	Druck im Absetztank (44) für Öldosierung
  (58)	Durchfluss-Meter	zur Analyse der Gasverhältnisse
  (59)	Temperatursensor
  (60)	Drucksensor	Unterdruck Exzenterseite
  (61)	Ölabflüsse	durch Trennschieber (4) gesteuert
  (62)	Erleichterungs- und Führungsbohrungen	Über Ölabflüsse (61) abgesaugt. 62a Führungsrolle
  (63)	Öl-Gas-Absaugung	Absaugen aus Gasgehäuse (16)
  (64)	Öl-Gas-Absaugung	Absaugen aus Ringleitung (26) (Exzenterseite)
  (65)	Auslasskanal
  (66)	Spannring, entfallen	entfallen
  ZFW	Arbeitskammer-Zündfolgenwahl	Lastbedingte Auswahl der Arbeitskammern durch Zündfolgenvariation mit Beteiligung aller Arbeitskammern, flexible Arbeitskammerab- und Zuschaltung
  AGR	Abgas-Rückführung	I-AGR: intern. E-AGR: extern
  HCCI	Homogeneous Charge Combustion Ignition	Kompressionszündung homogener Gasgemische
  °EW	Exzenterwinkel in °EW	Entspricht °KW Kurbelwinkel b. Hubkolbenmotor
  R	Innenradius	vom Gehäusering (2)
  e	Exzentrizität	Radius der Zirkulationsbewegung des Exzenterringes (1)
  k1+k2	Mittenabstände Kalotten	kleinster Abstand der Kalottenmitten in OT, 3a
  δ	Delta in °	halber Schwenkwinkel der Trennschieber (4)
  λ	Lambda	Luft/Kraftstoffverhältnis
  ms	Millisekunden
  MPa	Druck	1 Megapascal = 1 N/mm2 → 10 bar
  L/s	Liter pro Sekunde	Öl-Gas-Gemischmengen pro Zeit
  P1	Part-Inject 1	Kraftstoff-Einspritzung im Einlass-Takt
  P2	Part-Inject 2	Kraftstoff-Einspritzung im Kompressions-Takt
  SI	Spark Ignition	elektronische Funken- Zündung
  OT	Oberer Totpunkt	Gaswechsel od. Kompressionsmaximum bei 4Takt
  LOT	Ladungswechsel-OT
  ZOT	Zünd-OT
  UT	UntererTotpunkt	Expansionsende od. Ansaugende bei 4-Takt
  EÖ	Einlassbeginn in °EW
  ES	Einlassschluss in °EW
  AÖ	Auslassöffnung in °EW
  AS	Auslassschluss in °EW

Claims (47)

1. Die Brennkraftmaschine mit intermittierender Verbrennung des Kraftstoff-Luftgemisches enthält einen Gehäusering (2), der mit zwei Seitenteilen (13g) und (13öl) das Exzentergehäuse (31) mit einem Innendurchmesser von 2 x R bildet. In diesem Gehäuse ist die drehbare Exzenterwelle (7) mit der Exzentrizität e zentrisch gelagert, dadurch gekennzeichnet, dass - in dessen Seitenteil (13g) eine große Anzahl von Brennräumen (8) kreisförmig angeordnet sind, dass - deren zugeordnete Anzahl von Arbeitskammern (3) durch einen kreisrunden Exzenterring (1) mit dem Außendurchmesser (2 x R) - (2 x e) im größeren Gehäusering (2) aus dem Exzenterkammerraum (3a) gebildet wird, dass - sich alle Massepunkte des Exzenterrings (1), aufgrund seiner exzentrischen Lagerung auf der Exzenterwelle (7) und der zusätzlich führenden Trennschieber (4), im Exzenterkammerraum (3a) auf der Kreisbahn mit dem Durchmesser 2 x e bewegen, dass - der Exzenterkammerraum (3a) durch die gleichmäßig zwischen Gehäusering (2) und Exzentering (1) radial angeordneten, schwenk- und verschiebbaren Trennschieber (4) in Arbeitskammern (3) unterteilt wird, dass - der Gasdruck der Brennkammern (8) über die Arbeitskammern (3) und den Exzenterring (1) auf die Exzentrizität e wirkend, das Antriebsmoment der Exzenterwelle (7), erzeugt, dass - die schwenk- und verschiebbare Führung der Trennschieber (4) im Gehäusering (2) und im Exzenterring (1) in mehrfach geteilten Zylinderkalotten (5) erfolgt, dass - die Trennschieber (4) nur im Exzenterring (1) verschiebbar geführt werden, dass - die Trennschieber (4) gegenüber beiden Seitenteilen (13g) und (13öl) gasdicht anliegen, dass - die Kalottensätze (5a) und (5b) gegenüber Trennschieber (4), Exzenterring (1), Seitenteil (13g) und Seitenteil (13öl) gasdicht arbeiten und dass - für den Gaswechsel einer beliebigen Anzahl von Brennräumen (8) mindestens ein drehbar gelagerter, abgedichteter und mit den verbrennungsprogrammgerechten Kanälen und Dichtflächen ausgerüsteter Gaswechselring (9) vom Gasgehäuse (16) aus die Brennräume (8) beatmet. (Schema und 1, 2, 3, 4, 5)
2. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - die schwingungsarme Führung des Exzenterrings (1) in einer Kreiselbewegung um den Mittelpunkt des Gehäuseringes (2) mit der Exzentrizität e der Exzenterwelle (7) durch die Begrenzung des Schwenkwinkels δ (6) der Trennschieber (4) auf den anschlaggebenden maximalen Winkel δk hergestellt wird, dass - die Aufteilung des Exzenterkammerraum (3a) mit mindestens 7 gleichmäßig zwischen Gehäusering (2) und Exzenterring (1) verteilten Trennschiebern (4) hergestellt wird und dass - der aus der Exzentrizität e und den Mittenabständen der Kalotten k1 und k2 berechnete Wert für δk der Trennschieber (4) verwendet wird. (11 u. 13)
3. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die schwingungsarme Führung des Exzenterringes (1) mit mindestens 7 Trennschiebern (4) hergestellt wird, indem ein Haupttrennschieber im Exzenterring (1) nicht schwenkbar also nur verschiebbar ohne Kalotten (5) gelagert ist.
4. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass eine schwingungsfreie Führung des Exzenterringes (1) mit mindestens 3 gleichmäßig entweder im Exzenterring (1) oder in den Seitenteilen (13) angeordneten Führungsrollen (62a) hergestellt wird, indem sich auf den Führungsrollen (62a) mindestens 3 gleichmäßig verteilte Führungsbohrungen (62) des Exzenterringes (1) mit ihrem Mittelpunkt auf einem Kreis des Durchmessers = 2 x e spielfrei abwälzen. (6), (1)
5. Brennkraftmaschine nach den Ansprüchen 2 und 4, dadurch gekennzeichnet, dass - die Kombination der beiden Führungssysteme eine schwingungsfreie, kreiselnde und verschleißarme Führung des Exzenterringes (1) durch die anschlaggebende Verwendung des Anlegewinkels δk (6) der Trennschieber (4) im Kalottenschlitz (4e) und dem spielfreien Abwälzen der Führungsbohrungen (62) auf den Führungsrollen (62a) herstellt, dass - mit kleiner Biegesteifigkeit von federnden Trennschiebern (4) und bis 10% -iger Verkleinerung des nach e und k1 + k2 errechneten Kalottenschlitzes (4e) betrieben wird und dass - mit mindestens 5 Trennschiebern (4) gearbeitet wird. Fig. (6), Fig. (11), Fig. (13)
6. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass - die schwenk- und radial verschiebbare Lagerung der Trennschieber (4) im Gehäusering (2) und im Exzenterring (1) mittels je vier asymmetrisch quergeteilten Kalottensätzen (5a) und (5b) mit kreisbogenförmigem Querschnitt erfolgt, dass - die Kalottensätze (5a) und (5b) in ihren Querteilungen jeweils eine Druckfeder (5c) besitzen. (12) und dass - die Kalottenviertel (5a) und (5b) in ihren Längsteilungen jeweils mit mindestens einer Feder (5d) radial vorgespannt werden. (12, 13 und 14)
7. Kalottensätze (5a) und (5b) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass - die Spalte der Querteilung jeweils abwechselnd mit den Führungsnasen (4g) der Trennschieber (4a) fluchten und dass - die Kalottensätze (5a) der äußeren Trennschieberführung im Gehäusering (2) an den inneren Kanten der Katottenviertel eine Aussparung für die Aufnahme der Haltebolzen (4f) besitzen. (12)
8. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass - der effektive Brennraum (8) in OT durch Minimierung des Abstandes zwischen Exzenterring (1) und Gehäusering (2) vom übrigen Exzenterkammerraum (3) getrennt wird und dass - während des Verbrennungsvorganges des vorgemischten Kraftstoff-AGR-Luft-Gemisches der Abstand zwischen Exzenterring (1) und Gehäusering (2) maximal 8% von (2 x e) öffnet. (10)
9. Brennkraftmaschine nach Anspruch (8), dadurch gekennzeichnet, dass - der Übergang vom Brennraum (8) zum Exzenterkammerraum (3) über mindestens einen Einschnitt (10) im Gehäusering (2) und/oder im Exzenterring (1) erfolgt, dass - die Einspritz- und Zündeinrichtungen (11) im Einschnitt (10) angewendet werden und dass - die Querschnittsfläche des Einschnitts (10) im Verhältnis zur Querschnittsfläche des Brennraums (8) etwa 1:1 beträgt. (2, 10)
10. Brennraum (8) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass - der Einschnitt (10) zur Drehrichtung der Exzenterwelle (7) geneigt ist und/oder dass - der Einschnitt (10) mit einem schraubenförmigen Zug versehen ist und dass - der Einlasskanal (12) im Gaswechselring (9) eine Neigung gegen die Drehrichtung der Exzenterwelle (7) besitzt. (9)
11. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - der drehbar gelagerte und abgedichtete Gaswechselring (9) in einem separaten Gasgehäuse (16) auf dem Seitenteil (13g),Kontaktgleitfläεhe (9a), gasdicht gleitet und dass - die Brennräume (8) durch die programmgerechten Kanal- und Flächenelemente des rotierenden Gaswechselringes (9) mittels mindestens einer Brennraumöffnung (22) beatmet werden. (4)
12. Brennkraftmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass für den Antrieb des Gaswechselringes (9) mindestens ein Planeten-Zahnradsatz (15) verwendet wird.
13. Brennkraftmaschine nach den Ansprüchen 11 und 12, dadurch gekennzeichnet, dass alle Gaswechselelemente auf dem Gaswechselring (9) angeordnet sind, dessen Planetenradsätze (15) zur Verstellung (35) der Gaswechselzeiten auf einem um das Motorzentrum drehbaren Planetensteg (34) gelagert sind. (9)
14. Brennkraftmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb des Gaswechselringes (9) durch mindestens einen digital angesteuerten Schrittmotor mit flexiblem Programm, welches auch die Variationen der Gaswechselzeiten übernimmt, erfolgt.
15. Brennkraftmaschine nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass - zum Antrieb des Planetensteges (34) ein Schrittmotor (35) verwendet wird und dass - der Schrittmotor (35) auf seiner Antriebswelle den Sensor (36) für das Antriebsdrehmoment des Gaswechselringes (9) trägt. (8)
16. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Gehäusering (2) gegen beide Seitenteile (13g+öl) hin durch Stahlfederringe (38) mit C-Querschnitt in Nuten der Gehäuseringflächen, außerhalb der Brennräume (8) und der Kalotten (5) liegend, abgedichtet wird. (12)
17. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - Dichtsätze (39) zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13g+13öl) aus je 2 Dichtungssegmenten (39a) und (39b) bestehen, die im Exzenterring (1) pro Einstich parallel zwischen den Kalotten (5) eingelegt sind, dass - Dichtungssegmente (39a) und (39b) durch eine Zwischenfeder (39c) gegen einander tangential verspannt werden, dass - in der formschlüssigen Dichtkontaktfläche der Dichtungssegmente (39a) und (39b) mit den Kalotten (5) ein definierter Anlegedruck erreicht wird, dass - das brennraumseitige Dichtsegment (39a) in Richtung der Exzenterwellendrehung (13) anliegt, dass - eine einstichbreite, stählerne C-Profilfeder (39d) die axiale Vorspannung beider Dichtungssegmente (39a) und (39b) für den Dichtungskontakt zu den Seitenteilen (13g+öl) herstellt, dass - die C-Profilfeder (39d) im Exzenterring (1) zwischen den Kalotten (5), tangential vorgespannt im Nutgrund unter den Dichtungssegmenten eingesetzt wird, dass - beide Endungen dieser C-Profilfedern (39d) im Kalottenkontakt formschlüssig angepasst sind, dass - durch die Federkraft des eingeschnittenen mittleren Teils der C-Profilfeder (39d) die kreisbogenförmigen Federenden dem Kalottenkontakt formschlüssig unter allen Betriebsbedingungen definiert anliegen, dass - die Dichtungssegmente (39a+39b) flächig auf der ebenen Seite der C-Profilfeder (39d) aufliegen, dass - durch den toleranzbedingten Spalt zwischen dem brennraumseitigen Dichtungssegment (39a) und der Einstichwand des Exzenterringes (1) und über die federbedingten Einstiche (39e) im mittleren Teil der C-Feder (39d) der pulsierende Brennraumgasdruck im Kanal unter der C-Feder antegeverstärkend für den Dichtungskontakt zwischen den Dichtungssegmenten (39) und den Seitenteilen (13) wirksam wird, dass - durch die hierbei erzeugte Druckdifferenz zwischen den beiden äußeren Flanken der C-Profilfeder (39d) voller Kontakt der Flanke zur exzentergehäuseseitigen Einstichwand des Exzenterringes (1) hergestellt wird, der die federbedingten Einstiche (39e) gegen Gasaustritt in das Exzentergehäuse (31) abriegelt. (11 bis 15)
18. Brennkraftmaschine nach Anspruch 17 mit Dichtungssegmenten (39a) u. (39b), dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkontaktflächen zu den Seitenteilen (13g) + (13öl) durch Einstiche profiliert sind. (14, 15)
19. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - die Trennschieber (4) schräg in Hauptschieber (4a) und Nebenschieber (4b) geteilt sind, dass - beide Trennschieber (4a und 4b) durch axiales Verschieben des Nebenschiebers (4b) den erforderlichen Dichtdruck auf den Gleitflächen der Seitenteile (13g) und (13öl) erzeugen und dass - durch Federkraft (4d) der Dichtdruck im Betrieb beibehalten wird sowie die nötige Rückbewegung bei Entlastung zugelassen wird.
20. Brennkraftmaschine nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass - die schräge Teilungsfläche und/oder die seitenteildichtenden Anlegeflächen der Trennschieber (4a und 4b) genutet sind, dass - am gehäuseringseitigen äußeren Ende der Hauptschieber (4a) die genutete Federführung (4c) eingelegt ist zur Aufnahme der Blattfeder (4d) und zur Ableitung der Öl-Gas-Strömung zu den Ölabflüssen (61). (12)
21. Brennkraftmaschine nach Ansprüchen 1, 11 und 12, dadurch gekennzeichnet, dass - der Gaswechselring (9) mindestens durch ein Axialkugellager (21) auf der Außenseite des innenverzahnten Rades des Planetenradantriebs (15) geführt wird und dass - die erforderliche Grundbelastung des Axiallagers (21) durch die Vorspannung (19a) sichergestellt wird, dass - durch die Vorspannung (19a) die Spiralbandfedern (14) maximal gespannt werden und dass - durch die Vorspannung (19a) schon beim Start des Motors das Gleiten der Kontaktgleitfläche (9k), welche die Elemente der Gaswechselprogramme enthält, auf dem Seitenteil (13g) bei flächigem Kontaktdruck erzeugt wird.
22. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren vorangehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass - am Gaswechselring GWR (9) mit zwei axialen Labyrinth-Dichtringen mit Druckluftanlegung (23) im Gasgehäuse (16) Abgas-(33) und Einlassraum (12) voneinander getrennt werden und dass - die beiden Labyrinth-Dichtringe (23) einen Ringraum für die Einlassgase (12) im Gaswechsetring (9) begrenzen, welcher der Kontaktgleitfläche (9k) axial gegenüberliegt.
23. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren vorangehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass - der Gaswechselring (9) am kugelgelagerten Antriebsrad (15) mit mehreren gefederten, am Umfang gleichmäßig verteilten Schraubverbindungen (17) zentriert ist und dort jeweils durch entsprechend radial geführte Kugeln (20) mitgenommen wird und dass - die Zentrierung des Gaswechselringes (9) durch gleichmäßig am Umfang des Antriebsrades (15) federnd eingesetzte kegelige Segmente (18) der Wärmedehnung des Gaswechselringes (9) nach- bzw. zurückgeführt wird. (4, 9)
24. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren vorangehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, dass - zur Abdichtung der Gasüberleitung zwischen den Kanälen des Gaswechselringes (9) und den Öffnungen (22) der Brennräume (8) der systemgeregelte Anlegedruck des Motormanagements (54) dient, dass - die Dimension und Dynamik der elektro-magnetischen Aktuatoren (19) die Regelung des Anlegedruckes in jeder Betriebssituation sichert, dass - zusätzlich federnde Spiralbandfedern (14), die Brennräumöffnungen (22) umschließend, in Einstichen unter Vorspannung (19a) arbeiten, dass - der Laderdruck im Ringraum (41) des Einlasses (12) beim Aufbau der Anlegekräfte des Gaswechselringes (9) berücksichtigt wird und dass - axiale Kräfte vom Planeten-Antrieb (15) des Gaswechselringes (9) als selbstregelnde Komponente der Anlegekräfte des Gaswechselringes (9) in die Stellgrößenberechnung der Systemregelung einbezogen werden. (4, 17, 18)
25. Brennkraftmaschine nach Ansprüchen 21 und 24, dadurch gekennzeichnet, dass - Spiralbandfedern (14) als Dichtungsringe eingesetzt werden, welche aus mindestens zwei Federbandwindungen bestehen, die zur federnden Eigenschaft kegelig aufgewickelt, vorgeformt, kreisrund- und plangeschliffen sind, dass - die innere Windung der Spiralbandfedern (14) voll umfänglich auf der Kontaktgleitfläche (9k) gleitet, die mit ihrem Kontaktdruck auf die Seitenteilfläche die Vorspannung der Spiralbandfedern (14) bewirkt, dass - die äußere Windung der Spiralbandfedern (14) auf der ganzen Stirnfläche umfänglich im Einstichgrund des Seitenteils (13g) trägt, dass - die Bemessung und Werkstoffwahl der Spiralbandfedern (14), bei Beaufschlagung durch die dynamischen Brennkammerdrücke auf das innere Band der Feder, aufgrund der Flächenverhältnisse zuerst die Windungen der Spiralbandfedern (14) radial dichtend zusammenpressen und die Vorspannung der Spiralbandfeder (14) axial stabilisiert und dass - die Kontaktgleitfläche (9k) des Gaswechselringes (9) in einem mittleren betriebsnahen Warmzustand plangefinisht wird. (4, 10)
26. Brennkraftmaschine nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Anlegekraft des Gaswechselringes (9) gegenüber dem Seitenteil ST (13g) durch einen geschlossenen Regelkreis (17) bestimmt wird, dem eine Kontaktqualität als Führungsgröße und zu berücksichtigende Störgrößen vorgegeben werden. (17)
27. Brennkraftmaschine nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, dass - als Kontaktqualität das Antriebsdrehmoment (36) des Gaswechselringes (9) vorgegeben wird, welches aus der maximalen Vorspannung der Spiralbandfedern (14) entsteht und dass - sich die erwünschte Kontaktreibung einstellt durch einen Sicherheitszuschlag in der Vorspannung (19a) bei vollflächiger Berührung des Gaswechselringes (9) mit dem Seitenteil (13g) in der Kontaktgleitfläche (9k). (17,18)
28. Brennkraftmaschine nach Ansprüchen 1, 11 und 24 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass der Algorithmus des Regelkreises für die Anlegekräfte des Gaswechselringes (9) die Störgrößen wie Kraftstoffraten, Drehzahl, Laderdrücke im Einlasskanal (12) und Anzahl der aktiven Brennräume auch im Zusammenhang untereinander berücksichtigt und sich aus den betriebsbedingten Ergebnissen selbsttätig vor allem im Sinne der verzögerungsfreien Reaktion optimiert.
29. Brennkraftmaschine nach den Ansprüchen 1, 11 und 24 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass aus der Analyse des Antriebsdrehmomentes des Gaswechselringes (9) und der seismischen Signale (46) die für die Regelgröße maßgebende Bewertung der Kontaktqualität incl. aller wichtigen Betriebsereignisse zu entnehmen ist. (17)
30. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - der Wasserkreislauf des Kühlsystems die 4 Hauptbauteile Gasgehäuse (16), Seitenteil ST (13g) mit den umflossenen Brennräumen (8), den Gehäusering (2) und das Seitenteil (13öl) in dieser Reihenfolge rundum durch Ringleitungen (24), (24a), (24b) und (25) gleichmäßig verteilt, axial durchströmt und dass - die Kühlung der Ansaugluft und der E-AGR-Anteile im Gasgehäuse (16) integriert ist. (2, 3, 4, 7, 8)
31. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass beide Motorgehäuse (16) und (31) nach Trockensumpfverfahren geschmiert und gekühlt werden, einerseits für die Gaswechselseite (16) mit dem Antrieb (15) und der Lagerung (21) des Gaswechselringes (9) und zum andern für die Exzenterseite (31 mit den Hauptlagern (29) der Exzenterwelle (7), mit Lager (30) für den Exzenterring (1), mit der Gleitlagerung der Kalotten (5) im Exzenterring (1) und über die Trennschieber (4) auch die Versorgung der Kalotten (5) im Gehäusering (2). (19, 20)
32. Brennkraftmaschine nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, dass - beide parallelgeschalteten Ölteilkreisläufe im Temperaturverhalten unabhängig voneinander geregelt werden, dass - die Lagerungen bei Verwendung von Gleitlagern für die Exzenterseite (31) durch eine gemeinsame Druckpumpe (42) mit variabler Verteilung (43) der Ölmengen gespeist werden, dass - die Ölrückführung aus der Gaswechselseite (16) direkt in den Absetztank (44) durch den Gasüberdruck aus diesem abgedichteten Teil der Brennkraftmaschine erfolgt und dass - die Absaugpumpe (45) das Öl-Gas-Gemisch aus der Exzenterseite (31) in den Absetztank (44) zurückführt. (19)
33. Brennkraftmaschine nach Ansprüchen 31 und 32, dadurch gekennzeichnet, dass - neben der Regelung der Öltemperatur (51) und (52) auch die Ölmengendifferenz sowie der Gasanteil (53) und (58)zur Verbesserung der Betriebssicherheit geregelt werden und dass - die erforderlichen Regelungsvorgänge wie die Steuerung des Ölverteilers (43) und des Absaugvakuums an der Absaugpumpe (45) durch digitale Datenverarbeitung im einheitlichen elektronischen Motormanagement (54) vorgenommen werden. (19)
34. Brennkraftmaschine nach Anspruch 31 und 32 dadurch gekennzeichnet, dass - die Relativbewegung des Exzenterringes (1) gegenüber dem Trennschieber (4) eine intensive Pulsation in dem Öl-Gasgemisch des Trennschieber(4)- Kalotten(5)-Systems bewirkt, dass - die Absaugwirkung der Trennschieber (4) mit den Rückschlagventilen (32) und den trennschiebergesteuerten Ölabflüssen (61) die Öl-Gasgemisch-Rückführung von der Exzenterseite (31) in den Absetztank (44) verstärkt und dass - die Ölabflüsse (61) durch die Bewegung der Trennschieber (4) und der Kalotten (5) während der Kompressionsbewegung der Trennschieber (4) die Öl-Gas-Strömung von inneren und äußeren Kalotten (5) freigeben und während des Saugtaktes schließen. ( 11 u. 12)
35. Brennkraftmaschine nach Anspruch 31, 33 und 34, dadurch gekennzeichnet, dass - mit der Förderleistung der Trennschieberrelativbewegung die in Serie geschalteten Öl-Gas-Ströme beider Ölkreisläufe der Gaswechselseite (16) und der Exzenterseite (31) abgesaugt und dem Absetztank (44) zugeführt werden, dass - die Ölzufuhr der Gaswechselseite (16) auch beim Start der Brennkraftmaschine aus dem Absetztank (44) durch den geregelten Tanküberdruck (57) erfolgt, dass - das Regelgerät (54) die Regelung des Unterdruckes und der Gasmengen im Gasgehäuse (16) und Exzentergehäuse (31) durch die Stellgrößen Ölmenge, Labyrinthluft (23) und Luftzufuhr durch das Belüftungsventil (55) ins Gasgehäuse (16) und/oder Exzentergehäuse (31) durchführt, dass - die Pumpleistung der Trennschieberrelativbewegung die Kühlwirkung der Trockensumpfkreisläufe für Gas- und Exzenterseite erhöht, dass - durch die gesteuerte Absaugpumpe (45) die Pumpleistung des Trennschieber-Kalotten-Systems unterstützt wird, dass - sowohl die Gasdrücke zwischen den Gleitflächen im Trennschieber-Kalotten-System (4) - (5) als auch die Gasdrücke zwischen Exzenterring (1) und Seitenteilen (13) über die trennschiebergesteuerten Ölabflüsse (61) und die Erleichterungsbohrungen (62) des Exzenterringes (1) beeinflusst werden und dass - die Laderarbeit über Ventil (56) unterstützt wird. (20)
36. Brennkraftmaschine nach Anspruch 35, dadurch gekennzeichnet, dass das Regelgerät (54) den Ölverbrauch und die Blowby-Mengen aus der Analyse der Daten beider Teilkreisläufe wie Drücke (50), (57), (60), Durchflussmengen (50), (53), Temperaturen (44), (51), (52) sowie des Ölstandes und der Blowby-Mengen (56) aus dem Absetztank (44) für die automatische Verbesserung des Betriebszustandes verwendet.
37. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - die gesamte Kraftstoffeinspritzdauer oder Einspritzimpulsbreite in mindestens zwei Impulse aufgeteilt wird und dass - für diese Einspritz- Zeiträume die Haupt-Einlass- und Kompressionsturbulenzen um 90° vor bzw. 90° nach UT und/oder die die Squish-Turbulenzen 45° vor ZOT verwendet werden. (21 und 22)
38. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - die Leistungsregelung hauptsächlich durch den Betrieb der nötigen und im optimalen Kennfeldpunkt nach Verbrauch und Schadstoffen arbeitenden Brennkammern (8) durchgeführt wird, dass - die benötigte Anzahl Brennkammern (8) durch das Einspritzen der vom Regelkreis des elektronischen Motormanagements ermittelten, optimalen Kraftstoffmengen zu- oder abgeschaltet werden, dass - die benötigte Anzahl Brennkammern (8) nur in Zündfolgen betrieben werden, die alle vorhandenen Brennkammern (8) in gleichmäßiger Zündfolge benutzen und dass - kontinuierliche Übergänge zwischen den Brennkammerstufen der ZFW durch Variation von Ladedruck, AGR-Anteil, Einspritzmengen und Steuerzeitenverstellung (35) gefahren werden, und dass - der elektrische Lader bei unteren ZFW-Stufen durch das gekühlte, sauerstoffreiche E-AGR entlastet wird.
39. Brennkraftmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass - die Brennkraftmaschine für gleichförmigen Betrieb ohne Kammerabschaltung, ohne Drosselung, ohne elektrischen Lader, ohne Turbolader, ohne Regelung für Gaswechselring-Anlegung, ohne Steuerzeitenverstellung (35), ohne Ölpumpen (42), (45) und nur mit Öltemperaturregelung gefahren wird und dass - mit Belüftungsventil (55), Ölabsaugung, Unterdruckregelung für Gas- und Exzenterseite sowie Öldosierung durch Druck im Absetztank (44) durch die Pumpwirkung der Relativbewegung der Trennschieber (4) gearbeitet wird. (21)
40. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche , dadurch gekennzeichnet, dass - für Komfort-Anwendungen mit hoher Effizienz die erweiterte vorgemischte Verbrennung durch: Einspritzen im Einlass- und Kompressionstakt, P1 und P2, Verbrennung im vom Arbeitsraum (3) getrennten, effektiven Brennraum (8), Verbrennung in Brennräumen (8) < 20 cm³, mit elektrischem Lader, geometrischer Kompression größer oder gleich 12:1, Luftverhältnis λ größer oder gleich 1,0 gefahren wird, dass - mit Leistungsregelung durch flexible Arbeitskammerab- und Zuschaltung ZFW sowie synchroner Gaswechselzeitenverstellung (35) gearbeitet wird und dass - serielle Ölabsaugung im Trockensumpfverfahren eingesetzt wird. (20), (21)
41. ßrennkraftmaschine nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass - die Verbrennungsart HCCI für das gesamte Leistungsspektrum bei geometrischer Verdichtung um 16:1, λ > 1,2, AGR > 20% angewendet wird, dass - durch Einspritzen während des Einlasstaktes gefahren wird, dass - der elektrische Lader angewendet wird, dass - beim Start der Brennkraftmaschine im geschlossenen Regelkreis des zentralen Motorenmanagements mit elektrischem Zündfunken gefahren wird, dass - mit Arbeitskammer-Zündfolge-Wahl ZFW mit kontinuierlich, minimaler Kammerzahl pro Umdrehung, drosselfrei und mit steigendem Laderdruck gefahren wird bis das seismische Signal (46) vom Aktuator (19) oder eines anderen seismischen Signals verwert- und belastbare Selbstzündungsereignisse incl. Zündverzug für die weitere Regelung des Motorenbetriebs zur Verfügung stellt und dass - mit diesen gesicherten Einstellungen die kontinuierlich optimierende Fahrweise mit den neuen gespeicherten Werten für die lastabhängig geforderte Anzahl von aktiven Arbeitskammern (3) fortgesetzt wird und dass - die Selbstzündungsdaten ins Regelprogramm des Motormanagements (54) zur selbsttätigen Programmoptimierung einbezogen werden.
42. Brennkraftmaschine nach Anspruch 41, dadurch gekennzeichnet, dass - beim Erreichen der Selbstzündung ein Teil der gesamten Kraftstoffeinspritzrate von weniger als 10%, aus dem Einspritzvolumen P1 oder P2 abgezweigt, für das Einspritzen 10°EW v. ZOT dient und dass - die zeitlichen und mengenmäßigen Werte der Einspritzfolge nach Erreichen des seismischen Selbstzündungssignals (46) oder eines anderen Signals selbsttätig zur Verschiebung des Heizmaximums in den Bereich 10°....20°EW n. ZOT verwendet werden. (s. 21 und 22)
43. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass - das bekannte Dieselbrennverfahren mit Glühkerze anstelle der Zündkerze (11) angewendet wird und dass - die Analyse des seismischen Signals (46) oder eines anderen Signals zur Regelung des jeweils optimalen Dieseleinspritzzeitpunktes zum Heizmaximum im Bereich 10° bis 25°EW n. ZOT führt.
44. Brennkraftmaschine nach Anspruch 43, dadurch gekennzeichnet, dass Leistungsregelung durch flexible Arbeitskammerab- und Zuschaltung ZFW verwendet wird.
45. Brennkraftmaschine nach den Ansprüchen 43 und 44, dadurch gekennzeichnet, dass - eine Teilmenge des zugemessenen Kraftstoffes schon im Ansaugtakt und/oder im Bereich 160°EW v. ZOT eingespritzt wird, dass - diese Teilmenge in Abhängigkeit von der Betriebstemperatur bis zur Ruß- und/oder Klopfgrenze gesteigert wird und dass - mit dem Rest dieser Teilmenge der Einspritzzeitpunkt der Hauptkraftstoffmenge vor ZOT für das Heizmaximum im Bereich 10° bis 25°EW nach ZOT geregelt wird.
46. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren der Ansprüche 39 bis 45, dadurch gekennzeichnet, dass neben den verbreiteten Kraftstoffen auch gasförmige Kraftstoffe, CNG oder CO2-neutrale Neuentwicklungen z.B. aus dem Bereich OME (Oximethyenether) verwendet werden.
47. Brennkraftmaschine nach einem oder mehreren der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass - ein 2-takt-Prozess durch die Programmierung des Gaswechselringes (9) durch Gaswechselzeitenüberschneidung im Bereich von UT mit AÖ 45°EW vor UT, EÖ 15°vor UT, AS 30°EW nach UT, ES 60°EW nach UT ermöglicht wird, dass -.durch Hochdruckaufladung mittels elektrischem Lader die Kompressionswirkung wesentlich verbessert wird, dass - durch ZFW - Arbeitskammerwahl die Leistungsregelung unterstützt wird, dass - die Verbrennungsart HCCI und/oder Zündkerzen-Fremdzündung für das gesamte Leistungsspektrum angewendet wird, dass - bei geometrischer Verdichtung um 16:1, mit λ > 1,2, AGR > 20% gefahren wird und dass - mit der Verwendung des Selbstzündungszeitpunkts durch Analyse des seismischen Signals (46) vom Aktuator (19) oder eines anderen Signals der jeweils optimale Zündzeitpunkt incl. Zündverzug ermittelt und ins Regelprogramm des Motormanagements (54) zur Programmoptimierung einbezogen wird. (23)

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