DE3234051A1 - Nach dem adiabaten prinzip wirkende mit zwangsverdraengung arbeitende maschine - Google Patents

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D1PL.-ING. GERHARD PULS (l0t2-I97l)

lA-56 526

D-8000 MÜNCHEN 90

COLGATE THERMODYNAMICS CO. SCHWEIGERSTRASSE 2

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Nach dem adiabaten Prinzip wirkende mit ZwangsVerdrängung

arbeitende Maschine

Es gibt im allgemeinen zwei Arten von Maschinen, mit denen sich durch Verdichten oder Entspannen von Gasen Arbeit leisten oder gewinnen läßt, nämlich mit ZwangsVerdrängung arbeitende Maschinen und Turbinen. Der mit ZwangsVerdrängung arbeitende Maschinentyp weist verschiedene mechanisch angetriebene oder antreibende Kolben oder Rotoren in Form von Flügel- oder Schaufelrädern auf. Ein Gasvolumen wird mit verhältnismäßig niedriger Geschwindigkeit aus einem Volumen bzw. Raum in einen anderen transportiert, der je nach der Funktion - Verdichter oder Motor - entweder größer oder kleiner ist. Bei dem anderen Maschinentyp, den Turbinen, durchströmt das Gas Schaufeln mit ungefähr der Schallgeschwindigkeit des Gases. Den Konstrukteuren von solchen Maschinen ist bekannt, daß die Turbinen mit höherem Wirkungsgrad gebaut werden können als mit Zwangsverdrängung arbeitende Maschinen. Der Grund für diese unterschiedlichen Wirkungsgrade ist häufig nicht erkannt worden.

Durch Kenntnis der Ursache dieses unzureichenden Wirkungsgrades wird es möglich, mit Zwangsverdrängung arbeitende Maschinen so zu konstruieren, daß der Leistungsmangel oder Ver-

/2

NACHGERE1CHT

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lust um einen beträchtlichen Faktor auf einen Mindestwert verringert ist. Bei mit ZwangsVerdrängung arbeitenden Maschinen besteht außerdem der bekannte Energieverlust aufgrund von Reibung zwischen dem jeweiligen Verdrängungselement - Kolben oder Flügel - und den Kammerwänden. Die Turbine vermeidet diese Verluste, hat aber andere Nachteile, wie z.B. die Reibung der aerodynamischen Strömung bei Geschwindigkeiten in der Nähe der Schallgeschwindigkeit.

' Reibungsverluste zwischen gleitenden Bauteilen stellen einen wichtigen, jedoch gewöhnlich nicht den hauptsächlichen Ener- ^ gieverlust im System dar. Es sei jedoch auf ein Merkmal von mit ZwangsVerdrängung arbeitenden Maschinen hingewiesen, das Ursache für einen größeren Verlust ist und nicht völlig verstanden wird. Es handelt sich um den Wärmeaustausch zwischen den zu verdichtenden oder zu entspannenden Gasen und den Wänden des Raumes, in dem die Zwangsverdrängung stattfindet. Dieser Wärmeaustausch wird gewöhnlich als grundsätzlich bzw. unvermeidlich akzeptiert. Hier soll jedoch nachgewiesen werden, daß sich dieser Wärmeaustausch beträchtlich verringern läßt.

Es seien zuerst Verdichter betrachtet, wenngleich die nachstehenden Ausführungen bei Umkehrung der Begriffe gleicheres^-

maßen auf Expansionsmaschinen anwendbar sind. Bei der adiabaten Verdichtung eines Gases wird sowohl eine Erwärmung des Gases in Abhängigkeit von der Verdichtung als auch eine Erhöhung des Gasdruckes erzielt. Dabei gehorcht die Temperatur- und Druckerhöhung den bekannten Beziehungen der adiabaten Zustandsgieichung. In einigen Fällen, z.B. bei Luftverdichtern, wird die im Gas erzeugte zusätzliche Wärme als störender Faktor später beseitigt, wenngleich durch die Beseitigung dieser Wärme ein bedeutender, wenn nicht größerer Teil der Nutzarbeit vergeudet wird. In dem besonderen Fall eines Luftverdichters, bei dem diese Wärme beseitigt wird, ist es

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vorteilhafter, dies zum frühestmöglichen Zeitpunkt innerhalb des Arbeitsspiels zu tun, so daß zur Erzeugung eines gewünschten Volumens kalten verdichteten Gases weniger Arbeit geleistet wird. (Nach dem isothermen Prinzip arbeitende Maschinen sind Gegenstand einer mit gleicher Priorität eingereichten Anmeldung mit dem Titel "Nach dem isothermen Prinzip mit Zwangsverdrängung arbeitende Maschine".)

In anderen Fällen der Anwendung eines Verdichters, z.B. bei
einer nach dem Rankine-Verfahren arbeitenden Wärmepumpe oder beim Kompressionsverfahren verschiedener Verbrennungsmaschinen, ist diese durch einen Wärmeaustausch zwischen dem Arbeitsfluid, also dem Gas, und den Wänden des Verdichters bedingte Abweichung von einer adiabaten Verdichtung ein größerer Nachteil und Verlustfaktor des Systems. Ein wichtiges
Merkmal der vorliegenden Erfindung besteht darin, daß sich
dieser Wärmeaustausch bei mit ZwangsVerdrängung arbeitenden
Maschinen durch eine zweckdienliche Konstruktion der Ein- und Auslaßöffnungen auf einen kleinen Wert verringern läßt.

Dieser Wärmeverlust kommt durch eine Turbulenzbewegung des
Arbeitsfluides zustande, welches während der Verdichtung oder Entspannung mit den Wänden in Berührung steht. Dieser Wärmeaustausch erfolgt auf zwei Ebenen: 1) durch den Wärmeaustausch zwischen dem Gas und der Wand, wenn letztere isotherm gehalten ist, und 2) durch die Wärmeimpedanz bzw. das Wärmespei ehe rungs vermögen der Wand selbst. Das Wärmespeicherungsvermögen der Wand ist so, daß die Wand als zeitlich verzögerter Vergleichmäßigungsspeicher wirkt, der in einer zeitlich
verschobenen Phase des Hubes auf eine der mittleren Temperatur des Gases gleiche Temperatur kommt. Die zeitliche Phasenverschiebung ist ebenso wie die Größe des Wärmeaustausches
nachteilig für den adiabaten Wirkungsgrad.

Der Wärmeinhalt der Wand während der vorübergehenden Berührung

NAOHeEREIQHT

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mit dem Gas läßt sich durch Berechnen der während der Dauer der Wärmeberührung erreichten Wärmeindringtiefe errechnen. Die Eindringtiefe d von Wärme (oder Kälte) innerhalb der gegebenen Zeit t wird mathematisch folgendermaßen ausgedrückt:

d = [K/C_v ) t J^1/2,

worin C„ die spezifische Wärme des Wandwerkstoffes, K die Wärmeleitfähigkeit und t die Zeit ist. (K/C„) wird häufig als Diffusionskoeffizient bezeichnet. Bei üblichen Werkstof-

—3 —1 — 2

fen mit CU = 1 Kalorie cm grd und der Zeit t = 10 s

(für einen Hub bei 3000 UpM) oder länger schwankt die Warmers
V^ eindringtiefe zwischen 3-10 cm bei einem Kunststoff mit

—3 —3 —1
K = 10 cal cm grd bei der höchsten Geschwindigkeit und

_2
3· 10 cm bei einem Metall und einem großen langsamen Kolben.

Selbst die kleinste Wärmeeindringtiefe entspricht einem Wärme inhalt, der mehreren Zentimetern Luft oder Freon bei atmosphärischem Druck äquivalent ist. Der Wärmeinhalt der mit dem Gas in Berührung stehenden Wand ist daher mit dem Wärmeinhalt des Gases vergleichbar oder größer als dieser. In der Konstruktionspraxis ist es üblich, diesen Faktor "Wärmeeindringtiefe" zu vernachlässigen und anzunehmen, daß die Wand eine Temperatur annimmt, welche der zeitliche Durchschnittswert des Wärmestromes aus dem Gas ist. In diesem Falle wird zur Bestimmung des Wärmeverlustes als Hauptfaktor der theoretische Wärmeaustausch des Gases mit einer von Wandeigenschaften nahezu unabhängigen angenommenen isothermen Wand benutzt.

Auf die Bedeutung der zeitabhängigen Phasenverschiebung des Wärmestromes wird weiter unten zurückgekommen. Es sei zuerst die Wirkung der Wärmeindringtiefe aufgezeigt. Hierzu sei angenommen, daß die Kammerwände glatt sind. Der Wärmeverlust ist dann von dem durch turbulente Strömung hervorgerufenen Austausch mit einer glatten Wand abhängig.

In Fig. 1 ist die klassische Lösung der Wärmediffusion

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aus einem ersten Behälter 1 in einen zweiten Behälter 2 dargestellt. Es sei angenommen, daß der Behälter 1 eine höhere Temperatur T ■ hat und ein turbulentes Gas mit im wesentlichen unbegrenzter Möglichkeit zum Transportieren von Wärme zu einer Grenze 3 enthält. Die Wärmediffusion in oder aus dem Behälter 2 geschieht entsprechend einer Wärmeleitfähigkeit K/Cy. Dann richtet sich die Verteilung der Wärme oder Temperatur T in Abhängigkeit von einer Tiefe χ nach einer Folge von "Fehlerfunktions"-Lösungen, in denen

T = T₂ + (T₁ - T₂) exp(-x²/d²)

oder , 2_/h2n

T = T₂ + (T₁ - T₂) e^"^{x /a ;},

in denen, wie oben,

d = f(k/C_v) t J^1/2.

Der Abstand d ist das Zentroid der Eindringtiefe der Wärmewelle. Die drei mit d., , d_o und d_Q bezeichneten Kurven, die

J-C. O

Temperaturprofile der Zeiten t . t_o bzw. t_o darstellen, wo-

JL c. ό

bei t, t_o t„ mit charakteristischen Wärmeeindringtiefen cL

J- C- O J.

kleiner als d_o und d_o kleiner als d_ ist. Wenn, wie in einem

C-C. O

Zylinder mit abwechselnd heißen und kalten Gasen, T₁ zeitabhängig ist, dann sollte die tatsächliche Temperaturverteilung eine einfache Addition solcher Lösungen sein. In diesem Sinne kann "Kälte", d.h. T ₁ ist niedriger als T_, ebenso wie Wärme, wenn T₁ höher ist als T_?, in die Wand eindringen. Die Eindringtiefe ist einfach die charakteristische Vergleichmäßigungstiefe jeder Temperaturänderung in einer Zeit t. Der von jeder Kurve beschriebene Wärmeinhalt ist H = (T₁- T₂) CL·; daraus folgt, daß je mehr Zeit die Wärme zum "Einsickern" hat, die übertragene Wärme umso größer ist. In Tabelle 1 sind für verschiedene Werkstoffe übliche Werte für die Wärmeleitfähigkeit und den Wärmeinhalt in der Eindringtiefe angegeben. Als Beispiel ist eine Frequenz von 3000 UpM gewählt und der Wärmeinhalt in der Eindringtiefe wird mit bei Ottomotoren üblichen, im Verhältnis 8:1 verdichteten Verbrennungsgasen verglichen.

-ie -

Tabelle 1
Wärmeleitfähigkeit, Wärmeeindringtiefe und Wärmeinhalt

bei verschiedenen Werkstoffen Annahme: 3000 UpM, t=l/(2 f) = 0,01 s

	Wärmeleit fähigkeit	Wärme kapazität	Diffusions koeffizient	Wärmer Eindri
Unlegierter Stahl	W/cm2 0,5	Kai cm"3 0,81	cm see" 0,13	Cy(Dt) cal cm 0,0164
Rostfreier Stahl	0,14	0,81	0,036	0,0087
Nickel-Chrom	0,11	0,81	0,028	0,0076
Phosphor bronze	2,2	0,84	0,55	0,035
Beryllium- Kupfer	0,8	0,84	0,20	0,021
Aluminium legierung	1,6	0,58	0,57	0,025
Kohle Koks	0,28	0,3	0,2	0,0075
Aluminium oxid Keramik	0,30	0,8	0,08	0,013
Silizium dioxid geschmolzen	0,016	0,8	0,004	0,003

Wärmekapazität von Luft plus Kraftstoff, 8fach verdichtet = 5 · 10~³ cal cm"³.

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Wenn Gas ein glattwandiges Rohr durchströmt, sind die Eigenschaften eines durch ein turbulentes Fluid hervorgerufenen Wärmeaustauschs so, daß das Gas nach Durchströmen einer Strecke von ungefähr 50 Rohrdurchmessern in thermisches Gleichgewicht mit der Wand kommt (American Handbook of Physics, 1963). Dies ist auch die viskositätsbedingte Bremsstrecke oder die Strecke, auf der kinetische Energie abgebaut wird. Das Maß "50 Rohrdurchmesser" ist durch die speziellen Eigenschaften der laminaren Unterschicht bestimmt. Dies ist die Grenzschicht zwischen dem turbulenten Fluidstrom und der glatten Rohrwand. Beim Zylinder oder einem anderen Kompressionsvolumen wird statt dessen die Strecke betrachtet, die vom Fluid (oder Gas) in Berührung mit der Wand während der Dauer eines Hubes zurückgelegt wird. Wenn das Gas über ein Ventil mit einer in bezug auf die Kammer großen Geschwindigkeit einströmt, strömt es während der Dauer eines Verdichtungs- oder Entspannungshubes in der Kompressionskammer mehrere Male im Kreise. Die Anzahl der Zirkulationsspiele läßt sich anhand des Verhältnisses der Geschwindigkeit der über das Einlaßventil einströmenden Gase zur Geschwindigkeit des Kolbens grob abschätzen. Das durchschnittliche Verhältnis Ventilfläche zu Kolbenfläche ist häufig etwa 20:1 (Taylor, 1966), so daß die Geschwindigkeit der in den Zylinder einströmenden Gase zwischen dem 10- und dem 20fachen der Kolbengeschwindigkeit betragen.

Im allgemeinen strömen die Gase in bezug auf das Kompressionsvolumen nicht symmetrisch in die Kammer ein, so daß die durch die Strömung erzeugte Turbulenz größer ist als die, welche in einer normalen Fluidströmung durch ein Rohr erzeugt wird. Daher ist der Wärmeaustausch mit der Wand größer, wenn die Turbulenz stärker ist. Innerhalb ungefähr 10 Zirkulationsspielen bzw. Umläufen ist mit einem Wärmeaustausch nach einer e-Funktion zu rechnen, weil das um Ecken strömende Gas türbulenter ist als ein ein gerades Rohr durchströmendes Gas.

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Der übliche Kolben mit verengten Einlaßventilen ermöglicht es daher, daß die zwischen dem Gas und der Wand ausgetauschte Wärme ungefähr die Hälfte der Differentialwärme des Gases während der Dauer des Verdichtungs- oder Entspannungshubes beträgt. Weil die Differentialtemperatur der Wand in bezug auf das Gas ungefähr halb so groß ist wie der gesamte Temperaturunterschied, geht ungefähr ein Viertel der Wärme an die Wand verloren. Diesem großen Wärmeaustausch ist der unzureichende Wirkungsgrad solcher mit Gas betriebenen oder Gas verarbeitenden Maschinen in der Hauptsache zuzuschreiben.

v_. Das einzige Mittel zur Vermeidung dieses Wärmeverlustes besteht darin, die Gase mit niedrigen Geschwindigkeiten in das Kompressionsvolumen einströmen zu lassen. Dann ist die in Durchmessern gemessene Strecke, die das Gas während eines Hubes zurücklegt, klein, ebenso der Wärmeaustausch. Wenn die Strömungsgeschwindigkeit des einströmenden Gases an die Geschwindigkeit des Kolbens oder anderer Verdichtungsglieder sorgfältig angepaßt ist, dann kann mit einer schwach turbulenten Grenzschicht gerechnet werden, d.h. nicht mit einer vollkommen laminaren Strömung, sondern mit einer niedrigen Turbulenz. Das nahezu völlige Fehlen von Turbulenz wird hier als "beinahe-laminare Strömung" bezeichnet; folglich kommt es bei der Konstruktion entscheidend darauf an, eine beinahelaminare Strömung des eingeleiteten Gases in den Verdichtungsoder Entspannungsbereich zu erzeugen. Wenn die Strömung bei der Kolbengeschwindigkeit beinahe-laminar sein soll, dann muß die Fläche der Einlaßöffnung ungefähr so groß sein wie die gesamte Kolbenfläche. In ähnlicher Weise müssen bei einem Expansionsmotor die Einlaßöffnungen ebenfalls gleich der Kolbenfläche sein. Dies gilt auch für Schaufelrad-Maschinen.

Angenommen, daß ein Gas, dessen Anfangstemperatur T₁ ist, so verdichtet wird, daß seine Endtemperatur T„ wäre, wenn eine vollkommen adiabate Verdichtung durchgeführt würde, es aber

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statt dessen während des letzten Teils der Verdichtung isotherm auf einer Zwischentemperatur T_ gehalten wird. T₁ ist dann kleiner als T₂ und Tp kleiner als T₃, und die Wärmeenergie im Gas, nachdem sich das Gas vom Kolben gelöst hat, ist dann im Verhältnis T_o/T„ kleiner als im anderen Fall. (Die Masse des Gases bleibt erhalten.) Der Ineffizienzfaktor oder der Wärmeverlust ist daher genau die Differenz (T₀-T₀), dividiert durch die Wärme, die im Gas gewesen wäre, nämlich T₃ minus T₁ ). Je nach der Kühlung der Zylinderwände und abhängig von anderen Faktoren kann es sein, daß T„ nur in der Mitte zwischen T₁ und T₃ liegt, und daher hätten Kompressionsmaschinen bei adiabater Verdichtung einen Wirkungsgrad von 50%.

Die von der Wand erreichte Temperatur T_ steht in einem komplizierten Abhängigkeitsverhältnis zum Wärmeaustauschprozeß und zur Kühlung der Wände. Im allgemeinen kommt das Gas nicht in jedem Punkt des Hubes ins Gleichgewicht, und somit kommt tatsächlich nur eine Annäherung an diesen Wärmeverlust zustande. Daß eine einfache Rechnung angibt, daß bis zu 50% der theoretischen Maximalwärme ausgetauscht werden können, ist ausreichender Anlaß zu dem Versuch,- eine Maschine zu konstruieren, bei der diese Wärmebrücke und die damit einhergehende Senkung des Wirkungsgrades vermieden sind.

Wenn die Wand bei der Temperatur Tp isotherm bleiben würde, wäre dieser Wärmeverlust an die Wände in einem Verdichter für z.B. eine Kühlanlage oder in einem normalen Luftverdichter ein echter Vorteil. Jedoch ist der Wärmeaustausch zwischen dem Gas und der Wand komplizierter als geschildert. Wenn das Gas in einem Teil des Arbeitsspiels Wärme an die Wand verlieren kann, kann es in einem anderen Teil des Arbeitsspiels Wärme aus der Wand gewinnen, wenn die Wand heißer al.s das. Gas ist. Nun ist die Wand kurzzeitig heißer als das Gas, und zwar aufgrund des Randschicht- oder Wärmeeindring-

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effektes. Diese Heizwirkung der Wand auf das Gas ist besonders schädlich für den Wirkungsgrad des Verdichters, weil die Erhitzung des Gases bei seiner Ansaugung geschieht, wenn die Wand heißer als das einströmende Gas ist. Das Gas wird dann bei größerer Wärme als beim idealen adiabaten Prozeß verdichtet, und folglich muß mehr Arbeit geleistet werden als beim idealisierten Prozeß. Somit erfolgt der Wärmeaustausch mit einer schädlichen Phasenverschiebung. Diese idealen Prozesse sind in Fig. 2 für die Fälle mit und ohne Wärmeaustausch mit der Wand dargestellt.

, Das Gas wird während des Ansaughubes mit der Temperatur T_Q, dem konstanten Druck P_Q und dem Volumen V„ in den Zylinder angesaugt. Im idealen Prozeß geht seine Verdichtung vom Volumen V_ aus und verläuft entsprechend der echten Adiabate 1, bis beim Volumen V₁ und der Temperatur T₁ der Behälterenddruck P₁ erreicht ist. Aus der Aufheizung des Gases durch die Wand ergeben sich mehrere Möglichkeiten;

1) Wenn das Gas nur während der Ansaugung um + Δτ erhitzt wird, dann bleibt die Druck-Volumen-Beziehung die gleiche. Mit anderen Worten, weil das Gas nur durch die Wände während der Ansaugung und, wie vermutet, nicht während der Verdich-. tung erhitzt wird, ist die Verdichtung adiabat und erreicht

^- daher denselben Zustand - V₁ , P₁ - , jedoch bei einer höheren Temperatur T = (-ΔΤ + T_n)/T_Q · T₁. Die überschüssige Wärme wird später beseitigt; um dieselbe Gasmasse abgeben zu können, muß daher mehr Arbeit geleistet werden.

2) Es kann Wärme nach dem Einsetzen der Verdichtung zugeführt werden, und in diesem Falle richtet sich das Gas nach der Kurve 2, welche steiler als die echte Adiabate ist. Es besteht dann die Gefahr, daß die Gastemperatur die Wandtemperatur übersteigt, wodurch Wärme vom. Gas auf die Wand zurückübertragen wird: der Prozeß folgt dann einer Kurve 3, die

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weniger steil ist als die Adiabate 1. Die erforderliche Arbeit ist größer. Die Kurve 4 entspricht insofern einem realistischeren Verlauf, als die Kühlung des verdichteten Gases durch die Wand am Ende des Arbeitsspiels tatsächlich die Gasendtemperatur T₄ bei V₄ über T₁ bei V₁ des adiabaten Prozesses hinaus verringern könnte. Dennoch bleibt mehr Nettoarbeit zu leisten als im adiabaten Prozeß.

3) Die Wand kann einwandfrei gekühlt und auf der Temperatur T₀ gehalten werden und es kann ein einwandfreier Wärmeaustausch zwischen dem Gas und der Wand durchgeführt werden. Die Verdichtung ist dann isotherm und verläuft gemäß der Kurve 5. Um'kaltes Gas mit der Endtemperatur T₁- = T₀ zu erhalten, ist dies das Arbeitsspiel, bei dem am wenigstens Arbeit geleistet werden muß. Es kann in der Praxis gewöhnlich nicht durchgeführt werden, weil auch hier (l) durch den Wärmeeindringeffekt kurzzeitig Innen und Außen voneinander getrennt sind, und (2) ein turbulenter Wärmeaustausch in einer normalen Zylinder-Kolben-Baugruppe nur zum Teil wirksam ist.

Der Wärmeaustausch kommt wegen einer turbulenten Strömung im angesaugten Gas zustande. Die maximale Gasmasse oder die niedrigste Temperatur T₀ bleibt während der Ansaugung nur dann erhalten, wenn entweder die Wände auf der Temperatur T-. gehalten werden oder die Ansaugung mit einer beinahe-laminaren Strömung erfolgt.*Das Wärmeeindring-Argument sagt jedoch, daß, wenn die Wand im Vergleich zur Eindringtiefe dick ist, die Wand den Wärmestrom an der Außenseite vergleichmäßigt, auf der Innenseite jedoch in einer dünnen Schicht abwechselnd heiß und dann kalt ist. Wenn das Gas turbulent ist, ruft dieser abwechselndheiße und kalte Wärmespeicher eine Erhitzung der angesaugten Luft zum ungünstigsten Zeitpunkt hervor, was bewirkt, daß das verdichtete Gas eine höhere Temperatur T„ erreicht, die ihrerseits das Gas weiter erhitzt und noch mehr Arbeit erforderlich macht und so fort, bis die höhere

* Dasselbe Argument gilt auch für den Verdichtungsvorgang.

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Durchschnittstemperatur der Wände eine Ableitung der Wärme ermöglicht. Dies stellt einen Verdichter mit unzureichendem Wirkungsgrad dar. Es ist vorteilhafter, wenn der Wärmeaustausch zwischen dem Gas und den Wänden durch eine Herabsetzung der Turbulenz und durch Schaffung einer beinahe-laminaren Strömung sowohl für die Ansaugung als auch für die Verdichtung verringert wird.

Der kurzzeitige Wärmeaustausch infolge von Teilturbulenz und Wärmeeindringung ist für alle mit Zwangsverdrängung arbeitenden Wärmekraftmaschinen nachteilig. Eine brauchbare Angabe findet sich bei Taylor (1966), der einen Verlust an Wirkungsgrad von etwa 30% dem Wärmeverlust in einem Benzinmotor und von bis zu 50% dem Wärmeverlust in einem Dieselmotor zuschreibt. Mit anderen Worten, die Wirkungsgrade könnten bei einem Benzinmotor 45% statt 30% und bei einem Dieselmotor 70% statt 35 bis 40% betragen. Diese Werte stellen große mögliche Gewinne dar und rechtfertigen es daher, wenn zu ihrer Verwirklichung eine gewisse Komplexität notwendig wird.

Wenn das Fluid Wärme an die Wand auf einer etwa 10 Durchmessern entsprechenden Weglänge abgibt, wobei angenommen wird, daß das Volumen Ecken aufweist _t dann bedeutet dies, daß die Geschwindigkeit des einströmenden Fluides nicht sehr viel größer als die Geschwindigkeit des Kolbens oder einer anderen sich bewegenden Begrenzung des Einschlußvolumens, z. B. einer sich drehenden Schaufel, sein kann. Weil diese Geschwindigkeiten bei üblichen Maschinen gewöhnlich weniger als 1/10 der Schallgeschwindigkeit des Gases betragen, bedeutet dies, daß die Differentialdrücke an den Einlaßöffnungen nicht größer als etwa 1% des Gasdruckes sein können. Daraus ergibt sich, daß die Öffnungen mit einer Fläche ausgelegt werden müssen, die etwa gleich ist der Fläche des Kolbens. Ventile, die wie Blatt- oder Plattenventile durch den Gasdruck geöffnet werden, bewirken notwendigerweise eine ausreichend hohe

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Geschwindigkeit der einströmenden Gase, um starke Turbulenzen und folglich große Verluste durch Wärmeaustausch hervorzurufen. Besser geeignet ist ein als Ring- oder Hülsenschieber ausgebildetes Einlaßventil. Die Auslaßöffnung braucht dagegen nicht so groß zu sein, und hierfür kann ein Plattenventil vorgesehen werden, weil die aus dem Zylinder ausströmenden Gase beim Ausströmen keine Turbulenz innerhalb des Zylinders erzeugen. Es ist folglich möglich, einen Kolbenverdichter mit für laminare Strömung ausgelegten Öffnungen zu konstruieren, der nur durch die Verwendung eines Hülsenschieber-Einlaßventils, das einen Seitenwandbereich freilegt, relativ kompliziert ist. Dieser Bereich sollte nahezu gleich sein der Gesamtfläche des Zylinderkopfes. Wesentliche Verringerungen des Wärmeverlustes werden jedoch mit kleineren Ansaugöffnungen erzielt, die etwa halb so groß wie die Zylinderkopffläche sind.

Dagegen können Schaufelrad-Maschinen so ausgelegt sein, daß die Fläche der Einlaßöffnung so groß wie der gesamte Querschnitt des Verdichtungs- oder Entspannungsvolumens ist, vorausgesetzt, daß die Schaufeln nicht auf der Außenwand des Verdichtungsvolumens gleiten. Sonst müßte die Öffnungsmündung durch die notwendige Verrippung zur Abstützung der vorbeidrehenden Schaufel etwas verengt werden.

Es werden deshalb erfindungsgemäß Motoren oder Verdichter mit speziell ausgelegten Öffnungen vorgesehen, bei denen die Einlasse ungefähr gleich der gesamten Querschnittsfläche des Verdichtungsvolumens sind und besondere Sorgfalt darauf verwendet wurde, daß die Einlaßgase mit etwa derselben Geschwindigkeit einströmen, mit der sich die Begrenzung des Einschlußvolumens bewegt. Auf diese Weise wird beim Verdichten und Entspannen eine beinahe-laminare Strömung des Gases inner haJLb des Einschlußvolumens erreicht und der Wärmeverlust an die Wand beträchtlich verringert. Bei vielen Wärmekraftmaschinen

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ist damit eine Verbesserung der Kraftstoffausnutzung um einen Faktor bis 2 erreichbar.

In einer Fluidströmung wird Turbulenz erzeugt, wenn zwei Bedingungen erfüllt sind: (l) Der viskositä'tsbedingte Abbau einer kinetischen Energie des durchschnittlichen Strömungsfeldes ist klein oder, als äquivalente Bedingung, die Reynolds-Zahl des Strömungsgebildes ist groß; (2) der Gradient der Geschwindigkeitsverteilung ist nicht konstant, mit anderen Worten, es gibt finite höhere Ableitungen als die erste Ableitung der Geschwindigkeit in Abhängigkeit vom senkrechten Abstand zum mittleren Stromfaden. Daher reicht eine gleichmäßige Scherung im Strom zur Auslösung von Turbulenz nicht aus.

Praktisch wird durch Turbulenz die Reibung (und die Wärmeübertragung) eines mit einer starren Fläche in Berührung stehenden Fluidstromes erhöht. Dringt man von einer glatten Fläche aus in das Fluid ein, ist die der Wand unmittelbar benachbarte Strömung laminar, weil das Maß bzw. der Abstand so klein ist, daß die durch Viskosität hervorgerufene Fluidreibung größer ist als die turbulente Reibung. In einem kritischen Abstand von der Wand, in dem die Reynolds-Zahl, gemessen senkrecht zur Wand, größer als 100 ist, wird die Strömung turbulent, zuerst mit kleinen Wirbeln, weil nur für solche Platz ist, und dann mit fortschreitend größeren Wirbeln weiter in das Fluid hinein. Die Zunahme der Wirbelgrößen in der Richtung weg von der Fläche in den Fluidstrom hinein wird als das "logarithmische Profil" bezeichnet. Geht man weiter stromabwärts, beispielsweise entlang einem Flugzeugflügel, dringt das turbulente Profil weiter in das Fluid hinein. Diese Eindringtiefe ist bei einer glatten Oberfläche ein kleiner Bruchteil, etwa 1/10 bis 1/20, der stromabwärts zurückgelegten Strecke. Der Strom legt daher einen relativ langen Weg zurück, bevor im gesamten Strom Turbulenzen an-

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geregt sind. Der Grund hierfür liegt darin, daß ein kleinerer Wirbel dicht an der Wand größere Wirbel weiter drinnen im Fluid erzeugen muß und so fort.

Wenn dagegen die Wand sehr rauh ist mit großen Störungsstellen oder Vorsprüngen, wird die Turbulenz sehr rasch angeregt und es werden sofort Wirbel in der Größenordnung der Rauheit oder der Vorsprünge erzeugt. Ein Flugzeugflügel ist so glatt, daß zwischen Auftrieb und Strömungswiderstand ein Verhältnis im Bereich zwischen 10:1 und 20:1 erzielt wird. Wenn aber ein Spoiler (senkrechte herausragende Klappe) benutzt wird, ist die erzeugte Turbulenz groß und das Verhältnis zwischen Auftrieb und Strömungswiderstand fällt auf 2:1 oder 3:1 ab. Wenn andererseits die Strömung vollkommen laminar wäre, wäre ein Verhältnis Auftrieb zu Strömungswiderstand von über 100 möglich. Relativ gesehen wirkt daher die glatte Wand mit einer schwach turbulenten Grenzschicht so, als wäre sie hinsichtlich des Widerstandsverhaltens "beinahe-laminar", im Gegensatz zu extremer Turbulenz bei einem Spoiler.

Bei einer rotierenden Strömung in einem Zylinder steht der Strom mit einer glatten Wand ohne Ecken in Berührung und ist daher beinahe-laminar. Ein azimutaler Hauptwirbel dagegen weist einen durch scharfe Ecken abgelenkten Strom auf und ist daher stärker turbulent. Aus diesem Grunde wird der axiale Wirbel "beinahe-laminar", der azimutale Hauptwirbel jedoch als vollkommen turbulent bezeichnet. Schließlich verursacht die Scherung in der Geschwindigkeitsverteilung als eine Funktion des Radius innerhalb des axialen Wirbels keine Turbulenz, weil der radiale Gradient der Geschwindigkeit konstant ist (Bedingung 2). Nur durch die Berührung mit oder die Reibung an der Wand entsteht Turbulenz. Bei dieser Beschreibung einer beinahe-laminaren Strömung entlang einer glatten Fläche wird angenommen, daß die Strömung unmittelbar vor dieser Fläche selbst beinahe-laminar ist und eine Geschwindigkeit und eine

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Richtung hat, die von der Geschwindigkeit entlang der fraglichen Fläche nicht sehr abweicht.

Erfindungsgemäß wird eine beträchtliche Erhöhung des Wirkungsgrades von mit Zwangsverdrängung arbeitenden Maschinen (sowohl Kolben-Zylinder-Typen als auch Schaufelrad-Verdichter und -Expansionsmaschinen) dadurch erzielt, daß das Gas in die Kompressions- oder Expansionskammer über einen oder mehrere Einlaßkanäle eingeleitet wird, die in ihrer Gestalt und in ihren Abmessungen so gewählt sind, daß sie eine beinahelaminare Strömung des Gases in die Kammer schaffen, wodurch der Wärmestrom zu und von den Wänden der Kammer beträchtlich verringert wird. Bei Maschinen des Kolben-Zylinder-Typs wird die beinahe-laminare Strömung mittels eines Einlaßkanals erreicht, dessen Fläche etwa der halben bis ganzen Fläche des Kolbens gleich ist, vorzugsweise mittels eines oder mehrerer Kanäle, die in eine Einlaßöffnung münden, welche sich über 360° rings um den Zylinder erstreckt und durch einen Hülsenschieber geöffnet und geschlossen wird. Der Kanal sollte eine Plenum- bzw. Füllkammer oder zwei oder mehrere Spiralen sein, welche so angeordnet sind, daß sie das Gas mit einer beträchtlichen, in bezug auf den Zylinder tangentialen Geschwindigkeitskomponente in den Zylinder einleiten und dadurch eine axiale Hauptwirbelströmung erzeugen und die Ausbildung eines radialen Wirbels und der sich daraus ergebenden starken Turbulenz und Wärmeaustausch verhindern.

Bei Maschinen des Schaufelrad-Typs ist sowohl der Ansaugkanal als auch der Ausströmkanal über seine Länge von solcher Querschnittsfläche, daß darin eine beinahe-laminare Strömung mit einer Geschwindigkeit erhalten bleibt, die auf die Geschwindigkeit der Läuferschaufeln im wesentlichen abgestimmt ist. Dadurch wird der Wärmestrom zwischen dem Gas und den Läuferschaufeln sowie den Gehäusewänden der Maschine verringert. Die Gehäusewände einer Schaufelrad-Maschine sind

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vorzugsweise aus einem Werkstoff von geringer Wärmeleitfähigkeit, um den Wärmefluß innerhalb der Wände zu reduzieren und die Wärmebrücke der Wände so klein wie möglich zu halten.

Die Erfindung bezieht sich vor allem auf folgende Maschinen, ohne darauf beschränkt zu sein:

Viertakt-Ottomotor;

Bei ihm erstreckt sich der Einlaßkanal als Füllkammer über 360° rings um den oberen Abschnitt des Zylinders und läßt sich mittels eines Hülsenschiebers öffnen und schließen, der durch die Motorkurbelwelle oder eine obenliegende Nockenwelle betätigbar ist. Die Einleitung von Kraftstoff in den Zylinder geschieht ungefähr entlang der Achse, so daß er zur Verbrennung ungefähr zentral in einen Bereich im Abstand von den Zylinderwänden gelangt. In der Füllkammer sind Leitschaufeln schräg zur Tangente angeordnet und erzeugen in der Kammer eine axiale Hauptwirbelströmung. Letztere fördert die Verbrennung, indem sie nicht verbrannte Kraftstofftropfen durch Zentrifugalwirkung von der Achse nach außen befördert, wo sauerstoffreichere Luft zur Inganghaltung der Kraftstoffverbrennung zur Verfügung steht.

Zweitakt-Dieselmotor:

Dieser Motor weist je eine Kolben-Zylinder-Baugruppe für die Aufladung, die Verbrennung und den Ausstoß auf, deren Verdichtungsverhältnisse in den folgenden Bereichen liegen: Aufladung: -3:1 bis 8:1; Verdichtung -3:1 bis 4:1 und Ausstoß -6:1 bis 9:1. .

Für das Ansaugen von Luft in den Aufladerzylinder ist eine sich über 360° erstreckende Einlaßöffnung vorzugsweise im oberen Abschnitt vorgesehen, die sich mittels eines Hülsenschiebers öffnen und schließen läßt und Luft aus einer Füllkammer oder aus Spiralen empfängt, die eine in Umfangsrichtung

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verlaufende Geschwindigkeitskomponente erzeugen, um im Zylinder einen axialen Hauptwirbel und eine beinahe-laminare Strömung auszubilden. Die aufgeladene bzw. vorverdichtete Luft wird einer isolierten Speicherkammer zugeführt, welche die Luft für eine nachfolgende quasi-statische Verdrängung und zum Spülen des Verbrennungszylinders zurückhält. Das Volumen der Speicherkammer sollte zwischen etwa dem 1- und dem 6-fachen des Verdrängungsvolumens des Verbrennungszylinders betragen.

Der Verbrennungszylinder weist im. unteren Abschnitt des Kolbenhubes eine sich über 360° erstreckende Einlaßöffnung auf, die vorverdichtete Luft aus der Speicherkammer über eine Spirale erhält, die im Verbrennungszylinder eine axiale Hauptwirbelströmung erzeugt. Im Punkt der größten Verdichtung sind der Radius und der Hub des Verbrennungszylinders vorzugsweise ungefähr gleich, um durch Schaffung eines großen Spiel- bzw. Freiraumes den Wärmeverlust so klein wie möglich zu halten. Der Kopf des Verbrennungszylinders ist glatt, und das Auslaßventil ist zumindest annähernd gleichachsig mit der Zylinderachse angeordnet. Das Einspritzen des Kraftstoffes geschieht ungefähr entlang der Achse des Verbrennungszylinders, so daß die axiale Hauptwirbelströmung fast nicht gestört wird und die Verbrennung dadurch gefördert wird, daß V_ Kraftstofftropfen durch Zentrifugalwirkung in Bereiche transportiert werden, in denen der Sauerstoff der Luft nicht verbraucht worden ist. Die an den Verbrennungszylinder angeschlossene Öffnung des Auslaßventils ist ungefähr in der Mitte zwischen Achse und Wand des Zylinders anzuordnen, um eine vollständigere Spülung zu ermöglichen. Wenn es sich um ein gleichachsiges rohrförmiges Auslaßventil handelt, weist der Verbrennungszylinderkopf eine Kühlung auf, um zum Kühlen des Ventils für eine große Wärmeübertragung zu sorgen.

Die Auspuffgase werden aus dem Verbrennungszylinder zum Aus-

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Stoßzylinder über einen wärmeisolierten, glattwandigen Kanal zu einer Spirale geleitet, die im Ausstoßzylinder eine axiale, beinahe-laminare Hauptwirbelströmung erzeugt. Das Auslaßventil des Ausstoßzylinders ist ein Hülsenschieber, der ungefähr auf dem halben Radius angeordnet ist und von einer Breite ist, welche etwa gleich ist der Hälfte des Zylinderradius.

Zweitakt-Ottomotor:

Im unteren Abschnitt des Kolbenhubes ist eine sich über 360° erstreckende Ansaugöffnung angeordnet, deren Höhe etwa dem halben Zylinderradius entspricht. Die Ansaugöffnung führt dem Zylinder Luft aus einer Füllkammer zu, in der Leitschaufeln unter einem Winkel von etwa 45° bis etwa 60° gegen die Radiale angeordnet sind und die Ausbildung einer beinahelaminaren axialen Hauptwirbelströmung von Ansaug- und Spülluft herbeiführen, die im unteren Abschnitt des Kolbenhubes eingeleitet wird. Die Ansaug- und Spülluft ist vorzugsweise vorverdichtet. Die Füllkammer und die Ansaugöffnung sind von solcher Gestalt und Abmessungen, daß sie die Luft mit einer in Umfangsrichtung verlaufenden Geschwindigkeitskomponente einleiten, die etwa das 1- bis etwa das 2fache der radialen Geschwindigkeitskomponente beträgt. Die Einspritzung des Kraftstoffes in den Zylinder geschieht in der Nähe der Achse des axialen Hauptwirbels, um eine schichtenweise Ladung zu erzeugen, in der wenig Kraftstoff die mit den Zylinderwänden in Berührung stehenden kühleren Gase erreicht. Die Zündkerze ist in der Nähe der Kraftstoff-Einspritzvorrichtung angeordnet und weist Elektrodenflächen auf, die flächengleich mit der Kopffläche sind, um die axiale Hauptwirbelströmung nicht zu unterbrechen.

Gasverdichter:

Die Einleitung von Luft in den Zylidner geschieht aus einer Füllkammer heraus, in der Leitschaufeln schräg zur Radialen angeordnet sind, und über eine sich über 360° erstreckende

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Ansaugöffnung im oberen Abschnitt des Zylinders, die sich mittels eines Hülsenschiebers öffnen und schließen läßt. Die angesaugte Luft tauscht wegen der Ausbildung einer beinahe-laminaren axialen Hauptwirbelströmung nur wenig Wärme mit den Zylinderwänden aus.

Verdichter oder Entspanner mit Gelenkschaufeln: Sowohl der Saug- als auch der Ausströmkanal, der zum Verdichtungs-Entspannungs-Bereich bzw. aus ihm herausführt, ist von solcher Querschnittsfläche, daß in ihm eine beinahe-laminare Strömung mit einer Geschwindigkeit aufrechterhalten wird, die im wesentlichen an die der Läuferschaufeln angepaßt ist. Eine mit hohem Wirkungsgrad nach dem Braytonverfahren arbeitende Wärmepumpe benutzt zweckdienlich bemessene Gelenkschaufel-Maschinen gemäß der Erfindung. Das Gehäuse und die Wellenkupplung sind isoliert, um die Wärmebrücke so klein wie möglich zu halten.

Bei Verbrennungsmaschinen wird eine Turbulenz sehr häufig absichtlich hervorgerufen, um die Verbrennungsgase "auszuspülen". Insbesondere bei einem Benzin- bzw. Ottomotor dient die Turbulenz dazu, eine gründlichere Vermischung des Kraftstoff-Luft-Gemischs in der Nähe der kalten Wände mit heißen Verbrennungsgasen im Innern herbeizuführen, um eine vollständige Verbrennung zu fördern. Diese Forderungen stehen in einem offensichtlichen Gegensatz zu einer beinahe-laminaren Strömung.

Andererseits bietet die zuverlässige Kontrolle der Gasbewegung sowohl in Diesel- als auch in Ottomotoren.die Möglichkeit, die Kraftstoff-Einspritzanlage für Dieselmotoren und Ottomotoren mit Kraftstoffeinspritzung so auszulegen, daß die mit der Wand in Berührung stehende gekühlte Grenzschicht wepig Kraftstoff enthält, also sehr mager ist. Die Verbrennungszone ist dann von der kalten äußeren Zylinderwand iso-

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liert und liegt nur gegenüber der heißeren Kolbenkrone und dem Kopf frei. Das Problem des unverbrannten Kraftstoffs ist dann gemildert.

Zusätzlich besteht das Problem des großen Unterschiedes zwischen den mittleren Temperaturen der Gase beim Verdichten und Entspannen. Wegen der Verbrennung ist die Gastemperatur beim Verdichten sehr viel niedriger als beim Entspannen, so daß der Wärmeverlust der heißen Gase während der Entspannung die Wände auf eine höhere mittlere Temperatur erhitzt als beim Verdichten. Die Verdichtung läuft daher bei einer höheren Temperatur ab als bei einer adiabaten Verdichtung, und es muß folglich mehr Energie als notwendig aufgewandt werden. Von dieser Energie wird ein Teil während der Entspannung zurückgewonnen, jedoch ist die Wirkung letztlich ein unzureichender Wirkungsgrad. Aus diesem Grunde ist es hinsichtlich des Wirkungsgrades ein deutlicher Vorteil, wenn die Kompressionsmaschine von der Expansionsmaschine getrennt ist. Dies ist bei Gasturbinen der Fall, doch weil die Schaufeln der Expansionsturbine zu einer Gleichgewichtstemperatur mit den nach der Verbrennung auf höchster Temperatur liegenden Gasen kommen müssen, wird durch die sich aus der erforderlichen hohen Geschwindigkeit der Schaufeln ergebenden Beanspruchungen die Spitzentemperatur in hohem Maße begrenzt und folglich der Carnot-Wirkungsgrad eingeschränkt. Bei üblichen Maschinen bestehen somit Beschränkungen entweder durch turbulenten Wärmeaustausch zwischen dem Gas und den Wänden oder durch die Grenztemperatur der Turbinenschaufeln.

Ein spezieller Vorteil der Verdichter und Entspanner mit beinahe-laminarer Strömung ergibt sich bei nach dem Braytonverfahren arbeitenden Wärmepumpen: (1) Ein isothermer oder Stirling-Kreisprozeß, wie er in der weiter oben angegebenen Anmeldung beschrieben ist. (2) Ein Rankine-Kreisprozeß, bei dem ein spezielles Kühlmittel als Gas verdichtet wird, seine

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Wärme in einem Verflüssiger abgibt und sich verflüssigt. Die Flüssigkeit wird in einem kalten Wärmetauscher, in dem Wärme zugeführt wird, durch Entspannen in gasförmigen Zustand übergeführt. (3) Ein Brayton-Kreisprozeß, bei dem ein Gas adiabat verdichtet wird, in einem Wärmetauscher Wärme entnommen wird, die Restenergie in einer Expansionswärmekraftmaschine ausgenutzt wird und schließlich in einem zweiten oder kalten Wärmetauscher die Wärme den Ausstoßgasen zugesetzt wird.

Bei einem Rankine-Kreisprozeß geht die Energie verloren, die dem sich durch die Expansionsöffnung hindurch entspannenden Fluid entspricht (Druck mal Fluidvolumen); weil jedoch das Volumen wegen der verhältnismäßig großen Fluiddichte klein ist, geht auch wenig Energie verloren. Andererseits besteht aufgrund der sich aus den Eigenschaften des Kühlmittels ergebenden Einschränkungen die Forderung, daß ein relativ großes Verdichtungsverhältnis angewendet wird, so daß die Temperaturverhältnisse groß genug sind, um nützliche Extremwerte, wie sie unter durchschnittlichen Klimaverhältnissen angetroffen werden, abzudecken. Unter Einschluß des Kompressionszyklus, der beispielsweise einen Wirkungsgrad von 80% hat, ergibt sich ein durchschnittlicher "Leistungskoeffizient" (COP) von etwa 2 bis 2,5. Der ideale Leistungskoeffizient ist T₃/(T₃- Tp). Für einen üblichen Temperaturunterschied von 30 ⁰C und bei der absoluten Temperatur von 300 K sollte der theoretische maximale Leistungskoeffizient 10 sein und nicht den relativ schlechten Wert 2,0 haben.

Um diesen höheren Wert zu erreichen, ist es notwendig, einen leistungsfähigeren Verdichter zu benutzen und ebenfalls die sich aus den Kühlmitteln ergebenden Beschränkungen zu vermeiden. Bei Anwendung eines Brayton-Kreisprozesses muß zusätzlich eine Expansionsmaschine vorgesehen werden, deren Wirkungsgrad dann entscheidend ist. Die in einem solchen Kreisprozeß vom Verdichter geleistete Arbeit ist (T₃- T₂)

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mal (eine Wärmeinhaltseinheit von Gas), und dann hat eine in einem Wärmetauscher entnommene Wärmemenge denselben Wert (T_ minus T_?). Diese Wärmeinhaltseinheit von Gas wird im Verhältnis Vol₂/Vol = ^T2/^T3 ^{von Vol}3 ^{auf Vol}2 ^reduziert. Wenn das Volumen Vol_? auf atmosphärischen Druck, d.h. gleiches Druckverhältnis, zurück entspannt wird, kühlt es sich um fast denselben Temperaturunterschied (T„- T_) ab, das Volumen ist jedoch kleiner und folglich wird in der Maschine im Verhältnis Vol_/Vol₃ = Tp/T₃ weniger Arbeit geleistet als vom Verdichter. Wenn diese Arbeit zum Verdichter zurückgeleitet wird, ist die von außen zuzuführende Überschußarbeit 1-(T_O/T„) =

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(T₀- T„)/T_ oder die Umkehrung des theoretischen maximalen

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Leistungskoeffizienten COP. Dieser Leistungskoeffizient 10 setzt voraus, daß die Expansionsmaschine 90% der vom Verdichter verrichteten Arbeit leistet, und daher ist die im Kreislauf befindliche Leistung zehnmal größer als die von außen zugeführte Leistung, d.h. die Ausgleichsleistung = 10%.

Wenn daher sowohl die Kompressions- als auch die Expansionsmaschine je 5% ihrer Energie unausgenutzt lassen, d.h. je mit einem Wirkungsgrad von 95% arbeiten, dann muß dieser zusätzliche Energieverlust von außen ausgeglichen werden, wodurch sich die zuzuführende Energie verdoppelt. Folglich nimmt der Leistungskoeffizient vom theoretischen Maximalwert 10 'auf 5 ab, was einer Herabsetzung des Wirkungsgrades um den Faktor 2 entspricht, und zwar aus dem einfachen Grund, daß jede Maschine statt mit einem Wirkungsgrad 100% nur mit einem Wirkungsgrad von 95% arbeitet.

Aus dem Vorstehenden wird deutlich, wie empfindlich Wärmepumpen auf den Wirkungsgrad der Kompressions- und Expansionsmaschinen reagieren. Folglich besteht umso größerer Anlaß, nach dem Braytonverfahren arbeitende Pumpen mit dem höchstmöglichen Wirkungsgrad auszulegen.

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Zwar ist ein 10%iger Verlust bei einer Verbrennungskraftmaschine nicht so schwerwiegend, jedoch sind dann die Temperaturunterschiede sehr viel größer, so daß die Verringerung des Wirkungsgrades bei einer gegebenen Schnelle des turbulenten Wärmeaustausches bedeutend größer ist. Folglich ist der Wirkungsgradverlust groß genug, um als bedeutend bezeichnet zu werden.

Eine Klasse von mit Zwangsverdrängung arbeitenden Maschinen ist also erfindungsgemäß so ausgelegt, daß sich der Wärmestrom von und zum Arbeitsgas und von und zu dessen Begrenzungen genau kontrollieren läßt. Daraus ergibt sich eine größere Erhöhung des Wirkungsgrades solcher Maschinen. Das Kontrollverfahren besteht darin, eine turbulente Wärmeübertragung dadurch aufzuheben, daß eine ruhige beinahe-laminare Strömung insbesondere in einem stabilen Wirbel erzeugt wird, bei dem die Symmetrieverhältnisse des Einschlußvolumens ausgenutzt werden.

Damit eine extrem kleine Wärmeübertragung erreicht wird, ist es erforderlich, daß die erzeugten Turbulenzgeschwindigkeiten im Vergleich zur Verdrängungsgeschwindigkeit stets klein sind und daß die Gesamtverschiebung des mit einer Wand in Berührung stehenden Arbeitsgases einer Strecke entspricht, die im V^, Vergleich zu etwa 50 Kanalbreiten klein ist. Dies ist die Verschiebungsstrecke eines mit einer glatten Wand in Berührung stehenden Fluides bei einer großen Reynoldszahl, die zur Erzeugung einer vollständig turbulenten Strömung notwendig ist. Eine zweckdienliche Ausbildung der Ansaugöffnung und ein kleiner Verschiebeweg sichern eine beinahe-laminare Strömung. Diesen Richtlinien folgen die weiter oben angegebenen Ausführungsformen, nämlich (l) eine Gelenkschaufel-Kompressions- und Expansionsmaschine für eine Kraftfahrzeug-Wärmepumpe; (2) ein nach dem adiabaten Prinzip wirkender Luftverdichter; (3) ein Dieselmotor, bei dem die getrennten

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Funktionen (a) Vorverdichtung, (b) Nachverdichtung, Verbrennung und Vorentspannung und (c) Entspannung nach dem Ausstoß in drei getrennten Zylindern durchgeführt werden, und (4) Zwei- und Viertakt-Ottomotoren, vorzugsweise mit Kraftstoffeinspritzung.

Bei diesen Ausführungsformen kann der thermische Wirkungsgrad in einigen Fällen bis zu einem Faktor 2 besser sein als bei üblichen Ausführungsformen. Der Grund hierfür liegt darin, daß bisher die Wärmeübertragung von Gasen auf Wände nicht ausdrücklich als empfindlich für die Stärke der erzeugten Turbulenz behandelt wurde. In älteren Lehrbüchern, z.B. Ricardo (1954) und Taylor (1966), wird das turbulente Strömungsbild in Motoren bzw. Maschinen noch kaum in Betracht gezogen. Modelle und Messungen, die in jüngerer Zeit erstellt bzw. durchgeführt wurden, weisen die induzierten turbulenten Strömungsbilder eindeutig nach. Die Beziehung zwischen diesem Strömungsbild, dem Wärmeverlust, dem sich daraus ergebenden thermischen Wirkungsgrad und schließlich den notwendigen Korrekturmaßnahmen ist die Ausgangsbasis für die vorliegende Erfindung.

Aus dem Vorstehenden ergibt sich, daß die Erfindung mit ZwangsVerdrängung arbeitende Maschinen - Kompressions- und Expansionsmaschinen, Verbrennungsmotoren und Wärmepumpen schafft, bei denen die Gase in den Raum bzw. das Volumen, in dem die Zwangsverdrängung stattfindet, so eingeleitet werden, daß sie beinahe-laminar strömen, d.h. Restzirkulations- oder Wirbelgeschwindigkeiten aufweisen, die kleiner oder vergleichbar sind mit der Verdrängungsgeschwindigkeit der sich bewegenden Kammerbegrenzungen.

Mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigt:

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Fig. 1 eine Darstellung einer Wärmeübertragung an einer Grenze,

Fig. 2 ein Druck-Volumen-Diagramm für verschiedene thermische Kreisprozesse,

Fig. 3 einen Querschnitt durch das Ende einer Gelenkschaufel-Kompressions- und Expansionsmaschine,

Fig. 4 ein Diagramm des Temperaturabfalls des Gases in der Kompressions- und Expansionsmaschine gemäß Fig. 3,

Fig. 5 einen vereinfachten Schnitt durch eine nach dem

Braytonverfahren arbeitende Wärmepumpe mit den Gelenkschaufel-Maschinen gemäß Fig. 3,

Fig. 6 einen Längsschnitt durch einen Verdichter,

Fig. 7A eine geschnittene Draufsicht auf einen Ansaugkanal mit radialen Leitschaufeln, die jedoch nicht bevorzugt werden,

Fig. 7B eine geschnittene Draufsicht auf den Ansaugkanal des in Fig. 6 dargestellten Verdichters, bei dem Leitschaufeln schräg zur Radialen angeordnet sind und die angestrebte axiale Hauptwirbelströmung erzeugen, welche die Ausbildung eines kreisringförmigen Wirbels verhindert,

Fig. 8A, 8B und 8C Darstellungen des kreisringförmigen Wirbels, der im unteren Totpunkt, in der Mitte und im oberen Totpunkt des Hubes entsteht und fortdauert,

^. wenn ein Gas in eine Kolbenmaschine mit kleiner oder

ohne Geschwindigkeitskomponente in Umfangsrichtung angesaugt wird, wie z.B. im Falle von radialen Leitschaufeln ähnlich Fig. 7A,

Fig. 9A und 9B Darstellungen einer beim Druckabbau in einem Zylinder im Verlaufe der Ansaugung entstehenden und sich vergrößernden axialen Hauptwirbelströmung, wie. sie durch die schräg angeordneten Leitschaufeln gemäß Fig. 7B erzeugt wird,

Fig. 10 einen Längsschnitt durch einen Zweitakt-Dieselmotor gemäß der Erfindung,

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Fig. 11 eine vereinfachte Draufsicht des Dieselmotors gemäß Fig. 10 mit einer Darstellung des Gasströmungsweges,

Fig. 12 einen Querschnitt durch einen Teil des Kopfes eines Verbrennungszylinders, der anstelle des Kopfes .gemäß Fig. 10 verwendbar ist,

Fig. 13 den Teilquerschnitt 13-13 in Fig. 12 mit Blick in Pfeilrichtung,

Fig. 14 eine Darstellung des Arbeitsspiels des Dieselmotors gemäß Fig. 10 und.11,

Fig. 15 einen Querschnitt durch das Ende eines Viertakt-Ottomotors gemäß der Erfindung,

Fig. 16 den Querschnitt 16-16 in Fig. 15 durch den Ansaugkanal mit Blick von oben,

Fig. 17 einen Querschnitt durch das Ende eines Zweitakt-Ottomotors und

Fig. 18 den Querschnitt 18-18 in Fig. 17 durch den Ansaugkanal mit Blick von oben.

In Fig. 3 ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung in Form einer Gelenkschaufel-Luftpumpe oder -Expansionsmaschine dargestellt. Gelenkschaufel- bzw. Gelenkflügel-Luftpumpen werden in großem Umfange in Verbindung mit Kraftfahrzeug-Gasmotoren verwendet, um dem Abgasstrom verdichtete Luft zuzusetzen und den Anteil unverbrannter Gase herabzusetzen. Weil bei diesen Gelenkflügel-Kompressions- oder -Expansionsmaschinen die Flügel in Lagern auf einer Mittelwelle statt in einem Außenring, in dem die Reibung sehr viel größer ist, laufen, ist die Verwendung dieser Maschinen wegen der sehr niedrigen Reibung der beweglichen Teile in Wärmepumpen von besonderem Vorteil. Über Gelenkflügel-Pumpen für z.B. Kraftfahrzeuge zur Abgaskontrolle liegt ein beträchtlicher Umfang an Patentliteratur vor; jedoch sind diese älteren Patentschriften nicht auf den Wirkungsgrad adiabater Verdichtung gerichtet.

Gemäß Fig. 3 sind in einem Gehäuse 72, das Ein- und Auslaß-

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kammern 61 und 62 aufweist, mehrere Flügel 63, 64 und 65 durch eine sich drehende Trommel 67 um eine feststehende Achse 66 drehantreibbar. Die Flügel 63, 64 und 65 sind in Dichtungen 68, 69 und 70, die in der Trommel 67 angeordnet sind, radial verschiebbar und im Kompressionsbereich durch Spalte 71 gegen das konzentrische Gehäuse 72 und durch einen Steg 73 abgedichtet, der die Einlaßkammer 61 von der Auslaßkammer 62 trennt. Der Spalt 71 zwischen den Flügeln 63, 64 und 65 und dem Gehäuse 72 im Kompressionsbereich sowie zwischen der Trommel 67 und dem Steg 73 muß klein gehalten werden, um ein Durchtreten von Gasen zu verhindern. Er soll jedoch auch eine Berührung verhindern, weil die Flächen, um Reibung zu verhindern, nicht geschmiert werden, sondern blank bleiben. Bei den üblichen Ausführungsformen herkömmlicher Gelenkflügel-Kompressionsmaschinen ist die Konfiguration der Ein- und Auslaßkammern relativ willkürlich gewählt. Bei einer verhältnismäßig großen Kammer ist der zu- und ausströmende Luftstrom relativ stationär, verglichen mit der Bewegung der Flügel, die daher große turbulente Wirbel erzeugen. Diese Wirbel werden in der Einlaßkammer abgefangen, und die Zirkulation in der Verdichtungskammer ruft einen erhöhten Wärmeaustausch mit der Wand hervor. In der Druckkammer erzeugen die entsprechenden Wirbel Wärme- und Energieverlust.

Erfindungsgemäß sind bei der Ausführungsform gemäß Fig. 3 die Ein- und Auslaßkammern 61 und 62 so gestaltet und bemessen (Maße 74 und 75), daß die Strömungsgeschwindigkeit des Gases gerade an die Drehgeschwindigkeit der Trommel 67 angepaßt ist. Das Maß 74 für die Einlaßkammer 61 ist gleich dem mittleren Flügelüberstand im Verdichtungsvolumen bzw. -raum, so daß durch eine bestimmte Drehung der Trommel 67 und der Flügel 63, 64 und 65 Gas in der Einlaßkammer 61 mit derselben Geschwindigkeit, mit der sich die Trommel 67 dreht, verschoben bzw. verdrängt wird. Die Breite bzw. das Maß 75 für die Auslaßkammer 62 ist gleich dem Maß 74 für die Einlaß-

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kammer 61, dividiert durch das Verdichtungsverhältnis, das im vorliegenden Falle einer dreiflügligen Pumpe, wie nachstehend beschrieben, 1,336:1 beträgt.

Die Läuferflügel 63,64 und 65 sind in den Stellungen gezeichnet, in denen das Kompressionsvolumen hinter dem Flügel 65 beim öffnen des Spaltes 71 gerade an die Auslaßkammer 62 freigegeben wird. Bei der dreiflügligen Ausbildung schließen die Flügel zwischen sich einen Winkel von 120° ein. Eine Ausbildung mit zwei, vier, fünf etc. mit gleichem Zwischenabstand angeordneten Flügeln ist ohne weiteres möglich. Die Anzahl der Flügel ist für das Verdichtungsverhältnis bestimmend, welches das Verhältnis der zwischen der Flügelstellung I, in welcher die Verdichtung beginnt, und der 60° dahinterliegenden verdichteten Stellung II eingeschlossenen Volumen ist. Das sich für drei Flügel ergebende Verdichtungsverhältnis kommt dem optimalen Wert für Wärmepumpen nahe, weil es 1,336:1 beträgt, das Temperaturverhältnis 1,123:1 ist oderΔΤ = 37⁰C, und der ideale Leistungskoeffizient 8:1 beträgt. Wenn der Wirkungsgrad für den Verdichter und den Entspanner 95% ist, ist der Leistungskoeffizient in der Praxis 4.

Über den 60° betragenden Winkelabstand zwischen den Flügelstellungen I und II wird das Gas auf den Druck verdichtet, bei dem es freigegeben wird. Die mit strichpunktierten Linien gezeichnete Flügelstellung 76 entspricht der Phase, in welcher das Einlaßvolumen gerade geschlossen ist. Das in der Flügelstellung 76 mit jedem der Flügel 63,64 und 65 in Berührung stehende Gas wird schließlich unter Berührung mit der Außenwand in die Stellung 77 transportiert. In diesem Prozeß wird es durch Kompression erhitzt (bei umgekehrter Strömungsrichtung zur Entspannung gekühlt) und heizt dann die Wand auf. Im Idaalfalle jedoch kommen das Gas und die

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Wand in jeder Stellung innerhalb des Verdichtungsbereiches, wenn das Gas aus der Flügelstellung I in die Flügelstellung II verschoben wird, auf dieselbe Temperatur. Wenn daher in der Außenwand des Werkstoffes keine Wärmeleitung stattfindet, ist die Wärmeübertragung minimal. In diesem Falle ist es erfindungsgemäß von Vorteil, wenn die Außenwand aus einem Werkstoff mit genügend kleiner Wärmeleitfähigkeit, beispielsweise aus rostfreiem Stahl oder einem kunststoffbeschichteten Metall, und so dünn ist, daß sie die in der Wand des Gehäuses 72 rückwärtsgerichtete Wärmeleitung verringert. Die Trommel 67 und die Flügel 63,64 und 65 drehen . sich j'edoch aus einem heißen in einem kalten und dann wie

der in einen heißen Bereich und so fort. Die Wärmeübertragung vom und auf das Gas ist die weiter oben beschriebene Wärmediffusion in der Wärmeeindringtiefe. Wenn für eine beinahe-laminare Strömung gesorgt ist, ist der Diffisionskoeffizient für das Gas niedriger und der Temperaturabfall im Gas geschieht gemäß dem Diagramm in Fig.4.

Der Bereich I ist heiß und hat die über der Temperatur T₂ liegende Temperatur T₁ . Die mittlere Wandtemperatur T_ ist die Grenzschichttemperatur, wobei T₁ größer als T₃ und T₃ größer als T„ ist. Der durch Diffusion in die Wand bdingte Temperaturabfall (T₃ - T„) ist für die Eindringtiefe d~ an- ^- gegeben, die im Vergleich zu dem laminar strömenden Gas

klein ist, bei dem mit der Eindringtiefe d.. (T₁ - T₃) groß

ist. Jedoch ist die Dichte des Gases im Verhältnis von

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3 * 10 sehr viel kleiner als die Dichte der Wand; somit ist der Wärmeinhalt klein und im Vergleich mit dem in Fig.l dargestellten Fall ist die verlorengehende oder ausgetauschte Wärme klein, da bei dem zuletzt genannten Fall das Gas als turbulent angenommen und der Wärmestrom zur Grenze 3 als groß betrachtet worden war.

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Wärmepumpe

In Fig.5 ist eine nach dem Braytonverfahren arbeitende Wärmepumpe für Kühlanlagen dargestellt, bei welcher die mit laminarer Strömung arbeitenden Gelenkflügel-Kompressions- Luftpumpen gemäß Fig.3 verwendet sind. Gemäß Fig.5 verdichtet und erwärmt ein Verdichter 81 über einen Einlaß 83 einströmende Luft und gibt sie am Auslaß 8 4 ab.

Die heiße verdichtete Luft strömt in einen normalen Wärmetauscher 85 ein, wird gekühlt und strömt zu einem Entspanner 86 weiter, der ähnlich dem Verdichter 81, jedoch mit einem im Verhältnis (1-1/R ) =75% kleinerem Volumenstrom' ausgebildet ist. Die tatsächlichen Abmessungen sind um die Kubikwurzel oder 91% der idealen Verdichtergröße kleiner. Die Bezeichnung "ideal" wird hier benutzt, weil ein Teil des Wirkungsgradverlustes durch durchblasendes Gas oder Leckgas zustandekommt, so daß das tatsächliche Volumenstromverhältnis unter 75% liegt. Aus der Expansionsmaschine bzw. dem Entspanner 86 gelangt die nunmehr kalte Luft über den Auslaß 87 direkt zu dem zu kühlenden Raum, beispielsweise zum Fahrgastraum eines Kraftfahrzeuges.

Kolben-Luftverdichter mit Hülsenschieber

Es wurde weiter oben ausgeführt, daß die Verringerung des Wärmeaustausches zwischen Gas und Wänden bei einem normalen Luftverdichter gewöhnlich nicht sehr wichtig ist, weil die Verdichtungswärme gewöhnlich vor dem Verbraucher beseitigt, wird, wenngleich dies eine schlechte Ausnutzung darstellt. Dies setzt voraus, daß das Gas während der Verdichtung stets kühler bleibt, als es bei einer rein adiabaten Verdichtung der Fall wäre. Wenn, wie weiter oben erläutert und in Fig.2 dargestellt, die Verdichterzylinderwende und -zylinderköpfe nicht ordnungsgemäß gekühlt werden, kann das Gas während der Verdichtung im Durchschnitt heißer sein als .im adiabaten Fall und die zum Verdichten eines bestimmten Gasvolumens aufzuwendende Arbeit ist größer.

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Wenn die Zylinderwände und der Zylinderkopf ausreichend gekühlt sind, ist es möglich, die Kurve 2 gemäß Fig.2 nach unten genügend an die Kurve 5 anzunähern, daß T und P stets niedriger sind als bei adiabater Verdichtung (s.Kurve 1). Ähnliches geschieht bei einem Zwischenkühler, der zwischen den Stufen eines Industrie-Luftverdichters angeordnet ist. Hierzu sind zusätzliche Verdichter erforderlich, und dasselbe Argument gilt für jede Stufe. Es lohnt sich daher im allgemeinen, bei jedem Verdichter den Wärmeaustausch zwischen dem Gas und den Wänden herabzusetzen, es sei denn, daß die Zylinder besonders wirkungsvoll gekühlt werden. Dies entspricht in Fig.2 der isothermen Verdichtung gemäß der Kurve 5, die bei der Ausganstemperatur T₀ endet.

Es gehört zum Gegenstand der Erfindung, den Wärmeaustausch mit den Wänden von Kolbenverdichtern dadurch zu verringern, daß die einströmende Gasladung unter beinahe-laminaren Strömungsbedingungen eingeführt wird.

Um in einem Kolbenverdichter eine beinahe-laminare Strömung zu erzielen, wird die Fläche der Einlaßöffnungen nahezu gleich mit der Kolbenfläche und in bezug auf die Zylinderachse so symmetrisch wie möglich gemacht. Es ist unerwünscht, daß Wirbel erzeugt werden, die das Gas rasch von den Wänden zum Volumenzentrum, wieder zu den Wänden zurück und sofort drängen.

In diesem Zusammenhang bedeutet eine beinahe-laminare Strömung, daß nirgendwo im Zylinder die Gasströmungsgeschwin~ digektien beträchtlich größer als die Kolbengeschwxndigkeit sind. Innerhalb eines Hubes bewegt sich daher das Gas unter Berührung mit einer Wand nicht sehr viel weiter als um ungefähr eine Hublänge. Wenn die Wände glatt sind, bedeutet dies, daß der Reibungswärmeaustausch klein ist. Dagegen können die Gase, welche durch ein Auslaßventil"auströmen,

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eine beträchtlich höhere Geschwindigkeit als der Kolben aufweisen, und mit den Auslaßarmaturen zum Wärmeaustausch kommen, vorausgesetzt, daß diese Armaturen nicht über eine wärmeleitfähige Metalleitung Wärme abführen und dabei zu viel Wärme durch Leitung auf den übrigen Teil des Zylinders übertragen wird. Der Auspuffstrom hat überall die gleiche konstante Temperatur, so daß die Auslaßarmaturen ins Gleichgewicht kommen können. Dies bedeutet, daß die Gase in das Zylindervolumen mit beinahe-laminarer Strömung, d.h. mit niedriger Geschwindigkeit einströmen müssen, den Zylinder jedoch rascher und mit stärkerer Turbulenz verlassen können. Daher müssen die Saugöffnungen groß sein und mindestens die Hälfte der Kolbenfläche betragen, wogegen der Auspußauslaß kleiner sein kann.

Bei einem Luftverdichter mit luftbetätigten Platten- oder Federventilen o.dgl. für die Ansaugseite ist es nahezu unmöglich, eine laminare Strömung zu erzielen, weil das luftbetätigte Ventil nur dann geöffnet bleibt, wenn an ihm ständig ein Druckunterschied in Höhe eines größeren Bruchteils einer Atmosphäre besteht, der die Federspannung und Trägheit überwindet. Wenn das einströmende Gas die Engstelle der Ventillippe passiert, entspannt es und strömt in das Zylindervolumen mit einer Geschwindigkeit ein, die einem bedeutenden Bruchteil der Schallgeschwindigkeit, beispielsweise 0,5 bis 0,25 C , entspricht. Dies ist im allgemeinen das 20- bis 100-fache der maximalen Kolbengeschwindigkeit und gewährleistet somit während des Hubes eine große turbulenzbedingte Wärmeübertragung.

Diese große Wärmeübertragung läßt sich vermeiden, wenn das Gas in den Zylinder am Umfang der Zylinderwände durch eine großeflächige öffnung hindurch eingeführt wird, wie in Fig.8A und 8B für einen Luftverdichter mit am oberen Totpunkt des Hubes liegendem Einlaß dargestellt ist. Die Flä-

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ehe der öffnung am Zylinderumfang ist 2TRL, worin R der Zylinderradius und L die Länge der öffnung ist. Die Kolbenfläche ist "R². Die Länge der öffnung, die notwendig ist, damit sie gleich der Kolbenfläche wirkt, ist daher L=R/2. Da der Hub 2R beträgt, der Hub also gleich dem Durchmesser ist, kann die Länge der Einlaßöffnung ein kleiner Bruchteil (z.B. ein Viertel) der Hublänge sein, wobei es nicht nötig ist, daß die Kolbenringe die Einlaßöffnung überlappen. Das Strömungsbild für eine gerade, d.h. radial ausgerichtete Strömung ist in Fig.9A dargestellt.

v- Bei der in Fig.6 und 7B dargestellten Ausführungsform gleitet ein Kolben 91 im Innern eines Zylinders 92, der einen normalen Zylinderkopf 93 und ein Auslaßventil 94 aufweist, das normal, z.B. als Plattenventil, federbelastetes Ventil, Klappenventil etc., ausgebildet sein kann. Ein als Hülsenschieber ausgebildetes Einlaßventil 95 öffnet und schließt eine Einlaßöffnung 96, die sich über 360° rings um den Zylinder erstreckt und deren Höhe ungefähr die Hälfte des Kolbenradius beträgt.

Eine Maßnahme zur Betätigung des Hülsenschiebers 95 in phasenrichtiger Beziehung zum Kolben 91 besteht darin, den Hülsenschieber 95 in eine kleine Vertiefung 99 im Zylinderkopf 93 eindringen zu lassen, um Undichtigkeitsstellen abzudichten, durch welche verdichtetes Gas in eine Füllkammer 100 zurückströmen könnte. Die Füllkammer 100 transportiert das angesaugte Gas oder die angesaugte Luft zum Hülsenschieber 95. Am Einlaß zur Füllkammer 100 angeordnete Leitschaufeln 101 lenken das angesaugte Gas zur Einlaßöffnung 96. Das Einlaßventil bzw. der Hülsenschieber 95 läßt sich mittels einer Nocke 102 öffnen und schließen und ist durch einen Schwenkhebel 103 um einen kleinen Betrag drehbar. Die * wirkungsvolle Verwendung von Hülsenschiebern in Otto- und Dieselmotoren wurde von Ricardo (1954) beschrieben. Während

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des letzten Weltkrieges wurden in Großbritannien tausende von Flugzeugen mit Hülsenschieber-Ventilen hergestellt. Diese Ventile öffneten aufgrund sowohl ihrer Dreh- als auch Axialbewegung Ansaug- und Auspuffkanäle. Die mechanische Technologie für Hülsenschieber für Kolbenmaschinen existiert. Die entgegengesetzt gerichteten Ansaug- und Auspuff Öffnungen ließen jedoch eine beinahe-laminare Strömung nicht zu und verursachten etwa gleich starke Turbulenz wie das obengesteuerte Ventil, jedoch war das Ventil in hohem Maße betriebssicher. Durch die kleine Drehbewegung im oberen und unteren Totpunkt des Hubes wurde durch Ausschalten der Haftreibung die Reibung herabgesetzt.

Wenn die Leitschaufeln 101, die das einströmende Gas in die Füllkammer 100 und den Zylinder 92 leiten, gemäß Fig,7A radial angeordnet wären, hätte das einströmende Gas das Bestreben, einen kreisringförmigen Wirbel ähnlich einem großen Rauchring zu erzeugen (s.Fig.8A). Wenn die Fläche der Einlaßöffnung 96, wie empfohlen, gleich ist der Kolbenfläche, dann hat dieser Wirbelring ungefähr die Geschwindigkeit des Kolbens.

Vereinfachend kann angenommen werden, daß der Wirbel bei jedem halben Hub ungefähr eine Umdrehung oder bei Ansaugung und Verdichtung zwei volle Umdrehungen ausführt. Weil Gas mit einer hohen Reynoldszahl eine Strecke von ungefähr 50 bis 100 Durchmessern zurücklegen muß, damit es seine Wärme mit einer Wand austauschen kann, können vier Umdrehungen als ausreichend gering angesehen werden. Die Zusammehänge sind jedoch nicht ganz so einfach. Ein Wirbel ist ein Gewicht am Ende eines Fadens, der sich zusammenzieht, oder einem Eiskunstläufer ähnlich, der bei einer Pirouette die Arme an den Körper anlegt. Wenn der Wirbel während des Verdichtungshubes zusammengepreßt wird, dreht er sich rascher, vorausgesetzt daß die Reibung mit der Wand genügend klein

teilt.

IMACHGEKSOHT -3S- 56 526

ist. Die Reibung mit der Wand muß kleingehalten werden, wenn die Wärmeübertragung gering sein soll. Beide Forderungen gehen Hand in Hand. Wenn der radiale oder kreisringförmige Wirbel zusammengedrückt wird, nimmt seine Geschwindigkeit zu. Wenn beim eindimensionalen Zusammendrücken des Wirbels der Drehimpuls beibehalten wird, ergibt sich eine Erhöhung der Wirbelgeschwindigkeit nach folgender Beziehung:

1/2 ^v Wirbel ^{= v}o ^(So^/Smin⁾

worin S . die zusammengedrückte Hublänge und S die maximm ο

male Hublänge ist.

Wenn das Verdichtungsverhältnis S /S . groß ist, nimmt die Wirbelgeschwindigkeit beträchtlich zu. Wenn das Verdichtungsverhältnis so groß ist, daß S .■ kleiner als R ist, dann teilt sich der einzelne Wirbel in kleinere Wirbel auf, wie in Fig.8B und 8C dargestellt. Fig.8A zeigt den einzelnen großen, kreisringförmigen Wirbel im unteren Hubumkehrpunkt, Fig.8B in teilweise zusammengedrücktem Zustand und Fig.8C in völlig zusammengedrücktem Zustand. Gemäß Fig.8B hat sich der in Fig.8A dargestellte einzelne Wirbel in vier Wirbelringe und gemäß Fig.8C in acht Wirbelringe aufge-

Es sei nun ein Verdichtungsverhältnis von 4:1 angenommen, wie beispielsweise bei einem Industrie-Luftverdichter der Druckluft mit etwa 6,9 bar liefert. Die Wirbelgeschindigkeit wäre dann bei maximaler Kompression um das Doppelte erhöht und jeder kleine Wirbel hätte die Abmessung (Durchmesser) von r/4. Jeder Wirbel würde somit während 1/8 Hubperiode eine Umdrehung ausführen. Das Ergebnis wäre nahezu dasselbe wie bei Turbulenz, weil die Wirbel Zeit (Anzahl der Umdrehungen) hätten, zu zerbrechen. Folglich ergibt

j NACHGEREICHT

6 - 56 526

sich ein beträchtlicher Wärmestrom von den Wirbeln zur Wand, insbesondere zu den Kolbenboden und den Zylinderköpfen.

Es sei ferner darauf hingewiesen, daß, wenn das einströmende Gas von Anfang an turbulent gemacht wäre, mit anderen Worten, wenn statt eines einzelnen großen Wirbels eine größere Anzahl kleinerer regelloser Wirbel vorgesehen würden, die Turbulenz als solche zusammengedrückt wird und in ihrer Stärke wie ein dreidimensionales Gas zunimmt. (Der radiale Wirbel wirkt wie ein zweidimensionales Gas). Die Turbulenzgeschwindigkeit würde daher im Verhältnis (Volumen) ~ zunehmen, mit anderen Worten, die Energie

-2/3
ist proportional (Volumen) , wie im Falle eines Gases mit einem G-Wert von 5/3. Der Wärmeaustausch mit den Wänden des Zylinders und den Köpfen ist größer, weil diese turbulente Engergie mit der Verdichtung zunimmt.

Es gehört ferner zum Gegenstand der Erfindung, den durch Turbulenz ebenso wie durch den einzelnen großen radialen Wirbel herbeigeführten Wärmeaustausch bei Kolbenverdichtern und -motoren sowohl mittels laminarer Strömung als auch durch Erzeugen eines schwachen axialen Hauptwirbels zu verringern.

Die Darstellung hinsichtlich der Ausbildung eines kreisringförmigen Wirbels seiner Kompression, Verstärkung, Aufteilung und Beseitigung war theoretisch und im gewissen Sinne spekulativ, jedoch sind durch Messungen unter Verwendung von Dopplerlaser-Beobachtungsverfahren und Modellen mit finiten Elementen ausreichend Nachweise zur unterstützung dieser Darstellung erbracht worden. Das Zahlenmodell von Gosman, Johns and Watkins (1978) zeigt alle vier der vorstehend genannten Sequenzen mit besonderer Betonung des Maßstabes und der Wirbelviskosität. Durch Ausgehen von fini-

HS

- S7 - 56 526

ten Elementen wird die Berechnung auf einen finiten Maßstab verkürzt/ der größer ist als die erwartete laminare Grenzschicht, jedoch führt die sich ergebende Wirbelviskosität zu Wirbellebensdauern, die mit den beobachteten Werten übereinstimmen. Die Verstärkung des primären kreisringförmigen Wirbels mit der Kompression und sein Aufbrechen in isotrope Turbulenz wird ebenfalls vorausgesagt. Auch wird nachgewiesen, daß die Strömungsdynamik des Einlaßstromes die vollständige Ursache für die Turbulenz ist. Es ist besonders ermutigend, festzustellen, daß die im Versuch vorgenommenen Messungen der Zylinderströmung in situ völlig mit den Berechnungen anhand finiter Elemente übereinstimmen. Morse, Whitelaw, Yianneskis (1979) wandten ein Dopplerlaser-Gasströmungsmeßverfahren an, um die Strömungsbilder in motorbetriebenen Kolben-Zylinder-Einheiten aufzuzeichnen. Diese .von Morse, et al (1979, S'.215) beobachteten Strömungsbilder sind eine völlige Bestätigung der von Gosman et al (1978, S. 102) theoretisch ermittelten. Es läßt sich somit annehmen, daß diese Strömungen analytisch voraussagbar sind und daß außerdem die Mittel zu ihrer Stabilisierung bestimmbar sind. Dies ist der axiale Hauptwirbel mit beinahe-laminarer Strömung.

Axialer Hauptwirbel in Kolbenmaschinen

Wenn gemäß Fig.7B die Leitschaufeln 101 der Füllkammer 100, welche zur Einlaßöffnung 96 führen, in bezug auf die Radiale unter einem Winkel von ungefähr 60° bis 45° angeordnet sind, dann wird dem einströmenden Gas oder der einströmenden Luft eine zu den Zylinderwänden tangentiale Geschwindigkeitskomponente ebenso wie eine radiale erteilt und ein axialer Hauptwirbel erzeugt. Fig.9A zeigt eine Seitenansicht während des Einströmvorganges auf halber Hublänge und die Drehbewegung, die dem Gas im Zylinder 2 erteilt wurde. Fig.9B zeigt den Kolben im unteren Hubendpunkt und die Drehbewegung des Gases. Der axiale Hauptwirbel endet seine Geschwindigkeit nicht, wenn er axial zusammengedrückt oder

,'S.. j NACHGEREICHT

- ?6 - 56 526

vergrößert wird, weil sein Drehimpuls keine Änderung erfährt.

Wenn jedoch das am Radius eingeleitete Gas von nachdrückendem, später eingeführtem Gas zur Achse hin gedrängt wird, gelten die klassischen Wirbelbeziehungen auch für einen Rankine-Wirbel und der Wirbel kommt ins "Trudeln", d.h. seine Drehgeschwindigkeit ist nahe dem Mittelpunkt größer als am Umfang. Zur Aufrechterhaltung des Drehimpulses ist es erforderlich, daß die Tangentialgeschwindigkeit im Verhältnis V_tangential = V_Q (r_o/r), worin V_Q die Tangentialgeschwindigkeit an der äußeren Zylinderwand mit

dem Radius R und R irgend ein kleinerer Radius ist. Bei ο

einer normalen Öffnungsfläche gleich der Kolbenfläche und einem Leitschaufelwinkel von 45° ist die durchschnittliche Tangentialgeschwindigkeit gleich 1,5 V ^ . wobei V „,, die

IU el X Iu ciX

maximale Kolbengeschwindigkeit ist. Auf einem Radius R = R /2 ist die Drehgeschwindigkeit doppelt so groß wie die Umfangsgeschwindigkeit. Diese Geschwindigkeitszunahme bei der Annäherung des Gases an die Achse ist eine Art Zentrifugalsperre. Dies ist von den geostrophischen Strömungen der Atmosphäre her bekannt und ist der Grund dafür, weshalb Wirbel als solche stabile Strukturen erkannt werden. Wichtig dabei ist, daß ein verhältnismäßig schwacher Hauptwirbel die Ausbildung des kreisringförmigen Ringwirbels verhindert. Die Zentrifugalsperre verhindert Strömungen, durch die Fluidelemente in radialer Richtung gegeneinander ausgetauscht würden. Wenn das Gas durch gewisse Reibung mit der Wand etwas an Drehimpuls verliert, ist die Auswirkung der Zentripetalsperre auf es geringer (d.h. kleinerer Drehimpuls) und es kann sich daher leichter der Achse nähern. Jedoch wird diejenige radiale Bewegung zur Achse hin verhindert, die zur Ausbildung des kreisringförmigen Wirbels gemäß Fig.8A führt. Stattdessen kommt es zu einer höheren Drehzahl und zu größeren Drehgeschwindigkeiten nahe der

so

j NAOHeERElQHT

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Achse. Selbstverständlich entsteht an den Köpfen, wo die azimutale Geschwindigkeit am größen ist, zusätzliche Reibung, jedoch ist hier die Fläche viel kleiner und somit ist der Gesamtwärmeaustausch geringer. Beispielsweise beträgt in der Radiusmitte R = R /2, die Tangentialgeschwindigkeit

3 V , jedoch ist die Fläche 1/4 der Kopfflache, welche max

ihrerseits 1/12 der Gesamtfläche der Zylinderwände und -köpfe bei einer Hublänge gleich einem Durchmesser oder S = 2 R_n beträgt. In dem Bereich, in dem der axiale Hauptwirbel eine hohe Geschwindigkeit aufweist, besteht dann nur geringe Berührung mit den Wänden und daher kommt es dort zu einem sehr viel kleineren Wärmeverlust als entweder bei einer raschen isotropen homogenen Turbulenz oder bei der Anregung eines großen kreisringförmigen Wirbels. Es ist daher empfehlenswert, wenn das eine laminare Strömung bewirkende Einlaßventil Leitschaufeln mit solcher Schrägstellung aufweist, daß dem einströmenden Gas eine Drehbewegung derart erteilt wird, daß sich ein axialer Hauptwirbel bildet, um dem Wärmeverlust sowohl an die Zylinderwände als auch an den Kopf zu reduzieren.

Detaillierte Ausgestaltung einer axialen Ansaug- Hauptwirbelströmung

Es ist dargestellt worden, daß ein kreisringförmiger oder radialer Strömungswirbel im allgemeinen zum konvektiven Wärmetransport beiträgt und daher vermieden werden sollte. Die Hauptaufgabe des axialen Hauptwirbels besteht darin, eine radiale Bewegung in der Gasströmung zu unterdrücken. Es ist daher wünschenswert, daß das in den Zylinder einströmende Gas eine kleinstmögliche radiale Strömung aufweist. Deshalb ist die Ansaugöffnung mit einer größtmöglichen öffnungsweite ausgeführt, um die absolute Geschwindigkeit, unabhängig davon, ob sie radial oder tangential gerichtet ist, klein zu halten. Außerdem ist es von

" -- j NACHeEREICHTj

- 44J - 56 526

Vorteil, daß die Strömungsgeschwindigkeit in der Ansaugöffnung sowohl tangential als auch radial konstant ist. Bei Nichterfüllung dieser Forderung, beispielsweise wenn die radiale Strömungsgeschwindigkeit konstant gehalten ist, und die Tangentialgeschwindigkeit abnehmen kann, würde der sich im Zylinder ergebende axiale Gradient der Winkelgeschwindigkeit eine axiale Zirkulation und einen kreisringförmigen Wirbel erzeugen, was nicht wünschenswert ist.

Die Radialgeschwindigkeit ist bestimmt durch (Kolbengeschwindigkeit) χ (Kolbenfläche/Öffnungsfläche). Die Kolbenfläche steht fest. Dann ist Geschwindigkeit = Frequenz mal R sinO: (Die Projektion des Kurbelarms verändert das reine Sinusverhalten nur gerinfügig). Es soll sein (Kolbengeschwindigkeit/Öffnungsfläche) = konstant, oder Öffnungsfläche proportional .sine. Daraus ergibt sich die Ausgestaltung der Nocke für das öffnen und Schließen der kreisringförmigen Ansaugöffnung, mit anderen Worten, die Verstellung für das öffnen der Ansaugöffnung sollte etwa (DR) sinö, (DR = größte öffnungsweite der Ansaugöffnung). Die Konstanthaltung der Winkelgeschwindigkeit während der Ansaugung läßt sich auf verschiedene Weise erreichen.

1. Die Leitschaufeln, welche die Radialbewegung der'Ansaugluft erzeugen, können so angeordnet sein, daß sie trotz sich verändernder öffnungsweite der öffnung eine konstante Tangentialgeschwindigkeit zustande bringen.

2. Die Ansaugluft kann aus einem Füllraum angesaugt werden, in dem ein Sekundärwirbel besteht, der lange genug erhalten bleibt, damit der Drehimpuls des Ansauggases während jeder Ansaugperiode konstant bleibt.

Die an zweiter Stelle genannte Möglichkeit ist vermutlich einfacher zu verwirklichen, weil sich der Sekundärwirbel

si 1

NACHGEREtCHT

- in. - 56 526

bequem erzeugen läßt und in bezug auf das Kolbenarbeitsspiel eine lange Abklingzeit hat.

Beispiel einer reichlich bemessenen Ausgestaltung: Die Tan gentialgeschwindigkeit betrage " /2 mal die radiale Ansauggeschwindigkeit, und die radiale Ansauggeschwindigkeit sei die Kolbengeschwindigkeit. Die Hublänge wird mit dem doppelten Radius angenommen. Dann ist:

S = Hublänge = 2R.

V = Kolbengeschwindigkeit in Hubmitte, d.h.Maximalgeschwindigkeit (unter Vernachlässigung der Kurbelarm-Projektion).
t = Hubdauer = (2R/V )T/2 - ^ R/V.

Ir Ju f^/

t = Arbeitsspieldauer (2 Arbeitsspiele) = 2 η R/V .

V_ = angenommene Radialgeschwindigkeit der Ansaugluft = κ

V = Tangentialgeschwindigkeit bei Ansaugung

Die Zeit, welche die Ansaugluft für die Ausführung eines Umlaufes benötigt, ist
t_T = 2^R/V_T = 4R/V_p.

Die Anzahl der Umdrehungen der Luft während eines Arbeitsspiels ist

t_cy/t_T = (2/R/Vp) (4R/V_p) =772.

Daher sollte die weiter oben beschriebene zu erwartende Dämpfung, oder Bremsung des Wirbels f, = Anzahl Umdrehungen /50 = 3% betragen. Die Reibungshitzeübertragung sollte ungefähr dieselbe sein.

Wenn die die Ansaugöffnung umgebende Füllkammer in Längsund Axialrichtung das Maß R und den Radius 2R hat, dann ist

j nachgereiqht]

- 4-2 - . 56 526

die Tangentialgeschwindigkeit V_p«,,. am Füllkammerradius 2R :

V =1/2V ⁼{///4)V

Füllkammer T Ρ*

Die Zeit für eine Umdrehung wird

füllkammer ^{= 2} " füllkammer ^/VFüllkammer ^{16 R/V}p'

und die Anzahl-Umdrehungen in der Füllkammer je Hub

4- /j- - Ijf Iq"

^rcy'^Füllkammer " ' ^ö*

Dies bedeutet, daß der Wirbel von Hub zu Hub nicht im bedeutenden Maße abklingt, weil die Wirbelabklingzeit mit den Leitschaufein 5 bis 10 Umdrehungen umtragen kann.

Die Füllkammer füllt je Arbeitspiel ein Zylindervolumen von

S $ R² = 2^R³
auf und hat selbst ein Fassungsvermögen von R (4 If R²) =4 If-R.³.

Daher wird je Arbeitspiel die Hälfte des Füllkammervolumesn ausgewechselt und je Fülldauer führt der Wirbel in der Füllkammer /' /4 Umdrehungen aus. Dies ist auch ausreichend klein, um einen konstanten Drehimpuls oder eine vernachlässigbares Abklingen des Füllkammerwirbels sicherzustellen. Die Zuführung zum Füllkammerwirbel könnte eine oder mehrere tangentiale öffnungen von einer Fläche sein, die für die Anpassung an die mittlere Ansauggeschwindigkeit ausreichend ist. Der Füllkammerwirbel vergleichmäßigt die Ansauggeschwindigkeit, die mittlere Ansauggeschwindigkeit, d.h. die durchschnittliche Kolbengeschwindigkeit, ist = 2V ITf . Die Tangentialgeschwindigkeit des Füllkammerwirbels beträgt die halbe tangentiale Ansaugeschwindigkeit im Zylinder oder

^VFüllkammer ^{= V}T^{/2 = (} " ^{/4) V}p*

NAQHGEFtEtQHT j

- 4-3 - 56 526

Die Fläche der Füllkammer-Einlaßöffnung wird bestimmt nach der Beziehung

(Fläche Füllkammeröffnung) χ (Füllkammer-Tangentialgeschwindigkeit) = Kolbenfläche) χ (mittlere

Kolbengesschwindigkeit)
oder

Fläche Füllkammeröffnung = ^ ^R2V^v _Füllkammer

Weil der Querschnitt der Füllkammer R² ist, bedeutet dies, daß mehrere Öffnungen erforderlich sind. Eine möglicherweise annehmbare Ausgestaltung würde vier tangentiale Öffnungen mit der Breite R/ und der Länge R vorsehen.

Bei einem Versuch wurde ein handelsüblicher Luftteppich mit einem Hülsenschieberventil und einem Kopf aus durchsichtigem Kunststoff ausgestattet, um die Strömung durch Rauch sichtbar zu machen. Wenn die Leitschaufeln in der Einlaßöffnung der Füllkammer unter dem in der weiter oben angegebenen Analyse vorgeschriebenen Winkel angeordnet waren, konnte anhand von Filmaufnahmen der Gasbewegung der erwartete Wirbel festgestellt werden. Bei radialer Anordnung der Leitschaufeln entstand kein axialer Wirbel und es war im größeren Umfange regellose Bewegung - Turbulenz - festzustellen.

Betrieb des Kolbenverdichters mit Hülsenschieber

Im Ansaughub wird Luft durch die am Umfang schräggestellten Leitschaufeln 101 in den Zylinder 92 angesaugt, wobei die Leitschaufeln 101 gemäß Fig.6 und 7B bewirken, daß in der Füllkammer 100 ein axialer Hauptwirbel mit Strömung in Umfangsrichtung entsteht. Wenn aus dem Wirbel Luft über die Ansaugöffnung 96 in den Zylinder angesaugt wird, bildet sie im Zylinder 92 einen axialen Hauptwirbel mit beinae-lami-

NAQHQgREKDHT |

ss

- 44 - 56 526

narer Strömung. Die beinahe-laminare Strömung und die Stabilität dieser Wirbelströmung senkt während des restlichen Teils des Arbeitspiels die Warmeubrtragung von der Luft auf die Zylinderwände. Der Ansaug-Hülsenschieber 95 beginnt sich nach dem oberen Totpunkt zu öffnen und ist in der Mitte des Abwärtshubes voll geöffnet. Der beinahelaminare Ansaug-Hauptwirbel wird im Zylinder 122 während dieses Abwärts- oder Ansaug-Hubes erzeugt. Wenn sich der Kolben 91 dem unteren Hubumkehrpunkt nähert, schließt der Hülsenschieber 95 und hält dadurch eine konstante Ansauggeschwindigkeit aufrecht, wenn sich der Kolben 91 verlangsamt.

Im unteren Hubumkehrpunkt ist der Hülsenschieber 95 geschlossen, und die Verdichtung beginnt, wenn der Kolben im Zylinder seine Aufwärtsbewegung beginnt. Die Verdichtung des Gases setzt sich fort, bis der Gasdruck den Ausströmdruck übersteigt, und das Auslaßventil 94 öffnet sich, bis der Kolben 91 den oberen Totpunkt erreicht. Inzwischen beginnt der Hülsenschieber 95, sich nach unten zu bewegen. Die Ansaugöffnung 128 öffnet wenige Grad nach dem oberen Totpunkt, wenn sich die kleine Gasrestmenge im Freiraum oberhalb des oberen Hubendpunktes wieder auf den Ansaugdruck entspannt hat. Während des weiterne Abwärtshubes wird das Ansauggas durch die Ansaugöffnung im Hülsenschieber mnit seiner Wirbelbewegung aus der Füllkammer angesaugt. Dies ist der Beginn eines neuen Arbeitsspiels. Die verringerte Turbulenz der beinahe-laminaren Strömung und die Stabilität des axialen Hauptwirbels erzeugen gemeinsam eine stark verminderte Wärmeübertragung auf die Zylinderwände, den Zylinderkopf und die Kolbenkrone.

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Verbrennungsmotor

In typischen klassischen Lehrbüchern über Verbrennungsmotoren, wie zum Beispiel "The Internal Combustion Engine in Theory and Practice" von Charles F.Taylor (1966) oder "The Highspeed Internal Combustion Engine" von Sir Harry R,Ricardo (1953), finden sich keine Hinweise auf den weiter oben in Verbindung mit Wärmeeindringtiefen-Konzepten beschriebene kurzzeitige Wirkung des Wärmeaustauschs in der Wärmeeindringzone. Stattdessen werden für diesbezügliche Größen betriebsmäßige Durchschnittswerte verwendet und dieser größere Ineffizienzfaktor vernachlässigt. Die Beobachtung, daß die Gastemperatur bei Verdichtungsende nahe an der erwarteten adiabaten Temperatur liegt, genügt, um das Thema abzuschließen. Wie jedoch anhand Fig.2 und der sich daran anschließenden Beschreibung dargestellt worden ist, kann der Wärme- oder Energieverlust bei der Verdichtung groß sein, wenngleich dabei der Enddruck oder die Endtemperatur gelegentlich nicht sehr verschieden vom idealen adiabaten Fall ist. Folglich wird die Ursache für den Wärmeverlust aus dem Gas an die Wände im Rahmen der turbulenten Strömung behandelt. Es wird Turbulenz angenommen. Eine notwendige Voraussetzung für Turbulenz ist eine große Reynoldszahl, und diese Bedingung ist erfüllt.

Jedoch wird die Bedingung, daß Turbulenz den Querschnitt des Zylindervolumens gleichmäßig ausfüllen soll, nicht behandelt. Wenn die Fläche des Einlaßventiles so ausgelegt ist, daß das Gas mit einer im Vergleich zur Kolbengeschwindigkeit großen Geschwindigkeit einströmt, dann steht dem rasch strömenden Gas genügend Zeit zur Verfügung, um im Zylindervolumen eine isotrope, nahezu gleichmäßige Turbulenz zu erzeugen. Dies trifft gewöhnlich auch ein. Es ist hier jedoch dargestellt worden, daß das Gas mit sanfter, beinahe-laminarer Strömung angesaugt werden kann und daher

- #S - 56 526

die Turbulenz im großen Maße verringern kann. Außerdem kann erfindungsgemäß dem Gas eine Drehbewegung um die Achse erteilt werden, wodurch unerwünschte, einen Wärmeaustausch hervorrufende Wirbel unterdrückt werden. Andererseits wird in vielen Lehrbüchern und bei jüngeren Konstruktionen von Verbrennungsmotoren darauf hingewiesen, daß es für eine vollständigere Verbrennung von Vorteil ist, wenn stärkere Turbulenz, insbesondere durch "Quetschen" hervorgerufen wird. Die Vorstellung dabei ist, daß durch die Turbulenz die Vermischung von verbrannten und nicht verbrannten Gasen begünstigt und dadurch eine höhere Verbrennung gefördert wird. Dies steht im Widerspruch zu dem erfindungslgemäßen Ziel durch Verringern der Turbulenz die Wärmeübertragung herabzusetzen.

Es gibt zwei Arten von Verbrennungsmotoren mit Zwangsverdrängung. Beim Ottoverfahren wird vor der Ansaugung Kraftstoff mit der Luft vermischt und somit ist es erforderlich, daß Kraftstoff in der Nähe der kalten Wände eine turbulente Vermischung erfährt, um ihn zur heißeren, innenliegenden Verbrennungszone zu transportieren. Der zweite Verbrennungsmotortyp ist der Dieselmotor, bei dem der Kraftstoff in Form von Flüssigkeitstropfen eingespritzt wird, nachdem die Luft auf eine hohe Temperatur verdichtet worden ist. In diesem Falle hat der axiale Hauptwirbel einen besonderen Vorteil.

In einem Gaswirbel haben Feststoffpartikel oder Fltissigkeitstropfen von höherer Dichte das Bestreben, infolge der Zentrifugalwirkung nach außen zu wandern. Die Einspritzgeschwindigkeit von Teilchen von der Größe mehrerer Mikrometer, die für Kraftstoffeinspritzvorrichtungen typisch ist, ist, nachdem ein Zentimeter zurückgelegt worden ist und eine Abbremsung wirksam wird, mit den erwarteten Wirbelgeschwindigkeiten (mehrere 10³cm s~ ) bei Radien von

<V? j NACHeEi<£1CHT j

- 6ή - 56 526

R /2 bis R /4 vergleichbar. Wenn daher die Einspritzvorrichtung für den Dieselkraftstoff im Kopf zentral angeordnet ist und einen typischen radialen Tropfenschleier einspritzt, hat der axiale Hauptwirbel die ideale Eigenschaft, die Tropfen radial nach außen zu transportieren, bis sie verdampfen und verbrennen. Durch entsprechendes Einstlelen von Größe, Verteilung und Einspritzwinkel der Tropfen werden letztere automatisch in Bereiche transportiert, in denen sie am wirkungsvollsten verbrannt werden. Wenn sie in einer radialen Zone nicht verbrannt worden sind, werden sie durch Zentrifugalwirkung nach außen in Bereiche transportiert, in denen mehr Luft und weniger Kraftstoff vorhanden ist, wodurch die Verbrennung zunimmt. Ein weiterer vorteilhafter Effekt entsteht durch das Einspritzen des Kraftstoffes in der Nähe der Achse eines Wirbels. Der in der Nähe der Wirbelachse verbrannte Kraftstoff ist der heißeste Bereich, weil hier der Sauerstoff am vollständigsten verbraucht wird. Dieser Bereich ist jedoch gegen die Wände durch die äußeren Schichten des Wirbels abgeschirmt. Schließlich ist es bei einem Wirbel natürlich, daß er durch wärme so stabilisiert wird, daß der heiße Strömungsbereich auf der Innenseite stabil bleibt. (Die heiße Luft ist leichter und "fließt" zur Achse hin. Im Zentrifugalkraftfeld eines umlaufenden Wirbels ist die Achse der Schwerkraft"gipfel"). Durch diese Wirkung wird die Wandfläche, die mit den heißesten Gasen in Berührung steht, in hohem Maße verkleinert und folglich der Wärmestrom von den Verbrennungsgasen zu den Wänden verringert.

Es gehört daher zum Gegenstand der Erfindung, den Wärmefluß zwischen den Gasen und den Wänden während der Verdichtung und der Verbrennung sowohl bei Otto- als auch Dieselmotoren in großem Umfange zu verringern. Hinsichtlich des Dieselmotors ist die Erfindung weiterhin darauf gerichtet, die Verbrennung teilweise von den Zylinderwänden fernzuhalten, um

- 4β - 56 526

dadurch eine weitere Verringerung der Wärmeverluste und Emissionen herbeizuführen.

Wärmeverlust in einem Carnot-Kreisprozeß

Der theoretische maximale Wirkungsgrad eines Kompressionsmotors ist nach dem 2. Hauptsatz der Wärmelehre:

Eff = (T₂ - T₁ )/T_2#

worin T, die Anfangstemperatur des Gases und T₂ die Gastemperatur nach einer idealen atiabaten Verdichtung ist. Weil das Temperaturverhältnis

/ _ ρ (1-G)
2^/Tl " ^Rc

^T2^/Tl " ^Rc

beträgt der ideale Wirkungsgrad

τ * ^{1-^G>
¹ " ^R

worin R das Verdichtungsverhältnis und G das Verhältnis der spezifischen Wärmen, G = 1,4, ist.

Für einen üblichen Ottomotor mit einem Verdichtungsverhältnis 8:1 sollte sich somit ein Wirkungsgrad von 56% und für einen Dieselmotor mit dem doppelten Verdichtungsverhältnis 16:1 ein Wirkungsgrad von 67% ergeben. In der Praxis kann der Wirkungsgrad die Hälfte dieser WErte betragen.

Es ist bekannt (Taylor, 1968) , daß der Wärmeverlust an die Wände einen größeren Verlust, von etwa 30%, ist und der verbleibende Verlust wird (1) einem "zeitbedingten" Verlust (15%) zugeschrieben, der die Verzögerung bei der Verbrennung des Kraftstoffes in bezug auf die Dauer der

NAOHGEREICHT | 56 526

maximalen Verdichtung darstellt, und (2) der Reibung zwischen den sich bewegenden Teilen (5%). Der hier beschriebene Verlust an die Ranschichttiefe wird in der Motorliteratur nicht erwähnt. Die zeitabhängige Erhitzung der Wände ergibt bei der Mittelung den Wärmeverlust, der im Kühlwasser (oder in der Kühlluft) gemessen wird. Jedoch führt das Wärmeeindringtiefen-Phänomen auch zu einer Erhöhung der Temperatur der Abgase ü&er die Werte, die sich für einen idealen Kreisprozeß ergeben würden. Die Ursachen hierfür seien nachstehend erläutert.

Wärmeverlust in den Abgasen

Im allgemeinen werden bei versuchsweise durchgeführten Messungen an Motoren keine Vergleiche zwischen der Abgastemperatur und den erwarteten Werten durchgeführt, weil der Wärmeaustausch in den Abgasleitungen nicht bekannt ist. Es sei die Auswirkung eines idealisierten Kreisprozeßes mit Wärmeverlust in der Wärmeeindringzone bei ungünstigsten Bedingungen betrachtet. Die Umgebungsluft strömt mit einer Temperatur T₁ ein und wird adiabat auf T_ verdichtet. Durch Verbrennen von Kraftstoff wird Wärme zugeführt, so daß eine Temperatur T₃ erreicht wird und das heiße Gas wird adiabat auf T. entspannt. Für Druck, Volumen, Verdichtungsverhältnis, Temperatur und spezifische Wärme bestehen folgende Beziehungen:

= R_c

V^T1 - ^Rc

Die durch Verbrennen von Kraftstoff zugeführte Wärme H führt zu einer Temperatur T₃, so daß

" j ΝΑΟΗ<3ΕΚ£>ΟΜτ|

56 526

H = T -T
und der Spitzendruck

(T₃/T₂)

Das Expansionsverhältnis ist gewöhnlich das Kompressionsverhältnis R (ohne Abgasturbine), und somit besteht zwisehen der Abgastemperatür T. und der Spitzentemperatur T, die folgende Beziehung:

Verlust in der Wärmeeindringzone

Es sei angenommen, daß zum Zeitpunkt der Verbrennung ein Anteil von 40% der Wärme bei T- in der zylindrischen Kolbenwand gespeichert wird. Dann ist T- = 0,6 T_. Die neuen Werte für P und T sowie P¹ und T¹ werden O ~ IU,O X-/X^f r~,

und die Abgastemperatur wird zu
T₄ = 0,6 T₃ R_C ⁽¹"^G).

Es sei angenommen, daß von dem Wärmeverlust von 40% an die Wand die Hälfte bei der Ansaugung an das einströmende Gas zurückgegeben wird und die andere Hälfte an das Kühlwasser verloren geht, mit anderen Worten, die Wärmemenge (thermal wave) in der Wärmeeindringzone wird gleichmäßig auf die ein- und ausgehenden Wärmeströme aufgeteilt. Zugegebenermaßen findet ein Teil der Erhitzung des einströmenden Gases nach dem Beginn der Verdichtung statt und führt zu dem weiter oben beschriebenen mechanischen Verlust. Aus Gründen

"-·"-«- jnachqereioht] 56 526

der Vereinfachung wird jedoch angenommen, daß diese kleiner als die anfängliche Erhitzung vor dem Schließen des Einlaßventiles und dem Beginn des Kompressionshubes ist. Die Verdichtung beginnt dann unter den Bedingungen

T₁' = T₁ + 0,2T₃

P₁' = P₁,
und nach der Verdichtung werden die Bedingungen zu

T₂ ¹ = T₁ ¹ R_c ^(G~¹⁾

= (T₁ + 0,2 TJ R^ ^⁰"¹* .

Da dieselbe Kraftstoffmenge wie zuvor verbrannt wird, ist T₃ ¹ = T₂ ¹ + (T₃-T₂)

nnr! P ' = P iT ' /T ' \ i ZOZ

Auch hier kommt es zu einem Verlust von 40%, durch den nunmehr mehr Wärme an die Wand abgegeben wird, weil T₃ ¹ größer ist als T₃. Bei jedem nachfolgenden Arbeitsspiel ist T₃ ¹¹ größer als T-' und dieses größer als T- und so fort. Diese Sequenz ansteigender Temperatur muß durch Sekundäreffekte begrenzt werden.

Es seien typische Werte für einen Dieselmotor mit R =16 zu berechnen; T- = 2T₂; so daß die zugeführte Wärme H = T₂ ist. Dies entspricht einem Kraftstoffgemisch, das 26% des stöchiometisehen Verhältnisses entspricht. Dann ist:

^T2 " ^Tl ^Rc ^{G'^{1] = 3 T}l

T₁' + 0,2 _T₃ = T₁ + 0,4 T₂ = 2,2 Τ_χ,

NACHeEREICHT

56

so daß

Tl — O O rp

2 ~ ' 2
und

φ · — φ I j. φ ₌ "3 O φ

^Χ3 2 ^Χ2 ^J' ⁱ2 = 1,6 Τ3* Die Abgastemperatur wird dann zu

T₄ ¹ = 0,6 T₃ ¹ R_c ⁽¹~^G) = 0,96 T₄.

Dies ist der erwartete Wert der Abgastemperatur ohne den Wärmeverlust von 40%, jedoch wird weniger Arbeit geleistet. Mit andeten Worten, die Temperaturen nehmen im Verhältnis von 1,6 je Arbeitspiel zu, und der Spitzendruck

P₃' = (1,6/2,2) P₃ = 0,73 P₃

nimmt je Arbeitsspiel um 0,73 ab. Daher geht mehr Wärme verloren und es wird je Arbeitsspiel weniger Nutzarbeit geleistet, bis eine andere Begrenzungswirkung eintritt. Eine solche Wirkung ist, daß T„, die Temperatur des verdichteten Einlaßgases größer als 0,6 T₃ wird, d.h. die Temperatur des wandgekühlten Verbrennungsgases. In diesem Falle begrenzt der während des Verdichtungshubes eintretende Wärmeverlust den nachfolgenden Wärmeverlust des Verbrennunggases, weil die Wand bereits vorgewärmt ist. Wenn dann T, denselben Wert behält, zum Beispiel 1,6 T₃, und der Wärmeverlust an die Wärmeeindringzone sich auf 20% von T₃ ändert (weitere 20% gehen von T₂ verloren), dann erhöht sich die Abgastemperatur T₄ auf 1,2 T₄ und 20% der möglichen Nutzenergie gehen im Auspuff statt über das Kühlwasser verloren. Diese Beziehungen sind natürlich extrem kompliziert und um genaue Voraussagen machen zu können, wird eine sehr detaillierte rechnerische Analyse benötigt. Jedoch genügt die vorstehende Analyse, um anzugeben, wie diese Verluste auszugleichen sind. Die Richtung dieser Verluste erleichtert die Erkleinerung dafür, daß der

if

j NAOHeEREiCHT

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Wirkungsgrad des Dieselmotors nicht durch weiteres Erhöhen des Verdichtungsverhältnisses, z.B. von 16 auf 20, verbessert werden kann. Es wurde beobachtet (Taylor 1966), daß die Nutzarbeit oder der Wirkungsgrad in Abhängigkeit vom Verdichtungsverhältnis im Bereich über 16 konstant bleibt. Der Grund hierfür ist, daß mit der Zunahme des Verdichtungsverhältnisses der Wärmeverlust ansteigt, weil die Geometrie des Freivolumens bzw. -raumes am Hubende kleiner wird, so daß das Fläche-Volumen-Verhältnis größer wird und somit die Wärmeverluste zunehmen.

NACHGERÜCKT

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Gestaltung eines Dieselmotors

Für einen Dieselmotor wird eine Geometrie vorgeschlagen,

1. den Wärmeverlust an die Wände

2. den zeitlichen Verlust an Verdichtungsverhältnis während der Verbrennung und

3. die Masse der bewegten Teile

wesentlich vermindert. Die erfiridungsgemäße Geometrie verbindet die Konzepte einer beinahe-laminaren Strömung und getrennter Zylinder für die Aufladung, die Verbrennung und die Expansion nach dem Zweitaktprinzip.

Das gesamte Verdichtungsverhältnis wird mit 20:1 festgelegt. Der erste Aufladezylinder hat ein Volumenverhältnis von 5:1. Deshalb hat der Verbrennungszylinder ein Volumenverhältnis von 4:1, so daß das Nettoverdichtungsverhältnis 20:1 beträgt. Die erste Expansion im Verbrennungszylinder hat dasselbe Volumenverhältnis von 4:1. Wenn die Verbrennung zu einer Verdoppelung der Temperatur und somit des Druckes führt, dann muß der Expansionszylinder das Volumenverhältnis von

5 χ 2^1/g = 8,2:1

haben, so daß der Auspuffdruck bis zum Umgebungsdruck abgesenkt wird.

Die damit erreichten Vorteile sind:

1. Aufladezylinder und -kolben sind einem Druck ausgesetzt, der im Verhältnis 1/(2 χ 4^G) = 1/14 = 7 % geringer ist als der höchste Verbrennungsdruck. Aufladezylinder und -kolben können entsprechend leichter gestaltet werden mit einer kürzen Kolbenschürze, einem kürzeren Hub und größerem Durchmesser.

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2. Der Verbrennungszylinder hat bei gleicher Hublänge

—I /2
einen im Verhältnis 5 ' = 1/2, 24 = 45 % kleineren

Durchmesser; die Kolbenfläche ist um 1/5 kleiner. Folglieh ist die größte Kraft auf dem Kolben und Zylinderkopf im selben Verhältnis, d.h. um 1/5 kleiner als bei einem Zylinder einer üblichen Dieselmaschine gleicher Leistung und gleichen Hubes. Deshalb ist die Masse und Reibung im selben Verhältnis kleiner.

3. Das Verdichtungsverhältnis des Verbrennungszylinder ist nur 4:1; es wird ein langer Hub von 4 r, also dem

v,- 2fachen Durchmesser gewählt. Wenn die Länge der unteren

öffnung 0,5 r (2facher Hub) beträgt, dann ist der Kompressions- und Expansionshub 3,5mal so lang wie der Radius. Dementsprechend groß ist der an der Kurbelwelle gemessene Winkel, an dem der größte Druck auftritt. Die Verbrennung findet, wie beispielsweise angenommen werden kann, im Bereich der Verdichtungsverhältnisse 16:1 bis 2-0:1 bis 16:1 statt oder bei 67 % bis 70 % bis 67 % des idealen Wirkungsgrades. Dies entspricht einem Verdichtungsverhältnis im Verbrennungszylinder von 3,2 bis 4 bis 3,2. Der gesamte diesen Kolbenbewegungen entsprechende Kurbelwinkel beträgt 54° oder ungefähr 1/6 eines Umlaufs. Dies ist mehr als bei einem gleichwertigen Zweitakt-Dieselmotor mit einem einzigen Zylinder, bei dem R =16:1 bis 20:1 bis 16:1 24° entspricht, also einer um den Faktor 2,25 kürzeren Zeit. Somit ist durch die Erfindung der Druckverlust während der Verbrennungsdauer erheblich vermindert.

4. Im Verbrennungszylinder ist der vom zugehörigen Kolben begrenzte Raum während der Periode der größten Verdichtung und Verbrennung (16:1 bis 20:1 bis 16:1) ungefähr einen Radius lang. Dies ist der mittlere Zylinderkopfabstand während der Verbrennung bei einem Verdichtungsver-

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OT ■ cc troc

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hältnis von 3,5 und einem Hub, der 3,5mal so lang ist wie der Radius. Dementsprechend günstig ist das Verhältnis Oberfläche zu Volumen, so daß der Wärmeverlust an die Wände um den Faktor (l:r/z) = 5 vermindert wird im Vergleich mit dem bei Einzylindermaschinen üblichen Kopfabstand von 1/9 r bei einer Verdichtung von 20:1.

5. Der Expansionszylinder kann größer als der Aufladezylinder gemacht werden, so daß die Auspuffgase "überexpandieren" können, sich also richtig entspannen können, um die gesamte Nutzarbeit abzugeben. Die sogenannte Uberexpansion der Auspuffgase bedeutet, daß diese auf atmosphärischen Induktionsdruck entspannen. Normalerweise ist der Auspuffdruck 2 bis 2,5mal so groß wie der Induktionsdruck, wobei die im Gas enthaltene Energie entweder unzulänglich oder mit 50 % Wirkungsgrad in einem Abgasturbulator genutzt oder vollständig verschwendet wird. Der erfindungsgemäß getrennte Auspuffzylinder ermöglicht die richtige Überexpansion und die Vorteile einer geringeren Größe und eines geringeren Verdxchtungsverhältnisses des Verbrennungszylinders zu nutzen.

6. Schließlich läßt sich durch sorgfältige Gestaltung der Auspufföffnung der übliche große turbulente Wärmeaustausch mit den Wänden vermindern, indem ein beinahe-laminarer axialer Wirbel in jedem Zylinder erzeugt wird. Dies setzt voraus, daß der Transport der Gase aus jedem Raum quasi-statisch ist und daß infolgedessen der Druckverlust durch Ventile sehr klein ist.

Getrennte Zylinder für Aufladung, Verbrennung und Auspuff Wichtigster Zweck der Gestaltung mit drei getrennten Zylindern ist es, das Verdichtungsverhältnis des Verbrennungszylinders auf einen genügend kleinen Betrag zu begrenzen, damit der vom Kolben innerhalb des Zylinders be-

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grenzte Raum während der Verbrennung ungefähr ein "rechteckiger" Zylinder ist, d.h. die Länge dem Radius gleich ist, so daß der beinahe-laminare axiale Strömungswirbel die Wärmeabgabe an die Wände wirksam vermindern kann. Die Verminderung des Druckverlusts während der Verbrennungsdauer und die Verminderung der trägen Masse sind zusätzliche Vorteile. Andererseits kommt der Aufwand für zwei zusätzliche Zylinder und eine komplizierte Ventilanordnung hinzu. Der größte Anteil der Nutzarbeit wird im Auspuff zylinder gewonnen. Diese mechanische Energie ist größer als die im Verbrennungszylinder gewonnene, und zwar entsprechend den Temperaturverhältnissen (8,2) ^g~ ' bis (3,5) ^-¹J oder 2,32/1,65 - 1,41. Somit ist der Anteil der Wärmeverluste im Verbrennungszylinder im Vergleich zum Auspuffzylinder etwas vermindert. Infolgedessen wird der Verbrennungszylinder erfindungsgemäß so gestaltet, daß sich hinsichtlich laminarer Strömungsbedingungen gewisse Zugeständnisse ergeben.

Gestaltung des Verbrennungszylinders

Der ideale Verdichtungs- oder Entspannungszylinder mit laminarer Strömung ist oben beschrieben worden. Die Einlaßöffnung ist am oberen Ende der Zylinderwand, = r/2 lang und ermöglicht eine langsame laminare azimutale und radiale Strömung. Ein solches Ventil mit gleitender Wand wäre bei den extremen Temperaturen von 1.500⁰C und Drukken von 1.800 PSI der Verbrennung schwierig abzudichten und zu kühlen. Ricardo (1953) hat jedoch gezeigt, daß ein Zweitakt-Dieselmotor mit Gleitventil zufriedenstellend arbeiten kann; im vorliegenden Fall ist die Einlaßluft jedoch erheblich heißer (300⁰C). Außerdem wird das Spülen durch eine axiale Strömung vom Boden bis zum Kopf des Zylinders erheblich begünstigt. Erfindungsgemäß wird deshalb vorgeschlagen, daß der Verbrennungszylinder ähnlich dem Zylinder eines Zweitakt-Dieselmotors gestaltet wird,

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bei dem der Einlaß von aufgeladenem Gas (Verdichtung 5:1, Druck 10:1) durch übliche ringförmige öffnungen am unteren Totpunkt stattfindet. Diese öffnungen sind r/2 lang, ebenso wie die öffnung des Hülsenschiebers, der einen Einlaß über 83° zuläßt. Das Auspuffgas strömt durch ein axial zentriertes Ventil im Zylinderkopf ab.

Gestaltung des Auspuffzylinders

Da der Druck des den Verbrennungszylinder verlassenden Auspuffgases ungefähr doppelt so groß ist wie der Druck der Einlaßluft, muß ein Teil der Zeit für den Abwärtshub benutzt werden, um diesen höheren Druck auf den Betrag des aufgeladenen Einlaßdruckes abzusenken. Andererseits muß das Einlaßgas in den Verbrennungszylinder gelangen und das Auspuffgas ausspülen. Erfindungsgemäß wird dies mit beinahe-laminarer Strömung erreicht, indem dafür gesorgt wird, daß Einlaß- und Auslaßöffnungen gleichzeitig offen sind. Dadurch werden die Drucke einander angeglichen.

Da das Volumen sich in dieser Zeit wegen der Abwärtsbewegung des Auspuffkolbens verändert, expandieren die Ansaugluft und Auspuffgase während ihres Transports. Der Druckverlauf beginnt mit dem Auspuffdruck des Verbrennungshubes. Daher muß die Ansaugluft überverdichtet sein, über den mittleren Aufladedruck hinaus, wenn die Ansaugöffnung geöffnet wird. Das Gesamtvolumen an Gas im Verbrennungszylinder, vermehrt um das aufgeladene Speichervolumen, expandiert adiabatisch wenn der Auspuffkolben sich abwärts bewegt und das Auspuffgas durch eine frische Ladung Ansaugluft ersetzt wird, die wiederum während des Ansaugens bis herunter auf den konstruktiv bedingten Aufladedruck expandiert.

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Es werden zwei Methoden dieses Absenkens beschrieben. Die erste ist nicht durchführbar, weil die Zeit zu kurz ist. Da dieses Absenken eine adiabatische Expansion im Auspuff zylinder sein muß, bestimmt der Kurbelwinkel für den Auspuffzylinder für eine Druckexpansion des Auspuffs im Verhältnis 2:1 die Absenkungszeit. Diese Absenkungszeit ist diejenige, in welcher sich das Volumen des Auspuffzylinder s, ausgehend vom oberen Totpunkt auf (1/8,2) (1/2) = 0,0743 verändert. Wenn die Hublänge des Auspuffkolbens gleich derjenigen des Verbrennungszylinders ist, entspricht dies einem Kurbelwinkel von arc cos (1-2 (0,0743)) = 32°. Anschließend muß der Auspuffzylinder ein gleiches Volumen an Spülgasen bei konstantem Druck aufnehmen, d.h. beim Druck der aufgeladenen Einlaßluft, und dies während eines Winkels von arc cos (1-4 (0,0743)) = 45°. Der Zeitunterschied zwischen diesen beiden Winkeln beträgt 13°. Dies ist die Zeit, in der die aufgeladene Luft das Auspuffgas aus dem Verbrennungszylinder verdrängt. Diese Zeit ist zu kurz und wäre nur dann einzuhalten, wenn der Aufladezylinder seine gesamte Ladung bei konstantem Druck in weniger als der erforderlichen Verdrängungszeit abgeben könnte.

Um dieses Problem zu vermeiden, kann der Lader seine Luft bei zweifachem Einlaßdruck an ein Speichervolumen abgeben. In diesem Fall findet der zweifache Druckabfall während des Auspuffhubes im gesamten Volumen der Ladedruckspeicherkammer, des Verbrennungszylinders und dem anfänglichen Hub des AuspuffZylinders statt. Gleichzeitig gelangt eine volle Ladung aufgeladener Luft in den Verbrennungszylinder. Der Aufladezylinder füllt die Speicherkammer adiabatisch auf ihren ursprünglichen Druck in Höhe des zweifachen Einlaßdruckes nach. Das Speichervolumen beträgt dann:
(1/(2 ^gl)) = 1,56 χ Volumen des Verbrennungszylinders.

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Der Einlaß findet dann statt im Bereich eines Kurbelwinkels des Auspuffkolbens von

arc cos (1-2(1,56/R_{c Auspuff}) ) U/2) p^1/g = 40

Diese Zeit wird zweckmäßigerweise in die Mitte des Bereichs von 83° gelegt, in dem der Einlaß des Verbrennungszylinders offen ist, so daß die Einlaßöffnungen während der Druckabsenkung, des Einlasses und der Spülung beinahe vollständig (zu 88 %) geöffnet sind.

Als nächstes ist auf die Breite der Einlaßöffnungen des Verbrennungszylinders zu achten, damit sich eine geringe Strömungsgeschwindigkeit der Einlaßluft und ein entsprechend Wärmeverlust ergibt. Wenn eine anteilige Stegbreite der Einlaßöffnungen von 20 % angenommen wird, beträgt der wirksame Einlaßquerschnitt:

(1-0,2) (0,80) ((pi)r²) = 0,7 (pi)r².

Die mittlere Dichte des Einlaßgases ist ungefähr das .(1-1/2(1-2" ^g)) = 0,8fache seiner endgültigen Dichte und die wirksame Fläche beträgt annähernd 87 % der Fläche des Verbrennungskolbens. Die anteilige Einlaßzeit verglichen mit einem halben Hubzyklus ist

(2/(pi))(40/180); somit ist die radiale Geschwindigkeit am Einlaß:

(2/(pi))(l/wirksame Fläche)(180/40) = 3,3 χ Kolbengeschwindigkeit.

Erfindungsgemäß wird eine Azimutalgeschwindigkeit des axialen Wirbels gewählt, die das l,5fache der radialen

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Einlaßgeschwindigkeit beträgt. Dieses Verhältnis ergibt sich aus dem Winkel der als Leitschaufeln wirkenden Stege. In diesem Fall führt das Gas ungefähr vier Umdrehungen (Geschwindigkeit χ Hubzahl)/(Umfang) während der Kompression aus und etwa ebenso viele Umdrehungen während der Expansion. Der Wärmeaustausch beträgt dann 10 bis 15 %, vorausgesetzt, daß der Brennstoff innerhalb des Masseanteils von 25 % des axialen Wirbels verbrennt wird (bei 25 %iger stöchiometrischer Verbrennung).

Spülung

Die aufgeladene Einlaßluft ist wegen der Zentrifugalwirkung "schwer" im Verhältnis zu den Verbrennungsprodukten. Dies bedeutet, daß die Einlaßluft kühler ist und einen höheren Drehimpuls hat als das Auspuffgas. Sie ist kühler, weil sie noch nicht an der Verbrennung beteiligt war und sie hat einen höheren Drehimpuls, weil sie sich noch nicht solange in Berührung mit den Wänden gedreht hat. Deshalb ist sie bestrebt, als dünne Schicht an der äußeren Zylinderwand entlang einzuströmen und dabei die heißeren Auspuffgase auf einen kleineren Radius und somit zum Auslaßventil von halbem Radius zu drängen. Das innere Achtel der Kernmasse des Auspuffgases (1/4 Volumen, 1/2 der Dichte) neigt wegen des Impulses des eingespritzten Brennstoffs zu einer schwachen Turbulenz. Dies begünstigt die Vermischung mit dem eintretenden kühleren Einlaßgas und begünstigt das Ausspülen durch das Auspuffventil. Wenn der Rest an Auspuffgas sich als zu groß erweist, die Spülung also schwach ist, dann kann die Größe des Auspuffventils einfach auf 1/3 des Radius vermindert werden und dann bleiben etwa nur 5 % der Auspuffgasmasse zurück. Der axiale Wirbel bei einem Auspuffventil eignet sich somit in natürlicher Weise für eine wirksame Spülung. Ricardo hatte (1954) noch Schwierigkeiten mit der Spülung, als er einen Wirbel, also einen Drehimpuls, in

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den Einlaßgasen erzeugt hat. Dies lag daran, weil seine Auslaßöffnung ebenfalls an der äußeren Wand des Zylinders anstatt nahe seiner Achse war. Infolgedessen drängten die Einlaßgase die Auspuffgase in Richtung zur Achse, weg der am äußeren Umfang angeordneten Auslaßöffnung, und die Folge war eine schlechte Spülung.

Gestaltung eines Dieselmotors

Gemäß Fig. 10 werden drei Kolben - ein Aufladekolben 201, ein Verbrennungskolben 202 und ein Auspuffkolben 203 von einer Kurbelwelle 204 mit drei Kurbeln 205, 206 und 207 in je einem Zylinder 208 bzw. 209 bzw. 210 bewegt. Der Einlaß des Aufladezylinders 208 hat an der Zylinderwand ein Hülsenventil 211, das von Nocken 212 auf der Kurbelwelle 204 derart angetrieben wird, daß es eine ringförmige öffnung 213 öffnet und schließt. Diese öffnung 213 läßt Einlaßluft aus einer ringförmigen Füllkammer 214 mit Rotationsströmung einströmen, die von einem schnecken- oder spiralenförmigen Einlaßkanal mit Leitschaufeln 215 erzeugt wird. Die Rotation bewirkt gemäß Fig. 11 einen axialen Einlaßwirbel 216 im Aufladezylinder. Die große Fläche der Einlaßöffnung 213 und der axiale Wirbel·216 haben einen geringen Wärmeaustausch mit der Zylinderwand 208 zur Folge, so daß die Ladeluft adiabatisch verdichtet wird und den Zylinder in Richtung zu einem von einer Blattfeder gebildeten Auslaßventil 217 verläßt, welches halbkreisförmig im Zylinderkopf 218 angeordnet ist, so daß die Gase den Zylinder in axialer Wirbelströmung bei ungefähr halbem Radius und in der allgemeinen Richtung der Rotationsströmung verlassen. Die aufgeladene Luft wird 8,2fach auf ungefähr 280 PSI verdichtet und strömt in einen Kanal 219 zu einer Kammer 220, die ein Volumen an verdichteter (aufgeladener) Luft enthält, welches l,56mal so groß ist wie das Volumen des Verbrennungszylinders 209. Die Wände des Kanals 219 und

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die Kammer 220 sind isoliert oder haben eine keramische Auskleidung 221, um Wärmeverluste zu vermindern.

Im Betrieb ist der Druck dieser aufgeladenen Luft im Zylinder 208 und in der Speicherkammer 220 derselbe wie der ^f Druck im Verbrennungszylinder 209 gerade vor dem Entweichen des Auspuffgases und ist auch so groß wie der Druck im Auspuffzylinder 210 zur gleichen Zeit, so daß alle drei Drucke gleichgroß sind. Der Verbrennungskolben 202 gibt die untere öffnung 222 des Verbrennungszylinders gerade frei und das Auslaßventil 223 im Kopf 224 des Ver- ^.. brennungszylinders ist offen. Die Gase gelangen dann gemäß Fig. 11 von der Speicherkammer 220 in einen Füllraum 225 der Kompressionskammer, und zwar über einen Verbindungskanal 226 und bei annähernd konstantem Druck und adiabatisch, wobei nur eine sehr geringe Turbulenz entsteht. Wenn der Druck durch den Abwärtshub des Auspuffkolbens 203 im Auspuffzylinder 210 um den Faktor 2 von 280 PSI auf 140 PSI vermindert worden ist, ist der Verbrennungszylinder mit frischer aufgeladener Luft gefüllt und das Auslaßventil 223 schließt. Die aufgeladene Luft ist nun im Verbrennungszylinder 209 dadurch eingeschlossen, daß die oberen Ringe des Verbrennungskolbens 202 die Einlaßöffnung 222 abdecken. Die Einlaßöffnung 222 erstreckt sich über 360°, also über den vollen Umfang des Zylinders und hat zahlreiche Leitschaufeln, die um etwa 60° gegen die zugehörigen Radien des Zylinders geneigt sind, so daß das einströmende Gas die bevorzugte Wirbelbewegung ausführt. Das Druckverhältnis des aufgeladenen Gases beträgt 5:1; dies ist das Flächenverhältnis des Aufladezylinders 208 zum Verbrennungszylinder 209. Die weitere Verdichtung des aufgeladenen Gases im Verbrennungszylinder 209 beträgt 4:1 ehe Brennstoff eingespritzt wird und somit das gesamte Verdichtungsverhältnis 20:1 erreicht wird. Der Brennstoff wird in die Verbrennungs-

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kammer durch eine Einspritzdüse 228 üblicher Bauart eingespritzt; diese wird von einer ebenfalls üblichen Brennstoffpumpe beschickt, die von der Kurbelwelle 204 des Motors angetrieben wird.

Wenn der Brennstoff vom Injektor 228 gemäß Fig. 12 in Form feiner Tröpfchen 227 in den axialen Wirbel 229 längs dessen Achse eingesprüht wird, bilden die Tröpfchen einen Kegel, der auf den axialen Bereich beschränkt ist, bis die Tröpfchen durch Zentrifugalkräfte radial in Richtung zu den Zylinderwänden bewegt werden. Die Verbrennungsflamme des Brennstoffs bleibt im Bereich der Mitte des Wirbels und nur ünverbrannte Brennstofftröpfchen neigen dazu, radial in Vorverbrennungsbereiche auszubrechen, in denen Sauerstoff verfügbar ist. Infolgedessen schreitet die Verbrennung radial nach außen fort bis der Brennstoff verbrannt ist. Die heißen Verbrennungsprodukte bleiben dabei von der Zylinderwand 209 getrennt und nur der Kolben 202 und Zylinderkopf 223 sind auf einer begrenzten Fläche den heißen Gasen ausgesetzt. Es ist somit ein weiterer Vorteil der Erfindung, daß der Wirbel mit beinahelaminarer Strömung dazu benutzt wird, die Verbrennung auf den achsnahen zentralen Bereich des Zylinders zu begrenzen und den Wärmeübergang zwischen den Arbeitsgasen und den Wänden zu vermindern.

Das hülsenförmige Auslaßventil 223 ist von besonderer zylindrischer Gestalt, die in einer Ausführungsform in Fig. 10 und in einer anderen in Fig. 12 dargestellt ist. Gemäß Fig. 10 wird das Ventil 223 von einem Nocken 230 auf einer obenliegenden Nockenwelle 231 gesteuert und ist auf einem zentralen Zylinderkopfteil 232 geführt, der an der. Welle 231 aufgehängt und durch Kanäle 233 wassergekühlt ist, so daß die hohe Abgastemperatur von 1.100⁰C das Ventil nicht überhitzt. Die ringförmige öffnung von

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halbem Zylinderradius ermöglicht dem axialen Gaswirbel 227, die Kammer mit möglichst geringer Turbulenz durch einen Abgaskanal 234 zu verlassen. Dieser Kanal 234 ist mit einer keramischen Auskleidung oder anderen hitzebeständigen Isolation versehen, damit die Wärmeleitung gering gehalten wird. Der Abgaskanal 234 ist kurz bemessen und hat ein geringes Volumen in der Größenordnung von wönigen Prozent des Volumens des AuspuffZylinders 210; das einzige Ventil zwischen dem Verbrennungszylinder und dem Auspuffzylinder ist das Auslaßventil 223.

Die Auspuffgase gelangen aus dem Kanal 234 durch eine Einlaßöffnung 236 in den Auspuffzylinder 210 und haben dabei einen Winkel von etwa 60° gegenüber der Radialen, so daß ein axialer Wirbel 237 entsteht. Das Auslaßventil 223 schließt, wenn der Auspuffkolben 203 um 1/5 seines Hubes hinter dem oberen Totpunkt ist. Dies ist der Fall,-wenn das Auspuffgas einen Druckabfall von 280 PSI auf 140 PSI erlitten hat. Der Auspuffkolben bewegt sich in diesem Zeitpunkt mit 2/5 seiner größten Geschwindigkeit; dementsprechend ist die Fläche der Einlaßöffnung 236 so bemessen, daß sie 1/10 der Kolbenfläche beträgt und die Geschwindigkeit des einströmenden Gases das 4fache der größten Kolbengeschwindigkeit beträgt. Wenn die axiale Länge der Öffnungen r/5 beträgt, muß die Länge im Bereich des Azimut pi/2 oder 1/4 Umdrehung betragen, damit die Fläche der Öffnung 1/10 der Kolbenfläche beträgt.

Der Auspuffkolben 203 läßt die Auspuffgase sich in einem gesamten Volumenverhältnis von 8,2:1 sich entspannen, wodurch der Druck am Ende des Hubes auf Atmosphärendruck absinkt. Es ist ein Auspuffventil 238 von gleicher Gestaltung wie das Auslaßventil 224 des Verbrennungszylinders 209 vorgesehen. Das Auspuffventil 238 wird von einem Nocken 239 auf der Nockenwelle 231 gesteuert, ebenso wie

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das Auslaßventil des Verbrennungszylinders. Das Auspuffventil 238 bleibt geöffnet, bis der Auspuffkolben 203 kurz vor seinem oberen Totpunkt angelangt ist. Der Voreilwinkel der Auspufföffnung ist so gewählt, daß die eingeschlossenen Gase im Verbrennungszylinder 209 bis zum Druck von 280 PSI verdichtet werden, ehe die Einlaßöffnungen 222 und die Auslaßöffnung 224 geöffnet werden. Die Auspuffgase strömen über eine Spirale 241 und eine Auspuff öffnung 242 ab.

Gemäß Fig. 12 kann ein Kopfabschnitt 250 der Verbrennungskammer - und ebenso der Auspuffkammer - innerhalb eines Hülsenventils 252 durch Laschen 254 gehalten sein, die sich durch Schlitze 256 im Ventil nach außen erstrekken, und das Ventil kann von einem Schwenkarm 258 über einen Ventilkopf 280 auf dem Ventil betätigt werden.

Die Zeitdiagramme in Fig. 14 zeigen die gegenseitige zeitliche Abstimmung der Kolben und Ventile. Beginnt man mit dem oberen Totpunkt des Aufladeventils 201, so eilt das Einlaßventil 211 um 90° voran und öffnet gerade. Der Verbrennungskolben 202 ist gerade bei 180°, wenn das Auslaßventil 224 des Verbrennungszylinders öffnet und der Verbrennungskolben 202 die unten angeordneten Einlaßöffnungen 222 freigibt. Der Auspuffkolben 203 ist ebenfalls in seinem oberen Totpunkt. Später, bei 82°, schließen die unteren öffnungen 222 des Verbrennungszylinders und bei 180° schließt die Einlaßöffnung 213 des Aufladezylinders. Es findet dann sowohl im Aufladezylinder 208 wie im Verbrennungszylinder 209 eine Verdichtung statt. Bei ungefähr 20° vor dem oberen Totpunkt des Verbrennungszylinders 202 beginnt die Brennstoffeinspritzung, womit der Verbrennungsvorgang beginnt, an den sich die Expansion anschließt.

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Ottomotoren

Wie oben beschrieben, wird ein (mit Benzin und einem Vergaser betriebener) Ottomotor üblicherweise so gestaltet, daß möglichst große Turbulenzen entstehen. Wenn der Kolbenkopf eine Vorkammer von kleinerem Durchmesser hat und * infolgedessen der Abstand zwischen dem äußeren Rand des

Kolbens und dem Zylinderkopf klein ist, werden die Gase in die Vorkammer hineingezwängt. Dabei entsteht am Ende des Kolbenhubes eine Turbulenz, die - wie oben beschrieben - bewirken soll, daß das Brennstoff-Luftgemisch in Berührung mit den Wänden stetig mit dem heißeren Gas im

v^ inneren Bereich gemischt wird, so daß sich eine vollstän

digere Verbrennung ergibt und weniger unverbrannte, luftverschmutzende Rückstände übrig bleiben. Die Turbulenz erzeugt jedoch Wärmeverluste.

Im Vorstehenden ist schon ein Dieselmotor besprochen worden, in dem der Brennstoff längs der Achse eines laminaren Wirbels eingeleitet wird, wodurch der Brennstoff von den Wänden getrennt gehalten und ein höherer Verbrennungswirkungsgrad erzielt wird. Der Dieselbrennstoff wird spät eingespritzt, so wie er für die Verbrennung benötigt wird. Bei einem Ottomotor können Brennstoff und Luft vorgemischt werden; in diesem Fall ist immer ein Brennstoff-^Vw Luftgemisch in Berührung mit den Wänden; im Gegensatz da

zu ermöglichen Motoren mit Brennstoffeinspritzung eine "geschichtete Aufladung". Wenn der Brennstoff längs der Achse des laminaren Wirbels vor dem oberen Totpunkt eingespritzt wird, dann vermischt sich der Brennstoff mit der Luft nur bis zu einem vorbestimmten Radius, der sich aus der Tröpfengröße, der Wirbelgeschwindigkeit und der Verdampfungsgeschwindigkeit ergibt. Die daraus folgende Schichtung genügt dann, um das Brennstoff-Luftgemisch daran zu hindern, die äußeren Wände zu erreichen. In diesem Fall ist wenig oder gar kein Brennstoff-Luftgemisch

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in Berührung mit den Wänden und es ist keine Turbulenz erforderlich, um eine vollständige Verbrennung zu erzielen. Eine gewisse Verwirbelung wird jedoch gelegentlich durch die Form der im Zylinderkopf angeordneten Ventile hervorgerufen, so daß in Ottomotoren mit Brennstoffeinspritzung ein axialer Wirbel entsteht; die Einlaßgeschwindigkeit ist jedoch infolge beschränkter Einlaßquerschnitte so hoch und die üngleichformigkeit so groß, daß die resultierende Strömung, obwohl sie einen Wirbel bildet, Brennstoff und Luft bis hin zu den äußeren Wänden gründlich vermischt und eine Turbulenz erforderlich ist, um die Verbrennung zu vollenden.

Im Gegensatz dazu wird erfindungsgemäß eine Brennstoffeinspritzung in den beinahe-laminaren Wirbel vorgeschlagen, womit erreicht wird, daß sehr wenig Brennstoff die Luft erreicht, welche die kalten Umfangswände berührt. Deshalb schreitet die Verbindung längs des brennstoffreichen inneren Kerns des Wirbels fort. Das Brennstoff-Luftgemisch im Bereich des Zylinderkopfes und des Kolbenkopfes in der Mitte des Wirbels berührt Flächen, die heiß bleiben, da sie nicht von Schmieröl gekühlt werden. In einem Viertakt-Ottomotor mit Brennstoffeinspritzung und einem laminaren axialen Wirbel ist somit zwar ein gewisser Verlust durch Wärmeübertragung zu erwarten, wegen des laminaren axialen Wirbels ist der Wärmeverlust jedoch geringer und die Unvollständigkeit der Verbrennung sowie . die sich daraus ergebende Luftverschmutzung werden vermindert.

Es findet ein üblicher Viertaktzyklus statt und dabei finden Verdichtung und Verbrennung in demselben Zylinder statt, im Gegensatz zu dem oben beschriebenen Dieselmotor mit drei Zylindern. Das geringere Verdichtungsverhältnis

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(z.B. 8:1) des Ottoverfahrens macht dieses Erfordernis entbehrlich.

Ein höherer Wirkungsgrad läßt sich mit einem Auflader erzielen, da das letztendlich verdichtete Volumen günstiger (größerer Kopfabstand) und dem Aufladeverhältnis proportional ist. Auch ohne Aufladung vermindert jedoch der laminare axiale Wirbel und die dadurch von den Umfangswänden fern gehaltene Verbrennung die Wärmeverluste beträchtlich.

Viertakt-Ottomotor

Gemäß Fig. 15 und 16 wird ein Kolben 301 in einem Zylinder 302 von einer Kurbelwelle nach dem Viertaktprinzip über einen Kurbelarm 303 und einen Kolbenbolzen 304 angetrieben. Der Kolben 301 ist im oberen Totpunkt dargestellt, wenn gerade die Verbrennung stattfindet, wobei ein Abstand 305 zwischen dem glatten Kolbenkopf und dem Zylinderkopf 306 besteht. Der Kopfabstand 305 beträgt R/4 (R = der Kolbenradius), so daß bei einer typischen Hublänge, die mit dem Kolbendurchmesser 2R übereinstimmt, der Kopfabstand 305 von R/4 dem typischen Verdichtungsverhältnis 8:1 eines Ottomotors entspricht. Das verdichtete Volumen wird von "einem Hülsenventil 305 begrenzt, das in Ausnehmungen im Zylinder und im Zylinderkopf 306 geführt ist. Diese Ausnehmungen stellen sich gemäß Ricardo (1953) selbsttätig derart ein, daß das Hülsenventil 307 sich ausdehnt, bis eine vollständige Gleitberührung mit der Außenwand stattfindet, die dann die Wärme abführt und die Ausdehnung begrenzt. Das Hülsenventil 307 erstreckt sich über den Kolben 301 hinaus in einen Totraum 310 in der Zylinderwand. Dieser Totraum 310 kann Null sein und somit als Ventilsitz wirken, kann aber auch größer bemessen sein, so daß die eingeschlossenen Gase keine Quetschbewegung ausführen. Das Hülsenventil 307 ist

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von einer Feder in Öffnungsrichtung belastet und wird von zwei Nocken 311 betätigt; es kann auch wie in Fig. 13 von Schwenkarmen betätigt werden. Der Kopfteil 312 innerhalb des Ventils ist an der Nockenwelle aufgehängt, kann aber auch so aufgehängt sein wie in Fig. 13.

Im oberen Totpunkt, zu Beginn des Einlaßhubes, ist das Hülsenventil 307 zurückgezogen, so daß es eine Öffnungsfläche 314 zu einer Füllkammer 315 hin freigibt, um Luft in einem axialen Wirbel einzulassen. Dieser Wirbel wird vom Impuls der einströmenden Luft erzeugt, die von Leitschaufeln 316 in spiralenförmigen Einlassen 312 geführt wird.

Der Zylinderkopf 306 enthält einen Brennstoffinjektor 317, eine Zündkerze '318 und ein Auspuffventil 319. Der Brennstoffinjektor 317 ist insgesamt von üblicher Bauart, ist jedoch axial angeordnet, so daß der Brennstoff axial symmetrisch eingesprüht wird und eine wirbeiförmig geschichtete Charge entsteht. Die Zündkerze 13 hat eine Funkenfläche, die mit der Innenfläche des Zylinderkopfes 306 bündig ist, so daß die Rotationsströmung sowenig wie möglich gestört wird. Solche Zündkerzen sind bei Flugzeugen üblich. In entsprechander Weise muß die Unterseite des Auspuffventils 319 glatt sein, so daß aie die Wirbelströmung nicht stört. Das Auslaßventil 319 wird von einem Nocken 321 gesteuert.

Fig. 16 zeigt den Kolben 301, den Zylinderkopf 306 und die Füllkammern 315 in Form zweier Spiralen oder Schnekken. Die Leitschaufeln 316 bewirken einen Einlaßwirbel 324 und einen inneren axialen Wirbel 325. Die Einlaßfläche der Spiralen an den Leitschaufeln 316 beträgt 1/3 der Kolbenflächß, so daß die Geschwindigkeit des. Einlaßwirbela am kleineren Radius dos Kolbens etwa 4mal so groß

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NACHGEREICHT

-^t- 56 526

ist wie die Kolbengeschwindigkeit. Infolgedessen ist die radiale Einlaßgeschwindigkeit vom zweifachen Betrag der Kolbengeschwindigkeit noch um etwa die Hälfte kleiner als die Geschwindigkeit des axialen Wirbels, so daß dieser die Strömung beherrscht und die Entstehung eines ringförmigen oder radialen Wirbels verhindert.

Das Zeitdiagramm stimmt mit demjenigen jedes Viertaktmotors überein und ist wegen dessen allgemeiner Bekanntheit nicht dargestellt. Der einzige kleine Unterschied besteht in der Form des Nockens zum öffnen und Schließen des Einlaßventils 307. Die Fläche der Einlaßöffnung wird vom Öffnungsgrad des Hülsenventils bestimmt. Diese Fläche soll der Kolbengeschwindigkeit proportional sein, so daß das Verhältnis radialer zu azimutaler Einlaßgeschwindigkeit während des Einströmens konstant bleibt.

Deshalb sollte die Ventilöffnung dem Sinus des Kurbelwinkels proportional sein. Dies ist die am einfachsten herstellbare Nockenform, nämlich einfach ein exzentrischer Kreis. Auf diese Weise bleiben sowohl der Winkelimpuls wie der radiale Impuls des axialen Wirbels während des Ansaughubes konstant und infolgedessen ist die meridiona-Ie oder radiale Strömung minimal. Dadurch werden Wärme-Verluste möglichst gering gehalten.

Zweitakt-Ottomotor

Um die Beschreibung der Anwendung des Prinzips der verminderten Turbulenz oder der beinahe-laminaren Strömung zugunsten eines verbesserten Wirkungsgrades von adiabatischen Maschinen mit Zwangsverdrängung zu vervollständigen, wird auch ein Ottomotor mit beinahe-laminarer axialer Wirbeleinlaßströmung und glatten Wänden des Zylinderund Kolbenkopfes beschrieben.

NACHQEREICHT

- « - 56 526

Gemäß Fig. 17 wird ein Kolben 401 in einem Zylinder 402 von einer Kurbelwelle in einem Zweitaktzyklus über einen Kurbelarm 403 und Kolbenbolzen 404 angetrieben. Der Kolben 401 ist in einer Stellung abgebildet, in der er Stege 405 einer am Boden angeordneten Einlaßöffnung nahezu abdeckt, nachdem Luft in einem axialen Wirbel 406 eingelassen worden ist. Um etwa 10 bis 60° später wird Brennstoff von einem Injektor 407 eingespritzt, wobei er einen zentrifugalen Sprühnebel bildet und wie oben beschrieben verdampft. Das Brennstoff-Luftgemisch wird dann von einer bündig angeordneten Zündkerze 409 entzündet und später, nach der Expansion, aber vor der Freigabe der unteren Öffnungen wird das Auspuffventil 408 geöffnet. Nockenwelle, Nocken und Schwenkarme sowie die Brennstoffeinspritzpumpe sind von bei solchen Motoren üblicher Bauart. Die Stege 405 der Einlaßöffnung und die Spirale 411, welcher der Einlaßluft die Wirbelbewegung erteilt, sind ähnlich wie bei dem Viertaktmotor und sind in Fig. 18 dargestellt. Die in die Spirale 411 gelangende Luft kann aus dem Kurbelgehäuse angesaugt oder zur Erzielung eines höheren Wirkungsgrades von einem getrennten Auflader geliefert werden. Die Einlaßströmung sollte sich jedenfalls auf die vollen 360° des Zylinderumfangs erstrecken und der Druckverlust an der Einlaßöffnung sollte klein gehalten werden, damit die Geschwindigkeit der einströmenden Luft in der oben beschriebenen Weise an die Kolbengeschwindigkeit angepaßt ist.

Claims (1)

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   PATENTANWÄLTE. *.,· .;, .Γ.

   WUESTHOFF-v. PECHMANN-BEHRENS-GOETZ »«-""ufkeda ™est„off ι

   DIPL.-ING. GERHARD PULS (19J2-I971)

   EUROPEAN PATENT ATTORNEYS dipl.-chem. dr. ε. preiherr von pechmann

   DR.-ING. DIETER BEHRENS

   DIPL.-ING.; DIPL.-WIRTSCH.-ING. RUPERT GOETZ

   lA-56 526

   Colgate Thermodynamics Co D-8000 MÜNCHEN 90

   SCHWEIGERSTRASSE 2

   telefon: (089) 66 20 51 telegramm! protectpatent

   TELEX: 524070

   14.September 1982

   Patentansprüche :

   l.J Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Sasvolumens durch Zwangsverdrängung, gekennzeichnet

   durch Mittel, die eine Kammer von veränderbarem Volumen zum Durchführen einer solchen Verkleinerung oder Vergrößerung bilden, und

   wenigstens einen Einlaßkanal der an einer Einlaßöffnung

   (96) zur Kammer mündet und das Gas in die Kammer leitet, wobei der Einlaßkanal so gestaltet und bemessen ist, daß er das Gas mit einer beinahe-laminaren Strömung in die Kammer einleitet, wodurch ein Wärmestrom zu und von den die Kammer begrenzenden Wänden beträchtlich herabgesetzt wird.

   2. Vorrichtung nach Anspruch 1,
   dadurch gekennzeichnet , daß die Kammer von veränderbarem Volumen durch einen in einem Zylinder (92) beweglichen Kolben (91) begrenzt ist, und daß die Fläche des Einlaßkanals etwa halb so groß oder gleichgroß wie die Fläche des Kolbens (91) ist.

   3. Vorrichtung nach Anspruch 2,
   dadurch gekennzeichnet ,

   NAOHGEREIOHTJ

   daß sich der Einlaßkanal als Füllkammer (100) über 360° rings um das obere Ende des Zylinders (92) erstreckt und ein Hülsenschieber-Ventil (95) über der Einlaßöffnung (96) zwischen Schließ- und Offenstellungen bewegbar ist.

   4. Vorrichtung nach Anspruch 3,
   dadurch gekennzeichnet , daß die Füllkammer (100) das Gas an die Kammer mit einer zum Zylinder (92) tangentialen Geschwindigkeitskompente abzugeben vermag, um dadurch eine axiale Hauptwirbelströmung zu erzeugen und die Ausbildung eines radialen Wirbels und eines damit einhergehenden Wärmeaustausches zu verhindern.

   5. Vorrichtung nach Anspruch 4 in Form eines Ottomotores, gekennzeichnet

   durch Mittel zum Einleiten von Kraftstoff in den Zylinder (92) entlang ungefähr der Zylinderachse, wodurch wenigstens ein Teil des Kraftstoffes und der Verbrennung in einen Bereich im Abstand von den Zylinderwänden gelegt wird, wogegen die Verbrennung dadurch gefördert wird, daß nicht verbrannte Kraftstofftropfen unter Ausnutzung der Zentrifugalkraft von der Achse nach außen transportiert werden, wo sauerstoffreichere Luft zum Inganghalten der Verbrennung des Kraftstoffes zur Verfügung steht.

   6. Vorrichtung nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet , daß mit dem Kolben eine Kurbelwelle verbunden ist, die den Kolben im Zylinder bewegt, und daß das Hülsenschieber-Ventil über Mittel (Nocken 212) mit der Kurbelwelle (204) verbunden ist, wodurch es in zeitlicher Beziehung zur Hin- und Herbewegung des Kolbens antreibbar ist.

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   32340S1

   NACHIGSREIOHT {

   7. Vorrichtung nach Anspruch 6,
   dadurch gekennzeichnet , daß zur Kupplung eine obenliegende Nockenwelle gehört.

   8. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Gasvolumens durch Zwangsverdrängung in Form eines Zweitakt-Dieselmotors,

   gekennzeichnet

   durch eine Lader-Kolben-Zylindereinheit (201,208) zum Vorverdichten eines Gases, eine Verbrennungs-Kolben-Zylindereinheit (202,209), welche das Gas aus dem Lader-Zylinder (208) aufnimmt und die Verbrennung desselben durchführt, und eine Ausstoß-Kolben-Zylindereinheit (203,210), welche die Abgase aus dem Verbrennungs-Zylinder (209) aufnimmt, wobei das Verdichtungsverhältnis in Lader-Zylinder (208) größer ist als das Verdichtungsverhältnis des Verbrennungszylinders (209) und zwischen etwa 3:1 und etwa 8:1 beträgt, das Verdichtungsverhältnis im Verbrennungszylinder (209) zwischen etwa 3:1 und etwa 4:1 bei einem Gesamtverdichtungsverhältnis zwischen etwa 16:1 und etwa 20:1 beträgt und der Ausstoß-Zylinder (210) ein Volumenvergrößerungsverhältnis zwischen etwa 6:1 und etwa 9:1 aufweist, um die Auspuffgase auf ungefähr atmosphärischen Druck zu entspannen.

   9. Vorrichtung nach Anspruch 8,
   dadurch gekennzeichnet , daß der Lader-Zylinder (208) eine Einlaßöffnung (213) aufweist, die sich über 360° um das obere Ende erstreckt, ein Hülsenschieber-Ventil (211), welches über der Einlaßöffnung (213) verstellbar ist und eine Füllkammer (214), welche der Einlaßöffnung (213) ein Gas mit einer in Umfangsrichtung verlaufenden Geschwindigkeitskomponente zuzufügen vermag, um im Lader-Zylinder (208) einen axialen Hauptwirbel und eine beinahe-laminare Strömung zu erzeugen.

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   10. Vorrichtung nach Anspruch 9,
   gekennzeichnet

   durch isolierte Druckleitungen und eine isolierte Speicherkammer zum Speichern der vorverdichteten erhitzten Luft für eine nachfolgende quasi-statische Verschiebung und ein Durchspülen des Verbrennungszylinders (209) , wobei das Volumen der Speicherkammer zwischen etwa dem 1- und etwa dem 6-fachen des Verdrängungsvolumens des Verbrennungs-Zylinders (209) beträgt.

   11. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Verbrennungs-Zylinder (209) im unteren Teil des Hubes eine Einlaßöffnung (222) aufweist, die mit dem Lader-Zylinder (208) über Spiralen in Verbindung steht, die im Verbrennungs-Zylinder (209) einen axialen Hauptwirbel zu erzeugen vermögen.

   12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 8 bsi 11, dadurch gekennzeichnet ,

   daß der Radius und der Hub des Verbrennungs-Zylinders (209) ungefähr gleich sind, so daß das freie Volumen der Verbrennungskammer während der Verbrennung groß ist, um da-V^ durch Wärmeverluste zu verringern.

   13. Vorrichtung nach Anspruch 12,
   dadurch gekennzeichnet, daß der Kopf des Verbrennungs-Zylinders (209) zumindest annähernd glatt ist, im Verbrennungs-Zylinder (209) ein Auslaßventil im wesentlichen gleichachsig mit der Zylinderachse angeordnet ist und daß Mittel (Kraftstoff-Einspritzvorrichtung (228) zum Einspritzen von Kraftstoff im wesentlichen entlang der Zylinderachse vorhanden sind, wodurch die axiale Hauptwirbelströmung zumindest annähernd ungestört bleibt und die -Verbrennung dadurch gefordert wird,

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   daß unter Ausnutzung der Zentrifugalkraft Kraftstofftropfen in Bereiche transportiert werden, in denen der Luftsauerstoff nicht völlig aufgebraucht ist.

   14. Vorrichtung nach Anspruch 12,
   dadurch gekennzeichnet , daß der Kopf des Verbrennungs-Zylinders zumindest annähernd glatt ist, Mittel zum Einspritzen von Kraftstoff im wesentlichen entlang der Achse des Verbrennungs-Zylinders vorhanden ist und ein aus dem Verbrennungs-Zylinder herausführendes Ausgangsventil im Kopf ungefähr in der Mitte zwischen der Achse und der Wand des Zylinders und dadurch an einer Stelle angeordnet ist, an der es eine vollständigere Spülung ermöglicht.

   15. Vorrichtung nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Auslaßventil eine zylindrische Hülse aufweist, die an gekühlten Führungsflächen im Kopf des Verbrennungs-Zylinders entlanggleitet und dadurch zum Kühlen des Ventils für eine große Wärmeübertragung zu sorgen.

   16. Vorrichtung nach Anspruch 8,
   dadurch gekennzeichnet , daß der Verbrennungs-Zylinder (209) und der Ausstoß-Zylinder (210) durch einen Auspuffkanal (234) miteinander verbunden sind, der wärmeisoliert und glattwandig ist, und eine Spirale die Abgase aus dem Verbrennungs-Zylinder (209) derart zum Ausstoß-Expansions-Zylinder (210) zu leiten vermag, daß im Ausstoß-Zylinder (210) eine axiale beinahelaminare Wirbelströmung erzeugt wird.

   17. Vorrichtung nach Anspruch 16,
   dadurch gekennzeichnet,

   daß der Austoßzylinder (210) eine kreisringförmige Auslaßöffnung aufweist, die ungefähr in der Mitte des Zylinderradius angeordnet ist und deren Breite etwa gleich der Hälfte dem halben Zylinderradius ist.

   18. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Gasvolumesn durch Zwangsverdrängung in Form eines Viertakt-Ottomotors,

   dadurch gekennzeichnet, daß der Zylinder eine Einlaßöffnung aufweist, die sich über den ganzen Umfang des oberen Abschnittes des Zylinders erstreckt und deren Höhe nicht mehr als etwa den halben Zylinderradius beträgt und ungefähr gleich ist der Hublänge dividiert durch das Verdichtungsverhältnis und daß über der Einlaßöffnung ein Hülsenschieber-Ventil in Offen- und Schließ Stellungen verstellbar ist.

   19. Vorrichtung nach Anspruch 18,
   gekennzeichnet

   durch einen Kanal, welcher, der Einlaßöffnung Luft mit einer in Umfangsrichtung verlaufenden Geschwindigkeitskomponente zuzuführen vermag, die etwa das 1- bis 2-fache der radialen Ansauggeschwindigkeit beträgt, um im Zylinder einen axialen Hauptwirbel zu erzeugen.

   20. Vorrichtung nach Anspruch 19,
   gekennzeichnet

   durch Mittel zum Einspritzen von Kraftstoff in den Verbrennungs-Zylinder in der Nähe dessen Achse, um dadurch eine schichtenweise Ladung herzustellen, um sowohl den Wirbelstrom als auch den Anteil an Verunreinigungen in den mit den Zylinderwänden in Berührung stehenden kühleren nicht verbrannten Gasen zu verringern.

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   21. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß in der Nähe der Kraftstoffeinspritzstelle eine Zündkerze (318) mit Elektrodenflächen angeordnet ist, die mit der Kopffläche ungefähr flächengleich sind, um dadurch die Oberflächenreibung zwischen dem axialen Hauptwirbel und der Kopffläche zu verringern.

   22. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 18 bis 20, dadurch gekennzeichnet , daß ein Auslaßventil (319) zum Verbrennungsraum hin eine glatte und mit der Kopffläche ungefähr flächengleiche Fläche aufweist, um die Reibung mit dem Gasstrom im Zylinder (302) so gering wie möglich zu halten, und ungefähr in der Mitte des Radius angeordnet ist, um das Ausströmen der Abgase zu vereinfachen.

   23. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Gasvolumens durch Zwangsverdrängung in Form eines Zweitakt-Ottomotors,

   gekennzeichnet

   durch eine sich über 360° erstreckende Ansaugöffnung, deren Höhe gleich etwa dem halben Zylinderradius ist und die im unteren Umkehrpunkt des Kolbenhubes in der Nähe des oberen Abschnittes des Kolbens (401) angeordnet ist, und durch eine Füllkammeröffnung an der Ansaugöffnung, die unter einem Winkel von etwa 45° bis etwa 60° gegen die radial angeordnete Leitschaufeln aufweist, um in Ansaug- und Spülluft, welche im unteren Umkehrpunkt des Kolbenhubes eingeleitet wird, die Ausbildung einer beinahe-laminaren axialen Wirbelströmung anzuregen.

   24. Vorrichtung nach Anspruch 23,
   gekennzeichnet

   durch einen Lader zum Vorverdichten der über die Ansaugöffnung an den Zylinder abgegebenen Ansaug- und Spülluft.

   25. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 23 oder 24, dadurch gekennzeichnet , daß die Füllkammer und die Ansaugöffnung so bemessen und gestaltet sind, daß sie die Ansaug- und Spülluft mit einer in ümfangsrichtung verlaufenden Geschwindigkeitskomponente einleiten, die etwa das 1- bis 2-fache der radialen Geschwindigkeitskomponente beträgt.

   26. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 23 oder 24,

   gekennzeichnet

   durch im Zylinderkopf angeordnete Mittel zum Einspritzen von Kraftstoff in den Zylinder an einer in der Nähe der Achse des axialen Hauptwirbels gelegen Stelle, dadurch eine schichtenweise Ladung herzustellen, in welcher wenig Kraftstoff die mit den Zylinderwänden in Berührung stehenden kühleren Gase erreicht.

   27. Vorrichtung nach Anspruch 26,
   dadurch gekennzeichnet , daß im Zylinderkopf in der Nähe der Kraftstoffeinspritzvorrichtung eine Zündkerze (409) angeordnet ist, die mit der Kopffläche ungefähr flächengleiche Elektrodenflächen aufweist, um den Grad der Störung der axialen Hauptwirbelströmung herabzusetzen und einen ungehinderten Abgasstrom zu ermöglichen.

   28. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößen eines Gasvolumens durch Zwangsverdrängung in Form eines Gasverdichters für die Abgabe von zumindest annähernd adibat verdichteter Luft oder Gas,

   gekennzeichnet

   durch eine Kolben-Zylinder-Einheit, eine sich über 360° um das obere Zylinderende erstreckende Einlaßöffnung, ein Hülsenschieber-Ventil, das über der Einlaßöffnung verstellbar ist, Mittel zum Zuführen von Luft zur Einlaßöffnung mit einer in Umfangsrichtung des Zylinders verlaufenden beträchtlichen Geschwindigkeitskomponente, um durch Anregen der Ausbildung einer beinahe-laminaren axialen Hauptwirbelströmung der angesaugten Luft oder des angesaugten Gases den Wärmestrom zwischen der Luft oder dem Gas und den Zylinderwänden so klein wie möglich zu halten, wenigstens ein im Zylinderkopf angeordnetes Plattenventil zum Ableiten des Gases oder der Luft in der Richtung der Hauptwirbelströmung, und durch einen im Kopf angeordneten isolierten Druckkanal für verdichtete Luft oder verdichtetes Gas.

   29. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Gasvolumens durch Zwangsverdrängung in Form einer Gelenk-Flügelmaschine für die nahezu vollkommen adiabate Verdichtung oder Entspannung eines Gases,
   gekennzeichnet

   durch ein Gehäuse (72) , einen Läufer mit Gelenkflügeln (63,64,65), einen Ansaugkanal, der zu einem vom Läufer und dem Gehäuse (72) gebildeten Kompressions-Expansions-Bereich der Maschine führt, und einen aus dem Kompressions-Expanskons-Bereich herausführenden Auslaßkanal, wobei beide Kanäle über ihre Länge von solchen Querschnittsflächen sind, daß in ihnen eine beinahe-laminare Strömung mit einer an die Geschwindigkeit der Läuferflügel (63,64,65) im wesentlichen angepaßten Geschwindigkeit erhalten bleibt, dadurch den Wärmestrom zwischen dem Gas und dem Läufer, den Flügeln (63,64,65) und den Gehäusewänden der Maschine zu verringern.

   30. Vorrichtung nach Anspruch 29,
   dadurch gekennzeichnet,

   daß die mit dem Gas in Berührung stehenden Gehäusewände aus einem Werkstoff mit kleiner Wärmeleitfähigkeit sind, um dadurch den Wärmestrom in den Wänden zu verringern und die Wärmebrücke der Wände so klein wie möglich zu halten.

   31. Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Gasvolumens durch Zwangsverdrängung in Form einer nach dem Braytonverfahren arbeitenden Wärmepumpe, bei der der Verdichter und der Entspanner Gelenkflügel-Maschinen nach Anspruch 29 oder Anspruch 30 sind.

   32. Vorrichtung nach Anspruch 31,
   dadurch gekennzeichnet , daß sie Mittel, einschließlich einer isolierten Wellenkupplung und einer Gehäuseisolation, zur Wärmeisolierung des Verdichters und des Entspanners aufweist, um die Wärmebrücke zwischen dem Verdichter und dem Entspanner so klein wie möglich zu halten.