DE3234051A1 - Nach dem adiabaten prinzip wirkende mit zwangsverdraengung arbeitende maschine - Google Patents
Nach dem adiabaten prinzip wirkende mit zwangsverdraengung arbeitende maschineInfo
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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
-Λ2 - 56 526
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.
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.
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
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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/Cv ) t J1/2,
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
V^ eindringtiefe zwischen 3-10 cm bei einem Kunststoff mit
—3 —3 —1
K = 10 cal cm grd bei der höchsten Geschwindigkeit und
K = 10 cal cm grd bei der höchsten Geschwindigkeit und
_2
3· 10 cm bei einem Metall und einem großen langsamen Kolben.
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
32340S1
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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/Cv) t J1/2.
Der Abstand d ist das Zentroid der Eindringtiefe der Wärmewelle. Die drei mit d., , do und dQ bezeichneten Kurven, die
J-C. O
Temperaturprofile der Zeiten t . to bzw. to darstellen, wo-
JL c. ό
bei t, to t„ mit charakteristischen Wärmeeindringtiefen cL
J- C- O J.
kleiner als do und do 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
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.
-47 - 56
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
-/9 - 56
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 To/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-
ίΝΑΟΗΘΕΗΕΙΟΗΤ]
56
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 TQ,
dem konstanten Druck PQ 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 + Tn)/TQ · 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
- 44 - 56
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.
,eof u Q ι
56 526
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
„Aw κ ·*
j NACHCEF TJCl
56 526
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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JtH
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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IS
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
ψ-th V T W t
56
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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- VT - 56 526
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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- 20 - 56
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-
56 526
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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naghgeke-ioht
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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)
/23
56 526
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 Vol3 auf Vol2 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-(TO/T„) =
ti. O
(T0- T„)/T_ oder die Umkehrung des theoretischen maximalen
O C. O
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
/25
56 526
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:
56
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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27 - 56 526
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-
A» W T V S^ f
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56 526
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-
/29
56 526
. NACHeERElCHT
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
ν ** *-» τ w ν/ ι
M i NACHGEREIOHT
-W- 56 526
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
-4
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.
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.
"·"· 3234Q51
". r ι— : -ι
..".:.. NACHeEREiQHT j
56 526
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.
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.
- >i - 56 526
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,
' l
- 3-2" - 56 526
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-
«V
··-"·** --'- -J« *..*.:.. jnachgeresoht]
- 33 - 56 526
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
VS "
.56 526
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 = vo (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.
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.
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 Vtangential = VQ (ro/r), worin VQ 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
56 526
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 Rn 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.
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
tT = 2^R/VT = 4R/Vp.
tT = 2^R/VT = 4R/Vp.
Die Anzahl der Umdrehungen der Luft während eines Arbeitsspiels ist
tcy/tT = (2/R/Vp) (4R/Vp) =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 Vp«,,. am Füllkammerradius
2R :
V =1/2V ={///4)V
Füllkammer T Ρ*
Die Zeit für eine Umdrehung wird
füllkammer = 2 " füllkammer /VFüllkammer 16 R/Vp'
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.
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 = VT/2 = ( " /4) Vp*
- 4-3 - 56 526
Die Fläche der Füllkammer-Einlaßöffnung wird bestimmt nach
der Beziehung
(Fläche Füllkammeröffnung) χ (Füllkammer-Tangentialgeschwindigkeit)
= Kolbenfläche) χ (mittlere
Kolbengesschwindigkeit)
oder
oder
Fläche Füllkammeröffnung = ^ R2Vv 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.
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-
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.
se
1
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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.
Der theoretische maximale Wirkungsgrad eines Kompressionsmotors
ist nach dem 2. Hauptsatz der Wärmelehre:
Eff = (T2 - T1 )/T2#
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
2/Tl " Rc
T2/Tl " Rc
beträgt der ideale Wirkungsgrad
τ * {1-G>
1 " R
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.
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:
= Rc
VT1 - 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
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:
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 RC (1"G).
T4 = 0,6 T3 RC (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
und nach der Verdichtung werden die Bedingungen zu
T2 1 = T1 1 Rc (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 Tl
T1' + 0,2 _T3 = T1 + 0,4 T2 = 2,2 Τχ,
56
so daß
Tl — O O rp
2 ~ ' 2
und
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 Rc (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
56
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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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 21/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 4G) = 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.
- w- (f
"·· "--"-;«. j NAOHGEF^EIQHTj
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2. Der Verbrennungszylinder hat bei gleicher Hublänge
—I /2
einen im Verhältnis 5 ' = 1/2, 24 = 45 % kleineren
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-
* j NACHQEREiCHT
OT ■ cc troc
56 526
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-
j NAOHQgREIQHT j
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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.
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,
65 ''"
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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.
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.
32 3 4 Q 51
j NACHaERSIC.
56 526
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.
(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/Rc Auspuff) ) U/2) p1/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
56
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
?3
56
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.
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
::- -"": 3234Q51
NACHQEREiCHT
- . 56
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-
3234OfJ
j NACHSEREIOHT
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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
- - j NACHQEREICHTI
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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.
23ÜLai_
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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
NACHeERElCHTT
- *9 - 56 526
(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.
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.
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)
- ."'/ /· [naohgerejohtIPATENTANWÄLTE. *.,· .;, .Γ.WUESTHOFF-v. PECHMANN-BEHRENS-GOETZ »«-""ufkeda ™est„off ιDIPL.-ING. GERHARD PULS (19J2-I971)EUROPEAN PATENT ATTORNEYS dipl.-chem. dr. ε. preiherr von pechmannDR.-ING. DIETER BEHRENSDIPL.-ING.; DIPL.-WIRTSCH.-ING. RUPERT GOETZlA-56 526Colgate Thermodynamics Co D-8000 MÜNCHEN 90SCHWEIGERSTRASSE 2telefon: (089) 66 20 51 telegramm! protectpatentTELEX: 52407014.September 1982Patentansprüche :l.J Vorrichtung zum Verkleinern oder Vergrößern eines Sasvolumens durch Zwangsverdrängung, gekennzeichnetdurch Mittel, die eine Kammer von veränderbarem Volumen zum Durchführen einer solchen Verkleinerung oder Vergrößerung bilden, undwenigstens 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 ,NAOHGEREIOHTJdaß 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, gekennzeichnetdurch 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.φ« Β >t32340S1NACHIGSREIOHT {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,gekennzeichnetdurch 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.- - j NACHeEREIOHT1I10. Vorrichtung nach Anspruch 9,
gekennzeichnetdurch 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,."■ \ * -*« '~* "- --:·. j NACHeEHEIOHTIJh--■- .M-t—*. . ■ Il |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,
gekennzeichnetdurch 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,
gekennzeichnetdurch 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..;„ j NACHaER£,CHT21. 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,gekennzeichnetdurch 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,
gekennzeichnetdurch 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,gekennzeichnetdurch 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,gekennzeichnetdurch 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,
gekennzeichnetdurch 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.
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