DE19507082A1 - Orbitales Hubgetriebe - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein orbitales Hubgetriebe für insbesondere Verbrennungs­ kraftmaschinen, dessen Hub zur Achse eines Sonnenrades exzentrisch umlaufenden Mitnehmers mit einer Kurbel ausgeführt ist und für den Zylinder ein bereichsweise geführter Kolben besteht, der zusammen mit einem Knickhebel an einem die Führung vermittelnden Körper mit der Maßgabe angreift, daß sich eine Einwirkung auf die Bewegungsbahn des Kolbens ergibt, wobei der Kolben in Antriebsverbindung mit einem schwingenden Getriebeelement steht, und dabei ferner Kammern wechselnden Rauminhaltes bildet, während der Kolben geführt ist und der Knickhebel seine Knickstellung durchläuft.

1. Stand der Technik

Ein Getriebe dieser Art ist nach der PCT-Anmeldung EP 88/00367 bekannt.

Danach wird eine Steuerung der Kolbenwegung vorgeschlagen, bei welcher die Verwendung von geteilten Pleueln anstatt des sonst üblichen einteiligen Pleuels vorgesehen ist. Hierdurch soll die Kinematik der Maschine verändert werden, mit der Maßgabe, daß der Kolben wesentlich länger im Bereich des oberen Totpunktes verbleibt. Diese verlängerte Verweilzeit läßt sich so einstellen, daß die Zündung erst dann erfolgt, wenn durch den Druck auf den Kolben auch ein Drehmoment auf die Kurbelwelle ausgeübt wird. Die durch Verbrennung freigesetzten Kräfte stellen sich als Gewinn der nutzbaren Leistung dar. Zusätzlich wird der Verbrennungsablauf leichter abgefangen, was sich vor allem für ein verbessertes Abgasverhalten bei Stickoxiden auswirken soll. Die auftretenden Massenkräfte lassen sich wegen der speziellen Getriebekinematik dieser Maschine nur schwer beherrschen.

Wie eine eingehende Untersuchung über die Anwendung des bekannten Standes der Technik zeigt, sind derartige Getriebe jedoch für Verbrennungskraftmaschinen noch unbefriedigend, auch wegen ihres eingeschränkteren Drehzahlniveaus, MTZ Motortechnische Zeitschrift 49 (1988) 3. Zwar lief eine mit diesem Getriebe ausgestattete Maschine einwandfrei und weich, doch da die Konstruktion verhältnismäßig massenreich ausgeführt werden mußte, war die Höchstdrehzahl zwangsläufig auf 2300/min begrenzt.

2. Aufgabenstellung der Erfindung

Die vorstehend dargestellten Nachteile sollen durch eine Weiterentwicklung behoben werden, wobei einerseits die trägen Massen herabgesetzt und andererseits Maßnahmen zur Wirkungsgradverbesserung geschaffen werden.

Demgemäß wird die Erfindung in der Lösung der Aufgabe gesehen, das nutzbare Drehmoment zu erhöhen und dabei den Kraftstoffverbrauch und die Abgasmenge zu reduzieren sowie das mögliche Drehzahlniveau in Bezug hierauf und vornehmlich im Vergleich zu selbstzündenden Maschinen deutlich anzuheben. Ein einwandfreier und weicher Betrieb soll bei erzielter Verbesserung beibehalten bleiben, wohingegen sich das Abgasverhalten vor allen Dingen beim NOx verbessern soll. Die Anwendbarkeit soll dadurch gesteigert werden, daß die Erfindung demgemäß konstruierbar ist. Schließlich ist das erfindungsgemäße Getriebe für Arbeits- und Kraftmaschinen gleichermaßen anwendbar.

3. Die Erfindung

Die Erfindung löst diese Aufgabenstellung durch den Vorschlag des Patentanspruches 1 und seiner Unteransprüche.

Die Neuerung erreicht dies insbesondere durch die passende Art des Kurbeltriebaufbaus. Dieser Bedingung wird das schwingende Getriebeelement gerecht, welches zusammen mit einem Koppelelement die Form der Bewegungsbahn für die Anlenkstelle des Kolbens erstrangig vorgibt, wobei über die Formgebung hinausgehend das Ausmaß der Bewegungsbahn berücksichtigt wird. Schließlich wird die Lage der Bewegungsbahn gleichfalls von diesen Elementen gesteuert. Die gemeinsame Einstellung für die hier entscheidende Gestaltung führt interessanterweise zu einem zuvor nicht erkennbaren Fortschritt.

Die schon erwähnte, für den Ablauf der Kolbenbahn bzw. deren Totpunkte, maßgebliche Einsteuerung der Bewegungsbahn bildet die Grundlage für das Leistungsbild der Erfindung, nach welcher nicht nur eine einzelne Verbesserung erzielt wird, sondern ein breites Spektrum des erfindungsgemäßen Ergebnisses. Der Einsatz dieser Getriebeelemente, insbesondere als Mehrgelenke in Form von Winkelhebeln, erlaubt die Einstellung auch für schwierige Fahrstrecken.

Soweit Bezug genommen ist auf den oberen Totpunkt (OT), ist dies gleichbedeutend mit der Definition "äußerer Totpunkt", wohingegen für den unteren Totpunkt (UT) auch der "innere Totpunkt" gewählt werden kann. Außerdem ist es nötig, die Begriffe "schwingendes Getriebeelement" und "Schwinge" kontextabhängig synonym zu verwenden.

Nach dem Stand der Technik wird die genannte Verbindung theoretisch auf ein mit drei Stäben zusammengesetztes Steuergelenk bezogen, bei welchem dem Viergelenkgetriebe ein weiterer fünfter Gelenkpunkt exzentrisch zugefügt ist, der das Gelenkgetriebe zum Fünfgelenksystem (hier mit Getriebefreiheitsgrad = 1) entwickelt. Mit Rücksicht auf die geometrischen Abmessungen der Schwinge ist beim speziellen Stand der Technik die Verbindung der Gelenke und deren Einsatzbereich schwierig. Daher ist die erfindungsgemäße Verwendung eines dreieckförmigen Getriebeelementes als (Winkel-) Schwinge vorteilhaft, denn die eingeschränkte Schwingengeometrie beim speziellen Stand der Technik reduziert die Einsatzmöglichkeiten beträchtlich. Die Schwingengestaltung ermöglicht darüber hinaus eine einfache Möglichkeit zur positiven Beeinflussung des Unwucht- bzw. Massendruckverhaltens des Motors. Dies gilt sowohl mit als auch ohne besondere Ausgestaltung des Koppelgliedes.

Die Erfindung schafft daher die Voraussetzung für eine differenziertere Gestaltung der Elemente mit den Zielsetzungen, wie sie geschildert sind.

Da die zweckmäßige Anlenkung des Kolbens zur Gewährleistung einer präzisen Betriebseinstellung beiträgt, welche gegen Verformung empfindlich ist, wirkt die Verwendung der erfindungsgemäßen Schwingen- bzw. Koppelausbildung als Mehrgelenke, insbesondere in Form von Winkelhebeln, vorteilhaft. Dies gilt auch dann, wenn Stützkörper für eine Stabilisierung des Getriebes vorgesehen werden, wie es der Fall ist, wenn beispielsweise der Kolbenboden entweder mit einer Stange oder mit der Dreiecksspitze eine feste Verbindung eingeht, so daß zum Zwecke der Beweglichkeit die Erfindung Gebrauch macht von einer Längsführung der Anlenkstelle(n) bzw. der (Schwingen-)Platine. Letztere bietet den zusätzlichen Vorteil, daß die Gelenkstellen entlang der Platinenkanten verstellbar sind, so daß die Betriebsweise der Maschine von Fall zu Fall ohne Veränderung der Platine anpaßbar ist.

Erfindungsgemäß kommt bei passender konstruktiver Ausführung im Ergebnis ein Abtrieb zustande, der zu einer deutlich erhöhten Wirtschaftlichkeit der Maschine führt und darüber hinaus die Reduktion der durch die Massenträgheit an der Kurbel hervorgerufenen Kräfte bzw. Momente erzielt.

So läßt sich speziell eine Maschine ausführen, bei welchem ein Kolben in einem Zylinder bewegt wird, dessen Achse die verlängerte Verbindungslinie zwischen den Drehachsen von Kurbelwelle und Schwinge in einem Winkel schneidet, wodurch bei einer Kurbelwellenumdrehung vorzugsweise ein kompletter Viertaktprozeß ablaufen kann.

Hierbei erzielt das Getriebe infolge der besonderen Getriebekinematik, in Laufrichtung vom Kolbenboden ausgehend und bezüglich des Abtriebs gesehen, einen Bereich günstiger Kraftübertragungsfunktion, da sich die Energie besonders während des motorinternen Expansionstaktes vorteilhaft in mechanische Wellenleistung transferieren läßt.

Gleichfalls erhält man die Möglichkeit, sehr flexibel und in besonderem Maße auf die spezifischen prozeßbestimmenden Größen, wie Druck und Temperatur, interaktiv Einfluß auszuüben - auch während eines Prozeßablaufes.

Beispielsweise gestattet es die - je nach Auslegungsparameter - mehr oder minder lange Verweilzeit um den UT eine zeitlich günstig zu taktende Steuer- und Regeleinrichtung einzusetzen, welche den Motor (ggf. kennfeldorientiert) an das jeweils geeignetste Kompressionsverhältnis führt. Folglich bietet sich also auch die Perspektive, das maximal auftretende Temperaturniveau niedrig zu halten, den thermischen Wirkungsgrad zu verbessern und damit dem Ziel näher zu kommen, die Stickoxide wirksam zu verringern, bzw. das Abgasverhalten insgesamt zu verbessern.

Weiterhin reduziert die vergleichsweise größere Kolbengeschwindigkeit im Arbeitstakt die thermischen Wandwärmeverluste. Die bereits angedeutete Zylinderneigung verringert hierbei die auftretende Normalkraftkomponente auf die Zylinderwand. Zwar bleibt diese vom Betrag her unter Umständen über dem des speziellen Standes der Technik, jedoch ist die normale Verschleißverteilung der Zylinderlauffläche weitgehend auf andere Ursachen zurückzuführen, vor allem auf hohe Temperaturen und Drücke, desweiteren noch auf Verbrennungsprodukte, Werkstoffpaarung der Gleitpartner sowie deren Schmierung, während die Kolbengeschwindigkeit eher im umgekehrten Verhältnis zu ihrer Größe für die Standzeit bzw. nominelle Lebensdauer des Zylinders ausschlaggebend ist.

Bei den zuvor genannten Haupteinflußgrößen ermöglicht die Erfindung jedoch ebenfalls Verbesserungsmöglichkeiten, wie weiter unten ausgeführt wird.

Die erfindungsgemäße Kolbenmaschine kann beispielsweise als OTTO- wie auch als DIESEL-Motor arbeiten, wobei vor allem im letztgenannten Fall die Direkteinspritzung auch ohne eine Vorkammer erfolgen kann.

Man kann, neben der Ausführung mit einem konventionellen Tauchkolben, wie vorgeschlagen, einem (ggf. zusätzlichen) Kolben Gestalt und Funktion eines Schwenk­ hebels verleihen. Bei einer Beaufschlagung desselben wirkt der Kolben als Schwenkhebel. Indem das Schwenkhebelgelenk beaufschlagt wird, kommt man mit einem relativ geringen Kraftaufwand zu einem beachtlich großen Kraftumsatz innerhalb des Systems. Die sonst erforderliche Geradführung entfällt hierbei. Sie wird in diesem Fall durch die Führungseigenschaft des Schwenkkolbenlagersystems ersetzt.

Die Verwendung von Führungskörpern benötigt man, und zwar gleichgültig, ob eine Geradführung oder eine beispielsweise mittels Zahnrädern hergestellten Zwangsführung vorgesehen ist. Auf diese Weise ist vor allem eine verbesserte Steuerung einzelner Elemente des neuen Getriebes miteinander ausführbar.

Die Erfindung verbessert den innermotorischen Verbrennungsprozeß, indem sie es gestattet, den Motor zu "modulisieren", d. h. z. B. keine Zylinderabschaltung um den Wirkungsgrad von anderen arbeitenden Zylinder zu verbessern, sondern vielmehr die Verwendung aller Zylinder eines Motors bei niedrigeren Motordrehzahlen sowie bei hohen mittleren effektiven Arbeitsmitteldrücken, also besserem Wirkungsgrad.

Dies gelingt durch die Einführung neuer Regelparameter, welche sich aus der Kombination des orbitalen Hubgetriebes mit einer variablen Ladungswechsel-Steuerungseinrichtung bzw. mit einem auf den konventionellen Ventiltrieb selektiv abstimmbaren Steuerorgan entwickeln lassen. Hieraus ergibt sich eine weitere deutliche Minderung des Verbrauchs und der Schadstoffemission, insbesondere im Teillastbereich in dem bekanntlich der effektive Wirkungsgrad stark abnimmt, da der reale Kreisprozeß immer mehr von dem idealen Prozeß abweicht. Außerdem erhöht sich die Flexibilität der Kolbenmaschine bezüglich ihrer Anwendbarkeit und Betriebsweise.

Bekanntermaßen stellt das Verdichtungsverhältnis ε in diesem Zusammenhang eine entscheidende konstruktive Größe dar:

• - Der thermische Wirkungsgrad des Prozesses steigt (nichtlinear) mit steigendem ε.
• - Die Verbrennungsspitzentemperatur steigt mit steigendem ε.
• - Der Verbrennungshöchstdruck steigt mit steigendem ε.

Wegen der dominierenden Bedeutung der Verbrennungsspitzentemperatur für die Stickoxidbildung muß im allgemeinen bei steigendem ε mit steigender NOx-Konzentration im Abgas gerechnet werden.

Da nur nach erfolgreicher Lösung spezifischer Probleme der Verbrennung eine Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses gegenüber den heute üblichen Werten möglich ist, insbesondere aber im Teillastbereich, stellt die Erfindung hierzu ein anwendungsabhängiges Spektrum an Variations- und Optimierungsmöglichkeiten zur Verfügung.

Nun ist die Zeit bis zur Selbstzündung eines bestimmten Gemisches aus Luft und dem zu verarbeitenden Kraftstoff unter definierten Randbedingungen eine physikalische Konstante. Für einen selbstzündungsfreien Betrieb eines Ottomotors ist es daher von Bedeutung, die Zündverzugszeit mit der für das Arbeitsspiel benötigten Zeit zu unterlaufen. Hierzu kann entweder die Drehzahl des Motors gesenkt oder, und hierauf konzentrieren sich die Arbeiten der Erfindung zusätzlich, die Flammenfortpflanzungsgeschwindigkeit erhöht werden. Darüber hinaus sollen die Flammenwege kurz gehalten werden. Da die Flammenfortpflanzungsgeschwindigkeit durch Gemischturbulenzen ganz erheblich gesteigert werden kann, zeigt eine erfindungsgemäße Kolbenvariante diesbezügliche Konstruktionsmerkmale, wie beispielsweise die bei einem Schwenkkolben realisierte Quetschströmung, vgl. Fig. 2.1f.

Der für die Steigerung des Brennstoffumsatzes wichtigste Effekt ist jedoch die außerordentlich starke Gemischbewegung, hervorgerufen durch die mit zunehmender Annäherung des Kolbens an seinen oberen Totpunkt zwischen Zylinderkopf und den am Kolbenboden angebrachten Quetschzonen gepreßte Zylinderladung.

Distanzen zwischen Kolben und Zylinderkopf können dabei mit den heutigen Fertigungsmöglichkeiten auch in der Großserie auf weniger als 0,2 mm eingestellt werden. Zudem sieht die Erfindung eine Einrichtung am Schwingenlager vor, z. B. in Form eines verstellbaren Exzenters, mit dem ggf. eine Justierung des Getriebes vorgenommen werden kann.

Grundsätzlich soll jedenfalls eine gewisse Konzentration des Kompressionsvolumens um die Zündkerze(n) herum erreicht werden, bei gleichzeitiger Erzeugung ausgeprägter Gemischbewegung.

Die Erhöhung des Verdichtungsverhältnisses führt bisher über das hierdurch ungünstigere Oberflächen-/Volumen-Verhältnis prinzipiell zu einer Erhöhung der Konzentration an unverbrannten Kohlenwasserstoffen (HC) im Abgas.

Erfindungsgemäß bewirken jedoch die getroffenen Maßnahmen, insbesondere die Kombination einer speziellen Getriebeauslegung auf der Basis von Fig. 1.3 mit der Kolbenausformung sowie einer Sensorik inclusive Regeleinrichtung, eine Überkompensierung und wirken somit dem zuvor beschriebenen ungünstigen Trend entgegen.

Zudem liefert daher der erfindungsgemäße Motor unter Ausnutzung der durch die Brennstoffkonfiguration gegebenen Abmagerungsmöglichkeit deutlich niedrigere Kohlenwasserstoff-(HC-) und Kohlenmonoxid-(CO-)Emissionen.

Ausgehend von dem (hier nicht aufgeführten) formelmäßigen Zusammenhang zur Berechnung der Leistung eines Kolbentriebwerkes ergibt sich, daß eine geforderte Fahrleistung bei konstanter Drehzahl durch Kombinationen von mittlerem effektivem Druck und Hubvolumen dargestellt werden kann. Wird beispielsweise das Hubvolumen verkleinert, so kann eine Kompensation über eine entsprechende Erhöhung des Mitteldruckes erfolgen.

In Verbindung mit der Forderung nach konstantem Verdichtungsverhältnis ergeben sich z.Z. bei zunehmender Teillast jedoch zunehmend flacher werdende, scheibenförmige Brennräume, die wegen der Gefahren einer unkontrollierten Selbstzündung vermieden werden sollten. Diese Überlegungen führen zu langhubiger Auslegung von Kolbentriebwerken, eine Tendenz, die bei neuen Konstruktionen erkennbar ist und sich erfindungsgemäß auch gestalten läßt.

Da die mechanischen Verluste einen eindeutigen Zusammenhang mit der Drehzahl aufweisen - der progressive Verlauf wird entscheidend von den Massenkräften der oszillierenden Triebwerksteile bestimmt -, ergibt sich allgemein die Forderung nach leichten Kolben und Pleuelstangen, d. h. auch zu möglichst kleinen Zylindereinheiten.

Die erfindungsgemäße Maschine, insbesondere nach Fig. 1.3, löst auch an dieser Stelle einen Teil dieser Problematik, da sie zwischen der Masse ihrer Getriebekomponenten auf der einen sowie deren beteiligten Massenträgheitskräfte auf der anderen Seite differenziert. Im Ergebnis steht nicht unbedingt eine an Masse ärmere Maschine, sondern vielmehr deren reduzierten trägen Massen und deren Rückkopplung auf andere Motorkomponenten.

Es ist bekannt, daß der spezifische Kraftstoffverbrauch bei konstanter Drehzahl mit abnehmender Last hyperbelförmig ansteigt.

Wie bereits angedeutet, ist hierbei von besonderer Bedeutung die Tatsache, daß Straßenfahrzeuge überwiegend im Teillastbereich betrieben werden.

Arbeiten, die oben angedeutete Problematik mit sogenannten Niederdrehzahl-Konzepten lösen wollen, stoßen auf konstruktive Probleme. So wird die pro Arbeitsspiel über die Brennraumwand abgeführte Wärmemenge bei abnehmender Drehzahl anwachsen und somit zu einem ansteigenden Verlusteffekt führen, der von einer bestimmten Drehzahl an den geschilderten positiven Effekt kompensiert. In gleicher Weise führt die ansteigende Zyklusdauer zu ansteigender Leckage an den Kolbenringen mit ebenfalls negativem Effekt auf den Wirkungsgrad. Außerdem werden durch die verringerte Gemischturbulenz die Gefahren einer unkontrollierten Selbstzündung vergrößert, was somit ebenfalls in Verbindung mit den verlängerten Zykluszeiten zu Klopfproblemen führen kann. Darüber hinaus zeigen diese Kolbentriebwerke mit abnehmender Drehzahl bei niedrigen Lasten eine zunehmende Labilität gegenüber äußeren Störungen, z. B. Einschalten eines elektrischen Verbrauchers, die nur durch entsprechend sensible automatische Drehzahlstabilisierung aufgefangen werden kann.

Aus der Komplexität der geschilderten Zusammenhänge folgt die Aufgabenstellung der Erfindung, wobei die Ausführungsvariante nach Fig. 1.3 bevorzugt als Basis zu deren Lösung dient.

Nachfolgend wird die Einstellung der Erfindung auf die obig angesprochenen Probleme skizziert.

Der spezielle Stand der Technik ist nach dem Viertakt-Prinzip arbeitsfähig und wie allgemein üblich, so ausgelegt, daß das geometrische Kompressions- und Expansionsverhältnis einander gleich sind. Daher gilt auch hier, im Falle eines OTTO-Prozesses, daß das Kompressionsverhältnis durch das Verbrennungsklopfen begrenzt ist, welches im Vollastbetrieb auftritt. Das Expansionsverhältnis wird hierdurch ebenfalls eingeschränkt.

Wie vom Stand der Technik bekannt, reduziert ein Auspuffgas auf hohem Temperaturniveau nicht nur die thermische Wirksamkeit, sondern erhöht unvorteilhaft die thermische Beanspruchung in dem Zylinder (vgl. auch MTZ 49,1988,3).

Verglichen mit dem Stand der Technik läßt demgegenüber die Erfindung, insbesondere auf der Basis der Fig. 1.3, prinzipiell drei verschieden aufgebaute Triebwerkskonfigurationen zu:

• 1. Das geometrische Verhältnis von Kompression zu Expansion ist gleich Eins (ε_g=1) bzw. der Ansaughub ist gleich dem Expansionshub, Fig. 1.3.
• 2. Das geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis ist größer als Eins (ε_g<1) bzw. der Ansaughub ist größer als der Expansionshub.
• 3. Das geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis ist kleiner als Eins (ε_g<1), bzw. der Ansaughub ist kleiner als der Expansionshub.

Hierzu und bezüglich weiterer Merkmale der Erfindung wird auf die Zeichnungen verwiesen. Diese veranschaulichen die erfindungsgemäßen Fortschritte grundlegender Art wie auch unter speziellem Aspekt.

Die Verhältnisse sind also zunächst geometrisch vorwählbar und im allgemeinen durch die konstruktive Ausgestaltung auch konstant, z. B. 10 : 1 bzw. 15 : 1.

Nun kann in erfindungsgemäßen Hubkolbenmaschinen ein Steuerorgan integriert werden, zum Beispiel ein gesteuerter Schieber im Ansaugkomplex des Zylinders, welches in einem Regelkreis kennfeldorientiert und differenziert auf die im oben formulierten Aufgabenziel skizzierten Einflußgrößen, nämlich besonders auch den Prozeßablauf, einwirkt. Zwar kann ein derartig platziertes Steuerorgan auch in konventionelle Hubkolbenmaschinen eingebaut werden, jedoch führt dies zu Nachteilen, wie weiter unten noch gezeigt wird, welche die Erfindung mittels des orbitalen Hubgetriebes auf der Basis von Fig. 1.3 vermeidet.

Die funktionelle Arbeitsweise des Steuerorgans wird nachfolgend zunächst allgemein und später in Verbindung mit einem bevorzugten erfindungsgemäßen Hubgetriebe beschrieben, ohne vorerst auf konstruktive Details einzugehen.

Es besteht also die Möglichkeit, das Steuerorgan derart zu takten, daß es zeitlich in der Nähe des unteren Kolbentotpunktes, oder auch deutlich hiervon entfernt, während eines jeden Ansaughubes betätigt wird, um das effektive Kompressionsverhältnis eines Motors zu verändern.

Da der Zeitpunkt zu dem es aktiviert wird zunächst lastabhängig sein soll, kann der Motor beispielsweise mit "Vorverdichtung" bzw. "Ladebetrieb" laufen. In dem Fall ergibt sich folgende Situation:

Im ungeregelten Fall bzw. bei unbetätigtem Steuerorgan ist dann das geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis gleich Eins, bzw. der Expansionshub ist gleich dem Ansaughub. Wegen der Vorverdichtung ist das Verdichtungsverhältnis hoch, die "Expansionskammer" (in Laufrichtung gesehen entspricht dies der Getriebestellung nach dem Verdichtungstakt) wird über- bzw. aufgeladen, allerdings mit dem Nachteil, daß die Temperatur während des gesamten Arbeitstaktes auf einem hohen Niveau liegt, mit entsprechend hohen Stickoxidemissionen im Abgas. Insbesondere im Falle eines OTTO- Prozesses besteht dann zudem die Gefahr des Klopfens. Um diesen Nachteilen entgegenzuwirken, kann nun das effektive Kompressions-/Expansionsverhältnis kleiner als Eins eingestellt werden, wobei der Betrag des geometrischen Expansionshubes dem des geometrischen Ansaughubes entspricht. Dann kann der (Verdichtungsend-)Druck bzw. die (Verdichtungsend-)Temperatur auf ein unkritisches Niveau geregelt werden.

Praktisch kann das Steuerorgan hierbei beispielsweise durch ein Stellglied aufgrund eines Sensorsignals geregelt bzw. von einem aus einer Kennfeldspeichereinrichtung abgerufenen Signals manipuliert werden, etwa durch frühzeitige Betätigung des Steuerorganes, insbesondere aber vor einem Einlaßventil, so daß in diesem Fall das Steuerorgan den effektiven Ansaughub verkleinert. Nachteilig hierbei ist, daß der Prozeß auf Kosten verringerter Ladung abläuft.

Diese Nachteile werden erfindungsgemäß verhindert durch passende Wahl der Getriebeparameter, insbesondere dadurch, daß das geometrische Kompressions-/ Expansionsverhältnis größer als Eins, bzw. der Ansaughub größer als der Expansionshub ausgeführt wird, vgl. hierzu Fig. 1.3.

Hierzu wird nachfolgend die funktionelle Arbeitsweise der Erfindung bei einer Verwendung mit einer Steuer- und Regeleinrichtung beschrieben, ohne vorerst auf konstruktive Details einzugehen.

Wie bereits beschrieben sind die Kompressions- bzw. Expansionsverhältnisse zunächst geometrisch vorwählbar und dann im allgemeinen durch die konstruktive Ausgestaltung permanent, z. B. 10 : 1 bzw. 15 : 1.

Das erfindungsgemäße Hubkolbengetriebe, insbesondere auf der Basis der Fig. 1.3, kann zunächst auf eine bestimmte Maßgabe fixiert werden, beispielsweise auf das geometrische Kompressionsverhältnis von 15 : 1, also deutlich höher als bei konventionellen OTTO- Motoren (Durchschnitt etwa 1 : 9), so daß bei einem geometrischen Expansionsverhältnis das Kompressions-/Expansionsverhältnis im vorgenannten Fall (anwendungsorientiert) 1,5 beträgt, entsprechend dem zuvor aufgeführten "Fall Nr. Zwei: geometrisches Kompressions-/Expansionsverhältnis ist < 1".

Es besteht also die Möglichkeit, wie bereits gezeigt, das Steuerorgan so zu takten, daß es zeitlich in der Nähe des unteren Kolbentotpunktes, oder auch deutlich hiervon entfernt, während eines jeden Ansaughubes betätigt wird, um das Kompressionsverhältnis des Motors an das Expansionsverhältnis anzupassen.

Da der Zeitpunkt, zu dem es aktiviert wird, lastabhängig sein soll, kann der Motor beispielsweise mit "Vorverdichtung" bzw. "Ladebetrieb" laufen, so daß sich sinngemäß folgende Situation ergibt:

Im ungeregelten Fall bzw. bei unbetätigtem Steuerorgan ist dann das geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis größer als Eins, bzw. der Expansionshub ist deutlich kleiner als der Ansaughub. Das Verdichtungsverhältnis ist hoch, die "Expansionskammer" (in Laufrichtung gesehen entspricht dies der Getriebestellung nach dem Verdichtungstakt, Fig. 1.3) wird gewissermaßen über- bzw. aufgeladen und der Motor läßt sich ähnlich beschreiben wie ein konventionell vorverdichteter Motor, im geregelten Fall allerdings mit dem Vorteil, daß die Temperatur während des gesamten Arbeitstaktes auf einem deutlich geringeren Niveau ablaufen kann, und zwar ohne zusätzliche Maßnahmen wie z. B. Ladeluftkühlung. In der Konsequenz führt dies zu einer geringeren thermischen Belastung der Bauteile und somit auch zur Reduktion der im Abgas enthaltenen Stickoxide, da hierdurch auch die Prozeß- bzw. Spitzentemperatur gesenkt wird. Mit dieser Steuer- und Regeleinrichtung wird auch die Klopfneigung akut und günstig beeinflußbar (wie weiter unten gezeigt wird), so daß von daher die erfindungsgemäße Ausführungsvariante gegenüber Maschinen mit konventioneller Fremdaufladung prinzipiell deren Einsatz in der Gasmotorentechnik begünstigt, da die niedrigere Kompressionsendtemperatur echte Vorteile bezüglich des Klopfens mit sich bringt und deshalb nochmals höhere Leistungen gefahren werden können. Für den speziellen Anwendungsfall ist der Grund für das günstigere Temperaturniveau im Verdichtungstakt weiter unten erläutert.

Besonders vorteilhaft kann erfindungsgemäßer Motor in kritischen Betriebszuständen betrieben werden, insbesondere bei Klopfgefahr, bei denen dann prinzipiell nachfolgende Prozesse ablaufen:

Im geregelten Fall wird das Steuerorgan auf ein prozeßabhängiges effektives Kompressions-/Expansionsverhältnis kleiner als Eins eingestellt (das geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis bleibt hiervon unberührt und verbleibt bei größer als Eins). Der effektiv wirksame Ansaughub wird also gegenüber dem Expansionshub mehr oder weniger verkürzt. Das Verdichtungsverhältnis ist reduziert, vereinfacht gesagt läuft der Motor insofern im Teillastbereich, der bei Kraftfahrzeugen überwiegend auftritt.

Das Steuerorgan wird hierbei z. B. durch ein Stellglied aufgrund eines Sensorsignals geregelt bzw. von einem aus einer Kennfeldspeichereinrichtung abgerufenen Signals manipuliert. Dadurch wird das Kompressionsverhältnis in geeignete Bereiche eingeregelt, wobei in diesem Fall vor allem das Steuerorgan den effektiven Ansaughub bestimmt.

Die vielseitige Möglichkeit der Einflußnahme gestattet selbstverständlich auch das Kompressionsverhältnis auf den gleichen Wert wie das Expansionsverhältnis einzustellen bzw. sich dem Bereich zu nähern, an dem sich ein Verbrennungsklopfen wahrscheinlich oder auch tatsächlich einstellt (Klopfsensorik erforderlich!). Der vorzusehende Regelkreis ist dann in der Lage, über Stellglieder das Kompressionsverhältnis rückzukoppeln, also speziell zu reduzieren.

Arbeitet der Motor unter Teillast, so kann also das Steuerorgan derart beeinflußt werden, daß das Kompressionsverhältnis reduziert und dadurch das Klopfen verhindert wird.

Infolge des geschlossenen Regelkreises kann das Steuerorgan das Kompressionsverhältnis bei Bedarf wieder erhöhen. Somit ist man in der Lage, mittels integrierter Sensoren und Aktuatoren das optimale Kompressionsverhältnis individuell einzustellen, also gute Prozeßzustände dicht vor dem Klopfen zu erzielen. Hierdurch wird der Wirkungsgrad der erfindungsgemäßen Hubkolbenmaschine nochmals verbessert.

Es versteht sich, daß an dieser Stelle die Variationsmöglichkeiten zuvor beschriebener Sachverhalte nicht erschöpfend abgehandelt werden können und weitere sinnvolle Kombinationsmöglichkeiten systemimmanent vorhanden sind, vor allem in Verbindung mit dem Getriebe auf der Basis von Fig. 1.3.

Die Verwirklichung der angestrebten Ziele und die Lösung der vorliegenden Aufgabe gelingt gemäß den kennzeichnenden Merkmalen der Ansprüche.

Die Funktionsweise der Erfindung wird nunmehr zunächst noch einmal in allgemeinerer Form beschrieben und darauffolgend unter Bezugnahme auf das idealisierte Druck- Volumen-Diagramm (p-v-D) eines 4-Takt-OTTO-Prozesses gemäß Fig. 9.1 bis 9.4, und zwar beispielhaft mit der Konfiguration "Geometrisches Kompressions-/Expansionsverhältnis < 1", bzw. Ansaughub (mit UT2 in Fig. 1.3) größer als Expansionshub (mit UT1 in Fig. 1.3).

Arbeitet der Motor unter Vollast, wird das Steuerorgan (wie oben beschrieben) höchstens minimal eingeregelt. Weil unter diesen Bedingungen das Kompressionsverhältnis zu hoch eingestellt ist, wird beim Motorstart das Verbrennungsklopfen zunächst unvermeidbar. Allerdings erfaßt die vorgesehene Sensorik das Klopfen sofort als Eingangssignal im Regelkreis. Mittels des komplementären Ausgangssignals wird dann das Verhalten des Steuerorgans bestimmt, mit der weiteren Zielvorgabe, den Ansaug- bzw. den Einlaßvorgang im nächsten Moment noch vor dem UT (speziell UT2 in Fig. 1.3) zu beenden.

Fig. 9.1 zeigt den Beginn des Ansaugvorgangs im Punkt 0, also in OT-Stellung, vgl. Fig. 1.3. Dieser Vorgang endet (zunächst ungeregelt) im unteren Totpunkt, Punkt 6, Getriebestellung UT2 in Fig. 1.3. Hier beginnt der Kompressionshub. Wird letzterer konventionell fortgesetzt, so ergibt sich der punktierte Kurvenverlauf. Ab dem oberen Umkehrpunkt des Kompressionshubes wird das Gemisch, insbesondere ein Luft/Kraftstoff-Gemisch, (adiabat) komprimiert, entsprechend dem Enddruck des Punktes 2. Hoher Druck und hohe Temperatur resultieren sodann in einem Verbrennungsklopfen. Wie oben beschrieben, wird anwendungstechnisch das Klopfen prompt durch die eingebaute Sensorik erfaßt. Im Regelkreis wird das Steuerorgan bedient, welches den Ansaugvorgang zum Punkt 1 während des Ansaughubes verschiebt, mit der Konsequenz, daß im UT des Ansaughubes (Getriebestellung UT2 in Fig. 1.3) der erzeugte Druck sinkt und dem des Punktes 6′ entspricht. Dabei vergrößert sich das Volumen innerhalb des Zylinders, bzw. das Gemisch expandiert (adiabatisch). Im weiteren Verlauf unterschreitet am Punkt 6′ (UT des Ansaughubes) der Druck den der äußeren Atmosphäre, verbunden mit einem gleichzeitigen Temperaturabfall.

Der jetzt folgende Kompressionshub beginnt im Punkt 6′, und im Punkt 1 gleicht sich der Druck etwa dem der äußeren Atmosphäre an, verbunden mit einem gleichzeitigen Temperaturanstieg. Da der Kompressionshub hauptsächlich im Punkt 1 beginnt und im OT am Punkt 2′ abgeschlossen ist, folgt hieraus vor allen Dingen, daß das Kompressionsverhältnis reduziert ausfällt, weil der Kompressionsenddruck im Punkt 2′ gegenüber dem Kompressionsenddruck im Punkt 2 vermindert ist. Da die Kompressionsendtemperatur ebenfalls niedriger ist, wird auch das Klopfen unterdrückt.

Konventionell liefert der Prozeß als Nutzenergie die durch die Linien 1-2′-3-4-1 in Fig. 9.1 eingeschlossene Fläche. Erfindungsgemäßer Motor auf der Basis der Fig. 1.3 kann einen um den Linienzug 4-4′ verlängerten effektiven Expansionshub aufweisen. Dann entspricht die Nutzenergie der durch die Linien 1-2′3-4′6-1 eingegrenzten Fläche und fällt um den der (in Fig. 9.1 bzw. 9.2 schraffierten) Differenzfläche 1-4-4′-6 äquivalenten Arbeitsanteil größer aus als beim herkömmlichen Motor. Unter der Voraussetzung, daß die Masse des verbrauchten Kraftstoffes, der insbesondere innerhalb der Punkte 0 und 1 eingebracht wird, unverändert ist, wird die Nutzarbeit der Maschine nochmals gesteigert und ebenfalls der thermische Wirkungsgrad. Weiterhin ist die Abgastemperatur niedriger, so daß wichtige Motorenbauteile thermisch weniger belastet werden.

Bei vorverdichtendem Motor kann das Verbrennungsklopfen infolge des höheren Druckes in der Anfangsphase des Kompressionstaktes noch eher auftreten. Dann verringert der Regelkreis das effektive Kompressionsverhältnis entsprechend weiter. Der Punkt 1 in Fig. 9.1 verschiebt sich folglich mehr nach links. Die thermische Leistung wird hierbei nicht verringert. Auch die Abgastemperatur steigt nicht an, da bei reduziertem effektiven Kompressionsverhältnis das vergleichsweise erhöhte Niveau des Expansionsverhältnisses erhalten bleibt.

Fig. 9.2 veranschaulicht diese Zusammenhänge im idealisierten Temperatur-Entropie- Diagramm (T,s-D): Der thermische Wirkungsgrad steigt analog dem schraffierten Flächenanteil. Die erhöhte Nutzenergie ergibt sich aus der verringerten Verlustwärme. Die markierten Punkte entsprechen denen des p,v-D, Fig. 9.1.

Um eine Wirkungsgradverbesserung zu erzielen, verlangen bestimmte Betriebszustände des Motors eine Erhöhung des Kompressionsverhältnisses, insbesondere im Teillastbetrieb des Motors. Üblicherweise ist in diesem Zustand die Wandtemperatur des Verbrennungsraumes vergleichsweise niedrig, so daß das Luftvolumen und die Nutzarbeit gesteigert werden können, indem der Regelkreis das Kompressionsverhältnis erhöht.

Bei zuvor geschilderten Prozeßabläufen beginnt die Verdichtung dann auf Kosten verringerter Ladungsmasse, wenn die geometrischen Verhältnisse von Kompression und Expansion gleich sind und der Motor auf die beschriebene Art und Weise geregelt wird. Dies ist beim allgemeinen und speziellen Stand der Technik der Fall. Jedoch kann die Erfindung diesen Nachteil mit der anfangs aufgezeigten Getriebekonfiguration auf der Basis von Fig. 1.3 (über-)kompensieren. Das ist ein besonderer Vorteil der Erfindung, da dies andererseits bedeutet, daß mit anwachsender Last mehr und mehr eine (angepaßte Über-)Ladung der Expansionskammer ohne weitere Hilfseinrichtungen möglich wird.

Nachfolgend wird der Teillastbetrieb des erfindungsgemäßen Motors auf der Basis von Fig. 1.3 entwickelt, und zwar wiederum mit der Konfiguration "Geometrisches Kompressions-/Expansionsverhältnis < 1", bzw. Ansaughub (mit UT2 in Fig. 1.3) größer als Expansionshub (mit UT1 in Fig. 1.3), (siehe hierzu das idealisierte p,v-D gemäß Fig. 9.3, bzw. T,s-D gemäß Fig. 9.4).

Zu Vergleichszwecken wird zunächst wieder ein entsprechender Vorgang für den Stand der Technik skizziert.

Konventionell wird im Ansaugtakt die Zylinderfüllung über eine Luftmengenregulierung vorgenommen, so daß der Zylinderdruck zwischenzeitlich durch den Punkt 01 gekennzeichnet ist und Punkt 11 das Ende des Ansaughubes markiert. Aus den schon zuvor genannten Gründen reduziert sich gleichzeitig die Temperatur der angesaugten Luft. Zur selben Zeit tritt eine Ladungsbeschleunigung auf, die dem Arbeitsanteil der durch den Linienzug 00-01-11-1 begrenzten Fläche entspricht oder auch durch den Differenzdruck der Punkte 00 und 01 ausgedrückt werden kann. Bei diesem Vorgang dissipiert allerdings die Bewegung der Luft, so daß die Temperatur der Luft nahezu atmosphärisches Niveau erreicht. Im Punkt 11 beginnt nun der Kompressionshub, wobei die Linie 00-1 wiederum ein Maß für die zugeführte Gemischmenge darstellt. Im Punkt 22 (Stellung OT in Fig. 1.3) entspricht das Kompressionsverhältnis und die Kompressionsendtemperatur zwar den entsprechenden Vollastwerten, jedoch mit vergleichsweise reduzierter Dichte und kleinerer Verbrennungsgeschwindigkeit (im p-v-D vereinfacht durch die Linien 22-33-44 repräsentiert). Die Linien 33-33′-44-33 schließen die (schraffierte) Verlustfläche ein, entsprechend einem niedrigen thermischen Wirkungsgrad.

Nun kann, wie bereits beschrieben, beim Ansaughub erfindungsgemäß der Zylinderdruck auf den Punkt 02 geregelt werden. Am Punkt 111 innerhalb des Ansaughubes beendet vor allem das Steuerorgan den Einlaßvorgang, gleichwohl bewegt sich der Kolben (4) weiter in Richtung UT. Wiederum werden Druck und Temperatur des Gemisches abgesenkt (adiabate Ausdehnung). Punkt 1111 repräsentiert den UT im Ansaughub (UT2 in Fig. 1.3). Dem folgt unmittelbar der Kompressionshub entlang dem Punkt 111. Aus bereits genannten Gründen entspricht die Temperatur des Gemisches im Punkt 111 im wesentlichen der des Punktes 11, also der atmosphärischen Temperatur. Erkennbar ist, daß der Linienzug 111-22, die dem Kompressionshub des erfindungsgemäßen Motors entspricht, länger ist als der Linienzug 11-22, die den vergleichbaren Zustand beim Stand der Technik repräsentiert. Das Kompressionsverhältnis des neuen Motors kann somit nochmals erhöht werden. Im Punkt 22 (OT) ist die Temperatur des Gemisches angehoben. Verzeichnet die Sensorik in diesem Zustand kein Klopfen, wird automatisch der effektive Kompressionshub verlängert, das Kompressionsverhältnis steigt. Im Falle, daß die Sensorik im weiteren Prozeßablauf Klopfen registriert, regelt das System das Kompressionsverhältnis auf ein geringeres Niveau. Von daher steigt die Verbrennungsgeschwindigkeit auf maximal mögliche Werte, was für den nachfolgenden Verbrennungsvorgang günstigere Voraussetzungen schafft. Der Verbesserung entspricht der Linienzug 33-33′-44 im p,v-D, Fig. 9.3 bzw. dto. im T.s-D, Fig. 9.4. Für den Expansionshub gelten im wesentlichen die weiter oben gezeigten Zusammenhänge, so daß dem effektiven Arbeitsgewinn die Differenzfläche entspricht, die aus den Linienzügen 1-22-33′-4′-6-1 und 00-02-111-1-00 gebildet wird. Letzterer ist im wesentlichen ein Maß für den Verlust bei der Luftmengenregulierung.

Im übrigen lassen sich mit dem erfindungsgemäßen Motor, speziell auf der Basis der Fig. 1.3 OTTO-Prozeße bzw. Verhältnisse realisieren, die denen im Dieselverfahren zumindestens Nahe kommen. Dann kann mehr Nutzarbeit gewonnen werden als bei Motoren, die nach zuletztgenanntem Prinzip laufen.

Dadurch, daß dieser erfindungsgemäße (Viertakt-)Motor einen deutlich geringeren Verbrennungsdruck ohne Leistungseinbuße bzw. Wirkungsgradverschlechterung zuläßt, kann dann bei gleichzeitig reduziertem Gewichtsanteil, auch noch der spezifische Kraftstoffverbrauch gegenüber dem von Dieselmotoren sinken. Da bei letztgenannten die Entfernung von (Ruß-)Partikeln z. Z. noch größere technische Schwierigkeiten bereitet, hingegen der spezielle erfindungsgemäße Motor im thermischen Wirkungsgrad den Dieselmotoren überlegen ist, kann die Erfindung nicht nur die aktuellen Emissionsvorschriften erfüllen, sondern bietet darüber hinaus noch Reserven bezüglich zukünftiger Verschärfungen auf den Gebieten der Verbrauchs- und Abgasgesetzgebung.

Im folgenden wird die Erfindung in Anwendung auf eine Regeleinrichtung und orbitalem Hubgetriebe konkretisiert, Fig. 10, mit besonderem Bezug zur erfindungsgemäßen Struktur auf der Basis der Fig. 1.3.

Die zylinderselektiv vorgesehene Klopfgrenzen-Regelung kann beispielsweise mittels Körperschall-Sensoren bzw. nicht- oder auch frequenzmodulierter Beschleunigungs­ sensoren vorgenommen werden. Hierbei werden die Klopfsensor-Signale einer bestimmten Frequenz bzw. Bandbreite gefiltert und integriert. Sie entsprechen einem Wert ("Klopfsensor-Integral"), der in diesem Fall ein Maß für das korrespondierende Verbrennungsgeräusch darstellt. Die Meßfensterlage bzw. die Filterung sieht dabei infolge ihrer speziellen Abstimmung bei klopfender Verbrennung eine größtmögliche Signalüberhöhung vor. Der Einfluß von schädlichen Frequenzen bzw. Störgeräuschen soll insofern weitgehend ausgeschaltet werden. Eine Selbstanpassung dieses Systems an zylinder- oder motorspezifische Frequenz-Verhältnisse wird dadurch erreicht, daß aus dem zylinderselektiven Klopfsensor-Integral ein Referenzpegel ständig aktualisiert wird. Aus dem normalen Frequenzniveau des Zylinders lernt dann das System adaptiv, beispielsweise auf signifikante Änderungen des Betriebszustandes, zu reagieren oder zwischen klopfender und klopffreier Verbrennung zu unterscheiden. Die spezielle Erkennungsschaltung bzw. die Bewertung der Meßgrößen geschieht mittels einer Elektronik bzw. Logik. Diese verarbeitet die Klopfsensor-Signale und bedient im Bedarfsfall, beispielsweise bei klopfender Verbrennung, nach einem vorgegebenen Algorithmus das in zuvor behandelter Thematik erwähnte Stellglied bzw. Steuerorgan. Wie bereits beschrieben, übt letzteres seinen Einfluß speziell im oder am Einlaßtrakt des Motors aus und kann zum Beispiel aus einem Schiebermechanismus oder auch einer rotierenden Klappe in einem Ansaugkanal bestehen. Die Verschiebung bzw. die Rotation kann dabei durch einen sensor- bzw. elektronisch­ gesteuerten Stellmotor geschehen.

Je nach Motorzustand können unterschiedliche Programmabläufe gefahren werden, wobei beispielsweise auch komplexe Signale innerhalb komplizierter Kennfelder nach Bedarf über die elektronischen Ansteuerungssysteme realisiert bzw. verarbeitet werden. Dabei kann einfach zunächst auf zuvor festgelegte und abgespeicherte (vor-)optimierte Sollwertkennfelder zurückgegriffen werden. Ist die Zielfunktion beispielsweise eine Verbrauchsoptimierung im Teillastbereich des Motors, so entspricht der Stellgröße im Regelkreis die Beeinflussung des Steuerorgans im oder am Einlaßtrakt. Das System kann also entweder auf einen (kennfeld-)vorgegebenen Wert einregeln oder den individuell günstigsten Betriebszustand alternierend in kleinen Schritten finden, wobei eine Phasenverschiebung durch die Ansprechdauer des Steuerorgans berücksichtigt werden kann. Somit kann ein bestimmtes Optimum schnell gefunden werden. Der Regelvorgang ist nun beendet, und die Stellgröße kann so lange konstant gehalten bleiben, bis ein geänderter Motorbetriebszustand vorliegt oder gewünscht wird.

Diese Klopfregelung kann sehr vorteilhaft in Kombination mit einer Steuereinrichtung zur Beeinflussung der speziellen orbitalen Getriebegeometrie eingesetzt werden. Man erhält hierdurch ein erweitertes Anwendungsspektrum, da man durch die, vergleichsweise träge und langsam ablaufende, Geometrieänderung einerseits nur eine relativ grobe Vorgabe der gewünschten Verhältnisse erzielen und andererseits die Feinabstimmung dann dem beschriebenen Regelalgorithmus überlassen kann.

Dabei kann das tatsächliche geometrische Kompressions-/Expansionsverhältnis von einer Steuereinrichtung geändert werden. Hierzu wird insbesondere die Lagerung der Schwinge örtlich versetzt. Dies kann beispielsweise durch einen Stellmotor geschehen, der ein Exzenter- oder auch ein Schneckengetriebe in der gewünschten Weise bewegt. Die nachfolgende Fixierung des Getriebes geschieht zum Beispiel durch Kraft- und/oder Formschluß. Hiervon ausgehend, d. h. von dem veränderten und praktisch erzielten Getriebeschema, also dem tatsächlichen geometrischen Kompressions-/Expansions­ verhältnis, wird dann dementsprechend insbesondere das Kompressionsverhältnis auf das notwendige Niveau eingeregelt, ebenso die Kompressionstemperatur.

Wie eingangs bereits angedeutet besteht erfindungsgemäß die Möglichkeit, die Schwinge in den Kolben zu integrieren. Dann läßt sich am Punkt (4.5) anstelle des (Tauch-)Kolbens (4) in Fig. 1.3 ein (Schwenk-)Kolben (beispielsweise nach Fig. 2.3) anlenken.

Diese Getriebe-/Kolbenkombination enthält dann neben der weiter oben beschriebenen günstigen Kraftübertragungsfunktion außerdem die zuvor dargelegten Möglichkeiten des komplexen Motorenmanagements.

Dabei berücksichtigt die Gestaltung des (Schwenk-)Kolbens neben ausreichender mechanischer Festigkeit in den Stützquerschnitten und in den Bolzennaben sowie genügender Widerstandsfähigkeit gegen thermische Ermüdung im Bereich der Brennraummulde auch die notwendige Widerstandsfähigkeit gegen Verschleiß, insbesondere in der ersten Dichtungsnut: Beispielsweise ermöglichen erfindungsgemäße Kolbenprofilvarianten (Fig. 6ff) ausreichend große Dehnlängen zwischen Kolbenboden und Bolzenbohrung, um der "Spannungsrißgefahr" vorzubeugen. Außerdem stehen die Verhältnisse von (fiktiven) Muldendurchmessern zu äquivalenten (fiktiven) Kolbendurchmessern in zueinander bestimmten Zusammenhängen, um die Beanspruchungsverhältnisse innerhalb des Kolbens einzugrenzen.

Gegen thermische Ermüdung im Bereich der Brennraummulde bzw. zur Vermeidung von zu hohen örtlichen Temperaturspitzen kann zum Beispiel das allgemeine Temperaturniveau gesenkt, oder ggf. eine spezielle Kolbenkühlung (Anspritzkühlung) vorgesehen werden.

Darüber hinaus wird, wie bereits beschrieben, mittels spezieller Kolbenkonturausformung direkt Einfluß auf die einzelnen Phasen vor, während und nach dem Verbrennungsgeschehen genommen.

Da bei konventionellen Hubkolbenmaschinen infolge des Zündverzugs (die Verbrennung beginnt vor Erreichen der oberen Totpunktstellung des Kolbens) der Druck der Verbrennungsgase in der Anfangsphase der Kolbenbewegung entgegenwirkt, entsteht ein negatives Anfangsmoment an der Kurbel.

Beim "speziellen Stand der Technik" wird dieser "Zündverzug" insofern verkürzt, daß der Kolben länger im Bereich seiner oberen Totpunktstellung verweilt, wobei die Verbrennung im oberen Totpunkt beginnen kann. Diesen Vorgang kann man im Vergleich zu konventionellen Hubkolbenmaschinen sowie zur Erfindung kolbenseitig als "quasistatisch" bezeichnen. Das negative Anfangsmoment an der Kurbel wird hier durch die spezielle Getriebekonstellation reduziert.

Erfindungsgemäß soll oben beschriebener negativer Einfluß bzgl. des Anfangsmomentes an der Kurbel ebenfalls reduziert werden. Die Energie der Verbrennungsgase soll kaum oder gar nicht der Kolbenbewegung entgegenwirken.

Ein Mittel hierzu ist vor allem der besonders gestaltete Zünd- und Expansionszyklus auf der Basis von beispielsweise Fig. 2.1ff oder auch Fig. 4.1. Im Ergebnis soll eine Verkürzung der Flammenkernbildung stehen, verbunden mit deren rascheren Vergrößerung während der Zündphase sowie eine schnellere Ladungsverteilung über die (Kolben-)Wirkflächen. Statt eines "quasistatischen", Vorganges um den OT ("spezieller Stand der Technik") wird der Prozeß der Gemischaufbereitung, Zündung sowie Expansion erfindungsgemäß "quasidynamisch" strukturiert.

Eine erhöhte Erwärmung des Motors findet dennoch nicht statt, da die konstruktive Gestaltung des Motors sowie dessen Management dies unterbindet. Dann weisen die Abgasprodukte als Folge auch einen reduzierten Schadstoffgehalt auf.

Daneben entlastet der Zünddruck durch die erfindungsgemäße Gestaltung der Beaufschlagungsfläche (4.1) in der Anfangsphase das Kolbenlager (4.3) (wirkt der Kolbenfliehkraft entgegen).

Das üblicherweise anfallende negative Drehmoment infolge der Frühzündung wird erfindungsgemäß speziell durch insbesondere folgende Maßnahmen unterdrückt bzw. entschärft:
Bei gleichzeitiger räumlicher sowie zeitlicher Betrachtung des Geschehenen, insbesondere während der Zünd(verzugs-)phase, vermittelt der primär beaufschlagte Kolbenflächenbereich (4.1) - bzw. Muldensektor (41) - infolge seiner bzgl. der Kolben- Drehachse (4.3) im wesentlichen konzentrisch verlaufenden Kontur keinerlei schädliches Drehmoment auf die Kurbel.

Dabei kann eine günstige Gestaltung von Neben- bzw. Zündkammer-Sektion(en) sowie deren verbindenden Übergangsbereiches ein vorzeitiges Überströmen in die Hauptbrennkammer während des Zündverzuges ("Raum-Zeit-Lösung") verringern, zudem eine frühere Zündungseinstellung, günstigeres Anbrennen der Gemischladung sowie deren nachfolgende vollständige Verbrennung ermöglichen (siehe hierzu z. B. Fig. 2.1 und 2.2).

Indessen entsteht beim Überströmen in den Hauptbrennraum eine ausgeprägte Quetschströmung, so daß infolge der beträchtlich angewachsenen Brennausbreitungs­ geschwindigkeit auch nicht mit einem Abriß der oberflächennahen Flammenfront am Kolben zu rechnen ist (führt andernfalls zu erhöhter HC-Bildung).

Im Fazit kann erfindungsgemäße Hubkolbenmaschine, insbesondere auf der Basis der Fig. 1.3, neben dem größeren mechanischen Umsetzungsgrad auch einen höheren effektiven thermischen Wirkungsgrad erzielen, speziell unter Teillast. Auch das (Kalt-) Startverhalten des Motors läßt sich durch das erfindungsgemäße Motormanagement verbessern. Zudem wird die Abgasmenge deutlich verringert.

Grundsätzliche Details der Erfindung werden anhand des folgenden Ausführungsbeispiels erläutert, Fig. 1:

Mit (1) ist die Drehachse des Abtriebes oder allgemein der Sonnenradmittelpunkt bezeichnet, auf dessen hierzu exzentrisch angeordnetem Zapfen (2) das untere Pleuelauge (10.2) eines einteiligen (10.3) oder auch mehrteiligen (10.4) Pleuels (10) angreift. Diese Kurbel- oder Exzenterwelle - die bevorzugte Drehrichtung ist mit einem Pfeil gekennzeichnet - wird in einem (hier nicht gezeichneten) Gehäuse (30) gelagert (1.1). Die Schwinge (7), in ihrer speziellen Ausformung als Winkelschwinge (7.9), weist hier drei Gelenkpunkte auf. Die Winkelschwinge ist im Punkt (7.4), inbesondere am Motorengehäuse, drehbar gelagert und ortsfest oder auch zum Zweck der Getriebejustierung mit (nichtgezeichneten) Mitteln (91), z. B. einem Exzentergetriebe, ein- und feststellbar. Je nach Getriebeauslegung befinden sich Anlenkstellen (7.5, 7.6) in gleicher oder auch unterschiedlicher radialer Distanz von der Schwingenlagerung (7.4). Infolge des hierdurch gebildeten zentralen und im wesentlichen dreieckförmigen Getriebekörpers werden grundlegend zwei Ziele erreicht: Zum einen wird eine strukturgefährdende Spannungskonzentration (bei nur einer einzigen Anlenkstelle) weitgehend vermieden bzw. deren örtliche Konzentration entzerrt und andererseits die Flexibilität bezüglich der Anwendbarkeit durch vermehrte Getriebeauslegungsparameter effektvoll verbessert. In dieser Ausführung ist am Punkt (7.5), "kolbennahe Schwingenlagerung", entweder ein weiteres Getriebeglied angelenkt, zum Beispiel ein Hebel oder eine Stange (Fig. 1.3), oder wie in Fig. 1 gezeigt, der Schaft eines (Tauch-)Kolbens. Die Kraftübertragungsorgane bzw. führungsvermittelnde Körper (6) an den Anlenkstellen sind in der Regel Gelenkbolzen, zum Beispiel ein üblicher Kolbenbolzen (6.1), oder der Ausführungsvariante in Fig. 1.4 bzw. Fig. 1.5 entsprechend ein mehrgelenkiges Getriebeelement, speziell ein Dreigelenkkörper. Das obere Pleuelauge (10.1) des einteiligen (10.3) oder auch mehrteiligen (10.4) Pleuels (10) greift dann drehbar gelagert im Punkt (7.6) der Schwinge an. Im oberen Totpunkt (OT) stehen die Verbindungslinien von Schwingenlagerung (7.4) und Anlenkstelle (7.6) auf der einen und Kurbelzapfen (2) sowie - Wellenlagerung (1.1) auf der anderen Seite, in einem (Knick-)Winkel (5.1) zueinander und charakterisieren hier in ihrem funktionellen Ablauf das Getriebeelement "Knickhebel" (5).

Dabei korrespondiert im gezeigten Beispiel die Bahn (8) der kolbenseitigen Anlenkstelle (4.5) mit den Bahnen der schwingenseitigen Anlenkstellen (7.5, 7.6): Besagte Bahn (8) ist in diesem Fall also kreisbogenförmig mit Strecklagen in den Umkehrpunkten (7.7, 7.8); der Kolben wird in dem Zylinder (3) geführt, mit einem Hub, dessen Betrag in einer Abhängigkeit vom Versatz (3.2) der Zylinderachse (3.1) sowie der Neigungswinkel (3.3) und (4.8) besteht. Im Bedarfsfall können als Massenausgleich Gegengewichte (20) vorgesehen werden, die in Abhängigkeit von der Anwendung für einen ruhigeren Lauf des Motors sorgen.

Aus Gründen der Übersichtlichkeit wird auf die Darstellung von Kraftstoffzuführungs- bzw. externen Gemischaufbereitungssystemen sowie Zündmittel(n) und Ladungswechselorganen verzichtet. Hier können konventionelle Anlagen bzw. Ventiltrieb(e) zum Einbau gelangen.

Im Falle eines Zweitaktbetriebes des Motors zeigt Fig. 1.1 die Getriebestellung nach dem Expansions- bzw. im Gaswechseltakt. Fig. 1.2 illustriert dieselbe Maschine im wesentlichen nach dem Gaswechsel und während des Verdichtungstaktes.

Die in den vorherigen Absätzen beschriebene Funktionsgruppe bildet den erfinderischen Grundgedanken für die bevorzugten Ausgestaltungen der Getriebe nach Fig. 1.3 und Fig. 1.4. Insbesondere diese Getriebekonstellationen, deren zentralen Bauteile die variationsreich gestaltbaren Schwinge sowie Koppel darstellen, eröffnen der Erfindung vielseitige Anwendbarkeit, nicht zuletzt durch die Kombinationsmöglichkeiten mit den skizzierten Kolbenvarianten.

Bezugszeichenliste

1= Sonnenrad(-Mittelpunkt) bzw. Abtrieb
1.1 = Kurbelwellen- bzw. Exzenterwellenlagerung
2 = Kurbel(-Zapfen) bzw. Exzenter
3 = Zylinder
3.1 = Zylinderachse (Tauchkolben)
3.2 = Zylinderachsen-Versatz bzgl. 7.5 (Tauchkolben)
3.3 = resultierender Winkel aus 3.2 (Tauchkolben)
3.5 = strömungsbeeinflussendes Element
4 = Kolben (allgemein)
4.0 = Kolbenboden
4.1 = (im wesentlichen konzentrische) Beaufschlagungsfläche des (Schwenk-)Kolbens
4.2 = zu 4.1 abgewinkelte Beaufschlagungsfläche des (Schwenk-)Kolbens
4.3 = Drehachse des (Schwenk-)Kolbens
4.4 = (projizierte kolbenseitige) Achsschenkelfläche
4.5 = kolbenseitige Anlenkstelle (i.d.R. Achse: Kolbenbolzen)
4.6 = Dichtsystem/-grenze (kolbenseitig): Medium Gas
4.6.1 = Dichtgrenze im Nackenbereich des Kolbens
4.6.2 = Dichtgrenze im Frontbereich des Kolbens
4.6.3 = Dichtgrenze im Seitenteilbereich des Kolbens
4.7 = (fluides) Dichtsystem/-grenze (kolbenseitig): Medium Öl
4.8 = Winkel zwischen Kolbenboden und -schaft
4.9 = Kolbenschaft bzw. starre Kolbenstange
5 = Knickhebel
5.1 = bestimmender Knickwinkel
6 = Führungsvermittelnder Körper/Koppel
6.1 = Kolbenbolzen
6.2 = Verbindungselement
6.3 = Geradführungselement
6.4 = Exzenterelement
7 = schwingendes Getriebeelement/Schwinge
7.1 = Teilbereich der Schwinge
7.2 = der zu 7.1 im wesentlichen parallele Teilbereich der Schwinge
7.3 = Verbindungssteg
7.4 = Schwingenlagerung (schwingenseitig)
7.5 = kolbennaher Gelenkpunkt
7.6 = kolbenferner Gelenkpunkt
7.7 = obere Strecklage des kolbennahen Gelenkpunktes
7.8 = untere Strecklage des kolbennahen Gelenkpunktes
7.9 = Winkelschwinge/-hebel
7.9.1 = Schwingenwinkel
8 = (Bewegungs-)Bahn
10 = Pleuel
10.1 = oberes Pleuelauge
10.2 = unteres Pleuelauge
10.3 = einteiliges Pleuel (einteilige Pleuelstange)
10.4 = mehrteiliges Pleuel (mehrteilige Pleuelstange)
11 = (maximales) Hauptbrennraum-Volumen
12 = (Gemisch-)Zündungsbereich
13 = Überströmbereich
14 = Flamme bzw. Flammenfront(en)
14.1 = ellipsenförmige bzw. paraboloidförmige Flamme bzw. Flammenfront(en)
20 = Massenausgleich
30 = Gehäuse
31 = gehäuseseitige Schwingenlagerung
41 = (periphere) Mulde der Beaufschlagungsfläche (4.1)
42 = (periphere) Mulde der Beaufschlagungsfläche (4.2)
50 = Einspritzsystem: Pilotdüse (50)
51 = Einspritzsystem: Hauptdüse (51)
60 = Ladungswechselorgan, z. B. Einlaßventil (60): Pilzventil
61 = Ladungswechselorgan, z. B. Auslaßventil (61): Drehschieberregelung oder Schlitzsteuerung
70 = Getriebeparameter, allgemein
71 = geometrisches Kompressions-/Expansionsverhältnis ε_g
80 = Regeleinrichtung, allgemein
81 = Klopfgrenzen-Regeleinrichtung
90 = Einrichtung zur Positions- bzw. Lageänderung, allgemein
91 = Einrichtung zur Positions- bzw. Lageänderung der Schwinge

Figurenbeschreibung (Fig. 1 bis Fig. 10)

Fig. 1: Schematische Getriebeanordnung, allgemeine, unspezifische Ausführung, in OT

Fig. 1.1: Wie Fig. 1, jedoch in UT

Fig. 1.2: Wie Fig. 1, jedoch ca. 215° nach OT

Fig. 1.3: Modifizierte Ausführungsvariante von Fig. 1, in UT

Fig. 1.4: Modifizierte Ausführungsvariante von Fig. 1, ca. 30° v.OT bzw. n.OT

Fig. 1.5: Schematische Ausgestaltung des Getriebeschemas nach Fig. 1.4

Fig. 2: Varianten des erfindungsgemäßen Kolben-Hubgetriebes:

Fig. 2.1: in der Ausführung als Schwenkkolbensystem, in Stellung OT

Fig. 2.2: Wie Fig. 2.1, jedoch mit Einzelheiten im stirnseitigen Kolbenbereich

Fig. 2.3: Schwenkkolben-Variante, Einkammer-Ausführung

Fig. 2.4: Schwenkkolben-Variante, Zweikammer-Ausführung

Fig. 3: Vereinfachte, vergleichende Illustration von Verbrennungsabläufen:

Fig. 3.1: Konventioneller Tauchkolben in zylindrischem Zylinder

Fig. 3.2: qualitative räumliche Flammenausbreitung bei einem erfindungsgemäßen (Schwenk-)Kolbensystem

Fig. 3.3: Variante von Fig. 3.2

Fig. 3.4: örtliche Querschnittsdarstellung der Flammenkontur

Fig. 3.5: Schematische Brennraumvolumen-Geometrie

Fig. 4: Ansichten zweier Varianten des erfindungsgemäßen Hub-Kolbengetriebes

Fig. 4.1: Schwenkkolbensystem als (Quasi-)"Langhuber"

Fig. 4.2: Schwenkkolbensystem als (Quasi-)"Kurzhuber"

Fig. 5: Gegenüberstellung: erfindungsgemäße Maschine / "Stand der Technik"
Diesbezüglich veranschaulichen:
Vollinien = erfindungsgemäße(s) Hubgetriebe
Strichlinie = Maschine(n) nach WO 88/08922 bzw. EP 88/00367
Punktlinie = konventionelle(s) Hubgetriebe

Fig. 5.1: Darstellung der Kolbenbeschleunigung (ak), qualitativ

Fig. 5.2: Tangentialkraftverlauf bzw. Drehmomentenverlauf (Mi) an der Kurbel bei konstanter Druckkraft auf den Kolben

Fig. 5.3: Einfluß der Massenkräfte auf das Drehmoment an der Kurbel bzw. Drehkraftlinie (M_m)

Fig. 5.4: Drehkraftlinie (M_i) wie Fig. 5.2, jedoch für kompletten Vier-Takt-Zyklus

Fig. 6: (Fig. 6.1 bis Fig. 6.12) Ausführungsvarianten, insbesondere von Kolben, auf der Basis des erfindungsgemäßen orbitalen Hubgetriebes

Fig. 7: (Fig. 7.1 bis Fig. 7.6) Ausführungsvarianten, insbesondere von Getriebeelementen, auf der Basis des erfindungsgemäßen orbitalen Hubgetriebes

Fig. 8: Konstruktive Gestaltung eines speziellen orbitalen Hubgetriebes

Fig. 9: bzw. Fig. 9.1 bis Fig. 9.4: Druck-, Volumen-Diagramme (p,V-D) bzw. Temperatur-, Entropie- Diagramme (T,s-D) für erfindungsgemäße Maschine auf der Basis der Fig. 1.3

Fig. 10: Schematische Darstellung des Steuer- und Regelsystems.

Zur weiteren Veranschaulichung der Erfindung wird auf die Figuren Bezug genommen.

Fig. 1: Allgemeine, unspezifische Ausführung, d. h. nichtoptimierte kinematische Abmessungen bzw. Getriebeparameter (z. B. Bezugszeichen (4.8), (4.9) oder (5.1)). Schwinge (7) in der Ausführung als "Winkelschwinge" (7.9), hier mit Schwingenwinkel (7.9.1) ca. 90°; Grund hierfür: "Entzerrung" des konzentrierten Kraftflusses. Kolben (4) am kolbennahen Gelenkpunkt (7.5) angelenkt, Pleuel (10) am kolbenfernen Gelenkpunkt (7.6) angelenkt. Aus dieser Tauchkolbenversion folgt eine argumentative Modifizierung zum Schwenkkolbensystem (z. B. Fig. 2ff). Eine noch allgemeinere Darstellung (ohne Figur) würde eine "Geradführung" im Abtrieb, unterschiedliche Radien bzgl. der (Schwingen-) Gelenkpunkte (Laufbahnradien) (7.5) und (7.6) sowie differenzierte Ausführungen der Anlenkstellen für Kolben (4.5) und Pleuel (10.1) wie auch der Schwingenlagerung (7.4) umfassen.

Fig. 1.1 und Fig. 1.2: skizzieren eine prinzipielle Arbeitsweise. Im Falle eines Zweitaktbetriebes des Motors zeigt Fig. 1.1 die Getriebestellung nach dem Expansions- bzw. im Gaswechseltakt.

Fig. 1.2 illustriert dieselbe Maschine im wesentlichen nach dem Gaswechsel und während des Verdichtungstaktes. Die bevorzugte Drehrichtung ist mit einem Pfeil gekennzeichnet.

Fig. 1.3: zeigt eine Weiterentwicklung erfindungsgemäßer Funktionsgruppe auf der Basis von Fig. 1. Eine bevorzugte Ausgestaltung dieses Getriebes erschließt der Erfindung vielseitige Anwendbarkeit, wie in der Beschreibung noch gezeigt wird. Die Bezugszeichen entsprechen im wesentlichen denen in Fig. 1.

Fig. 1.4: stellt ein alternatives erfindungsgemäßes Getriebeschema auf der Basis von Fig. 1 dar. Die Koppel (6) ist hier als Dreigelenkglied ausgeführt und auf einer kreisförmigen Bahn umlauffähig. Sie verbindet die Kurbel mit dem Pleuel und bestimmt zusammen mit der zu einer Kurbel entarteten Schwinge die Bahndaten des Kolbens. Bei speziellen geometrischen und kinematischen Parametern wird mit dieser Getriebevariante eine Korrelation von maximaler Gaskraft im Zylinder und maximalem Drehmoment an der Kurbel erreicht und auch praktisch umsetzbar. Die in diesem Fall auftretende längere Verweilzeit im unteren Totpunkt kann vorteilhaft für die Gaswechselprozesse während eines Zweitaktbetriebes der Maschine genutzt werden. Mit bestimmten Getriebeparametern können außerdem Ungleichmäßigkeiten in der Drehbewegung der Abtriebswelle verringert werden. Die Bezugszeichen entsprechen im wesentlichen denen von in Fig. 1.

Fig. 1.5: zeigt beispielhaft eine mögliche physikalisch technische Auslegung bzw. konstruktive Gestaltung des schematischen Getriebes von Fig. 1.4, mit Stellung im OT. Die Getriebeelemente sind zum besseren Verständnis gedreht zueinander gezeichnet. Die Koppel (6) weist hier drei Drehgelenke auf, deren Achsen exzentrisch und räumlich zueinander versetzt sind. Die Koppel kann aus De-/Montagegründen zweckmäßig zweiteilig ausgeführt sein und beispielsweise entlang der Symmetrieachse von Fig. 1.5 einfach mittels einer Vielnut- oder auch Zahnwellenverbindung gekoppelt werden. Letzteres ist hier - im Gegensatz zu konventionell gebauten Kurbelwellensegmenten - deshalb möglich, weil betriebsbedingte Biegemomente in diesem Getriebeabschnitt durch die dreifache Lagerung (1.1, 7.4) der Koppel (6) auf ein Minimum beschränkt sind. Hierbei kann eine aufwendige axiale Sicherung gegen Verschiebung entfallen. Die Verbindung hat also im wesentlichen die Aufgabe, eine relative Verdrehung der Getriebekomponenten zu verhindern. In bestimmten Fällen kann zusätzlich eine Synchronisierung der beiden Abtriebswellen­ segmente angemessen sein, beispielsweise mittels eines Zahnradgetriebes. Die Koppel kann im Bedarfsfall einen Massenausgleich (20) in Form einer Ausnehmung aufweisen. Das Gehäuse kann aus den o.g. Gründen ebenfalls an der Symmetrielinie zweiteilig sein, während das Pleuel in diesem Fall aus zwei identischen Teilsegmenten besteht und diese nur mittelbar miteinander verbunden sind, wobei jedes für sich einteilig ausgeführt ist. Bei dieser "Doppel-Pleuel Maschine" werden die einteiligen Pleuel bei der Montage einfach auf die Koppelgelenke geschoben. Dabei entfällt die übliche Schraubenverbindung der Pleuelhälften. Die kolbenseitige Anlenkstelle 4.5 befindet sich in der Nähe des Kolbenzentrums und nicht wie üblich in der peripheren Randzone des Kolbens. Hierdurch wird einerseits die Spannungsverteilung innerhalb des Kolbens homogenisiert und andererseits eine günstige Voraussetzung zur Gestaltung von (Kolben-)Mulden und/oder (Ventil-)Taschen geschaffen. Falls erforderlich, kann die Abtriebswelle (1) mit Schwermetalleinsätzen - als Massenausgleich (20) - ausgerüstet sein und/oder (nicht gezeigte) Gegengewichte aufweisen. Für die Lagerung der einzelnen Getriebekomponenten kommen sowohl Gleit- als auch Wälzlager in Frage, mit oder auch ohne Ölschmierung. Die Lager müssen in keinem Fall geteilt sein. Das Getriebe zeichnet sich also insgesamt auch durch einfache (De-)Montage aus und ist zudem kostengünstig in der Herstellung. Die Wirtschaftlichkeit erhöht sich im übrigen dadurch, daß auf eine teure Kurbelwelle verzichtet werden kann.

Auch dieses Getriebe kann beispielsweise vorteilhaft in einem Kolbenverdichter eingesetzt werden. Hierdurch reduziert sich die für den Betrieb des Verdichters notwendige Antriebsleistung deutlich.

Fig. 2.1: skizziert eine gestalterische Umsetzung des Knickhebels (5) sowie die kolbenintegrierte Schwinge (7). Erkennbar sind die zueinander abgewinkelten Beaufschlagungsflächen (4.1) und (4.2), mit einer relativen Winkeligkeit von hier nahezu 90°. Das (konventionelle) Pleuel (10.4) ist am unteren Pleuelauge (10.2) geteilt, der Abtrieb erfolgt über eine Kurbelwelle (1) bzw. (1.1). Eine periphere Mulde (41) ist für die Bereitstellung eines die Gemischzündung begünstigenden Raumes verfügbar und läßt eine intensive sowie gerichtete (Quetsch-)Strömung in Richtung des Zündmittels zu bzw. ermöglicht eine Ladungsschichtung. Weiterhin ist eine schematische gas- sowie kolbenseitige Dichtgrenze (4.6) eingezeichnet.

Fig. 2.2: Die Mulde (41) im stirnseitigen Kolbenbereich (4.1) intensiviert einerseits Ladungsdurchmischung über einen größeren Kurbelwinkelbereich und ermöglicht in Verbindung mit einer zusätzlichen Mulde (42) im stegseitigen Kolbenbereich (4.2) eine Variante der Ladungsverteilung bzw. -schichtung. Nicht dargestellte Zündmittel (z. B. Zündkerzen) befinden sich im Zylinder (3) bzw. im Motorblock. Ferner ist folgendes Einspritzschema aufgezeigt: Eine Pilotdüse (50) in Verbindung mit (nicht gezeichnetem) Zündmittel sowie eine Hauptdüse (51) erzielen bei einer Ladungsschichtung entweder eine sequentielle oder auch gleichzeitige Einspritzung zwecks optimiertem Zünd- und Verbrennungsablauf. Vorteilhaft ist ein Überströmbereich (13) im Anschluß oder überschneidend mit dem Zündungsbereich (12).

Als Beispiel für den (schematisch dargestellten) Ladungswechsel ist, insbesondere für den 2-Takt-Betrieb des Motors, eine Gleichstromspülung mit Einlaßmechanismus (60), insbesondere Pilzventil sowie Auslaßmechanismus (61), speziell Drehschieberregelung oder Schlitzsteuerung vorgesehen. Hierdurch wird ein unsymmetrisches Steuerdiagramm erzielt (siehe jeweils korrespondierende Pfeilrichtungen für Zu- bzw. Abstrom sowie Ladungsströmung). Eine (fluide) Dichtgrenze (4.7), insbesondere Öldichtungssystem, ein- oder mehrteilig ausgeführt, erwirkt an den Stoßecken "gewollte" Leckagen zur Laufbahn­ bzw. Dichtkörperschmierung. Das schematisch angedeutete elastische Element (4.7), insbesondere eine mechanische Feder, gewährleistet den notwendigen Anpreßdruck, vor allem beim Startvorgang. Ein zusätzliches Element (3.5), in der Kontur beispielsweise konkav, konvex oder beides, insbesondere Drallerzeuger bzw. Turbulenz- und Wirbelbildner oder auch Abrißkontur/-Kante, gestaltet die Strömung in der Kammer nach vorbeschriebenen Grundsätzen. Es kann auch als Einlaßschlitz im 2-Takt-Betrieb dienen (symmetrisches Steuerdiagramm).

Fig. 2.3: zeigt einen Einkammer-Schwenkkolben. Die (kolbenseitige) Schwingenlagerung ist zwecks Gewichtsreduzierung mit einer ggf. durchgehenden Hohlbohrung versehen. Das Material ist z. B. Aluminium Spritzdruckguß bzw. eine AL- Legierung. Im Kolbenstirnflächenbereich können sich Einsätze aus Keramik befinden, die eine günstige Beeinflussung des Wärmeübergangsverhalten (z. B. Isolation) gestatten. Außerdem können Dichtleistenträger ("Panzerung" bzw. Armierung der Dichtgrenze) durch vergleichsweise härtere Materialien wie z. B. "austenitisches Gußeisen" eingegossen sein, woraus sich eine Erhöhung des Verschleißwiderstandes ergibt.

Fig. 2.4: zeigt einen Zweikammer-Schwenkkolben, wobei die zweite Kammer für eine insbesondere "saubere" Vorverdichtung bzw. Frischladungszuführung sorgt. Verstärkte Anlenkstellen (4.5) bzw. Verbindungsstege (7.3) ergeben eine Strukturversteifung des Kolbens.

Fig. 3.1: skizziert beispielhaft und qualitativ die räumliche Flammenausbreitung eines Tauchkolbenmotors, mit seitlichem Zündbereich (12) in der OT-Umgebung, zu drei unterschiedlichen Zeitpunkten bzw. Kurbelgraden. Der Hauptbrennraum wird im wesentlichen durch den Kolben (4) (-Boden, 4.0) und den Zylinder (3) gebildet und ist in diesem Fall im wesentlichen zylinderförmig. Es ist zu erkennen, daß im Verlauf des Verbrennungszyklusses sukzessive ein immer größer werdender Anteil der Zylinderkopffläche erfaßt wird. Dabei muß aber auch die Flammenfront (14) in zunehmendem Maße dem sich mit wachsender Geschwindigkeit vom OT entfernenden Kolben in Z-Richtung und in die Tiefe des Brennraumes folgen. Hierbei besteht die Gefahr, daß sich insbesondere gegen Brennende mehr oder weniger große Zonen direkt über dem Kolben bilden, die nicht (mehr) von der Flammenfront erreicht werden können ("Quenchzonen-Bildung"). Quenchzonenvolumina und HC-Bildung stehen hier in direktem Zusammenhang, d. h. mit wachsendem Quenchzonenvolumina steigt auch der Anteil an unverbranntem Kohlenwasserstoff. Bei hohen Luftverhältnissen kann außerdem ein vorzeitiges Erlöschen der Flamme einsetzen und diesen Prozeß verstärken, trotzdem in den Quenchzonen vornehmlich Frischgemisch aus Brennstoff und Luft enthalten ist.
Flammenkontur: im wesentlichen sphärisch.

Fig. 3.2: Gezeigt wird qualitativ die räumliche Flammenausbreitung eines erfindungsgemäß gestalteten (Schwenk-)Kolbens mit Zündbereich in Höhe der peripheren Mulde (41). Die (zeitlich variable) Hauptbrennraumkontur wird im wesentlichen angenähert durch die beiden hier zueinander abgewinkelten Beaufschlagungsflächen (4.1) und (4.2) sowie außerdem durch den Zylinder (3) (mit seinen Seitenwänden). Das auf diese Weise aufgespannte maximale Brennraumvolumen (11) ist in Fig. 3.5 strichpunktiert dargestellt und ergibt in diesem Fall angenähert einen Quader.

Üblicherweise ist die Brenngeschwindigkeit des von dem Zündmittel(-kerze) entzündeten Gemisches wesentlich geringer als die Gasgeschwindigkeit. Erfindungsgemäß wird letztere mit strömungsgebenden Konturen erhöht (insbesondere durch oben beschriebene Maßnahmen), welche im Vergleich zu konventionellen Maßnahmen über einen größeren Kurbelwinkel die vorteilhaften Strömungsverhältnisse erzwingen sollen. Hierdurch entwickelt sich die Flamme nicht kreisförmig oder sphärisch, sondern ihre Ausbreitung erfolgt ellipsenähnlich bzw. ellipsoid- oder paraboloidförmig, also konturkonform zur Kammergeometrie. Hieraus resultieren eine schnellere Entflammung, erhöhte Flammenausbreitungsgeschwindigkeit, kürzere Durchbrennzeiten, Verlagerung des Verbrennungs- bzw. Flammenschwerpunktes in Bereiche günstigerer Raum-/Druckverhältnisse und damit erhöhtes Drehmoment. Zusätzlich wird der Wärmeverlust über die Brennraumwände gesenkt.

Fig. 3.3: wie Fig. 3.2, jedoch mit anderer Strömungsführung und/oder "Einfachzündung".

Fig. 3.4: Querschnittsdarstellung: zeigt ellipsenähnliche bzw. ellipsoid- oder paraboloid­ förmige Flammenkontur, konform zur Brennraumgeometrie. Hieraus folgt unter anderem die bereits zuvor beschriebene schnellere Entflammung sowie erhöhte Flammen­ ausbreitungsgeschwindigkeit. Die räumliche Flammenkontur-Ausbreitung ist "quasi­ zweidimensional", da eine der drei Dimensionen in räumlich-zeitlicher Relation vergleichsweise kleiner wird.

Fig. 3.5: Erfindungsgemäß gestalteter (Schwenk-)Kolben mit, im wesentlichen durch die beiden zueinander abgewinkelten Beaufschlagungsflächen (4.1), (4.2) sowie durch den Zylinder (3) (mit seinen Seitenwänden) gebildeten, Hauptbrennraumkontur. Das auf diese Weise aufgespannte maximale Brennraumvolumen (11) ist strichpunktiert dargestellt und ergibt in diesem Fall angenähert einen Quader.

Fig. 4.1: "Quasi-Langhuber"; Ausgestaltung eines erfindungsgemäßen orbitalen Hub­ getriebes, wobei der Abtrieb über eine Exzenterwelle (2) erfolgt, auf deren Exzenterzapfen ein einteiliges Pleuel (10.3) gelagert ist, welches mit dem Kolben (4) über die kolbenseitigen Anlenkstellen (4.5), (4.5′) in den Teilbereichen (7.1) und (7.2) der Schwinge mit einer konventionellen Bolzenverbindung in kraftschlüssiger Verbindung steht.

Erkennbar ist, daß sich der Exzenterzapfen (2) im Bereich zwischen den Teilen (7.1) und (7.2) der Schwinge bzw. der kolbenseitigen Anlenkstellen (4.5), (4.5′) bewegt und die Zapfenrandbereiche dabei die Ebene der in Axialrichtung der Drehachse (4.3) projizierten kolbenseitigen Achsschenkelfläche (4.4) (hier: rechtwinklig) schneidet; Zweck: Gewichtsreduzierung bzw. Minderung des Masseneinflusses auf das Abtriebs-Drehmoment; außerdem Bauraumminimierung; weitere, diesbezügliche Zielmaßnahme: Das Stichmaß (=Abstand der Augenmittelpunkte) des Pleuels soll minimiert werden. Dabei dürfen die betreffenden gehäuseseitigen Lagerungen radial und zueinander einen Mindestabstand nicht unterschreiten (Lagerdimension, Festigkeit).

Der Kolben weist aus denselben Gründen strukturell örtliche Erleichterungskonturen auf.

Die (günstige) Wirkung dieser Auslegungsgrößen spiegelt sich u. a. in dem Kurvenverlauf der Fig. 5.3 wieder.

Weiterhin, hier: die Beaufschlagungsfläche (4.2) bildet im wesentlichen die Verlängerung der gedachten Sehne der zur Drehachse (4.3) im wesentlichen konzentrisch ausgebildeten Beaufschlagungsfläche (4.1).

Ansonsten: Gaswechsel, Dichtung, Strömungsverhältnisse können ähnlich aufgebaut werden wie in Fig. 2ff gezeigt wurde.

Fig. 4.2: "Quasi-Kurzhuber"; Variante eines erfindungsgemäßen orbitalen Hubgetriebes, wobei der Abtrieb analog zu Fig. 4.1 erfolgt, gezeichnet mit kolbennahem Gelenkpunkt (7.5) in der oberen Strecklage.

Gegenüber Fig. 4.1 besteht die Möglichkeit, das Totvolumen zu verringern; damit hat man mehr Flexibilität zur Gestaltung von Strömungsbildnern (Mulden, Düsen, . . . ). Gegenüber konventionellen Zweitaktern ist ein kleineres Hub-Bohrungs-Verhältnis insofern zulässig, da der Verlauf des "Nutzhubes" (vgl. Fig. 5.2) es gestattet, Spül-, Ein- bzw. Auslaßschlitze zeitlich (bzw. bzgl. des Kurbelwinkels) weiter vorzuverlegen. Zwar ist das Oberflächen-/Volumenverhältnis ungünstiger ("Kurzhuber"), jedoch ist wegen des speziellen räumlichen und zeitlichen Ablaufes der Prozeßtakte nicht zwangsweise mit höheren Wärmeverlusten zu rechnen.

Der Kolben ist leichter. Die Maschine weist einen nochmals reduzierten Masseneinfluß bezüglich der Drehkraftlinie auf; Der Kurvenverlauf ist ähnlich Fig. 5.3 oder (noch) günstiger.

Weiterhin, hier: die Beaufschlagungsfläche (4.2) fällt i.Vgl. zu Fig. 4.1 deutlich größer aus. Dagegen ist die Beaufschlagungsfläche (4.1) i.Vgl. zu letzterer wesentlich kleiner ausgebildet.

Ferner: Die oben beschriebenen Strömungsbildner können sich bevorzugt am oder im Wandbereich des Zylinders (3) wie auch im äquivalenten Kolbenbereich (4.2) befinden.

Ansonsten: Gaswechsel, Dichtung, Strömungsverhältnisse beispielsweise ähnlich wie in Fig. 2.2.

Fig. 5: Die Darstellungen basieren auf realitätsnahen Vergleichsrechnungen mit jeweilig gleichem Hubvolumen sowie bei jeweils konstanter Winkelgeschwindigkeit der Welle (1), außerdem als Funktion des Kurbelwinkels (°KW) bzw. der Zeit (t) (Ausnahme: orbitales Hubgetriebe auf der Basis von Fig. 1.3: hier ist sowohl das Hubvolumen als auch die Winkelgeschwindigkeit der Welle etwa halb so groß wie bei den anderen Maschinen).

Fig. 5.1: Für die erfindungsgemäße (Schwenk-)Kolbenmaschine gilt hier: Die Kolbenbeschleunigung ist analog der Winkelbeschleunigung um die Drehachse (4.3).

Beim "speziellen Stand der Technik", WO 88/08922 bzw. EP 88/00367 (gestrichelter Kurvenverlauf), signalisiert der Verlauf der Beschleunigungskurve mit ihren zusätzlichen Wendepunkten gleichzeitig Lastwechselpunkte und damit verbundene ungünstige Belastungsspitzen. Es ist zu erkennen, daß hier der Kolben bei vergleichsweise großem Hebelarm an der Kurbel gerade sein Beschleunigungsmaximum erreicht und hierdurch infolge der oszillatorischen Massenträgheitskräfte den in Fig. 5.3 gezeigten (ungünstigeren) Kurvenverlauf entwickelt.

Beim "speziellen Stand der Technik" kann die längere Verweilzeit des Kolbens im OT eine Erhöhung der über die Brennraumwand abgeführten Wärmemenge pro Arbeitsspiel bewirken (im OT weist das Oberflächen-/Volumen-Verhältnis bekanntlich ein Maximum auf; folglich ist unter diesem Aspekt der wärmeabführende Flächenanteil am größten).

Außerdem können sich wegen der im OT herrschenden hohen Druckverhältnisse sowie der vergleichsweise längeren Teilzyklusdauer zunehmende Leckagen an den Kolbenringen ergeben mit ebenfalls negativem Effekt auf den Wirkungsgrad.

Demgegenüber können die erfindungsgemäß getroffenen Maßnahmen einen Zünd- und Expansionszyklus bewirken, der diese Nachteile weitgehend vermeidet. Der Prozeß der Gemischaufbereitung, Zündung sowie Expansion wird durch schnellere Gemischverteilung über die Wirkflächen "quasi-dynamisch" strukturiert (statt "quasi-statischem" Vorgang im OT beim "spezieller Stand der Technik"), vgl. Beschreibung.

Fig. 5.2: Druck-Zeit-Diagramm bzw. Druck-Kurbelwinkel-Diagramm. Die zusätzlich gezeigte Strich-Punktlinie für die erfindungsgemäße (Schwenk-)Kolbenmaschine entspricht dem Kolbenweg (Schwenkwinkel). Die maximale Tangentialkraft der erfindungsgemäßen Brennkraftmaschinen nach Fig. 1.4 und Fig. 4.1 liegt vor 60° Kurbelwinkel, also mindestens wie bei dem "speziellen Stand der Technik" (die konventionelle Hubkolbenmaschine erzielt bei zirka 75° Kurbelwinkel ihren maximalen Wert), während erfindungsgemäße Variante nach Fig. 1.3 das Tangentialkraftmaximum zu einem späteren Zeitpunkt entwickelt als "spezieller Stand der Technik".

Die den Kolbenweg (bzw. Schwenkwinkel) der erfindungsgemäßen Kolbenmaschine repräsentierende Strich-Punktlinie zeigt, daß bei ca. 60° KW der Kolben der Maschine nach Fig. 4.1 ca. 1/3 seines Hubes zurückgelegt hat, also im wesentlichen dem "speziellen Stand der Technik" entspricht, während der Kolben der Maschine nach Fig. 1.3 sowie der konventionellen Hubkolbenmaschine jeweils etwa 50% ihres Hubes zurückgelegt haben.

Die Maschine nach Fig. 1.4 entwickelt ihr maximales Drehmoment noch früher, so daß maximale Gaskraft im Zylinder und maximales Drehmoment an der Kurbel korrelieren können.

Fig. 5.3: Massentangentialdruckdiagramme bei jeweils konstanter Drehzahl. Erfindungs­ gemäße Motoren weisen hier mit den kleineren Amplituden einen weicheren Kurvenverlauf auf. Der durch Massenkräfte erzeugte Unwuchtanteil ist erfindungsgemäß reduziert. Es ist auch ein vergleichsweise geringerer zusätzlicher Aufwand für die Auswuchtung der Maschine nötig. Der Kurvenverlauf deutet also auch an, daß beim "speziellen Stand der Technik" die Beherrschung von Massenkräften schwieriger ist, dies um so mehr, je höher die Drehzahl des Motors ist.

Fig. 5.4: Druck-Zeit-Diagramm (Druck-Kurbelwinkel-Diagramm), ähnlich Fig. 5.2, jedoch für ein komplettes Viertakt-Arbeitsspiel. Das Beurteilungskriterium bzw. der Vergleichsmaßstab ist die vom "speziellen Stand der Technik" erreichte maximale Tangentialkraft, also im wesentlichen nach ca. 1/3 des jeweiligen Kolbenhubes. Bei etwa halb so großem Hubvolumen sowie halb so großer Drehzahl der Abtriebswelle wie bei den Vergleichsmotoren (allgemeiner und spezieller "Stand der Technik") erzielt erfindungsgemäße Brennkraftmaschine auf der Basis der Fig. 1.3 nach ca. 1/3 des Kolbenhubes gleichzeitig ein höheres Drehmoment als diese Maschinen. Außerdem ist erkennbar, daß erfindungsgemäße Brennkraftmaschine über weiteres Einsparpotential verfügt, in diesem Zusammenhang vor allem bezüglich des für die weiteren Takte erforderlichen Arbeitsaufwandes (Kurvenverlauf mit niedrigeren Amplituden, kleineren Steigungswinkeln in den Wendepunkten).

Fig. 6: mit Ausnahme von Fig. 6.4, Fig. 6.9 und Fig. 6.0, welche "Quasi-Langhuber" darstellen - sind ausschließlich "Quasi-Kurzhuber" dargestellt. Diese Darstellung ist als schematische Übersicht zu verstehen. Außer der unterschiedlichen geometrischen Ausbildung, insbesondere der Kolben, bestehen Variationen hinsichtlich der Dichtgrenze bzw. des diesbezüglich gestalteten Hub-Raumes.

Eine Umsetzung von Fig. 6.1 in eine praktisch funktionierende Maschine ist infolge des konzentrierten Kraftflusses im Achsenbereich (4.5) nicht sinnvoll.

Fig. 6.2: Der konzentrierte Kraftfluß ist "entzerrt", durch Veränderung der Schwingen­ geometrie, Winkelschwinge(n) (7.9).

Fig. 6.3: Schwinge integriert in den Kolben, Teilbereiche (7.1, 7.2).

Fig. 6.4: Abtrieb über Exzenterwelle (2), gegenüber Fig. 6.3 abgeänderte Dichtgrenze im Nackenbereich des Kolbens (4.1) und hiermit korrespondierende Hub-Raum-Geometrie.

Fig. 6.5: Variation der Dichtgrenzen (4.6.2 und 4.6.3) sowie deren Einsatz als Ladungswechsel-Steuerorgane.

Fig. 6.6: ähnlich Fig. 6.5, jedoch mit reduzierter Distanz zwischen Kolbenboden (4.0) und Kolbenanlenkstelle (4.5).

Fig. 6.7: wie Fig. 6.5, Strukturvariation, Ausbildung einer speziellen Muldengeometrie (4.1).

Fig. 6.8: Kolben mit vergleichsweise simplem Aufbau, reduziertes Einsatzspektrum.

Fig. 6.9: Kolbengeometrie für ein Zwei-Kammer-System und "sauberer" Vorverdichtung.

Fig. 6.0: wie Fig. 6.9, jedoch in der Ausführung als kombinierter "Quasi-Kurz-/Langhuber".

Fig. 7: Ausführungsvarianten, insbesondere von Getriebeelementen, auf der Basis des erfindungsgemäßen orbitalen Hubgetriebes.

Fig. 7.1: Zwischen Kolbenboden (4.0) und Kolbenschaft (4.9) ist ein linearverschiebliches, führungsvermittelndes Element (6) mit im wesentlichen einem Freiheitsgrad integriert, beispielsweise Rollen- oder Gleitlager bzw. -führung. Zweck: Vermeidung des Kolbenkippens.

Fig. 7.2 skizziert die Funktionsweise dieses Elementes schematisch mittels der gegeneinander verschobenen Dreiecke.

Fig. 7.3: Variante der Kolbenführung; Verhindern des Kolbenkippens. Bewegungssequenz für drei aufeinanderfolgende Zeitabschnitte t1 bis t3 (oberes Bild = OT, unteres Bild = UT, mittleres Bild = Zwischenstellung). Die Kolbenführung innerhalb des Zylinders (Achse 3.1) wird mit aufeinander abgestimmten Körpern vermittelt, wobei eine mit der Schwinge unverschiebliche Einheit bildende Anlenkstelle (7.5) über eine trochoidenförmige Außenkontur verfügt und die kolbenseitige Anlenkstelle (4.5) über das hierzu korrespondierende Profil bestimmt ist. In die Führung können auch Rollkörper eingebaut sein (oberes Bild).

Fig. 7.4 skizziert die Erfindung mit einer Watt′schen Geradführung. Zwei Schwingen (7a, 7b) stehen über ein Element (6.2), an dem der Kolben (4) an der Stelle (4.5) angelenkt ist, miteinander in Verbindung und vermitteln auf diese Art und Weise die gewünschte (Gerad-) Führung.

Fig. 8: Konstruktive Gestaltung eines speziellen orbitalen Hubgetriebes.

Fig. 8.1 und Fig. 8.2 unterscheiden sich nur in der Art und Weise der konstruktiven Umsetzung des führungsvermittelnden Körpers (6) am kolbennahen Gelenkpunkt (7.5) der Winkelschwinge (7.9).

Fig. 8.1 weist an betreffender Stelle eine Geradführung (6.3) auf, ähnlich der von Kurbelschlaufenmotoren, während in

Fig. 8.2 im wesentlichen ein Exzenterelement (6.4) verwendet ist.

Fig. 8.3 zeigt eine erweiterte Variante der Kolbenmaschine, mit auf einer Achse angeordneten und gegenüberliegenden Zylindern, in denen sich die Kolben hin und her bewegen. Die vorgesehene Geradführung ist an dieser Stelle sehr vorteilhaft, da hierdurch einerseits jeweils eine "saubere" Vorverdich 01621 00070 552 001000280000000200012000285910151000040 0002019507082 00004 01502tung in einem einzigen Zylinder durch doppeltwirksame Kolben möglich wird (Zweitaktzyklus) und andererseits die relative Geschwindigkeit der Führungs-/ bzw. Gleitpartner gegenüber herkömmlichen Kurbelschlaufenmotoren stark reduziert ausfällt.

Sonstige Bezugszeichen dienen der Orientierung und entsprechen im übrigen denen vorangegangener Abschnitte.

Fig. 9: Die Fig. 9.1 bis Fig. 9.4 zeigen Druck-, Volumen-Diagamme (p,V-D) bzw. Temperatur-, Entropie- Diagramme (T,s-D) für erfindungsgemäße Maschine auf der Basis der Fig. 1.3. Detaillierte Erläuterungen hierzu finden sich in der Beschreibung.

Fig. 10: zeigt eine vereinfachte Darstellung des Steuer- bzw. Regelsystems, inbesondere für erfindungsgemäße Maschine auf der Basis der Fig. 1.3. Die gestrichelten Linien an den Blöcken "Stellglied/Steuerorgan" sowie "ε_g<1, ε_g=1, ε_g<1" zeigen an, daß auch eine vom Regelkreis unabhängige (ggf. zusätzliche), zum Beispiel "manuelle", Veränderung der betreffenden Funktionselemente vorgenommen werden kann. Die Aufgabe der Steuer- oder Regelschleife ("Control-Loop") besteht im wesentlichen darin, den realen, tatsächlichen Betriebszustand der Maschine so nahe wie möglich an die für einen optimalen Kreisprozeß erforderlichen Bedingungen heranzuführen bzw. zu halten. Detailliertere Erläuterungen hierzu finden sich in der Beschreibung.

Claims (28)

1. Orbitales Hubgetriebe für insbesondere Verbrennungskraftmaschinen, dessen Hub zur Achse eines Sonnenrades (1) exzentrisch umlaufenden Mitnehmers mit einer Kurbel (2) ausgeführt ist und für den Zylinder (3) ein bereichsweise geführter Kolben (4) besteht, der zusammen mit einem Knickhebel (5) an einem die Führung vermittelnden Körper (6) mit der Maßgabe angreift, daß sich eine Einwirkung auf die Bewegungsbahn ergibt, wobei der Kolben in Antriebsverbindung mit einem schwingenden Getriebeelement (7) steht, und dabei ferner Kammern wechselnden Rauminhaltes bildet, während der Kolben geführt ist und der Knickhebel seine Knickstellung durchläuft, dadurch gekennzeichnet,
daß der Kolben (4) während seiner Bewegung in eine Bahn gesteuert ist, deren Form und Dimension durch einen Gelenkpunkt der Koppel (6) vorgegeben wird,
und daß während des Umlaufes die Kolbenbewegung entlang der Bahn durch den oberen Totpunkt (OT) und den unteren Totpunkt (UT) begrenzt wird, die durch den Abstand des Koppelgelenkpunktes in den Totlagenwinkeln der Kurbel definiert ist,
wobei das zur kinematischen Kette gehörende und der Koppel (6) mittelbar oder unmittelbar benachbarte Getriebeelement relativ zur Kurbel (2) eine Schwingbewegung ausführt.

2. Orbitales Hubgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß ein Gelenk der Koppel (6) wahlweise auf einer Bahn schwenkbar oder umlauffähig ausgeführt ist.

3. Orbitales Hubgetriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Koppel (6) mehrgelenkig, insbesondere zwei- oder dreigelenkig gestaltet ist.

4. Orbitales Hubgetriebe nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1, dadurch gekennzeichnet, daß das schwingende Getriebeelement (7) als Winkelhebel (7.9) ausgebildet ist wobei eine Gelenkstange in radialer Erstreckung vom Drehpunkt angeordnet ist.

5. Orbitales Hubgetriebe nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe im oberen Totpunkt (OT) über ein Getriebeelement verfügt, dessen räumliche Lage durch seine Koppelpunkte charakterisiert ist, dergestalt, daß von ihnen der im wesentlichen kürzeste mögliche Abstand zwischen Kolbenanlenkstelle (4.5) und Schwingendrehachse (7.4) eingenommen wird.

6. Orbitales Hubgetriebe nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß an der Koppel (6) eine Dreieckplatte ausgebildet ist, an deren einer Ecke ein vom Kolbenboden ausgehender und dort fest verbundener Bolzen oder Schaft angelenkt ist.

7. Orbitales Hubgetriebe nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß eine Einrichtung (91) existiert, die eine ein- und/oder feststellbare Positionierung des im Gehäusebereich (7.4) gelagerten Getriebeelementes ermöglicht.

8. Orbitales Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolbenanlenkstelle (4.5) und der Gelenkpunkt (7.5) der Schwinge über eine gemeinsame Achse verschwenkbar sind.

9. Orbitales Hubgetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß in der Beaufschlagungsfläche des Kolbens (4) eine sich in peripherer Richtung erstreckende Mulde (41) eingebracht ist, derart und in einem solchen Ausmaß, daß von ihr die obere Totpunktlage (OT) überfahren wird.

10. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das schwingende Getriebeelement aus zwei im wesentlichen parallelen Teilen (7.1 und 7.2) mit einem Abstand voneinander besteht, die über Anlenkstellen (7.5) bzw. (7.5′) und/oder (7.6) bzw. (7.6′) verfügen, zwischen denen ein Getriebeelement, mit insbesondere einem Pleuelauge (10.1), angelenkt ist.

11. Hubgetriebe nach mindestens einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet,
daß die Schwinge (7) integrierter Bestandteil des Kolbens (4) ist und über eine Anlenkstelle verfügt, die mit einem oberen Pleuelauge (10.1) gelenkig und kraftschlüssig verbunden ist,
wohingegen ein unteres Pleuelauge (10.2) an der Kurbel (2) derart angreift,
daß eine begrenzte Winkelbewegung entlang einer Kurvenbahn, insbesondere Kreisbogen, entsteht.

12. Hubgetriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Schwenkkolben (4) über eine Beaufschlagungsfläche (4.1) verfügt, die zu seiner Drehachse (4.3) im wesentlichen konzentrisch ausgeführt ist.

13. Hubgetriebe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (4) über zwei Beaufschlagungsflächen (4.1) und (4.2) verfügt, die in einem Winkel zueinander angeordnet sind und im wesentlichen den Kolbenboden bilden.

14. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Abtrieb über eine Exzenterwelle erfolgt auf deren Zapfen ein Pleuel gelagert ist, welches mit dem Kolben in kraftschlüssiger Verbindung steht, dadurch gekennzeichnet,
daß sich der Exzenterzapfen (2) im Bereich zwischen den Teilen (7.1 und 7.2) des schwingenden Getriebeelementes bewegt,
und dabei eine Ebene der in Axialrichtung der schwingenseitigen Drehachse (7.4) projizierten Achsschenkelfläche schneidet.

15. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Abtrieb über eine Welle erfolgt, deren Wange und exzentrischer Zapfen eine ungeteilte Einheit bilden und auf dem Zapfen ein Pleuel gelagert ist, welches mit dem Kolben in kraftschlüssiger Verbindung steht, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung zwischen Kolben (4) und Exzenter (2) durch eine einteilige Pleuelstange (10.3) erfolgt.

16. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß sich die verlängerte Verbindungslinie von Wellenmittelpunkt (1) und Schwingenlagerung (7.4) mit der Zylinderachse (3.1) unter einem Winkel schneiden.

17. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolbenanlenkstelle (4.5) an ein im wesentlichen symmetrisch ge­ staltetes Viergelenk-Getriebe mit angenäherter Geradführung befestigt ist.

18. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung von Schwinge (7) und Kolben (4) mittels eines exzentrisch wirkenden Teiles (6.4) erfolgt, das eine gekrümmte Lagerfläche aufweist, die auf einer bezüglich des Kolbens unveränderlichen Achse zentriert ist, und eine weitere gekrümmte Lagerfläche besitzt, die auf der Achse des Schwingenanlenkpunktes (7.5) fixiert und zentriert ist, wobei die Achsen in den von ihren Lagern begrenzten jeweiligen anderen Bereich fallen können.

19. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen Kolbenboden (4.0) und Kolbenschaft (4.9) ein führungsvermittelndes, linearverschiebliches Element (6) mit im wesentlichen einem Freiheitsgrad integriert ist.

20. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwinge (7) über eine Anlenkstelle (7.5) verfügt, die eine im wesentlichen kurvenförmige, insbesondere trochoidenförmige Außenkontur besitzt und mit einer korrespondierenden Innenkontur der kolbenseitigen Anlenkstelle (4.5) in Eingriff steht.

21. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolbenschaft (4.9) über ein kurbelschlaufenähnliches Getriebeglied, insbesondere Kulissenführung, mit der schwingenseitigen Anlenkstelle (7.5) in kraftschlüssiger Verbindung steht.

22. Hubgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die funktionelle Arbeitsweise der Einrichtung (91) in einen Regelkreis (80) integriert ist.

23. Hubgetriebe nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß dem Regelkreis (80) eine Sensorik angehört, welche den Betriebszustand des Motors (dis-/)kontinuierlich erfaßt und an eine Elektronik übergeben und letztere über eine (Auswertungs-)Logik verfügen kann, welche eine Kontrolle über die Betriebsweise eines Steuerorgans (71) ermöglicht, welches im oder am Versorgungstrakt eines Zylinders angebracht ist.

24. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß sich im oder am zylinderseitigen Brennraum speziell gestaltete Konturen befinden, die während des Kompressions- und/oder Expansionstaktes das Strömungsbild der Zylinderfüllung maßgeblich formen.

25. Hubgetriebe nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Abtrieb (1) mehrteilig ausgeführt ist, wobei dessen geteilte Segmente durch ein Getriebe, insbesondere Synchronisiergetriebe, miteinander in Verbindung stehen.

26. Verfahren zur Änderung des Kompressions- und/oder Expansionsverhältnisses einer Kolbenmaschine mit Hubgetriebe nach Anspruch 1 und mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, mit dem Verfahrensschritt des Vorsehens einer Einrichtung zur (Ein-/)Verstellung und/oder Änderung des geometrischen Kompressions- und/oder Expansions­ verhältnisses, gekennzeichnet durch folgende Verfahrensschritte:
Erzeugen von inkrementalen Ortsveränderungen des in (7.4) gelagerten Getriebegliedes aufgrund bekannter und/oder vorgegebener Lastzustandswerte des orbitalen Hubgetriebes.

27. Verfahren nach Anspruch 26, mit den Verfahrensschritten des Vorsehens eines Stellgliedes und eines Steuerorgans, welches im oder am Versorgungstrakt eines Zylinders angebracht ist, gekennzeichnet durch folgenden Verfahrensschritt:
Erzeugen von inkrementalen Betriebszuständen des Steuerorgans durch das Stellglied aufgrund bekannter und/oder vorgegebener Werte in Reaktion auf Ortsveränderungen des in (7.4) gelagerten Getriebegliedes.

28. Verfahren nach Anspruch 27, mit dem Verfahrensschritt des Vorsehens eines Regelkreises, in dem mindestens ein Sensor und mindestens ein Aktor integriert sind, welche den Betriebszustand des Zylinders erfassen bzw. verändern, gekennzeichnet durch folgende Verfahrensschritte:
Vorgabe und/oder Feststellen des aktuellen geometrischen Kompressions- und/oder Expansionsverhältnisses,
Erfassung des Betriebszustandes im Zylinder und/oder am Gehäuse mittels der Sensorik,
Weiterverarbeitung der gewonnenen Datensignale gemäß einer Logik innerhalb einer (Auswertungs-)Elektronik; und
Manipulierung des Steuerorgans durch einen Aktor bzw. Stellantrieb in Reaktion auf eine Zustandsänderung mit/ohne Überschreitung vorgegebener Grenzwerte.